JP3240245B2 - Method for estimating engagement capacity of hydraulically operated transmission - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】この発明は油圧作動式変速機の係
合容量推定方法に関し、より詳しくは車両用の油圧作動
式変速機の摩擦係合要素の係合容量、特に変速終了付近
（イナーシャ相終了付近）の係合容量を正確に推定する
ようにしたものに関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a method for estimating an engagement capacity of a hydraulically operated transmission, and more particularly, to an engagement capacity of a frictional engagement element of a hydraulically operated transmission for a vehicle, particularly near an end of a shift (inertia). (At the end of a phase).

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来、油圧作動式変速機の変速時におけ
るショックを防止するために、変速時のクラッチ、ブレ
ーキなどの摩擦係合要素へ供給される油圧を最適に制御
することを目的とした技術が、知られている。例えば、
特開昭６０−２０１１５２号公報記載の技術のように、
例えば入力軸などの変速時に回転変化を生じる部材の回
転速度の変化率が目標値に追従するように、摩擦係合要
素への供給油圧を制御するものが知られている。2. Description of the Related Art Conventionally, an object of the present invention is to optimally control the hydraulic pressure supplied to frictional engagement elements such as clutches and brakes during gear shifting in order to prevent shocks during shifting of a hydraulically operated transmission. The technology is known. For example,
As in the technique described in JP-A-60-201152,
For example, there is a known type that controls a hydraulic pressure supplied to a friction engagement element such that a rate of change of a rotation speed of a member that causes a rotation change during a gear shift such as an input shaft follows a target value.

【０００３】[0003]

【発明が解決しようとする課題】クラッチ、ブレーキな
どの摩擦係合要素に用いられる摩擦材は、その入力側と
出力側との差回転Δωに応じて摩擦係数μが変化する。
一般に、湿式摩擦係合要素においては、入出力間（クラ
ッチディスクとクラッチプレート間）に作動油（ＡＴ
Ｆ）が介在し、摩擦力は作動油の剪断抵抗に基づくが、
摩擦係数μは入出力間の相対回転速度（差回転）Δωが
小さいほど小さく、Δωが大きくなるにつれて徐々に大
きくなり、やがてΔωが所定値に達すると一定となるよ
うな特性を持っている。A friction material used for a friction engagement element such as a clutch or a brake has a friction coefficient .mu. Which varies in accordance with a differential rotation .DELTA..omega. Between an input side and an output side.
Generally, in a wet friction engagement element, hydraulic oil (AT) is provided between input and output (between a clutch disc and a clutch plate).
F) intervenes and the frictional force is based on the shear resistance of the hydraulic oil,
The friction coefficient μ has such characteristics that it decreases as the relative rotation speed (difference rotation) Δω between input and output decreases, increases gradually as Δω increases, and becomes constant when Δω reaches a predetermined value.

【０００４】よって、特に変速終了付近（イナーシャ相
終了付近）において摩擦係数μが高から低へと変化する
ために、摩擦係合要素の係合力（係合油圧）を適正に制
御しないと、ショックが生じる恐れがある。前記した従
来技術においては、目標値にこの点が考慮されていない
ため、変速完了時に急激に摩擦係合要素が完全係合して
ショックが生じる恐れがあった。Therefore, since the friction coefficient μ changes from high to low especially near the end of the gear shift (near the end of the inertia phase), unless the engagement force (engagement hydraulic pressure) of the friction engagement element is properly controlled, a shock occurs. May occur. In the above-described prior art, since this point is not taken into account in the target value, there is a possibility that the frictional engagement element will be completely engaged suddenly at the time of completion of the shift, causing a shock.

【０００５】[0005]

【課題を解決するための手段】上記の目的を解決するた
めにこの発明は以下のように構成した。後述する符合を
付して説明すると、請求項１項において、油圧作動式の
摩擦係合要素（クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４Ｒ）を
備える車両用変速機（自動変速機Ｔ）における前記該摩
擦係合要素の係合容量ＴONＩ(t) を前記摩擦係合要素の
摩擦係数μを用いて推定する方法において、前記摩擦係
合要素を係合させる変速時に、その終了近傍（イナーシ
ャ相終了近傍）において前記推定に用いる摩擦係数の値
を所定のタイミング（持ち替えポイント）で持ち替える
と共に、前記所定のタイミングを前記変速機の入力回転
数（メインシャフト回転数ＮM ）、または機関回転数Ｎ
ｅとスロットル開度θTHの中のいずれかに基づいて修正
する如く構成した。In order to solve the above-mentioned object, the present invention is configured as follows. In the following description, the friction is applied to a vehicle transmission (automatic transmission T) including a hydraulically operated friction engagement element (clutches C1, C2, C3, C4R) according to claim 1. In the method of estimating the engagement capacity TONI (t) of the engagement element by using the friction coefficient μ of the friction engagement element, at the time of a gearshift for engaging the friction engagement element, near the end thereof (near the end of the inertia phase). wherein with Mochikaeru a value predetermined timing friction coefficients used for estimating (point dimensional worlds), input speed of the transmission of the predetermined timing (the main shaft speed NM), or the engine speed N in
e and the throttle opening .theta.TH .

【０００６】請求項２項にあっては、前記摩擦係数の値
の持ち替えが、高摩擦係数を低摩擦係数とするものであ
る如く構成した。According to a second aspect of the present invention, the change of the value of the friction coefficient is such that a high friction coefficient is changed to a low friction coefficient.

【０００７】請求項３項にあっては、前記所定のタイミ
ングは、前記変速機の入力回転数または前記入力回転数
に相当する値が高い程早くなるように修正される如く構
成した。[0007] According to claim 3, wherein, the predetermined timing is configured as a value corresponding to the input speed or the input speed of the transmission is corrected so as to quickly higher.

