JP4259191B2

JP4259191B2 - Shift control device for automatic transmission for vehicle

Info

Publication number: JP4259191B2
Application number: JP2003163039A
Authority: JP
Inventors: 康嗣大島; 弘道木村; 和之渡辺; 敏夫杉村
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-06-06
Filing date: 2003-06-06
Publication date: 2009-04-30
Anticipated expiration: 2023-06-06
Also published as: JP2004360874A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用自動変速機の変速制御装置に関し、特に、その工場出荷時やディーラでのメンテナンス時における学習に関する。
【０００２】
【従来の技術】
通常、車両用自動変速機は、製造段階において必然的に生じる個体間のばらつきにより、油圧式摩擦係合装置に油圧を供給するための指令値と、その指令値により実現されるその油圧式摩擦係合装置のトルク容量との相関関係が必ずしも一様ではなく、変速に際してエンジンが吹け上がったりダブルロックによる負トルクが発生したりする可能性があることから、学習によりその防止を図っている。例えば、変速時に発生するタービン回転速度の変化率等に応じて油圧レベルを学習補正していたが、斯かる技術では走行中に変速が実行されるまで学習補正が進まないため、ユーザの手に渡るまで学習が完了しないという弊害があった。そこで、この弊害を解消するための技術が提案されている。例えば、特許文献１に記載された自動変速機の油圧制御特性の学習方法がそれである。この技術によれば、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時において車両用自動変速機の学習が可能とされる。
【０００３】
しかし、上記従来の技術は、車両用自動変速機に備えられた油圧式摩擦係合装置を係合させるための油圧シリンダのピストンストロークを詰めるファーストフィル（クイックアプライ）制御の補正ができないという不具合を残すものであった。また、特許文献２に記載された技術は、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時において車両用自動変速機の油圧式摩擦係合装置を係合させるための油圧シリンダのピストンストロークを記録するものであるが、実際の油圧制御で必要とされるのはそのピストンストロークを詰めるためのファーストフィル時間であり、そのファーストフィル時間は、油圧制御装置の管路抵抗値等の要素により変化するものであることから、ピストンストロークの値を記録するだけでは不十分であった。すなわち、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時においてきめ細かな学習を実行できる車両用自動変速機の変速制御装置は、未だ提供されていないのが現状である。
【０００４】
【特許文献１】
特開平８−８６３５１号公報
【特許文献２】
特開２００３−１４１１９号公報
【特許文献３】
特開平１１−２０１３１４号公報
【特許文献４】
特開平１１−１８２６６０号公報
【特許文献５】
特開昭６３−２３１０４１号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時においてきめ細かな学習を実行できる車両用自動変速機の変速制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
斯かる目的を達成するために、本発明の要旨とするところは、車両用自動変速機に備えられた油圧式摩擦係合装置を係合させるための油圧シリンダのピストンストロークを詰めるファーストフィル制御を実行する車両用自動変速機の変速制御装置であって、車両停止時或いはテストモードにおいて、前記油圧式摩擦係合装置を完全解放させた後に所定のファーストフィル油圧を所定時間供給する制御をその時間を漸減させつつ繰り返して、その油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生しなくなったときの該時間をファーストフィル時間として検出するファーストフィル時間検出手段を含むことを特徴とするものである。
【０００７】
【発明の効果】
このようにすれば、車両停止時或いはテストモードにおいて、前記油圧式摩擦係合装置を完全解放させた後に所定のファーストフィル油圧を所定時間供給する制御をその時間を漸減させつつ繰り返して、その油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生しなくなったときの該時間をファーストフィル時間として検出するファーストフィル時間検出手段を含むことから、走行中に変速が実行されずともファーストフィル制御を踏まえた学習が可能とされる。すなわち、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時においてきめ細かな学習を実行できる車両用自動変速機の変速制御装置を提供することができる。
【０００８】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、前記ファーストフィル油圧を前記ファーストフィル時間検出手段により求められたファーストフィル時間供給した後にそのファーストフィル油圧よりも小さい所定の待機油圧まで降下させて待機させ、前記油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生するまでの時間を待機時間として検出する待機時間検出手段を含むものである。このようにすれば、前記ファーストフィル制御に続いて所定の待機油圧にて所定の待機時間維持する待機油圧制御を実行する車両用自動変速機の変速制御装置に関して、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時において更にきめ細かな学習を実行できるという利点がある。
【０００９】
また、好適には、前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧を漸増させて、その油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生する最低油圧を前記待機油圧として検出する待機油圧検出手段を含むものである。このようにすれば、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時において更にきめ細かな学習を実行できるという利点がある。
【００１０】
また、好適には、前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧を漸増させて、その油圧式摩擦係合装置が完全係合させられる最低油圧及びその時点における入力トルクを検出する完全係合油圧・トルク検出手段と、予め定められた関係から前記待機油圧検出手段により検出された待機油圧と、前記完全係合油圧・トルク検出手段により検出された最低油圧及び入力トルクとに基づいて前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧とトルク容量との相関関係を算出する相関関係算出手段とを、含むものである。このようにすれば、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時において更にきめ細かな学習を実行できるという利点がある。
【００１１】
また、好適には、前記油圧式摩擦係合装置は、前記自動変速機のクラッチツウクラッチ変速に用いられるものであって、その係合に際して前記ファーストフィル油圧を前記ファーストフィル時間供給された後、前記待機油圧にて前記待機時間待機させられ、次いで前記相関関係に基づいて決定された油圧に従って係合圧が増加させられるものである。このようにすれば、エンジンが吹け上がったりダブルロックによる負トルクが発生しがちなクラッチツウクラッチ変速に関して、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時においてきめ細かな学習を実行できるという利点がある。
【００１２】
【実施例】
以下、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１３】
図１は、本発明の一実施例である車両用自動変速機の変速制御装置が適用される駆動力伝達装置１０を説明する図である。この動力伝達装置１０は、横置き型自動変速機１６を有するものであって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものである。この駆動力伝達装置１０において、走行用の駆動力源であるエンジン１２により発生させられた駆動力は、トルクコンバータ１４、自動変速機１６、図示しない差動歯車装置、及び一対の車軸等を介して左右の駆動輪へ伝達されるようになっている。
【００１４】
上記エンジン１２は、気筒内噴射される燃料の燃焼によって駆動力を発生させるガソリンエンジン等の内燃機関である。また、上記トルクコンバータ１４は、上記エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１８と、上記自動変速機１６の入力軸２０に連結されたタービン翼車２２と、一方向クラッチを介して上記自動変速機１６のハウジング（変速機ケース）２４に連結されたステータ翼車２６とを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１８及びタービン翼車２２の間にはロックアップクラッチ２８が設けられており、係合状態、スリップ状態、或いは解放状態とされるようになっている。このロックアップクラッチ２８が完全係合状態とされることにより、上記ポンプ翼車１８及びタービン翼車２２が一体回転させられるようになっている。
【００１５】
前記自動変速機１６は、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置３０を主体として構成されている第１変速部３２と、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置３４及びダブルピニオン型の第３遊星歯車装置３６を主体として構成されている第２変速部３８とを同軸線上に有し、上記入力軸２０の回転を変速して出力歯車４０から出力する。この出力歯車４０は、図示しないカウンタ軸を介して或いは直接的に差動歯車装置と噛み合わされている。なお、前記自動変速機１６は中心線に対して略対称的に構成されていることから、図１では中心線の下半分が省略されている。
【００１６】
