JP6102353B2 - Control device for clutch - Google Patents
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Description
本発明は、例えば車輌に搭載されるトルクコンバータのロックアップクラッチのように、動力伝達経路に流体伝動装置と並列して配置されるクラッチの制御装置に係り、特にクラッチをスリップ状態に維持するスリップ制御を行うものに関する。 The present invention relates to a clutch control device arranged in parallel with a fluid transmission device in a power transmission path, such as a lock-up clutch of a torque converter mounted on a vehicle, in particular, a slip for maintaining the clutch in a slip state. It relates to what controls.
一般に、車輌等に搭載される自動変速機には、車輌の停止時ないし発進時にエンジンストップを防止するため、エンジンの出力回転と自動変速機構の入力回転との差回転を吸収しつつ動力伝達を行うトルクコンバータ等の流体伝動装置が備えられている。このような流体伝動装置には、車輌が発進した後にあっては回転伝達ロスが生じるため、燃費向上等の観点から、エンジンの出力軸と自動変速機構の入力軸と（即ちポンプインペラとタービンランナ）をロックアップし得るロックアップクラッチが設けられているものが主流になりつつある。 In general, an automatic transmission mounted on a vehicle or the like transmits power transmission while absorbing the differential rotation between the output rotation of the engine and the input rotation of the automatic transmission mechanism in order to prevent engine stop when the vehicle is stopped or started. A fluid transmission device such as a torque converter is provided. In such a fluid transmission device, a rotation transmission loss occurs after the vehicle has started. Therefore, from the viewpoint of improving fuel consumption, the output shaft of the engine and the input shaft of the automatic transmission mechanism (that is, the pump impeller and the turbine runner). ) That are provided with a lock-up clutch capable of locking up is becoming mainstream.
また、上記ロックアップクラッチの係合制御にあっては、単にロックアップを行うだけでなく、ロックアップのオン／オフの過渡期等に、燃費向上と乗り心地（係合ショック低減）との両立を図るためにスリップ状態を維持する、いわゆるスリップ制御が行われている。このスリップ制御にあっては、エンジン振動の伝達低減や伝達トルクの変動防止の観点から、エンジンの出力軸と自動変速機構の入力軸との差回転が所望の目標差回転となるように、そのスリップ量を供給油圧の制御によりコントロールする。例えば、エンジントルクに応じたフィードフォワード値を算出すると共に、目標差回転と実際の差回転とに基づくフィードバック値を算出し、それらフィードフォワード値とフィードバック値とを加算した値を用いてスリップ制御を行うものが提案されている（特許文献１参照）。 In addition, in the engagement control of the lockup clutch, not only the lockup is performed but also the improvement of fuel efficiency and the ride comfort (reduction of engagement shock) are achieved in the transitional period of the lockup on / off. In order to achieve this, so-called slip control for maintaining the slip state is performed. In this slip control, in order to reduce transmission of engine vibration and prevent fluctuations in transmission torque, the differential rotation between the output shaft of the engine and the input shaft of the automatic transmission mechanism is set to a desired target differential rotation. The slip amount is controlled by controlling the supply hydraulic pressure. For example, the feedforward value corresponding to the engine torque is calculated, the feedback value based on the target differential rotation and the actual differential rotation is calculated, and the slip control is performed using the value obtained by adding the feedforward value and the feedback value. What to do is proposed (refer patent document 1).
ところで、従来、上述のようなスリップ制御では、目標差回転を固定値としてフィードバック制御を行うことが一般的であった。しかしながら、エンジン回転数や車輌の状態などに応じて目標差回転を可変に設定することが考えられる。例えば、エンジン回転数や車輌の状態などによっては、エンジンの出力軸と自動変速機構の入力軸との差回転を所定の差回転よりも大きくした方が、振動などが生じにくい場合がある。このため、このような場合には目標差回転を高く設定することで、振動などが生じにくい差回転に制御することが可能となる。 By the way, conventionally, in the slip control as described above, it is common to perform feedback control with the target differential rotation as a fixed value. However, it is conceivable that the target differential rotation is variably set according to the engine speed, the state of the vehicle and the like. For example, depending on the engine speed, the state of the vehicle, and the like, vibration or the like may be less likely to occur when the differential rotation between the output shaft of the engine and the input shaft of the automatic transmission mechanism is larger than a predetermined differential rotation. Therefore, in such a case, by setting the target differential rotation high, it is possible to control the differential rotation where vibration or the like hardly occurs.