【０００８】[0008]

【０００９】[0009]

【作用】請求項１項に係る油圧作動式変速機の係合容量
推定方法においては、摩擦係合要素を係合させる変速時
に、その終了近傍において前記推定に用いる摩擦係数の
値を所定のタイミングで持ち替えると共に、前記所定の
タイミングを前記変速機の入力回転数、または機関回転
数とスロットル開度の中のいずれかに基づいて修正する
如く構成したので、変速終了付近の摩擦係合要素の係合
容量を正確に把握することができ、例えば前述の従来技
術における回転変化の目標値を最適に設定することも可
能となる。尚、ここで「摩擦係合要素」とはクラッチ、
ブレーキなどを意味する。In the method for estimating the engagement capacity of a hydraulically operated transmission according to the first aspect, the value of the friction coefficient used for the estimation is determined at a predetermined timing near the end of the shift when the friction engagement element is engaged. Mochikaeru together, input speed of the transmission to the predetermined timing or engine, with
Since the correction is made based on either the number or the throttle opening, the engagement capacity of the friction engagement element in the vicinity of the end of the shift can be accurately grasped. It is also possible to optimally set the target value. Here, the “friction engagement element” is a clutch,
It means brake and so on.

【００１０】請求項２項にあっては、前記摩擦係数の値
の持ち替えが、高摩擦係数を低摩擦係数とするものであ
る如く構成したので、変速終了付近の摩擦係合要素の係
合容量を一層正確に把握することができ、例えば前述の
従来技術における回転変化の目標値を最適に設定するこ
とも可能となる。According to the second aspect of the present invention, the change of the friction coefficient value is changed so that the high friction coefficient is changed to the low friction coefficient. Can be grasped more accurately, and for example, it is possible to optimally set the target value of the rotation change in the above-described conventional technology.

【００１１】請求項３項にあっては、前記所定のタイミ
ングは、前記変速機の入力回転数または前記入力回転数
に相当する値が高い程早くなるように修正される如く構
成したので、入力回転数などの上昇に伴う発熱量の増加
をも反映させることができ、変速終了付近の摩擦係合要
素の係合容量を更に一層正確に把握することができ、例
えば前述の従来技術における回転変化の目標値を最適に
設定することも可能となる。[0011] In the claim 3, wherein said predetermined timing, the value corresponding to the input speed or the input speed of the transmission is constructed as being modified to be faster the higher the input It is possible to reflect an increase in the amount of heat generated by an increase in the rotation speed and the like, and it is possible to more accurately grasp the engagement capacity of the friction engagement element near the end of the gear shift. Can be set optimally.

【００１２】[0012]

【００１３】前記入力回転数に相当する値は、より具体
的には請求項４項に記載する如く、機関回転数またはス
ロットル開度のいずれかである如く構成した。[0013] More specifically, the value corresponding to the input rotational speed is configured to be either the engine rotational speed or the throttle opening as described in claim 4.

【００１４】[0014]

【実施例】以下、添付図面に即してこの発明の実施例を
説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.

【００１５】図１はこの発明にかかる油圧作動式変速機
の係合容量推定方法を実現する油圧作動式変速機の制御
装置を全体的に示す概略図である。FIG. 1 is a schematic diagram generally showing a control device of a hydraulically operated transmission which realizes a method for estimating an engagement capacity of a hydraulically operated transmission according to the present invention.

【００１６】以下説明すると、車両用の自動変速機Ｔ
は、内燃機関Ｅのクランクシャフト１にロックアップ機
構Ｌを有するトルクコンバータ２を介して接続されたメ
インシャフトＭＳと、このメインシャフトＭＳに複数の
ギヤ列を介して接続されたカウンタシャフトＣＳとを備
える。In the following, an automatic transmission T for a vehicle will be described.
A main shaft MS connected to a crankshaft 1 of an internal combustion engine E via a torque converter 2 having a lock-up mechanism L, and a counter shaft CS connected to the main shaft MS via a plurality of gear trains. Prepare.

【００１７】メインシャフトＭＳには、メイン１速ギヤ
３、メイン２速ギヤ４、メイン３速ギヤ５、メイン４速
ギヤ６、およびメインリバースギヤ７が支持される。ま
た、カウンタシャフトＣＳには、メイン１速ギヤ３に噛
合するカウンタ１速ギヤ８、メイン２速ギヤ４と噛合す
るカウンタ２速ギヤ９、メイン３速ギヤ５に噛合するカ
ウンタ３速ギヤ１０、メイン４速ギヤ６に噛合するカウ
ンタ４速ギヤ１１、およびメインリバースギヤ７にリバ
ースアイドルギヤ１３を介して接続されるカウンタリバ
ースギヤ１２が支持される。On the main shaft MS, a first main gear 3, a second main gear 4, a third main gear 5, a fourth main gear 6, and a main reverse gear 7 are supported. On the counter shaft CS, a counter first gear 8 meshing with the main first gear 3, a counter second gear 9 meshing with the main second gear 4, a counter third gear 10 meshing with the main third gear 5, A counter fourth gear 11 meshing with the main fourth gear 6 and a counter reverse gear 12 connected to the main reverse gear 7 via a reverse idle gear 13 are supported.