上記第１変速部３２を構成している上記第１遊星歯車装置３０は、サンギヤＳ１、キャリアＣＡ１、及びリングギヤＲ１の３つの回転要素を備えており、サンギヤＳ１が前記入力軸２０に連結されて回転駆動されると共に、リングギヤＲ１が第３ブレーキＢ３を介して回転不能に前記ハウジング２４に固定されることにより、キャリヤＣＡ１が中間出力部材として前記入力軸２０に対して減速回転させられる。また、上記第２変速部３８を構成している上記第２遊星歯車装置３４及び第３遊星歯車装置３６では、一部が互いに連結されることによって４つの回転要素ＲＭ１乃至ＲＭ４が構成されている。具体的には、上記第３遊星歯車装置３６のサンギヤＳ３によって第１回転要素ＲＭ１が構成され、上記第２遊星歯車装置３４のリングギヤＲ２及び第３遊星歯車装置３６のリングギヤＲ３が互いに連結されて第２回転要素ＲＭ２が構成され、上記第２遊星歯車装置３４のキャリアＣＡ２及び第３遊星歯車装置３６のキャリアＣＡ３が互いに連結されて第３回転要素ＲＭ３が構成され、上記第２遊星歯車装置３４のサンギヤＳ２によって第４回転要素ＲＭ４が構成されている。すなわち、上記第２遊星歯車装置３４及び第３遊星歯車装置３６は、キャリアＣＡ２及びＣＡ３が共通の部材にて構成されていると共に、リングギヤＲ２及びＲ３が共通の部材にて構成されており、且つ上記第２遊星歯車装置３４のピニオンギヤが上記第３遊星歯車装置３６の第２ピニオンギヤを兼ねているラビニヨ型の遊星歯車列とされている。
【００１７】
上記第１回転要素ＲＭ１（サンギヤＳ３）は、中間出力部材である前記第１遊星歯車装置３０のキャリアＣＡ１に一体的に連結されており、第１ブレーキＢ１によって選択的に前記ハウジング２４に連結されて回転停止させられる。上記第２回転要素ＲＭ２（リングギヤＲ２及びＲ３）は、第２クラッチＣ２を介して選択的に前記入力軸２０に連結される一方、第２ブレーキＢ２によって選択的に前記ハウジング２４に連結されて回転停止させられる。上記第３回転要素ＲＭ３（キャリアＣＡ２及びＣＡ３）は、前記出力歯車４０に一体的に連結されており回転を出力するようになっている。上記第４回転要素ＲＭ４（サンギヤＳ２）は、第１クラッチＣ１を介して選択的に前記入力軸２０に連結される。上記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、及び第３ブレーキＢ３は、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる多板式の油圧式摩擦係合装置である。
【００１８】
図２は、前記自動変速機１６の各変速段を成立させるためのクラッチ及びブレーキの係合作動を説明する係合表であり、「○」は係合を、空欄は解放をそれぞれ表している。この図２に示すように、前記自動変速機１６において、前記第１クラッチＣ１及び第２ブレーキＢ２が共に係合させられることにより第１変速段が成立させられる。第１速変速段から第２速変速段への１→２変速は、前記第２ブレーキＢ２が解放されると共に前記第１ブレーキＢ１が係合させられることにより達成される。第２変速段から第３変速段への２→３変速は、前記第１ブレーキＢ１が解放されると共に前記第３ブレーキＢ３が係合させられることにより達成される。第３変速段から第４変速段への３→４変速は、前記第３ブレーキＢ３が解放されると共に前記第２クラッチＣ２が係合させられることにより達成される。第４変速段から第５変速段への４→５変速は、前記第１クラッチＣ１が解放されると共に前記第３ブレーキＢ３が係合させられることにより達成される。第５変速段から第６変速段への５→６変速は、前記第３ブレーキＢ３が解放されると共に前記第１ブレーキＢ１が係合させられることにより達成される。そして、前記第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３が共に係合させられることにより後退変速段が成立させられる。すなわち、前記自動変速機１６は、前進変速の何れにおいても解放側の油圧式摩擦係合装置を解放させるのと並行して係合側の油圧式摩擦係合装置を係合させるクラッチツウクラッチ変速を実行する。なお、各変速段の変速比は、前記第１遊星歯車装置３０、第２遊星歯車装置３４、及び第３遊星歯車装置３６の各ギヤ比ρ１、ρ２、及びρ３によって適宜定められる。例えばρ１≒０．４５、ρ２≒０．３８、ρ３≒０．４１とすれば、図２に示す変速比が得られ、ギヤ比ステップ（各変速段間の変速比の比）の値が略適切であると共にトータルの変速比幅（＝３．６２／０．５９）も６．１程度と大きく、後退変速段の変速比も適当で、全体として適切な変速比特性が得られる。
【００１９】
図３は、前記駆動力伝達装置１０を制御するために車両に設けられた電気系統を説明するブロック線図である。この図３に示す電子制御装置４２は、例えばＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、インターフェース等を含む所謂マイクロコンピュータであって、予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って入力信号を処理することで様々な制御を実行する。上記電子制御装置４２には、イグニションスイッチからのスイッチオン・オフ信号、エンジン回転センサからのエンジン回転速度Ｎ_Ｅを示す信号、エンジン水温センサからのエンジン水温Ｔ_Ｗを示す信号、エンジン吸気温度センサからのエンジン吸気温度Ｔ_Ａを示す信号、エンジン吸気量センサからのエンジン吸気量Ｑ_Ａを示す信号、スロットル開度センサからのスロットル開度θ_ＴＨを示す信号、アクセル開度センサからのアクセル開度θ_ＡＣを示す信号、ブレーキスイッチからのブレーキ操作を示す信号、車速センサからの車速Ｖを示す信号、シフトレバー位置センサからのシフトレバーの前後位置を示す信号、シフトレバー位置センサからのシフトレバーの左右位置を示す信号、タービン回転センサからの前記タービン翼車２２の回転速度である入力回転速度Ｎ_ＩＮを示す信号、前記自動変速機１６の出力歯車４０の回転速度である出力回転速度Ｎ_ＯＵＴを示す信号、油温センサからの前記自動変速機１６へ供給される作動油の油温Ｔ_ＡＴを示す信号、変速パターン切換スイッチの操作位置を示す信号、ＡＢＳ用電子制御装置からの信号、ＶＳＣ／ＴＲＣの用電子制御装置からの信号、Ａ／Ｃ用電子制御装置からの信号等が入力される。一方、上記電子制御装置４２から、燃料噴射弁４４への燃料噴射信号、イグナイタ４６への点火信号、スタータへの駆動信号、シフトポジション表示器への表示信号、ＡＢＳ用電子制御装置への信号、ＶＳＣ／ＴＲＣ用電子制御装置への信号、Ａ／Ｃ用電子制御装置への信号等がそれぞれ出力される。また、前記自動変速機１６の作動を制御するための油圧制御回路４８に備えられた電磁制御弁であるリニアソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬ３、ＳＬ４、ＳＬ５、ＳＬＵ、及びＳＬＴの駆動を制御するための信号が出力される。
【００２０】
図４は、上記油圧制御回路４８の要部を簡単に説明する図である。この図４に示す油圧ポンプ５０は、例えば前記エンジン１２の回転駆動に従ってストレーナ５２に還流した作動油を所定の油圧にて圧送する機械式油圧ポンプである。第１レギュレータ弁５４は、上記油圧ポンプ５０から供給される油圧を元圧としてライン圧Ｐ_Ｌを調圧する。ソレノイドモジュレータ弁５６は、上記第１レギュレータ弁５４から供給されるライン圧Ｐ_Ｌを元圧としてモジュレータ圧Ｐ_Ｍを調圧して前記リニアソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬ３、ＳＬ４、及びＳＬ５等へ供給する。それ等のリニアソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬ３、ＳＬ４、ＳＬ５は、前記電子制御装置４２からの指令値に従い上記ソレノイドモジュレータ弁５６から供給されるモジュレータ圧Ｐ_Ｍを元圧としてそれぞれ第１クラッチ制御圧Ｐ_Ｃ１、第２クラッチ制御圧Ｐ_Ｃ２、第１ブレーキ制御圧Ｐ_Ｂ１、第２ブレーキ制御圧Ｐ_Ｂ２、第３ブレーキ制御圧Ｐ_Ｂ３を調圧して前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３へ供給する。すなわち、前記自動変速機１６に備えられた油圧式摩擦係合装置は、何れも専用の電磁制御弁装置により直接圧制御される。
【００２１】
図５は、前記自動変速機１６に備えられた油圧式摩擦係合装置の一例として前記第３ブレーキＢ３の構成を概略的に示す断面図である。この図５に示すように、前記第３ブレーキＢ３は、ハウジング側板状部材として機能する複数枚（図５では４枚）のブレーキプレート５８と、リングギヤ側板状部材として機能する複数枚（図５では４枚）のブレーキディスク６２とを備え、そのブレーキプレート５８とブレーキディスク６２とが交互に軸心方向に重ねられた状態で配設されている。それぞれのブレーキプレート５８の外周側には複数の嵌合突起６０が形成されており、それら複数の嵌合突起６０が前記ハウジング２４の内周側に形成された複数の嵌合溝６６と嵌め合わされることにより、そのハウジング２４に対して軸心方向に相対移動可能且つ相対回転不能に設けられている。また、それぞれのブレーキディスク６２の内周側には複数の嵌合突起６４が形成されており、それら複数の嵌合突起６４が前記リングギヤＲ１の外周側に形成された複数の嵌合溝６８と嵌め合わされることにより、そのリングギヤＲ１に対して軸心方向に相対移動可能且つ相対回転不能に設けられている。また、上記ブレーキプレート５８とブレーキディスク６２とが重ねられた一端にはバッキングプレート７０が配設されており、他端にはそのバッキングプレート７０との間に上記ブレーキプレート５８及びブレーキディスク６２を挟圧して前記第３ブレーキＢ３を係合させるための油圧シリンダ７２が設けられている。その油圧シリンダ７２は、前記ハウジング２４の一部に形成された作動油室７４と、その作動油室７４に供給された油圧を受けて上記バッキングプレート７０との間に上記ブレーキプレート５８及びブレーキディスク６２を挟圧するピストン７６とから構成されている。
【００２２】
図６は、前記電子制御装置４２の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。この図６に示す待機油圧検出手段８０は、前記油圧式摩擦係合装置に所定の油圧を所定時間供給する制御をその油圧を漸増させつつ繰り返して、その油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生する最低油圧を待機油圧Ｐ_ＷＡとして検出する。例えば、フットブレーキ等の制動装置により車両停止させられ且つ前記自動変速機１６に備えられた油圧式摩擦係合装置のうち前記第１クラッチＣ１のみが係合させられた状態において、前記第３ブレーキＢ３の作動油室７４に所定の制御油圧Ｐ_Ｂ３を所定時間供給する制御をその制御油圧Ｐ_Ｂ３を漸増させつつ繰り返して、前記自動変速機１６の入力回転速度Ｎ_ＩＮに変化が発生する最低油圧を前記第３ブレーキＢ３の待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３として検出する。ここで、入力回転速度Ｎ_ＩＮの変化とは、後述する図７のタイムチャートにて「×」印以降に示すように、エンジン回転速度Ｎ_Ｅに対する比例関係（ニュートラル状態）から逸脱した変化を指し、以下の説明についても同様である。