一方で、エンジンの出力トルク（エンジントルク）によっては、目標差回転を変更してもそれ以上差回転が変化しない場合がある。例えば、スリップ制御中に目標差回転を大きくする際に、エンジントルクが流体伝動装置のトルク容量を下回っていると、ロックアップクラッチ（クラッチ）の係合圧を下げても、エンジン回転数が流体伝動装置のトルク容量による制限を受けてそれ以上上昇せず、実際の差回転（実差回転）も大きくならない場合がある。このような場合にフィードバック制御を実行していると、実差回転を目標差回転に近づけるべく必要以上にクラッチの係合圧を下げてしまう。このため、その後に、目標差回転の設定を小さくする方向に変更したり、エンジントルクが上昇したりしてクラッチの係合圧を上げる必要がある場合に、必要な係合圧に上昇するまでタイムラグが生じるなどスリップ制御性が低下する。 On the other hand, depending on the engine output torque (engine torque), even if the target differential rotation is changed, the differential rotation may not change any more. For example, when increasing the target differential rotation during slip control, if the engine torque is less than the torque capacity of the fluid transmission, the engine speed will be fluid even if the engagement pressure of the lockup clutch (clutch) is reduced. There may be a case where the actual differential rotation (actual differential rotation) does not increase due to the limit due to the torque capacity of the transmission device and does not increase further. If feedback control is executed in such a case, the engagement pressure of the clutch is reduced more than necessary to bring the actual differential rotation closer to the target differential rotation. Therefore, after that, when it is necessary to increase the clutch engagement pressure by changing the setting of the target differential rotation in a direction to decrease the engine torque or increasing the engine torque, until the required engagement pressure is increased. Slip controllability such as time lag is reduced.
そこで本発明は、目標差回転を可変に設定できる構成であっても、スリップ制御性が低下することを抑制できるクラッチの制御装置を提供することを目的とするものである。 SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to provide a clutch control device that can suppress a decrease in slip controllability even when the target differential rotation can be variably set.
本発明に係るクラッチの制御装置（１）は（例えば図１乃至図５参照）、エンジン（２）の出力軸（３ａ）と自動変速機構（５）の入力軸（５ａ）との間の動力伝達経路に、流体伝動装置（４）と並列して配置されたクラッチ（７）の係合状態を、油圧指令値に基づき油圧制御してスリップ制御するクラッチの制御装置において、
前記エンジン（２）の出力トルク（Ｔｅ）を検出するトルク検出手段（１２）と、
前記エンジン（２）の出力軸（３ａ）の回転速度（Ｎｅ）と前記自動変速機構（５）の入力軸（５ａ）の回転速度（Ｎｔ）との実差回転（Ｎｓ）を検出する実差回転検出手段（１３）と、
前記エンジン（２）の出力軸（３ａ）の回転速度（Ｎｅ）と前記自動変速機構（５）の入力軸（５ａ）の回転速度（Ｎｔ）との目標差回転（ＴｇＮｓ）を可変に設定する目標差回転設定手段（１４）と、
前記実差回転（Ｎｓ）と前記目標差回転（ＴｇＮｓ）との偏差からフィードバック値を算出するフィードバック値算出手段（２２）と、
前記油圧指令値を生成し、生成した前記油圧指令値を前記フィードバック値に基づいて補正するフィードバック制御を実行可能な油圧指令手段（１１）と、を備え、
前記油圧指令手段（１１）は、前記流体伝動装置（４）のトルク容量（Ｔｔ）が前記出力トルク（Ｔｅ）よりも大きい場合には、前記フィードバック制御を中止することを特徴とする。
The clutch control device (1) according to the present invention (see, for example, FIGS. 1 to 5) is a power source between the output shaft (3a) of the engine (2) and the input shaft (5a) of the automatic transmission mechanism (5). In a clutch control device that performs slip control by hydraulically controlling an engagement state of a clutch (7) arranged in parallel with the fluid transmission device (4) in a transmission path based on a hydraulic command value,
Torque detection means (12) for detecting output torque (Te) of the engine (2);
The actual difference detecting the actual rotation (Ns) between the rotational speed (Ne) of the output shaft (3a) of the engine (2) and the rotational speed (Nt) of the input shaft (5a) of the automatic transmission mechanism (5). Rotation detection means (13);
A target differential rotation (TgNs) between the rotational speed (Ne) of the output shaft (3a) of the engine (2) and the rotational speed (Nt) of the input shaft (5a) of the automatic transmission mechanism (5) is variably set. Target differential rotation setting means (14);
Feedback value calculating means (22) for calculating a feedback value from a deviation between the actual differential rotation (Ns) and the target differential rotation (TgNs);
A hydraulic pressure command means (11) capable of executing the feedback control for generating the hydraulic pressure command value and correcting the generated hydraulic pressure command value based on the feedback value;
The hydraulic pressure command means (11) is characterized by stopping the feedback control when the torque capacity (Tt) of the fluid transmission device (4) is larger than the output torque (Te).