【００１８】上記において、メインシャフトＭＳに相対
回転自在に支持されたメイン１速ギヤ３を１速用油圧ク
ラッチＣ１でメインシャフトＭＳに結合すると、１速変
速段が確立する。１速用油圧クラッチＣ１は、２速〜４
速変速段の確立時にも係合状態に保持されるため、カウ
ンタ１速ギヤ８は、ワンウェイクラッチＣＯＷを介して
支持される。メインシャフトＭＳに相対回転自在に支持
されたメイン２速ギヤ４を２速用油圧クラッチＣ２でメ
インシャフトＭＳに結合すると、２速変速段が確立す
る。カウンタシャフトＣＳに相対回転自在に支持された
カウンタ３速ギヤ１０を３速用油圧クラッチＣ３でカウ
ンタシャフトＣＳに結合すると、３速変速段が確立す
る。In the above, when the main first speed gear 3 rotatably supported by the main shaft MS is connected to the main shaft MS by the first speed hydraulic clutch C1, the first speed is established. 1st speed hydraulic clutch C1 is 2nd to 4th
Since the engaged state is maintained even when the gear stage is established, the first-speed counter gear 8 is supported via the one-way clutch COW. When the main second speed gear 4 rotatably supported by the main shaft MS is coupled to the main shaft MS by the second speed hydraulic clutch C2, the second speed is established. When the counter third speed gear 10 rotatably supported by the counter shaft CS is coupled to the counter shaft CS by a third speed hydraulic clutch C3, a third speed is established.

【００１９】カウンタシャフトＣＳに相対回転自在に支
持されたカウンタ４速ギヤ１１をセレクタギヤＳＧでカ
ウンタシャフトＣＳに結合した状態で、メインシャフト
ＭＳに相対回転自在に支持されたメイン４速ギヤ６を４
速−リバース用油圧クラッチＣ４ＲでメインシャフトＭ
Ｓに結合すると、４速変速段が確立する。カウンタシャ
フトＣＳに相対回転自在に支持されたカウンタリバース
ギヤ１２をセレクタギヤＳＧでカウンタシャフトＣＳに
結合した状態で、メインシャフトＭＳに相対回転自在に
支持されたカウンタリバースギヤ７を前記４速−リバー
ス用油圧クラッチＣ４ＲでメインシャフトＭＳに結合す
ると、後進変速段が確立する。In a state where the counter fourth speed gear 11 rotatably supported on the counter shaft CS is connected to the counter shaft CS by the selector gear SG, the main fourth speed gear 6 rotatably supported on the main shaft MS is connected to the fourth gear.
Speed-reverse hydraulic clutch C4R with main shaft M
When engaged with S, the fourth gear is established. In a state where the counter reverse gear 12 relatively rotatably supported on the counter shaft CS is coupled to the counter shaft CS by the selector gear SG, the counter reverse gear 7 rotatably supported on the main shaft MS is connected to the fourth speed-reverse gear. When the hydraulic clutch C4R is engaged with the main shaft MS, the reverse gear is established.

【００２０】そして、カウンタシャフトＣＳの回転は、
ファイナルドライブギヤ１４およびファイナルドリブン
ギヤ１５を介してディファレンシャルＤに伝達され、そ
れから左右のドライブシャフト１６，１６を介して駆動
輪Ｗ，Ｗに伝達される。The rotation of the counter shaft CS is
Is transmitted to the differential D through a final drive gear 14 and fan Lee null driven gear 15, then the driving wheel W through left and right drive shafts 16 and 16, is transmitted to the W.

【００２１】そして、カウンタシャフトＣＳの回転は、
ファイナルドライブギヤ１４およびフィイナルドリブン
ギヤ１５を介してディファレンシャルＤに伝達され、そ
れから左右のドライブシャフト１６，１６を介して駆動
輪Ｗ，Ｗに伝達される。The rotation of the counter shaft CS is
The power is transmitted to the differential D via the final drive gear 14 and the final driven gear 15, and then transmitted to the drive wheels W, W via the left and right drive shafts 16, 16.

【００２２】ここで、内燃機関Ｅの吸気路（図示せず）
に配置されたスロットル弁（図示せず）の付近には、そ
の開度θTHを検出するスロットル開度センサＳ１が設け
られる。またファイナルドリブンギヤ１５の付近には、
ファイナルドリブンギヤ１５の回転速度から車速Ｖを検
出する車速センサＳ２が設けられる。更に、クランクシ
ャフト１の付近には、その回転から機関回転数Ｎｅを検
出するクランク角センサＳ３が設けられる。Here, the intake passage of the internal combustion engine E (not shown)
A throttle opening sensor S1 for detecting the opening θTH is provided in the vicinity of a throttle valve (not shown) disposed at the position. In the vicinity of the final driven gear 15,
A vehicle speed sensor S2 for detecting the vehicle speed V from the rotation speed of the final driven gear 15 is provided. Further, near the crankshaft 1, a crank angle sensor S3 for detecting the engine speed Ne from the rotation thereof is provided.

【００２３】また、メインシャフトＭＳの付近にはその
回転を通じて変速機の入力軸回転数ＮM を検出する入力
軸回転数センサＳ４が設けられると共に、カウンタシャ
フトＣＳの付近にはその回転を通じて変速機の出力軸回
転数ＮC を検出する出力軸回転数センサＳ５が設けられ
る。更に、車両運転席床面に装着されたシフトレバー
（図示せず）の付近には、Ｐ，Ｒ，Ｎ，Ｄ４，Ｄ３，
２，１の７種のポジションの中、運転者が選択したポジ
ションを検出するシフトレバーポジションセンサＳ６が
設けられる。In the vicinity of the main shaft MS, there is provided an input shaft speed sensor S4 for detecting the input shaft speed NM of the transmission through its rotation, and in the vicinity of the counter shaft CS through the rotation thereof. An output shaft speed sensor S5 for detecting the output shaft speed NC is provided. Further, P, R, N, D4, D3, and P3 are located near a shift lever (not shown) mounted on the floor of the vehicle driver's seat.
A shift lever position sensor S6 for detecting a position selected by the driver among the seven positions 2, 1 is provided.

【００２４】またドライブシャフト１６の付近には、そ
の駆動力（駆動トルク）ＴDSを検出するトルクメータＳ
７が設けられる。これらセンサＳ１などの出力は、ＥＣ
Ｕ（電子制御ユニット）に送られる。In the vicinity of the drive shaft 16, a torque meter S for detecting the drive force (drive torque) TDS is provided.
7 are provided. The output of these sensors S1 etc. is EC
U (electronic control unit).