【００２３】
完全係合油圧・トルク検出手段８２は、前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧を漸増させて、その油圧式摩擦係合装置が完全係合させられる最低油圧Ｐ_ＳＴ及びその時点における入力トルクＴ_ＳＴを検出する。例えば、フットブレーキ等の制動装置により車両停止させられ且つ前記自動変速機１６に備えられた油圧式摩擦係合装置のうち前記第１クラッチＣ１のみが係合させられた状態において、前記第３ブレーキＢ３の作動油室７４へ供給される制御油圧Ｐ_Ｂ３を漸増させて、前記自動変速機１６の入力回転速度Ｎ_ＩＮが零となる最低油圧Ｐ_ＳＴＢ３と、その時点におけるエンジン吸気量Ｑ_Ａや前記トルクコンバータ１４の入出力速度比等から推定される前記自動変速機１６の入力トルクＴ_ＳＴＢ３とを検出する。
【００２４】
相関関係算出手段８４は、予め定められた関係から前記待機油圧検出手段８０により検出された待機油圧Ｐ_ＷＡと、前記完全係合油圧・トルク検出手段８２により検出された最低油圧Ｐ_ＳＴ及び入力トルクＴ_ＳＴとに基づいて前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧とトルク容量との相関関係を算出する。例えば、次の（１）式に示す関係から前記待機油圧検出手段８０により検出された待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３に対応する指令値ｐ_ＷＡＢ３と、前記完全係合油圧・トルク検出手段８２により検出された最低油圧Ｐ_ＳＴＢ３に対応する指令値ｐ_ＳＴＢ３及び入力トルクＴ_ＳＴＢ３とに基づいて、制御油圧Ｐ_Ｂ３に対応する指令値ｐ_Ｂ３と、その指令値ｐ_Ｂ３により実現される前記第３ブレーキＢ３のトルク容量との相関係数Ｋ１及びＫ２を算出する。なお、この（１）式に示すαは、第３変速段における前記第３ブレーキＢ３のトルク分配率（既知の値）である。
【００２５】
Ｔ_ＩＮ×α＝Ｋ１×ｐ_Ｂ３−Ｋ２・・・（１）
【００２６】
図７は、前記電子制御装置４２による車両用自動変速機の制御装置の学習作動を説明するタイムチャートである。ファーストフィル時間検出手段８６は、前記油圧式摩擦係合装置を完全解放させた後に前記待機油圧Ｐ_ＷＡよりも大きい所定のファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦを所定時間供給する制御をその時間を漸減させつつ繰り返して、その油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生しなくなったときのその時間をファーストフィル時間（ピストンストローク時間）ｔ_ＦＦとして検出する。例えば、フットブレーキ等の制動装置により車両停止させられ且つ前記自動変速機１６に備えられた油圧式摩擦係合装置のうち前記第１クラッチＣ１のみが係合させられた状態において、前記第３ブレーキＢ３を完全解放させた後に所定のファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦＢ３を前記作動油室７４へ所定時間供給する制御をその時間を漸減させつつ繰り返して、前記自動変速機１６の入力回転速度Ｎ_ＩＮに変化が発生しなくなったときのその時間を図５に示す前記油圧シリンダ７２のピストンストロークＳを詰めるファーストフィル制御の継続時間であるファーストフィル時間ｔ_ＦＦＢ３として検出する。
【００２７】
待機時間検出手段８８は、前記ファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦを前記ファーストフィル時間検出手段８６により求められたファーストフィル時間ｔ_ＦＦ供給した後に前記待機油圧検出手段８０により検出された待機油圧Ｐ_ＷＡまで降下させて待機させ、前記油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生するまでの時間を待機時間ｔ_ＷＡとして検出する。例えば、前記第３ブレーキＢ３の作動油室７４へ前記ファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦＢ３を前記ファーストフィル時間検出手段８６により求められたファーストフィル時間ｔ_ＦＦＢ３供給した後に前記待機油圧検出手段８０により検出された待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３まで降下させて待機させ、前記自動変速機１６の入力回転速度Ｎ_ＩＮに変化が発生するまでの時間を待機時間ｔ_ＷＡＢ３として検出する。
【００２８】
前述したように、前記自動変速機１６による前進変速は、その何れもが解放側の油圧式摩擦係合装置を解放させるのと並行して係合側の油圧式摩擦係合装置を係合させるクラッチツウクラッチ変速であり、第２変速段から第３変速段への２→３変速、第４変速段から第５変速段への４→５変速、第４変速段から第３変速段への４→３変速、及び第６変速段から第５変速段への６→５変速においては、前記第３ブレーキＢ３が係合側の油圧式摩擦係合装置として機能する。変速制御手段９０は、前記相関関係算出手段８４により算出された相関関係に基づいて前記油圧制御回路４８に備えられたリニアソレノイド弁ＳＬ１乃至ＳＬ５等を介して前記自動変速機１６の変速を制御するものであり、前記第３ブレーキＢ３を係合側の油圧式摩擦係合装置とするクラッチツウクラッチ変速においては、前記リニアソレノイド弁ＳＬ５へ前記ファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦＢ３に対応する指令値ｐ_ＦＦＢ３を前記ファーストフィル時間検出手段８６により求められたファーストフィル時間ｔ_ＦＦＢ３供給するファーストフィル制御を実行する。それに続いて、前記待機油圧検出手段８０により検出された待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３まで降下させてその待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３にて上記待機時間検出手段８８により検出された待機時間ｔ_ＷＡＢ３維持する待機油圧制御を実行する。更に続いて、前記リニアソレノイド弁ＳＬ５へ供給する指令値ｐ_Ｂ３を漸増させることにより前記第３ブレーキＢ３の係合圧をスイープアップさせるスイープアップ制御を実行し、その第３ブレーキＢ３が完全係合した後に指令値ｐ_Ｂ３を最大値とする。クラッチツウクラッチ変速では、係合側の油圧式摩擦係合装置の係合制御と並行して解放側の油圧式摩擦係合装置の解放制御が実行されるため、架け替えのタイミングがずれることにより前記エンジン１２が吹け上がったりダブルロックによる負トルクが発生しがちであるが、ファーストフィル時間ｔ_ＦＦ及び待機時間ｔ_ＷＡの学習を工場出荷時やディーラでのメンテナンス時に完了しておくことで、斯かる弊害の発生を初期から好適に防止できるのである。
【００２９】
図８は、前記電子制御装置４２による車両用自動変速機の制御装置の学習作動の要部を説明するフローチャートであり、数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。
【００３０】
先ず、ステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、フットブレーキ等の制動装置により車両停止させられ或いはＴ端子が短絡させられてテストモードが実行される等して学習が開始された後、Ｓ２において、学習補正の対象となる油圧式摩擦係合装置例えば前記第３ブレーキＢ３が完全解放させられる。次に、Ｓ３において、前記第３ブレーキＢ３へ所定の制御油圧Ｐ_Ｂ３が供給されて所定時間待機させられた後、Ｓ４において、前記自動変速機１６の入力回転速度Ｎ_ＩＮに変化が発生したか否かが判断される。このＳ４の判断が否定される場合には、Ｓ５において、前記第３ブレーキＢ３へ供給される制御油圧Ｐ_Ｂ３が微少圧増加させられた後、Ｓ３以下の処理が再び実行されるが、Ｓ４の判断が肯定される場合には、Ｓ６において、その時点での指令値ｐ_Ｂ３が前記待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３に対応する待機油圧指令値ｐ_ＷＡＢ３として記憶された後、Ｓ７において、前記第３ブレーキＢ３へ供給される油圧のスイープアップが実行される。次に、Ｓ８において、前記自動変速機１６の入力回転速度Ｎ_ＩＮが零となったか否かが判断される。このＳ８の判断が否定される場合には、Ｓ７以下の処理が再び実行されるが、Ｓ８の判断が肯定される場合には、Ｓ９において、その時点での指令値ｐ_ＳＴＢ３と、エンジン吸気量Ｑ_Ａや前記トルクコンバータ１４の入出力速度比等から推定される前記自動変速機１６の入力トルクＴ_ＳＴＢ３とが記憶された後、前記相関関係算出手段８４に対応するＳ１０において、前述した（１）式からＳ６にて記憶された指令値ｐ_ＷＡＢ３、Ｓ９にて記憶された指令値ｐ_ＳＴＢ３、及び入力トルクＴ_ＳＴＢ３に基づいて制御油圧Ｐ_Ｂ３に対応する指令値ｐ_Ｂ３と、その指令値ｐ_Ｂ３により実現される前記第３ブレーキＢ３のトルク容量との相関係数Ｋ１及びＫ２が算出される。以上の制御において、Ｓ２乃至Ｓ６が前記待機油圧検出手段８０に、Ｓ７乃至Ｓ９が前記完全係合油圧・トルク検出手段８２にそれぞれ対応する。
【００３１】
次に、Ｓ１１において、前記第３ブレーキＢ３が完全解放させられた後、Ｓ１２において、前記第３ブレーキＢ３へＳ６にて記憶された待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３よりも大きいファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦＢ３が所定時間供給される。次に、Ｓ１３において、前記自動変速機１６の入力回転速度Ｎ_ＩＮに変化が発生したか否かが判断される。このＳ１３の判断が肯定される場合には、Ｓ１４において、前記第３ブレーキＢ３が再び完全解放させられた後、ファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦＢ３が供給される時間が微少時間短く設定された後、Ｓ１２以下の処理が再び実行されるが、Ｓ１３の判断が否定される場合には、Ｓ１５において、その時点でのファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦＢ３の供給時間がファーストフィル時間ｔ_ＦＦＢ３として記憶された後、Ｓ１６において、前記第３ブレーキＢ３へ供給される制御油圧Ｐ_Ｂ３がＳ６にて記憶された待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３まで降下させられて待機させられる。次に、Ｓ１７において、前記自動変速機１６の入力回転速度Ｎ_ＩＮに変化が発生したか否かが判断される。このＳ１７の判断が否定される場合には、Ｓ１６以下の処理が再び実行されるが、Ｓ１７の判断が肯定される場合には、Ｓ１８において、前記第３ブレーキＢ３へ供給される制御油圧Ｐ_Ｂ３がＳ６にて記憶された待機油圧Ｐ_ＷＡＢ３まで降下させられてからその時点までの時間が前記待機時間ｔ_ＷＡＢ３として記憶された後、本ルーチンが終了させられる。以上の制御において、Ｓ１１乃至Ｓ１５が前記ファーストフィル時間検出手段８６に、Ｓ１６乃至Ｓ１８が前記待機時間検出手段８８にそれぞれ対応する。