また、本発明に係るクラッチの制御装置（１）は（例えば図１乃至図５参照）、前記流体伝動装置はトルクコンバータ（４）であり、
前記トルク容量（Ｔｔ）は、前記自動変速機構（５）の入力軸（５ａ）の回転速度（Ｎｔ）と前記目標差回転（ＴｇＮｓ）との和の二乗に、所定の係数（ｃ）を乗じる計算により算出されることを特徴とする。
In addition, the clutch control device (1) according to the present invention (see, for example, FIGS. 1 to 5), the fluid transmission device is a torque converter (4),
The torque capacity (Tt) is obtained by multiplying the square of the sum of the rotational speed (Nt) of the input shaft (5a) of the automatic transmission mechanism (5) and the target differential rotation (TgNs) by a predetermined coefficient (c). It is calculated by calculation.
また、本発明に係るクラッチの制御装置（１）は（例えば図１乃至図５参照）、前記トルク容量（Ｔｔ）の計算を行うトルク容量算出手段（２３）を有し、
前記トルク容量算出手段（２３）は、前記計算を随時行うことを特徴とする。
The clutch control device (1) according to the present invention (see, for example, FIGS. 1 to 5) includes torque capacity calculation means (23) for calculating the torque capacity (Tt).
The torque capacity calculating means (23) performs the calculation as needed.
また、本発明に係るクラッチの制御装置（１）は（例えば図１乃至図５参照）、前記油圧指令手段（１１）は、前記トルク容量（Ｔｔ）が前記出力トルク（Ｔｅ）以下であっても、前記出力トルク（Ｔｅ）が、前記流体伝動装置（４）の入力側と出力側とで回転差が生じ得る所定のトルク（Ｔｄ）よりも小さい場合には、前記フィードバック制御を中止することを特徴とする。 Further, the clutch control device (1) according to the present invention (see, for example, FIGS. 1 to 5), the hydraulic pressure command means (11) has the torque capacity (Tt) equal to or less than the output torque (Te). However, when the output torque (Te) is smaller than a predetermined torque (Td) that may cause a rotational difference between the input side and the output side of the fluid transmission device (4), the feedback control is stopped. It is characterized by.
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、これは、発明の理解を容易にするための便宜的なものであり、特許請求の範囲の構成に何等影響を及ぼすものではない。 In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is for contrast with drawing, this is for convenience for making an understanding of invention easy, and has no influence on the structure of a claim. It is not a thing.
請求項１に係る本発明によると、流体伝動装置のトルク容量がエンジンの出力トルクよりも大きい場合にフィードバック制御を中止しているため、目標差回転を変更してもそれ以上差回転が変化しない状態であってもクラッチの係合圧を必要以上に低下させることがない。このため、目標差回転を可変に設定できる構成であっても、スリップ制御性が低下することを抑制できる。 According to the first aspect of the present invention, since the feedback control is stopped when the torque capacity of the fluid transmission device is larger than the output torque of the engine, even if the target differential rotation is changed, the differential rotation does not change any more. Even in this state, the clutch engagement pressure is not reduced more than necessary. For this reason, even if it is the structure which can set a target differential rotation variably, it can suppress that slip control property falls.