【００２５】ＥＣＵはＣＰＵ１７、ＲＯＭ１８、ＲＡＭ
１９、入力回路２０および出力回路２１からなるマイク
ロ・コンピュータから構成され、前記したセンサＳ１な
どの出力は、入力回路２０を介してマイクロ・コンピュ
ータ内に入力される。マイクロ・コンピュータにおいて
ＣＰＵ１７はシフト位置（変速段）を決定し、出力回路
２１を通じて油圧制御回路ＯのシフトソレノイドＳＬ
１，ＳＬ２を励磁・非励磁することによって図示しない
シフトバルブを切り替え、所定のギヤ段の油圧クラッチ
を解放・締結する。The ECU is a CPU 17, a ROM 18, a RAM
19, a microcomputer comprising an input circuit 20 and an output circuit 21. Outputs of the above-mentioned sensor S1 and the like are input into the microcomputer via the input circuit 20. In the microcomputer, the CPU 17 determines a shift position (gear position), and the shift solenoid SL of the hydraulic control circuit O through the output circuit 21.
A shift valve (not shown) is switched by exciting / de-energizing 1, SL2, and a hydraulic clutch of a predetermined gear stage is released / engaged.

【００２６】尚、符号ＳＬ３，ＳＬ４は、トルクコンバ
ータ２のロックアップ機構ＬのＯＮ／ＯＦＦ制御用ソレ
ノイドおよび容量制御ソレノイドである。また、符号Ｓ
Ｌ５は、クラッチ油圧制御用のリニアソレノイドであ
る。尚、符号Ｓ８は、クラッチＣ２〜Ｃ４Ｒのクラッチ
油圧を検出する３個のプレッシャヘッドを総称的に示
す。Reference numerals SL3 and SL4 denote an ON / OFF control solenoid and a capacity control solenoid of the lock-up mechanism L of the torque converter 2. Also, the symbol S
L5 is a linear solenoid for clutch hydraulic pressure control. Reference numeral S8 generically indicates three pressure heads that detect clutch oil pressures of the clutches C2 to C4R.

【００２７】図３は、実施例に係る油圧作動式変速機の
係合容量の推定方法を示すフロー・チャートである。
尚、このプログラムは、例えば２０ｍｓごとに起動され
る。図４はその作業を説明するタイミング・チャートで
ある。FIG. 3 is a flowchart showing a method for estimating the engagement capacity of the hydraulically operated transmission according to the embodiment.
This program is started, for example, every 20 ms. FIG. 4 is a timing chart for explaining the operation.

【００２８】以下説明すると、先ず、Ｓ１０で入力トル
クＴE を算出する。First, in step S10, the input torque TE is calculated.

【００２９】入力トルクＴE は、検出した機関回転数と
吸気圧力ないしはスロットル開度などの機関負荷とから
所定の特性に従って検索した値にトルクコンバータ２の
トルク比を乗じて、トルク相開始時点の変速機の入力ト
ルクとして算出される。尚、その時点以降の入力トルク
ＴE は図４に示す如く、直線補間で求める。尚、入力ト
ルクＴE は、トルクメータＳ７を通じて検出するドライ
ブシャフト１６に作用するトルクＴDSにギヤ比を乗じて
算出しても良い。The input torque TE is obtained by multiplying a value retrieved from the detected engine speed and the engine load such as the intake pressure or the throttle opening in accordance with predetermined characteristics by the torque ratio of the torque converter 2 to obtain a shift at the start of the torque phase. It is calculated as the input torque of the machine. Note that the input torque TE after that time is obtained by linear interpolation as shown in FIG. The input torque TE may be calculated by multiplying the torque TDS acting on the drive shaft 16 detected through the torque meter S7 by a gear ratio.

【００３０】続いて、Ｓ１２に進んで係合（オン）側ク
ラッチのトルク相における係合容量（トルク伝達容量）
ＴONを求める。これは、前記メインシャフトＭＳ上に換
算した値として求める。Then, the program proceeds to S12, in which the engagement capacity (torque transmission capacity) in the torque phase of the engagement (on) side clutch is determined.
Ask for TON. This is obtained as a value converted on the main shaft MS.

【００３１】係合側クラッチの係合容量は一般的には、
クラッチに作用する油圧などを検出して後述の公知の式
を用いて算出されるが、この実施例の場合、図４タイ
ミング・チャートにおいて変速中の入力軸トルクＴT
（符号ａで示す）を反転させると係合側クラッチのトル
ク伝達容量ＴON（符号ｂで示す）に相似する点に着目
し、即ち、変速機の出力トルクの引き込みは摩擦係合要
素の係合力の上昇により惹起されると言う認識の下に、
トルク相の容量を油圧を用いずに推定するようにした。The engagement capacity of the engagement side clutch is generally
The hydraulic pressure or the like acting on the clutch is detected and calculated using a well-known formula described later. In the case of this embodiment, the input shaft torque TT during gear shifting in the timing chart of FIG.
Note that reversing (denoted by a) is similar to the torque transmission capacity TON (denoted by b) of the on-coming clutch, that is, pulling in the output torque of the transmission is the engagement force of the friction engagement element. With the recognition that it is caused by the rise of
The capacity of the torque phase is estimated without using the oil pressure.

【００３２】尚、イナーシャ相の容量は後述の公知の式
を用いて算出し、また両相の間で算出手法が異なるこ
とによる不連続性を整合する。図４のタイミング・チャ
ートに、それら３つのゾーンをイ、ロ、ハで示す。The capacity of the inertia phase is calculated by using a well-known formula described later, and the discontinuity caused by the difference in the calculation method between the two phases is matched. In the timing chart of FIG. 4, these three zones are indicated by a, b, and c.