【００３２】
このように、本実施例によれば、前記油圧式摩擦係合装置を完全解放させた後に所定のファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦを所定時間供給する制御をその時間を漸減させつつ繰り返して、その油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生しなくなったときのその時間をファーストフィル時間ｔ_ＦＦとして検出するファーストフィル時間検出手段８６（Ｓ１１乃至Ｓ１５）を含むことから、走行中に変速が実行されずともファーストフィル制御を踏まえた学習が可能とされる。すなわち、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時においてきめ細かな学習を実行できる車両用自動変速機の変速制御装置を提供することができる。
【００３３】
また、前記ファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦを前記ファーストフィル時間検出手段８６により求められたファーストフィル時間ｔ_ＦＦ供給した後にそのファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦよりも小さい所定の待機油圧Ｐ_ＷＡまで降下させて待機させ、前記油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生するまでの時間を待機時間ｔ_ＷＡとして検出する待機時間検出手段８８（Ｓ１６乃至Ｓ１８）を含むものであるため、前記ファーストフィル制御に続いて所定の待機油圧にて所定の待機時間維持する待機油圧制御を実行する車両用自動変速機の変速制御装置に関して、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時において更にきめ細かな学習を実行できるという利点がある。
【００３４】
また、前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧を漸増させて、その油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生する最低油圧に対応する指令値を前記待機油圧指令値ｐ_ＷＡとして検出する待機油圧検出手段８０（Ｓ２乃至Ｓ６）を含むものであるため、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時において更にきめ細かな学習を実行できるという利点がある。
【００３５】
また、前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧を漸増させて、その油圧式摩擦係合装置が完全係合させられる最低油圧に対応する指令値ｐ_ＳＴ及びその時点における入力トルクＴ_ＳＴを検出する完全係合油圧・トルク検出手段８２（Ｓ７乃至Ｓ９）と、予め定められた関係から前記待機油圧検出手段８０により検出された待機油圧指令値ｐ_ＷＡと、前記完全係合油圧・トルク検出手段８２により検出された指令値ｐ_ＳＴ及び入力トルクＴ_ＳＴとに基づいて前記油圧式摩擦係合装置を制御するための電磁制御弁装置へ供給される指令値とトルク容量との相関関係を算出する相関関係算出手段８４（Ｓ１０）とを含むものであるため、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時において更にきめ細かな学習を実行できるという利点がある。
【００３６】
また、前記油圧式摩擦係合装置は、前記自動変速機１６のクラッチツウクラッチ変速に用いられるものであって、その係合に際して前記ファーストフィル油圧Ｐ_ＦＦを前記ファーストフィル時間ｔ_ＦＦ供給された後、前記待機油圧Ｐ_ＷＡにて前記待機時間ｔ_ＷＡ待機させられ、次いで前記相関関係に基づいて決定された油圧に従って係合圧が増加させられるものであるため、エンジンが吹け上がったりダブルロックによる負トルクが発生しがちなクラッチツウクラッチ変速に関して、工場出荷時やディーラでのメンテナンス時においてきめ細かな学習を実行できるという利点がある。
【００３７】
以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、更に別の態様においても実施される。
【００３８】
例えば、前述の実施例では、専ら前記第３ブレーキＢ３を対象とする学習について説明したが、学習の対象となる油圧式摩擦係合装置がその第３ブレーキＢ３に限定されないことは言うまでもなく、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１、或いは第２ブレーキＢ２を対象としても同様の学習が実行される。また、単板式やベルト式の油圧式摩擦係合装置を対象とする学習にも本発明は好適に適用される。
【００３９】
また、前述の実施例では特に言及していないが、本発明の車両用自動変速機の変速制御装置による学習は、前記自動変速機１６の車載前・車載後の何れの段階において実行されるものであっても構わない。
【００４０】
その他、一々例示はしないが、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲内において種々の変更が加えられて実施されるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例である車両用自動変速機の変速制御装置が適用される駆動力伝達装置を説明する図である。
【図２】図１の自動変速機の各変速段を成立させるためのクラッチ及びブレーキの係合作動を説明する係合表である。
【図３】図１の駆動力伝達装置を制御するために車両に設けられた電気系統を説明するブロック線図である。
【図４】図３の油圧制御回路の要部を簡単に説明する図である。
【図５】図１の自動変速機に備えられた油圧式摩擦係合装置の一例として第３ブレーキの構成を概略的に示す断面図である。
【図６】図３の電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。
【図７】図６の電子制御装置による車両用自動変速機の制御装置の学習作動を説明するタイムチャートである。
【図８】図６の電子制御装置による車両用自動変速機の制御装置の学習作動の要部を説明するフローチャートである。
【符号の説明】
１６：自動変速機
７２：油圧シリンダ
７６：ピストン
８０：待機油圧検出手段
８２：完全係合油圧・トルク検出手段
８４：相関関係算出手段
８６：ファーストフィル時間検出手段
８８：待機時間検出手段
Ｃ１：第１クラッチ（油圧式摩擦係合装置）
Ｃ２：第２クラッチ（油圧式摩擦係合装置）
Ｂ１：第１ブレーキ（油圧式摩擦係合装置）
Ｂ２：第２ブレーキ（油圧式摩擦係合装置）
Ｂ３：第３ブレーキ（油圧式摩擦係合装置）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission for a vehicle, and more particularly to learning at the time of factory shipment or maintenance at a dealer.
[0002]
[Prior art]
Usually, an automatic transmission for a vehicle has a command value for supplying hydraulic pressure to a hydraulic friction engagement device and its hydraulic friction realized by the command value due to variations among individuals inevitably occurring in the manufacturing stage. Since the correlation with the torque capacity of the engaging device is not always uniform, there is a possibility that the engine may be blown up or a negative torque due to double lock may be generated at the time of shifting, and this is prevented by learning. For example, the hydraulic pressure level is learned and corrected in accordance with the rate of change in turbine rotational speed that occurs during gear shifting.However, with such a technique, learning correction does not proceed until the gear shifting is performed during traveling, so that There was an adverse effect that learning was not completed until it passed. Therefore, a technique for solving this problem has been proposed. For example, this is the method for learning the hydraulic control characteristics of an automatic transmission described in Patent Document 1. According to this technique, it is possible to learn the automatic transmission for a vehicle at the time of factory shipment or maintenance at a dealer.