請求項２に係る本発明によると、トルクコンバータのトルク容量を正確に算出することができる。 According to the second aspect of the present invention, the torque capacity of the torque converter can be accurately calculated.
請求項３に係る本発明によると、トルク容量算出手段がトルク容量の計算を随時行うため、自動変速機構の入力軸の回転速度や目標差回転毎にそれぞれトルク容量を記憶しておく必要がない。このため、容量が大きい記憶装置が必要なく低コスト化を図れる。 According to the third aspect of the present invention, since the torque capacity calculating means calculates the torque capacity as needed, it is not necessary to store the torque capacity for each of the rotational speed of the input shaft of the automatic transmission mechanism and each target differential rotation. . This eliminates the need for a storage device having a large capacity, thereby reducing the cost.
請求項４に係る本発明によると、エンジンの出力トルクが流体伝動装置の入力側と出力側とで回転差が生じ得る所定のトルクよりも小さい場合にはフィードバック制御を中止するため、クラッチの係合圧を必要以上に低下させることがない。即ち、出力トルクが流体伝動装置の所定のトルクよりも小さい場合、流体伝動装置の入力側と出力側とで回転差が生じにくいため、クラッチの係合圧を小さくしてもエンジンの出力軸の回転数の変化は小さい。したがって、この状態で実差回転を目標差回転に近づけるべくフィードバック制御を行っても、実差回転の変化は小さいため、クラッチの係合圧が必要以上に低下してしまう。このため、このような場合にはフィードバック制御を中止することでクラッチの係合圧を必要以上に低下させることを防止して、スリップ制御性の低下を抑制できる。 According to the fourth aspect of the present invention, when the output torque of the engine is smaller than a predetermined torque that may cause a rotation difference between the input side and the output side of the fluid transmission device, the feedback control is stopped. The combined pressure is not reduced more than necessary. That is, when the output torque is smaller than the predetermined torque of the fluid transmission device, a difference in rotation is unlikely to occur between the input side and the output side of the fluid transmission device. Therefore, even if the engagement pressure of the clutch is reduced, the output shaft of the engine The change in rotational speed is small. Therefore, even if feedback control is performed to bring the actual differential rotation closer to the target differential rotation in this state, since the change in the actual differential rotation is small, the engagement pressure of the clutch is reduced more than necessary. For this reason, in such a case, it is possible to prevent the clutch engagement pressure from being lowered more than necessary by stopping the feedback control, and to suppress the slip controllability.
以下、本発明に係る実施の形態を図１乃至図５に沿って説明する。まず、本発明を適用し得るロックアップクラッチ付のトルクコンバータ及びその油圧制御回路の概略構成について図１及び図２を用いて説明する。図１に示すように、エンジン２に接続される自動変速機３は、大まかに、トルクコンバータ４、自動変速機構５、油圧制御装置６から構成されており、エンジン２の出力軸と自動変速機構５の入力軸との間に流体伝動装置としてのトルクコンバータ４が介在されて構成されている。
Hereinafter, embodiments according to the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 5. First, a schematic configuration of a torque converter with a lock-up clutch to which the present invention can be applied and a hydraulic control circuit thereof will be described with reference to FIGS. As shown in FIG. 1, the