【００３３】このように、トルク相においては、係合側
クラッチのトルク伝達容量は、先に求めた入力トルクＴ
E と、ドライブシャフトトルクＴDSのメインシャフトＭ
Ｓ上の換算トルクＴT の差から以下の如く計算する。 ＴON(t) ＝｛ＴE(t)−ＴT(t)｝×ｉoff/( ｉoff −ｉon) ．． ここで、ｔは時刻を、ｉoff は解放側のギヤ比を、ｉon
は係合側のギヤ比を示す。As described above, in the torque phase, the torque transmission capacity of the on-coming clutch is determined by the input torque T obtained earlier.
E and main shaft M of drive shaft torque TDS
The following calculation is made from the difference between the converted torques TT on S. TON (t) = {TE (t) −TT (t)} × ioff / (ioff−ion). . Here, t is the time, ioff is the gear ratio on the release side, and ion
Indicates the gear ratio on the engagement side.

【００３４】即ち、係合側の摩擦係合要素の係合容量Ｔ
ONは、変速開始前の入力軸トルクＴE と変速中の入力軸
トルクＴT の差を求め、それにギヤ比を勘案して求め
る。That is, the engagement capacity T of the engagement-side frictional engagement element
ON is determined by calculating the difference between the input shaft torque TE before shifting and the input shaft torque TT during shifting, and taking the gear ratio into account.

【００３５】これについて更に敷衍すると、出力軸上の
トルクＴOUT は、以下のように求められる。図５に使用
パラメータを図示する。 ＴOUT ＝ＴOFF ×ｉoff ＋ＴON×ｉon ＝（ＴIN−ＴON）×ｉoff ＋ＴON×ｉon ＝（ＴIN×ｉoff ）−ＴON×（ｉoff −ｉon） ここで、ＴOFF:解放側の摩擦係合要素の係合容量、ｉof
f:現在変速段のギヤ比、ｉon: 行先変速段のギヤ比、Ｔ
IN: 変速機入力軸（メインシャフトＭＳ）上に作用する
トルク、である。To further expand on this, the torque TOUT on the output shaft is obtained as follows. FIG. 5 illustrates the parameters used. TOUT = TOFF × ioff + TON × ion = (TIN−TON) × ioff + TON × ion = (TIN × ioff) −TON × (ioff−ion) where TOFF: engagement capacity of the frictional engagement element on the release side, iof
f: gear ratio of the current gear stage, ion: gear ratio of the destination gear stage, T
IN: Torque acting on the transmission input shaft (main shaft MS).

【００３６】更に、以下の関係が成り立つ。 ＴON＝（ＴIN×ｉoff −ＴOUT ）／（ｉoff −ｉon）．． ＴOUT ＝ＴT(t)×ｉoff ．． ＴIN ＝ＴE (t) ．． よって、式からが導かれる。Further, the following relationship is established. TON = (TIN × ioff-TOUT) / (ioff-ion). . TOUT = TT (t) × ioff. . TIN = TE (t). . Therefore, the following is derived from the equation.

【００３７】尚、変速中の入力軸トルクＴT (t) は、以
下のように求める。 ＴT ＝２×ＴDS(t) ／（ｉfinal ×ｉoff ×η） ここで、ＴDS(t):時刻ｔにおいて前記したトルクメータ
Ｓ７を介して得られるドライブシャフト１６上に作用す
るトルク、ｉfinal:最終ギヤ比、η: 伝達効率（攪拌抵
抗など種々の損失を勘案して例えば０．９とする）を示
す。尚、式中で２を乗じるのは、変速機から出力される
トルクが均等に左右の２本のドライブシャフトに伝達さ
れる直進走行と仮定した上でトルク値を求めるためであ
る。It should be noted that the input shaft torque TT (t) during shifting is obtained as follows. TT = 2.times.TDS (t) / (ifal.times.ioff.times..eta.) Where TDS (t): torque acting on the drive shaft 16 at the time t via the torque meter S7, ifinal: final gear Ratio, η: Transmission efficiency (for example, 0.9 in consideration of various losses such as stirring resistance). It should be noted that multiplying by 2 in the equation is for obtaining the torque value on the assumption that the torque output from the transmission is transmitted straight to the two drive shafts on the left and right sides of the transmission.

【００３８】続いてＳ１４に進み、イナーシャ相での係
合側クラッチの係合容量ＴONを算出する。Subsequently, the program proceeds to S14, in which the engagement capacity TON of the engagement-side clutch in the inertia phase is calculated.

【００３９】イナーシャ相での係合容量は、以下の計算
式で求める。尚、イナーシャ相初期では当該クラッチの
作動室に作動油（ＡＴＦ）が、僅かながらも気泡の混入
によりフルチャージされてはいないが、計算の都合上、
フルチャージされているものと仮定する。 ＴONＩ(t) ＝μ×２ｎ×Ｒm ×｛ＰON(t) ×Ａpis ＋Ｆ
ε−Ｆrtn ｝．．． ここで、μ：摩擦係数、ｎ：クラッチディスク枚数
（尚、両面に摩擦材を貼った構造を使用するため２を乗
じる）、Ｒm ：クラッチディスク有効半径、ＰON：当該
係合クラッチの油圧、Ａpis ：ピストン受圧面積、Ｆrt
n ：リターンスプリング荷重を示す。The engagement capacity in the inertia phase is determined by the following formula. In the initial stage of the inertia phase, the working oil (ATF) is not fully charged to the working chamber of the clutch due to the mixing of air bubbles, though slightly.
Assume that it is fully charged. TONI (t) = μ × 2n × Rm × ｛PON (t) × Apis + F
ε-Frtn III. . . Here, μ: coefficient of friction, n: number of clutch disks (multiplied by 2 to use a structure in which friction material is stuck on both sides), Rm: effective radius of clutch disk, PON: hydraulic pressure of the engaging clutch, Apis : Piston receiving area, Frt
n: Indicates the return spring load.