[0003]
However, the above-described conventional technology has a problem that the first fill (quick apply) control for closing the piston stroke of the hydraulic cylinder for engaging the hydraulic friction engagement device provided in the vehicle automatic transmission cannot be corrected. It was something to leave. The technique described in Patent Document 2 records the piston stroke of a hydraulic cylinder for engaging a hydraulic friction engagement device of a vehicle automatic transmission at the time of factory shipment or maintenance at a dealer. However, what is required in actual hydraulic control is a first fill time for closing the piston stroke, and the first fill time varies depending on factors such as the pipe resistance value of the hydraulic control device. For this reason, it was not sufficient to record only the piston stroke value. That is, at present, a shift control device for an automatic transmission for a vehicle that can perform fine learning at the time of factory shipment or maintenance at a dealer has not yet been provided.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-8-86351
[Patent Document 2]
JP 2003-14119 A
[Patent Document 3]
JP-A-11-201314
[Patent Document 4]
JP-A-11-182660
[Patent Document 5]
Japanese Patent Laid-Open No. Sho 63-231041
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to provide a shift control device for an automatic transmission for a vehicle that can perform detailed learning at the time of factory shipment or maintenance at a dealer. It is to provide.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, the gist of the present invention is that the first fill control for closing the piston stroke of the hydraulic cylinder for engaging the hydraulic friction engagement device provided in the vehicle automatic transmission is performed. A shift control device for a vehicle automatic transmission to be executed, When the vehicle is stopped or in test mode When the control for supplying the predetermined first fill hydraulic pressure for a predetermined time after the hydraulic friction engagement device is completely released is repeated while gradually decreasing the time, and torque transmission is no longer generated in the hydraulic friction engagement device. The first fill time detecting means for detecting the time as the first fill time is included.
[0007]
【The invention's effect】
In this way, When the vehicle is stopped or in test mode When the control for supplying the predetermined first fill hydraulic pressure for a predetermined time after the hydraulic friction engagement device is completely released is repeated while gradually decreasing the time, and torque transmission is no longer generated in the hydraulic friction engagement device. The first fill time detecting means for detecting the time as the first fill time is included, so that learning based on the first fill control can be performed even if no shift is executed during traveling. That is, it is possible to provide a shift control device for an automatic transmission for a vehicle that can perform fine learning at the time of factory shipment or maintenance at a dealer.
[0008]
Other aspects of the invention
Here, preferably, the first fill hydraulic pressure is supplied to the first fill time determined by the first fill time detection means, and then lowered to a predetermined standby hydraulic pressure smaller than the first fill hydraulic pressure, and the hydraulic friction is It includes standby time detection means for detecting the time until torque transmission occurs in the engagement device as the standby time. In this way, regarding the shift control device for the automatic transmission for a vehicle that executes the standby hydraulic pressure control for maintaining the predetermined standby time at the predetermined standby hydraulic pressure following the first fill control, maintenance at the factory or at the dealership is performed. There is an advantage that finer learning can be executed at times.
[0009]
Preferably, standby hydraulic pressure detecting means for gradually increasing the hydraulic pressure supplied to the hydraulic friction engagement device and detecting the minimum hydraulic pressure at which torque transmission is generated in the hydraulic friction engagement device as the standby hydraulic pressure. Is included. In this way, there is an advantage that finer learning can be executed at the time of factory shipment or maintenance at a dealer.
[0010]
Preferably, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic friction engagement device is gradually increased to detect the minimum hydraulic pressure at which the hydraulic friction engagement device is fully engaged and the input torque at that time. Based on the hydraulic pressure / torque detection means, the standby hydraulic pressure detected by the standby hydraulic pressure detection means from a predetermined relationship, and the minimum hydraulic pressure and the input torque detected by the fully engaged hydraulic pressure / torque detection means Correlation calculating means for calculating the correlation between the hydraulic pressure supplied to the friction engaging device and the torque capacity. In this way, there is an advantage that finer learning can be executed at the time of factory shipment or maintenance at a dealer.
[0011]
Preferably, the hydraulic friction engagement device is used for a clutch-to-clutch shift of the automatic transmission, and after the first fill hydraulic pressure is supplied for the first fill time during the engagement, The standby hydraulic pressure is made to wait for the standby time, and then the engagement pressure is increased according to the hydraulic pressure determined based on the correlation. In this way, there is an advantage that fine learning can be executed at the time of factory shipment or maintenance at a dealer regarding clutch-to-clutch shift, which tends to generate negative torque due to engine blow-up or double lock.
[0012]
【Example】
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0013]
FIG. 1 is a diagram illustrating a driving force transmission device 10 to which a shift control device for an automatic transmission for a vehicle according to an embodiment of the present invention is applied. This power transmission device 10 has a horizontal automatic transmission 16 and is suitably employed in an FF (front engine / front drive) type vehicle. In the driving force transmission device 10, the driving force generated by the engine 12 that is a driving force source for traveling is transmitted through the torque converter 14, the automatic transmission 16, a differential gear device (not shown), a pair of axles, and the like. Is transmitted to the left and right drive wheels.
[0014]
The engine 12 is an internal combustion engine such as a gasoline engine that generates a driving force by combustion of fuel injected in a cylinder. The torque converter 14 includes a pump impeller 18 connected to the crankshaft of the engine 12, a turbine impeller 22 connected to the input shaft 20 of the automatic transmission 16, and the one-way clutch. A stator impeller 26 connected to a housing (transmission case) 24 of the automatic transmission 16 is provided to transmit power via a fluid. Further, a lock-up clutch 28 is provided between the pump impeller 18 and the turbine impeller 22 so as to be in an engaged state, a slip state, or a released state. When the lock-up clutch 28 is completely engaged, the pump impeller 18 and the turbine impeller 22 are integrally rotated.
[0015]
The automatic transmission 16 includes a first transmission unit 32 mainly composed of a single pinion type first planetary gear unit 30, a single pinion type second planetary gear unit 34, and a double pinion type third planetary gear unit. A second speed change portion 38 mainly composed of the device 36 is provided on a coaxial line, and the rotation of the input shaft 20 is changed and output from the output gear 40. The output gear 40 is meshed with the differential gear device via a counter shaft (not shown) or directly. Since the automatic transmission 16 is substantially symmetrical with respect to the center line, the lower half of the center line is omitted in FIG.
[0016]
The first planetary gear unit 30 constituting the first transmission unit 32 includes three rotating elements, a sun gear S1, a carrier CA1, and a ring gear R1, and the sun gear S1 is connected to the input shaft 20. While being driven to rotate, the ring gear R1 is fixed to the housing 24 through the third brake B3 so as not to rotate, whereby the carrier CA1 is rotated at a reduced speed with respect to the input shaft 20 as an intermediate output member. Further, in the second planetary gear device 34 and the third planetary gear device 36 constituting the second transmission unit 38, four rotating elements RM1 to RM4 are configured by being partially connected to each other. . Specifically, the first rotating element RM1 is constituted by the sun gear S3 of the third planetary gear unit 36, and the ring gear R2 of the second planetary gear unit 34 and the ring gear R3 of the third planetary gear unit 36 are connected to each other. A second rotating element RM2 is configured, and the carrier CA2 of the second planetary gear unit 34 and the carrier CA3 of the third planetary gear unit 36 are connected to each other to form a third rotating element RM3, and the second planetary gear unit 34 is configured. The fourth rotating element RM4 is configured by the sun gear S2. That is, in the second planetary gear device 34 and the third planetary gear device 36, the carriers CA2 and CA3 are constituted by a common member, and the ring gears R2 and R3 are constituted by a common member, and The pinion gear of the second planetary gear unit 34 is a Ravigneaux type planetary gear train that also serves as the second pinion gear of the third planetary gear unit 36.
[0017]
The first rotating element RM1 (sun gear S3) is integrally connected to the carrier CA1 of the first planetary gear device 30 that is an intermediate output member, and is selectively connected to the housing 24 by a first brake B1. To stop rotating. The second rotation element RM2 (ring gears R2 and R3) is selectively connected to the input shaft 20 via a second clutch C2, and is selectively connected to the housing 24 by a second brake B2 for rotation. Be stopped. The third rotation element RM3 (carriers CA2 and CA3) is integrally connected to the output gear 40 and outputs rotation. The fourth rotation element RM4 (sun gear S2) is selectively coupled to the input shaft 20 via the first clutch C1. The first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, the second brake B2, and the third brake B3 are all multi-plate hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder.