上記トルクコンバータ４は、図２に示すように、自動変速機３としての入力軸３ａ（即ちエンジン２の出力軸）に接続されたポンプインペラ４ａと、作動流体を介して該ポンプインペラ４ａの回転が伝達されるタービンランナ４ｂと、それらの間に配設され、不図示のケースに支持されたワンウェイクラッチＦにより一方向に回転が規制されるステータ４ｃとを有する流体伝動部を備えている。該タービンランナ４ｂは、上記入力軸３ａと同軸上に配設された上記自動変速機構５としての入力軸５ａに接続されている。したがって、トルクコンバータ４は、エンジン２の出力軸と自動変速機構５の入力軸５ａとの間の動力伝達経路に配置されている。
As shown in FIG. 2, the torque converter 4 includes a
トルクコンバータ４には、上記動力伝達経路に該トルクコンバータ４と並列して配置されたクラッチとしてのロックアップクラッチ７が備えられている。ロックアップクラッチ７は、自動変速機３としての入力軸３ａと自動変速機構５としての入力軸５ａとの間に配置され、後述するようにポート４ｄ〜４ｆに供給される油圧に基づき係合されると、それら入力軸３ａと入力軸５ａとを係合する。
The torque converter 4 is provided with a
なお、入力軸５ａに伝達された回転は、自動変速機構５によって走行状態に応じて変速又は逆回転されて、ディファレンシャル装置を介して駆動輪（不図示）に伝達される。本発明に係る自動変速機構５としては、多段式の自動変速機やベルト式の無段変速装置（ＣＶＴ）等、どのようなものであっても使用することができる。
The rotation transmitted to the
本実施形態のロックアップクラッチ７は、多板式のものとなっており、例えばクラッチプレートとピストンとが一体に構成され、該クラッチプレートにかかる差圧により作動する単板式のものに比して、クラッチピストン７ａが別体とされ、トルクコンバータ４のケース（不図示）の内面をシリンダとしている。このため、トルクコンバータ４は、ケースとクラッチピストン７ａとの間を作動油室８ａとし、摩擦板７ｂ及びトルクコンバータ４の流体伝動部が内在される側を伝動油室８ｂとして構成されている。
The lock-up
さらに、上記作動油室８ａには、後述する係合圧ＰＳＬＵが油圧制御装置６から入力される入力ポート４ｄが設けられており、上記伝動油室８ｂには、トルクコンバータ４の流体伝動部を作動させるための循環圧（内圧）が油圧制御装置６から入力される入力ポート４ｅと、該循環圧が排出される出力ポート４ｆとが設けられている。
Furthermore, the
自動変速機３の油圧制御装置６には、エンジン２の回転に連動して駆動されるオイルポンプ（不図示）が備えられており、該オイルポンプで発生された油圧は、同じく図示を省略したプライマリレギュレータバルブ及びセカンダリレギュレータバルブにより、スロットル開度に基づきライン圧ＰＬ及びセカンダリ圧ＰＳＥＣに調圧される。また、油圧制御装置６は、不図示のリニアソレノイドバルブ、トルクコンバータ循環モジュレータバルブ、ロックアップリレーバルブ、オイルクーラなどを備えている。
The
例えば発進時など、後述する制御部１０がロックアップのＯＦＦを判定している状態では、油圧指令手段１１の電気的指令に基づきリニアソレノイドバルブがＯＦＦされ、セカンダリ圧ＰＳＥＣが、トルクコンバータ４の入力ポート４ｅに入力されて伝動油室８ｂに供給され（非減圧状態）、つまりロックアップクラッチ７のクラッチピストン７ａが図中左方側に押圧され、摩擦板７ｂが解放されてロックアップクラッチ７が解放状態とされる。また、上記伝動油室８ｂに供給された循環圧ＰＢは、出力ポート４ｆから排出され、オイルクーラに入力される。オイルクーラに入力されたオイルは、オイルクーラにより冷却された後、潤滑油路に供給される。
For example, when the
一方、例えば車輌の走行状況に基づき制御部１０がロックアップクラッチ７のＯＮを判断すると、リニアソレノイドバルブの出力ポートから係合圧ＰＳＬＵが出力され、この係合圧ＰＳＬＵは、トルクコンバータ４の入力ポート４ｄに入力され、作動油室８ａに供給される。このとき、出力ポート４ｆから排出された循環圧ＰＢは、ロックアップリレーバルブを介してドレーンされる。
On the other hand, for example, when the
また、トルクコンバータ循環モジュレータバルブが、ライン圧ＰＬ又はセカンダリ圧ＰＳＥＣよりも低い一定圧に調圧された循環圧ＰＢを出力し、入力ポート４ｅを介して伝動油室８ｂに供給する（減圧状態）。その後、伝動油室８ｂ内が、上記ライン圧ＰＬ又はセカンダリ圧ＰＳＥＣよりも低い一定圧に調圧された循環圧ＰＢとされた状態において、スリップ制御を行いつつロックアップクラッチ７が係合されると、リニアソレノイドバルブからの係合圧ＰＳＬＵを最大圧にし、ロックアップクラッチ７が完全にロックアップＯＮにされる。また、該ロックアップクラッチ７をロックアップＯＮからロックアップＯＦＦとする場合には、リニアソレノイドバルブからの係合圧ＰＳＬＵを徐々に下げ、上記スリップ制御を行った後、リニアソレノイドバルブからの係合圧ＰＳＬＵが０にされて、ロックアップクラッチ７がロックアップＯＦＦにされる。
The torque converter circulation modulator valve outputs a circulation pressure P B adjusted to a constant pressure lower than the line pressure P L or the secondary pressure P SEC and supplies the circulation pressure P B to the
つづいて、本発明の要部となるロックアップクラッチの制御装置（クラッチの制御装置）１について、図１及び図３乃至図５に沿って説明する。 Next, a lockup clutch control device (clutch control device) 1 which is a main part of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 and 3 to 5.