【００４０】また、Ｆεは、作動室の作動油に働く遠心
力による圧力を示し、以下の式で求められる。 Ｆε＝（πρ／４ｇ）×ω² ×Ｒout ここで、ρ：ＡＴＦ密度、Ｒout ：ピストン外径を示
す。Fε indicates the pressure due to the centrifugal force acting on the working oil in the working chamber, and is obtained by the following equation. Fε = (πρ / 4g) × ω ² × Rout where ρ: ATF density, Rout: piston outer diameter.

【００４１】また、回転数ωは、以下のように求められ
る。即ち、メインシャフトＭＳ上にクラッチがあるとき
の値は ω＝Ｎｅ(t) ×ＥＴＲ(t) で求められる。またカウンタシャフトＣＳ上にクラッチ
があるときの値は、 ω＝Ｎｅ（ＴINT ）×ＥＴＲ（ＴINT ）／ｉoff で求められる。The rotation speed ω is obtained as follows. That is, the value when the clutch is on the main shaft MS is obtained by ω = Ne (t) × ETR (t). The value when the clutch is on the countershaft CS is obtained by ω = Ne (TINT) × ETR (TINT) / ioff.

【００４２】尚、カウンタシャフトＣＳ上のω値は、駆
動輪Ｗと直結していることから、ほぼ一定と考えられる
ため、時間ｔにより変化するＮｅ(t) ではなく、イナー
シャ相開始時点の機関回転数Ｎｅ（ＴINT ）を使用す
る。ここで、ＴINT ：イナーシャ開始時点、ＥＴＲ：ト
ルクコンバータ滑り率、を示す。Since the ω value on the counter shaft CS is considered to be substantially constant because it is directly connected to the drive wheel W, it is not Ne (t) that changes with time t, but the engine at the start of the inertia phase. The rotation speed Ne (TINT) is used. Here, TINT: the moment of inertia start, and ETR: the torque converter slip ratio.

【００４３】また、差回転Δωは、 Δω＝Ｎｅ(t) ×ＥＴＲ(t) ×｛１−ＥＣＬ２(t) ｝ で求められる。ここで、ＥＬＣ２は、変速指令と同時に
計算を開始する係合側クラッチの滑り率を示す。The differential rotation Δω is obtained by the following equation: Δω = Ne (t) × ETR (t) × {1-ECL2 (t)} Here, ELC2 indicates the slip ratio of the on-coming clutch which starts the calculation at the same time as the shift command.

【００４４】ここで、摩擦係数μについて説明を補足す
る。Here, the description of the friction coefficient μ will be supplemented.

【００４５】実施例で使用するクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ
３，Ｃ４Ｒの摩擦係数μの特性は図２に示した通りであ
るが、摩擦係数μは前述の如く、差回転Δωに応じて増
加し、差回転Δωが所定値に達したところで一定とな
る。このことは変速終了付近（イナーシャ相終了付近）
で摩擦係数μが高から低へと変化し、係合容量が低下す
ることを意味する。The clutches C1, C2, C used in the embodiment
3, the characteristics of the friction coefficient μ of C4R are as shown in FIG. 2. However, as described above, the friction coefficient μ increases according to the differential rotation Δω, and becomes constant when the differential rotation Δω reaches a predetermined value. . This is near the end of gear shifting (near the end of inertia phase).
Means that the friction coefficient μ changes from high to low, and the engagement capacity decreases.

【００４６】従って、この実施例では図４に示す如く、
イナーシャ相終了近傍で摩擦係数μを強制的に、使用す
るクラッチの最大値（具体的には０．１２）から最小値
（具体的には０．０８）に向けて段階的（実施例では３
段階）に持ち替えるようにした。Therefore, in this embodiment, as shown in FIG.
Near the end of the inertia phase, the friction coefficient μ is forcibly changed from the maximum value (specifically, 0.12) of the clutch to be used to the minimum value (specifically, 0.08) in a stepwise manner (3 in the embodiment).
Stage).

【００４７】また、この持ち替え開始ポイントは、変速
終了近傍に相当するパラメータ、例えば変速開始時の機
関回転数と現在段ギヤ比とから求めた変速終了時の予測
機関回転数Ｎｅないしはメインシャフト回転数ＮM 、あ
るいはクラッチの入出力回転数の比較値（スリップ率Ｅ
ＣＬ、差回転）などから設定することになるが、この実
施例では、この持ち替え開始ポイントを、変速過渡時の
機関回転数Ｎｅまたはメインシャフト回転数ＮM の最大
値に基づいて持ち替えるようにした。The switching start point is determined by a parameter corresponding to the vicinity of the end of the shift, for example, a predicted engine speed Ne at the end of the shift obtained from the engine speed at the start of the shift and the current gear ratio, or a main shaft speed. NM or the comparison value of the input / output rotational speed of the clutch (slip ratio E
CL, differential rotation) or the like, but in this embodiment, the switching start point is changed based on the maximum value of the engine speed Ne or the main shaft speed NM at the time of shift transition.

【００４８】その理由は、差回転Δωに対する摩擦係数
μの特性が温度によって異なり、温度が高いほど低くな
るからである。The reason is that the characteristic of the friction coefficient .mu. With respect to the differential rotation .DELTA..omega. Differs depending on the temperature, and becomes lower as the temperature becomes higher.