[0018]
FIG. 2 is an engagement table for explaining the engagement operation of the clutch and the brake for establishing each gear stage of the automatic transmission 16, wherein “◯” represents engagement and the blank represents release. . As shown in FIG. 2, in the automatic transmission 16, the first shift stage is established by engaging the first clutch C1 and the second brake B2. The 1-> 2 shift from the first speed shift stage to the second speed shift stage is achieved by releasing the second brake B2 and engaging the first brake B1. The 2 → 3 shift from the second shift stage to the third shift stage is achieved by releasing the first brake B1 and engaging the third brake B3. The 3 → 4 shift from the third shift speed to the fourth shift speed is achieved by releasing the third brake B3 and engaging the second clutch C2. The 4 → 5 shift from the fourth shift speed to the fifth shift speed is achieved by releasing the first clutch C1 and engaging the third brake B3. The 5 → 6 shift from the fifth shift stage to the sixth shift stage is achieved by releasing the third brake B3 and engaging the first brake B1. The reverse gear is established by engaging the second brake B2 and the third brake B3 together. That is, the automatic transmission 16 performs clutch-to-clutch shift for engaging the engagement-side hydraulic friction engagement device in parallel with releasing the release-side hydraulic friction engagement device in any forward shift. Execute. Note that the gear ratio of each gear stage is appropriately determined by the gear ratios ρ1, ρ2, and ρ3 of the first planetary gear device 30, the second planetary gear device 34, and the third planetary gear device 36. For example, if ρ1≈0.45, ρ2≈0.38, and ρ3≈0.41, the gear ratio shown in FIG. 2 is obtained, and the value of the gear ratio step (the ratio of the gear ratio between the gears) is substantially equal. It is appropriate and the total speed ratio width (= 3.62 / 0.59) is as large as about 6.1, the speed ratio of the reverse gear is also appropriate, and an appropriate speed ratio characteristic is obtained as a whole.
[0019]
FIG. 3 is a block diagram illustrating an electric system provided in the vehicle for controlling the driving force transmission device 10. The electronic control device 42 shown in FIG. 3 is a so-called microcomputer including, for example, a CPU, ROM, RAM, interface, and the like, and executes various controls by processing input signals in accordance with a program stored in the ROM in advance. . The electronic control unit 42 includes a switch on / off signal from an ignition switch, an engine speed N from an engine speed sensor. _E , Engine water temperature T from engine water temperature sensor _W Signal indicating engine intake air temperature T from engine intake air temperature sensor _A Signal indicating engine intake air amount Q from engine intake air amount sensor _A , Throttle opening θ from the throttle opening sensor _TH , The accelerator opening θ from the accelerator opening sensor _AC , A signal indicating the brake operation from the brake switch, a signal indicating the vehicle speed V from the vehicle speed sensor, a signal indicating the front and rear positions of the shift lever from the shift lever position sensor, and the left and right positions of the shift lever from the shift lever position sensor , An input rotation speed N which is a rotation speed of the turbine impeller 22 from the turbine rotation sensor _IN , An output rotational speed N that is the rotational speed of the output gear 40 of the automatic transmission 16. _OUT The oil temperature T of the hydraulic oil supplied to the automatic transmission 16 from the oil temperature sensor _AT , A signal indicating the operation position of the shift pattern changeover switch, a signal from the ABS electronic control device, a signal from the VSC / TRC electronic control device, a signal from the A / C electronic control device, etc. The On the other hand, from the electronic control unit 42, a fuel injection signal to the fuel injection valve 44, an ignition signal to the igniter 46, a drive signal to the starter, a display signal to the shift position indicator, a signal to the ABS electronic control unit, A signal to the VSC / TRC electronic control device, a signal to the A / C electronic control device, and the like are output. Further, in order to control driving of linear solenoid valves SL1, SL2, SL3, SL4, SL5, SLU, and SLT which are electromagnetic control valves provided in a hydraulic control circuit 48 for controlling the operation of the automatic transmission 16. Is output.
[0020]
FIG. 4 is a diagram for briefly explaining the main part of the hydraulic control circuit 48. The hydraulic pump 50 shown in FIG. 4 is, for example, a mechanical hydraulic pump that pumps hydraulic oil that has returned to the strainer 52 at a predetermined hydraulic pressure according to the rotational drive of the engine 12. The first regulator valve 54 uses the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pump 50 as a source pressure to generate a line pressure P _L Adjust the pressure. The solenoid modulator valve 56 has a line pressure P supplied from the first regulator valve 54. _L Is the modulator pressure P _M Is supplied to the linear solenoid valves SL1, SL2, SL3, SL4, and SL5. The linear solenoid valves SL1, SL2, SL3, SL4, and SL5 are supplied with a modulator pressure P supplied from the solenoid modulator valve 56 in accordance with a command value from the electronic control unit 42. _M Is the first clutch control pressure P _C1 , Second clutch control pressure P _C2 , First brake control pressure P _B1 , Second brake control pressure P _B2 , Third brake control pressure P _B3 Is supplied to the first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, the second brake B2, and the third brake B3. That is, the hydraulic friction engagement device provided in the automatic transmission 16 is directly pressure-controlled by a dedicated electromagnetic control valve device.
[0021]
FIG. 5 is a cross-sectional view schematically showing a configuration of the third brake B3 as an example of a hydraulic friction engagement device provided in the automatic transmission 16. As shown in FIG. As shown in FIG. 5, the third brake B3 includes a plurality of (four in FIG. 5) brake plates 58 that function as housing side plate-like members and a plurality of sheets (in FIG. 5, that function as ring gear side plate-like members). Four brake discs 62, and the brake plates 58 and the brake discs 62 are alternately stacked in the axial direction. A plurality of fitting protrusions 60 are formed on the outer peripheral side of each brake plate 58, and the plurality of fitting protrusions 60 are fitted with a plurality of fitting grooves 66 formed on the inner peripheral side of the housing 24. Thus, the housing 24 is provided so as to be relatively movable in the axial direction and not to be relatively rotatable. A plurality of fitting protrusions 64 are formed on the inner peripheral side of each brake disk 62, and the plurality of fitting protrusions 64 are formed with a plurality of fitting grooves 68 formed on the outer peripheral side of the ring gear R1. By being fitted together, the ring gear R1 is provided so as to be relatively movable in the axial direction and not to be relatively rotatable. A backing plate 70 is disposed at one end where the brake plate 58 and the brake disc 62 are overlapped, and the brake plate 58 and the brake disc 62 are sandwiched between the backing plate 70 and the other end. A hydraulic cylinder 72 is provided for applying pressure to engage the third brake B3. The hydraulic cylinder 72 has a hydraulic oil chamber 74 formed in a part of the housing 24 and the hydraulic pressure supplied to the hydraulic oil chamber 74 and the backing plate 70 between the brake plate 58 and the brake disc. And a piston 76 that clamps 62.
[0022]
FIG. 6 is a functional block diagram illustrating the main part of the control function of the electronic control unit 42. The standby hydraulic pressure detection means 80 shown in FIG. 6 repeats the control for supplying a predetermined hydraulic pressure to the hydraulic friction engagement device for a predetermined time while gradually increasing the hydraulic pressure, so that torque is transmitted to the hydraulic friction engagement device. The minimum hydraulic pressure that can be generated is the standby hydraulic pressure P _WA Detect as. For example, when the vehicle is stopped by a braking device such as a foot brake and only the first clutch C1 is engaged in the hydraulic friction engagement device provided in the automatic transmission 16, the third brake A predetermined control oil pressure P is applied to the hydraulic oil chamber 74 of B3. _B3 Control for supplying a predetermined time to the control oil pressure P _B3 And gradually increasing the input rotational speed N of the automatic transmission 16. _IN The minimum hydraulic pressure at which the change occurs in the standby hydraulic pressure P of the third brake B3 _WAB3 Detect as. Here, the input rotation speed N _IN The change in the engine speed N as shown in the time chart of FIG. _E This is a change deviating from the proportional relationship (neutral state) with respect to, and the same applies to the following description.
[0023]
The fully engaged hydraulic pressure / torque detecting means 82 gradually increases the hydraulic pressure supplied to the hydraulic friction engagement device, and the minimum hydraulic pressure P at which the hydraulic friction engagement device is fully engaged. _ST And the input torque T at that time _ST Is detected. For example, when the vehicle is stopped by a braking device such as a foot brake and only the first clutch C1 is engaged in the hydraulic friction engagement device provided in the automatic transmission 16, the third brake Control hydraulic pressure P supplied to the hydraulic oil chamber 74 of B3 _B3 Gradually increasing the input rotational speed N of the automatic transmission 16. _IN The minimum hydraulic pressure P that becomes zero _STB3 And the engine intake amount Q at that time _A And the input torque T of the automatic transmission 16 estimated from the input / output speed ratio of the torque converter 14 and the like. _STB3 And detect.
[0024]
The correlation calculation means 84 is a standby hydraulic pressure P detected by the standby hydraulic pressure detection means 80 from a predetermined relationship. _WA And the minimum hydraulic pressure P detected by the fully engaged hydraulic pressure / torque detecting means 82 _ST And input torque T _ST Based on the above, the correlation between the hydraulic pressure supplied to the hydraulic friction engagement device and the torque capacity is calculated. For example, the standby hydraulic pressure P detected by the standby hydraulic pressure detection means 80 from the relationship expressed by the following equation (1): _WAB3 Command value p corresponding to _WAB3 And the minimum hydraulic pressure P detected by the fully engaged hydraulic pressure / torque detecting means 82 _STB3 Command value p corresponding to _STB3 And input torque T _STB3 Based on the control oil pressure P _B3 Command value p corresponding to _B3 And its command value p _B3 The correlation coefficients K1 and K2 with the torque capacity of the third brake B3 realized by the above are calculated. Note that α shown in the equation (1) is a torque distribution rate (known value) of the third brake B3 at the third shift speed.
[0025]
T _IN × α = K1 × p _B3 -K2 (1)
[0026]
FIG. 7 is a time chart for explaining the learning operation of the vehicle automatic transmission control device by the electronic control device 42. The first fill time detection means 86 is configured so that the standby hydraulic pressure P is obtained after the hydraulic friction engagement device is completely released. _WA Greater than a predetermined first fill hydraulic pressure P _FF Is repeated while gradually decreasing the time, and the time when torque transmission is no longer generated in the hydraulic friction engagement device is the first fill time (piston stroke time) t. _FF Detect as. For example, when the vehicle is stopped by a braking device such as a foot brake and only the first clutch C1 is engaged in the hydraulic friction engagement device provided in the automatic transmission 16, the third brake Predetermined first fill hydraulic pressure P after releasing B3 completely _FFB3 To the hydraulic oil chamber 74 for a predetermined time is repeated while gradually decreasing the time, and the input rotational speed N of the automatic transmission 16 is repeated. _IN The first fill time t, which is the duration of the fast fill control for closing the piston stroke S of the hydraulic cylinder 72 shown in FIG. _FFB3 Detect as.
[0027]
The standby time detection means 88 is configured to output the first fill hydraulic pressure P. _FF The first fill time t determined by the first fill time detection means 86 _FF The standby hydraulic pressure P detected by the standby hydraulic pressure detection means 80 after being supplied _WA The time until the torque transmission is generated in the hydraulic friction engagement device is a waiting time t. _WA Detect as. For example, the first fill hydraulic pressure P is supplied to the hydraulic oil chamber 74 of the third brake B3. _FFB3 The first fill time t determined by the first fill time detection means 86 _FFB3 The standby hydraulic pressure P detected by the standby hydraulic pressure detection means 80 after being supplied _WAB3 Until the input rotational speed N of the automatic transmission 16 is reached. _IN The time until a change occurs in the waiting time t _WAB3 Detect as.
[0028]
As described above, each of the forward shifts by the automatic transmission 16 engages the engagement-side hydraulic friction engagement device in parallel with the release-side hydraulic friction engagement device being released. Clutch-to-clutch shift, 2 → 3 shift from 2nd shift to 3rd shift, 4 → 5 shift from 4th shift to 5th shift, 4th shift to 3rd shift In the 4 → 3 shift and the 6 → 5 shift from the sixth shift stage to the fifth shift stage, the third brake B3 functions as a hydraulic friction engagement device on the engagement side. The shift control means 90 controls the shift of the automatic transmission 16 via the linear solenoid valves SL1 to SL5 provided in the hydraulic control circuit 48 based on the correlation calculated by the correlation calculation means 84. In the clutch-to-clutch shift using the third brake B3 as a hydraulic friction engagement device on the engagement side, the first fill hydraulic pressure P is supplied to the linear solenoid valve SL5. _FFB3 Command value p corresponding to _FFB3 The first fill time t determined by the first fill time detection means 86 _FFB3 The supplied first fill control is executed. Subsequently, the standby hydraulic pressure P detected by the standby hydraulic pressure detection means 80 is detected. _WAB3 The standby hydraulic pressure P is lowered to _WAB3 The waiting time t detected by the waiting time detecting means 88 at _WAB3 The standby hydraulic pressure control to be maintained is executed. Subsequently, a command value p supplied to the linear solenoid valve SL5. _B3 Is gradually increased to execute a sweep-up control for sweeping up the engagement pressure of the third brake B3. After the third brake B3 is completely engaged, the command value p _B3 Is the maximum value. In clutch-to-clutch shifting, release control of the release-side hydraulic friction engagement device is executed in parallel with engagement control of the engagement-side hydraulic friction engagement device. The engine 12 is likely to blow up or generate negative torque due to double lock, but the first fill time t _FF And waiting time t _WA By completing this learning at the time of factory shipment or at the time of maintenance at a dealer, it is possible to suitably prevent such adverse effects from the beginning.
[0029]
FIG. 8 is a flowchart for explaining the main part of the learning operation of the control device for the automatic transmission for vehicles by the electronic control device 42, which is repeatedly executed with a very short cycle time of about several milliseconds to several tens of milliseconds. is there.
[0030]
First, in step S1 (hereinafter, step is omitted), learning is started by stopping the vehicle by a braking device such as a foot brake or shorting the T terminal and executing a test mode. , The hydraulic friction engagement device to be subjected to learning correction, for example, the third brake B3 is completely released. Next, in S3, a predetermined control oil pressure P is applied to the third brake B3. _B3 Is supplied and waited for a predetermined time, and then in S4, the input rotational speed N of the automatic transmission 16 is set. _IN It is determined whether or not a change has occurred. If the determination in S4 is negative, the control hydraulic pressure P supplied to the third brake B3 in S5. _B3 After the pressure is slightly increased, the processing after S3 is executed again. If the determination at S4 is affirmative, at S6, the command value p at that time is _B3 Is the standby hydraulic pressure P _WAB3 Standby hydraulic pressure command value p corresponding to _WAB3 In step S7, the hydraulic pressure supplied to the third brake B3 is swept up. Next, in S8, the input rotational speed N of the automatic transmission 16 is reached. _IN Whether or not becomes zero is determined. If the determination in S8 is negative, the processes in and after S7 are executed again. If the determination in S8 is positive, in S9, the command value p at that time _STB3 And engine air intake Q _A And the input torque T of the automatic transmission 16 estimated from the input / output speed ratio of the torque converter 14 and the like. _STB3 Is stored in step S10 corresponding to the correlation calculating means 84, the command value p stored in step S6 from the above-described equation (1). _WAB3 , Command value p stored in S9 _STB3 , And input torque T _STB3 Control hydraulic pressure P based on _B3 Command value p corresponding to _B3 And its command value p _B3 Correlation coefficients K1 and K2 with the torque capacity of the third brake B3 realized by the above are calculated. In the above control, S2 to S6 correspond to the standby hydraulic pressure detection means 80, and S7 to S9 correspond to the complete engagement hydraulic pressure / torque detection means 82, respectively.
[0031]
Next, after the third brake B3 is completely released in S11, the standby hydraulic pressure P stored in S6 to the third brake B3 in S12. _WAB3 Larger first fill hydraulic pressure P _FFB3 Is supplied for a predetermined time. Next, in S13, the input rotational speed N of the automatic transmission 16 is set. _IN It is determined whether or not a change has occurred. If the determination in S13 is affirmative, in S14, after the third brake B3 is completely released again, the first fill oil pressure P _FFB3 Is set to be slightly shorter, then the processing from S12 is executed again. However, if the determination in S13 is negative, in S15, the first fill hydraulic pressure P at that time is set. _FFB3 Supply time of first fill time t _FFB3 As the control hydraulic pressure P supplied to the third brake B3 in S16. _B3 Is the standby hydraulic pressure P stored in S6 _WAB3 Is lowered and made to wait. Next, in S17, the input rotational speed N of the automatic transmission 16 is set. _IN It is determined whether or not a change has occurred. If the determination in S17 is negative, the processing from S16 onward is executed again. If the determination in S17 is affirmative, the control hydraulic pressure P supplied to the third brake B3 in S18. _B3 Is the standby hydraulic pressure P stored in S6 _WAB3 The time from when it is lowered to the time until that point is the waiting time t _WAB3 Is stored, the routine is terminated. In the above control, S11 to S15 correspond to the first fill time detection means 86, and S16 to S18 correspond to the standby time detection means 88, respectively.
[0032]
Thus, according to the present embodiment, after the hydraulic friction engagement device is completely released, the predetermined first fill hydraulic pressure P _FF Is repeated while gradually decreasing the time, and the time when torque transmission is no longer generated in the hydraulic friction engagement device is determined as the first fill time t. _FF Since the first fill time detection means 86 (S11 to S15) is detected, the learning based on the first fill control is possible even if the shift is not executed during traveling. That is, it is possible to provide a shift control device for an automatic transmission for a vehicle that can perform fine learning at the time of factory shipment or maintenance at a dealer.