【００４９】即ち、車速が同一、換言すればカウンタシ
ャフト回転数ＮC が同一ならば、変速機入力軸回転数
（メインシャフト回転数ＮM ）が高いほど、変速完了ま
での摩擦による発熱量が大きくなり、温度上昇が大きく
なる。つまり、機関回転数Ｎｅ（ないしはメインシャフ
ト回転数ＮM ）が高いほど、図６に示す如く、摩擦係数
μの低下タイミングも早くなることから、式に用いる
摩擦係数μの最大値から最小値への持ち替えタイミング
を早めるようにした。That is, if the vehicle speed is the same, in other words, if the countershaft rotation speed NC is the same, the higher the transmission input shaft rotation speed (main shaft rotation speed NM), the larger the amount of heat generated by friction until the shift is completed. , The temperature rise becomes large. That is, as the engine speed Ne (or the main shaft speed NM) is higher, the timing of the decrease of the friction coefficient μ is earlier as shown in FIG. 6, so that the friction coefficient μ used in the equation is changed from the maximum value to the minimum value. Changed the timing of changing hands.

【００５０】尚、機関回転数Ｎｅ（ないしはメインシャ
フト回転数ＮM ）はスロットル開度θTHに比例して増加
するので、持ち替え開始ポイントは機関回転数Ｎｅ（な
いしはメインシャフト回転数ＮM ）に代えてスロットル
開度θTHで持ち替えても良い。Since the engine speed Ne (or the main shaft speed NM) increases in proportion to the throttle opening θTH, the switching start point is changed to the throttle speed instead of the engine speed Ne (or the main shaft speed NM). It may be possible to change the opening degree θTH.

【００５１】続いてＳ１６に進み、トルク相−イナーシ
ャ相の整合を行う。Then, the program proceeds to S16, where the torque phase and the inertia phase are matched.

【００５２】これは、先に述べたように、トルク相とイ
ナーシャ相とで係合容量を異なる手法で求めることか
ら、求めた値が、スムーズにつながるように補正する作
業である。具体的には図４にハで示すように、トルク相
の値とイナーシャ相の値とを直線補間で整合する。As described above, since the engagement capacity is obtained by different methods for the torque phase and the inertia phase as described above, this is an operation for correcting the obtained values so that they are smoothly connected. Specifically, as shown by C in FIG. 4, the torque phase value and the inertia phase value are matched by linear interpolation.

【００５３】より具体的には、トルクの最引き込み点で
トルク相からイナーシャ相へと移行することから、移行
時点からｔ１時間後の油圧ＰONの上昇分を推定する。こ
れはプレッシャヘッドＳ８の出力から油圧の上昇割合を
検知し、ｔ１時間後の油圧上昇分を推定して行う（リニ
アソレノイドＳＬ５への指令値から推定しても良い）。More specifically, since the phase shifts from the torque phase to the inertia phase at the point where the torque is most drawn, the rise in the hydraulic pressure PON at time t1 after the shift is estimated. This is performed by detecting the rate of increase in oil pressure from the output of the pressure head S8 and estimating the amount of increase in oil pressure after time t1 (may be estimated from the command value to the linear solenoid SL5).

【００５４】そして、推定した油圧ＰONを前述した式
に代入してｔ１時間後のイナーシャ相の係合容量を推定
し、移行時点の係合容量との間を直線で結ぶ。即ち、ｔ
１時間中のトルク伝達容量は、その間の直線補間で求め
る。Then, the estimated hydraulic pressure PON is substituted into the above equation to estimate the engagement capacity of the inertia phase after time t1, and a straight line is connected to the engagement capacity at the time of transition. That is, t
The torque transmission capacity during one hour is determined by linear interpolation during that time.

【００５５】また、補正時間ｔ１は、クラッチ回転数
（前記したω）によって持ち替えることとする。それ
は、クラッチ回転数が高いと、クラッチに通常設けられ
る遠心圧排出用のチェックバルブの閉弁が高圧にならな
いと行われないため、クラッチ回転数が高いときは補正
時間ｔ１を長くする。逆に、クラッチ回転数が低いと、
換言すれば、チェックバルブの閉弁が低圧で行われるた
め、補正時間ｔ１は短くする。尚、補正時間ｔ１は、ク
ラッチ回転数の他に、例えばクラッチ圧で持ち替えても
良く、クラッチ圧が高いほどチェックバルブが早く閉弁
するため、クラッチ圧が高いほど補正時間ｔ１を短くす
れば良い。The correction time t1 is changed according to the clutch rotational speed (ω described above). When the clutch rotation speed is high, the check valve for discharging the centrifugal pressure, which is usually provided in the clutch, is not closed until the pressure becomes high. Therefore, when the clutch rotation speed is high, the correction time t1 is lengthened. Conversely, if the clutch speed is low,
In other words, since the closing of the check valve is performed at a low pressure, the correction time t1 is shortened. It should be noted that the correction time t1 may be changed, for example, by the clutch pressure in addition to the clutch rotation speed. The higher the clutch pressure, the sooner the check valve closes. Therefore, the higher the clutch pressure, the shorter the correction time t1. .

【００５６】この実施例では、変速終了付近（イナーシ
ャ相終了付近）で摩擦係数μが高から低へと変化して係
合容量が低下することから、変速終了付近（イナーシャ
相終了付近）で計算に用いる摩擦係数μを強制的に、使
用するクラッチの最大値から最小値に向けて段階的に持
ち替えるようにしたので、変速終了付近の係合側のクラ
ッチ係合容量を正確に把握することができる。その結
果、例えば前記した従来技術における回転変化の目標値
を最適に設定することも可能となり、変速ショックを効
果的に低減することも可能となる。In this embodiment, since the friction coefficient μ changes from high to low near the end of the shift (near the end of the inertia phase) and the engagement capacity decreases, the calculation is performed near the end of the shift (near the end of the inertia phase). The friction coefficient μ to be used is forcibly changed from the maximum value of the clutch to be used to the minimum value in a stepwise manner, so that the clutch engagement capacity on the engagement side near the end of the shift can be accurately grasped. it can. As a result, for example, it is possible to optimally set the target value of the rotation change in the above-described conventional technology, and it is also possible to effectively reduce the shift shock.

【００５７】また、持ち替えポイントを変速過渡時の機
関回転数Ｎｅまたはメインシャフト回転数ＮM に基づい
て回転数が高いほど早いタイミングで持ち替えるように
したので、差回転Δωの大小による発熱量の相違を良く
反映させることができ、変速終了付近の係合側のクラッ
チ係合容量を一層正確に把握することができる。その結
果、例えば前記した従来技術における回転変化の目標値
を最適に設定することも可能となり、変速ショックを効
果的に低減することも可能となる。Further, the switching point is switched at a higher timing based on the engine rotation speed Ne or the main shaft rotation speed NM during the shift transition, so that the difference in the heat generation amount due to the magnitude of the differential rotation Δω is reduced. This can be reflected well, and the clutch engagement capacity on the engagement side near the end of the shift can be grasped more accurately. As a result, for example, it is possible to optimally set the target value of the rotation change in the above-described conventional technology, and it is also possible to effectively reduce the shift shock.

【００５８】[0058]

【発明の効果】請求項１項に係る油圧作動式変速機の係
合容量推定方法においては、変速終了付近の摩擦係合要
素の係合容量を正確に把握することができ、例えば前述
の従来技術における回転変化の目標値を最適に設定する
ことも可能となる。According to the method for estimating the engagement capacity of a hydraulically operated transmission according to the first aspect, the engagement capacity of the friction engagement element near the end of the shift can be accurately grasped. It is also possible to optimally set the target value of the rotation change in the technology.

【００５９】請求項２項にあっては、変速終了付近の摩
擦係合要素の係合容量を一層正確に把握することがで
き、例えば前述の従来技術における回転変化の目標値を
最適に設定することも可能となる。According to the second aspect, the engagement capacity of the friction engagement element near the end of the shift can be grasped more accurately, and, for example, the target value of the rotation change in the above-mentioned prior art is set optimally. It is also possible.

【００６０】[0060]

【００６１】請求項４項にあっては、請求項１項ないし
３項と同様の効果を備える。The fourth aspect has the same effect as the first to third aspects.

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

【図１】この発明に係る油圧作動式変速機の係合容量推
定方法の実現に使用する油圧作動式変速機の制御装置を
全体的に示す説明図である。FIG. 1 is an explanatory diagram generally showing a control device of a hydraulically operated transmission used for realizing a method for estimating an engagement capacity of a hydraulically operated transmission according to the present invention.

【図２】図１の摩擦係合要素の摩擦係数μの特性を示す
説明図である。FIG. 2 is an explanatory diagram showing characteristics of a friction coefficient μ of the friction engagement element of FIG.

【図３】この発明に係る油圧作動式変速機の係合容量推
定方法を示すフロー・チャートである。FIG. 3 is a flowchart showing a method for estimating the engagement capacity of the hydraulically operated transmission according to the present invention.

【図４】図３フロー・チャートの演算作業を説明するタ
イミング・チャートである。FIG. 4 is a timing chart for explaining a calculation operation of the flow chart of FIG. 3;

【図５】図３フロー・チャートの演算の中の係合容量の
算出に使用するパラメータを示す説明図である。FIG. 5 is an explanatory diagram showing parameters used for calculating an engagement capacity in the calculation of the flowchart in FIG. 3;

【図６】図３フロー・チャートの演算の中の係合容量の
算出に使用する摩擦係数μの回転数に対する特性を示す
説明図である。6 is an explanatory diagram showing a characteristic of a friction coefficient μ with respect to a rotation speed used for calculating an engagement capacity in the calculation of the flow chart of FIG. 3;

【符号の説明】[Explanation of symbols]

Ｅ 内燃機関 Ｔ 変速機 Ｏ 油圧制御回路 Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４Ｒ クラッチ（摩擦係合要素） E Internal combustion engine T Transmission O Hydraulic control circuit C1, C2, C3, C4R Clutch (friction engagement element)

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 油圧作動式の摩擦係合要素を備える車両
用変速機における前記摩擦係合要素の係合容量を前記摩
擦係合要素の摩擦係数を用いて推定する方法において、
前記摩擦係合要素を係合させる変速時に、その終了近傍
において前記推定に用いる摩擦係数の値を所定のタイミ
ングで持ち替えると共に、前記所定のタイミングを前記
変速機の入力回転数、または機関回転数とスロットル開
度の中のいずれかに基づいて修正することを特徴とする
油圧作動式変速機の係合容量推定方法。1. A method for estimating an engagement capacity of the friction engagement element in a vehicle transmission including a hydraulically operated friction engagement element by using a friction coefficient of the friction engagement element.
During a shift engaging the frictional engagement element, with Mochikaeru the value of the friction coefficient used for the estimation in its ends near a predetermined timing, input speed of the transmission to the predetermined timing or engine speed, and Throttle open
A method for estimating an engagement capacity of a hydraulically operated transmission, wherein the correction is performed based on any one of degrees . 【請求項２】 前記摩擦係数の値の持ち替えが、高摩擦
係数を低摩擦係数とするものであることを特徴とする請
求項１項記載の油圧作動式変速機の係合容量推定方法。2. The method for estimating an engagement capacity of a hydraulically operated transmission according to claim 1, wherein the switching of the value of the friction coefficient changes the high friction coefficient to a low friction coefficient. 【請求項３】 前記所定のタイミングは、前記変速機の
入力回転数または前記入力回転数に相当する値が高い程
早くなるように修正されることを特徴とする請求項１項
または２項記載の油圧作動式変速機の係合容量推定方
法。3. The system according to claim 1, wherein the predetermined timing is corrected so as to be earlier as the input rotation speed of the transmission or a value corresponding to the input rotation speed is higher. Method for estimating the engagement capacity of a hydraulically operated transmission.