[0033]
The first fill hydraulic pressure P _FF The first fill time t determined by the first fill time detection means 86 _FF After supplying the first fill hydraulic pressure P _FF Predetermined standby oil pressure P smaller than _WA The time until the torque transmission is generated in the hydraulic friction engagement device is a waiting time t. _WA Since the standby time detecting means 88 (S16 to S18) is detected as follows, shifting of the automatic transmission for a vehicle that executes standby hydraulic pressure control for maintaining a predetermined standby time at a predetermined standby hydraulic pressure following the first fill control is performed. With respect to the control device, there is an advantage that finer learning can be executed at the time of factory shipment or maintenance at a dealer.
[0034]
Further, by gradually increasing the hydraulic pressure supplied to the hydraulic friction engagement device, a command value corresponding to the minimum hydraulic pressure at which torque transmission is generated in the hydraulic friction engagement device is set to the standby hydraulic pressure command value p. _WA Since the standby hydraulic pressure detection means 80 (S2 to S6) is detected as follows, there is an advantage that finer learning can be performed at the time of factory shipment or at the time of maintenance at a dealer.
[0035]
Further, by gradually increasing the hydraulic pressure supplied to the hydraulic friction engagement device, a command value p corresponding to the minimum hydraulic pressure at which the hydraulic friction engagement device can be completely engaged. _ST And the input torque T at that time _ST The fully-engaged hydraulic pressure / torque detecting means 82 (S7 to S9) for detecting the standby hydraulic pressure command value p detected by the standby hydraulic pressure detecting means 80 from a predetermined relationship. _WA And the command value p detected by the complete engagement hydraulic pressure / torque detection means 82 _ST And input torque T _ST And a correlation calculating means 84 (S10) for calculating the correlation between the command value supplied to the electromagnetic control valve device for controlling the hydraulic friction engagement device based on the above and the torque capacity. There is an advantage that finer learning can be executed at the time of factory shipment or at the time of maintenance at a dealer.
[0036]
The hydraulic friction engagement device is used for clutch-to-clutch shifting of the automatic transmission 16, and the first fill hydraulic pressure P is applied when the clutch is engaged. _FF The first fill time t _FF After being supplied, the standby hydraulic pressure P _WA At the waiting time t _WA Since the engagement pressure is increased according to the hydraulic pressure determined based on the correlation, the engine is shipped from the factory for clutch-to-clutch shift, which tends to cause engine blow-up or negative lock due to double lock. There is an advantage that fine learning can be executed at the time of maintenance at the time or dealer.
[0037]
The preferred embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings. However, the present invention is not limited to these embodiments, and may be implemented in other modes.
[0038]
For example, in the above-described embodiment, the learning for the third brake B3 has been described, but it goes without saying that the hydraulic friction engagement device to be learned is not limited to the third brake B3. The same learning is executed for the first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, or the second brake B2. The present invention is also preferably applied to learning for a single-plate or belt-type hydraulic friction engagement device.
[0039]
Further, although not particularly mentioned in the above-described embodiments, the learning by the shift control device of the automatic transmission for a vehicle according to the present invention is executed at any stage before or after the on-board of the automatic transmission 16. It does not matter.
[0040]
In addition, although not illustrated one by one, the present invention is implemented with various modifications within a range not departing from the gist thereof.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram illustrating a driving force transmission device to which a shift control device for an automatic transmission for a vehicle according to an embodiment of the present invention is applied.
FIG. 2 is an engagement table for explaining engagement operations of clutches and brakes for establishing each gear position of the automatic transmission of FIG.
3 is a block diagram illustrating an electrical system provided in a vehicle for controlling the driving force transmission device of FIG. 1; FIG.
4 is a diagram for briefly explaining the main part of the hydraulic control circuit of FIG. 3; FIG.
FIG. 5 is a cross-sectional view schematically showing a configuration of a third brake as an example of a hydraulic friction engagement device provided in the automatic transmission of FIG. 1;
6 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function of the electronic control device of FIG. 3;
7 is a time chart for explaining a learning operation of a control device for an automatic transmission for a vehicle by the electronic control device of FIG. 6;
8 is a flowchart for explaining a main part of a learning operation of the control device for an automatic transmission for a vehicle by the electronic control device of FIG. 6;
[Explanation of symbols]
16: Automatic transmission
72: Hydraulic cylinder
76: Piston
80: Standby oil pressure detection means
82: Fully engaged hydraulic pressure / torque detection means
84: Correlation calculation means
86: First fill time detection means
88: Standby time detection means
C1: First clutch (hydraulic friction engagement device)
C2: Second clutch (hydraulic friction engagement device)
B1: First brake (hydraulic friction engagement device)
B2: Second brake (hydraulic friction engagement device)
B3: Third brake (hydraulic friction engagement device)

Claims

車両用自動変速機に備えられた油圧式摩擦係合装置を係合させるための油圧シリンダのピストンストロークを詰めるファーストフィル制御を実行する車両用自動変速機の変速制御装置であって、
車両停止時或いはテストモードにおいて、前記油圧式摩擦係合装置を完全解放させた後に所定のファーストフィル油圧を所定時間供給する制御を該時間を漸減させつつ繰り返して、該油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生しなくなったときの該時間をファーストフィル時間として検出するファーストフィル時間検出手段を含むことを特徴とする車両用自動変速機の変速制御装置。A shift control device for an automatic transmission for a vehicle that performs fast fill control for closing a piston stroke of a hydraulic cylinder for engaging a hydraulic friction engagement device provided in the automatic transmission for a vehicle,
When the vehicle is stopped or in the test mode, after the hydraulic friction engagement device is completely released, a control for supplying a predetermined first fill hydraulic pressure for a predetermined time is repeated while gradually decreasing the time, and the hydraulic friction engagement device is A shift control device for an automatic transmission for a vehicle, comprising: a first fill time detecting means for detecting the time when torque transmission stops occurring as a first fill time.

前記ファーストフィル油圧を前記ファーストフィル時間検出手段により求められたファーストフィル時間供給した後に該ファーストフィル油圧よりも小さい所定の待機油圧まで降下させて待機させ、前記油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生するまでの時間を待機時間として検出する待機時間検出手段を含むものである請求項１の車両用自動変速機の変速制御装置。After supplying the first fill hydraulic pressure to the first fill time determined by the first fill time detecting means, the first fill hydraulic pressure is lowered to a predetermined standby hydraulic pressure smaller than the first fill hydraulic pressure, and the torque is transmitted to the hydraulic friction engagement device. The shift control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 1, further comprising standby time detecting means for detecting a time until occurrence as a standby time.

前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧を漸増させて、該油圧式摩擦係合装置にトルク伝達が発生する最低油圧を前記待機油圧として検出する待機油圧検出手段を含むものである請求項２の車両用自動変速機の変速制御装置。The standby hydraulic pressure detecting means for gradually increasing the hydraulic pressure supplied to the hydraulic friction engagement device and detecting the minimum hydraulic pressure at which torque transmission is generated in the hydraulic friction engagement device as the standby hydraulic pressure. A shift control device for an automatic transmission for a vehicle.

前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧を漸増させて、該油圧式摩擦係合装置が完全係合させられる最低油圧及びその時点における入力トルクを検出する完全係合油圧・トルク検出手段と、
予め定められた関係から前記待機油圧検出手段により検出された待機油圧と、前記完全係合油圧・トルク検出手段により検出された最低油圧及び入力トルクとに基づいて前記油圧式摩擦係合装置へ供給される油圧とトルク容量との相関関係を算出する相関関係算出手段と
を、含むものである請求項３の車両用自動変速機の変速制御装置。Full engagement hydraulic pressure / torque detection means for gradually increasing the hydraulic pressure supplied to the hydraulic friction engagement device to detect the minimum hydraulic pressure at which the hydraulic friction engagement device is fully engaged and the input torque at that time; ,
Supply to the hydraulic friction engagement device based on the standby hydraulic pressure detected by the standby hydraulic pressure detection means from the predetermined relationship and the minimum hydraulic pressure and the input torque detected by the complete engagement hydraulic pressure / torque detection means. 4. The shift control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 3, further comprising correlation calculating means for calculating a correlation between the hydraulic pressure and the torque capacity.

前記油圧式摩擦係合装置は、前記自動変速機のクラッチツウクラッチ変速に用いられるものであって、その係合に際して前記ファーストフィル油圧を前記ファーストフィル時間供給された後、前記待機油圧にて前記待機時間待機させられ、次いで前記相関関係に基づいて決定された油圧に従って係合圧が増加させられるものである請求項１から４の何れかの車両用自動変速機の変速制御装置。The hydraulic friction engagement device is used for clutch-to-clutch shifting of the automatic transmission, and when the first fill hydraulic pressure is supplied for the first fill time during the engagement, The shift control device for an automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 4, wherein the shift is waited for a waiting time, and then the engagement pressure is increased in accordance with the hydraulic pressure determined based on the correlation.