図１に示すように、本ロックアップクラッチの制御装置１は、自動変速機３に接続された制御部１０を有しており、該制御部１０は、油圧指令手段１１、トルク検出手段１２、実差回転検出手段１３、目標差回転設定手段１４、及びコントローラ２０を備えて構成されている。
As shown in FIG. 1, the lockup
また、制御部１０には、上記タービンランナ４ｂの回転速度（タービン回転数）Ｎｔ、つまり自動変速機構５の入力軸５ａの回転速度（インプット回転数）を検出するタービン回転数（入力軸）センサ３１が接続されていると共に、エンジン２からエンジントルク（エンジンの出力トルク）Ｔｅとエンジン回転数（エンジンの出力軸の回転速度）Ｎｅとがそれぞれ信号として入力される。なお、タービン回転数Ｎｔは、自動変速機構５の出力軸（不図示）の回転数を検出してギヤ比等から算出してもよく、また、エンジン回転数Ｎｅは、自動変速機３に入力軸回転数センサを設ける等して検出してもよい。
The
上記油圧指令手段１１は、詳しくは後述するように、ロックアップクラッチ７の係合状態を油圧制御するための油圧指令値を生成し、生成した油圧指令値を後述するフィードバック値に基づいて補正するフィードバック制御を実行可能である。上記トルク検出手段１２は、エンジントルクＴｅを検出する。なお、ここで言うエンジントルクは、加速時などのプラス方向のトルクだけでなく、例えばエンジンブレーキをかけているときなどのマイナス方向のトルクをも含む。
As will be described in detail later, the hydraulic pressure command means 11 generates a hydraulic pressure command value for hydraulically controlling the engagement state of the
上記実差回転検出手段１３は、上記エンジン回転数Ｎｅからタービン回転数（インプット回転数）Ｎｔを減算して、実際の差回転数（実差回転）Ｎｓを検出する。また、目標差回転設定手段１４は、走行状態（即ちエンジントルクＴｅ、タービン回転数Ｎｔなど）から、目標とする差回転数（目標差回転）ＴｇＮｓ、つまりロックアップクラッチ７の目標となるスリップ回転数差を可変に設定する。本実施形態では、例えば５〜１０００ｒｐｍの範囲で、走行状態に応じて目標差回転ＴｇＮｓを可変に設定するようにしている。
The actual differential rotation detecting means 13 subtracts the turbine rotational speed (input rotational speed) Nt from the engine rotational speed Ne to detect the actual differential rotational speed (actual differential rotational speed) Ns. Further, the target differential rotation setting means 14 determines the target differential rotation speed (target differential rotation) TgNs, that is, the slip rotation that is the target of the
上記コントローラ２０は、ロックアップクラッチ７をスリップ制御するための油圧指令値を生成する油圧指令手段１１に各種信号を出力する。このためにコントローラ２０は、フィードフォワード（以下、「ＦＦ」ともいう）値を算出するＦＦ値算出手段（フィードフォワード値算出手段）２１、フィードバック（以下、「ＦＢ」ともいう）値を算出するＦＢ値算出手段（フィードバック値算出手段）２２、トルク容量算出手段２３を備えて構成されている。
The
上記ＦＦ値算出手段２１は、エンジントルクＴｅ及び目標差回転ＴｇＮｓの設定に基づきフィードフォワード値（ＦＦ値）を算出する。具体的には、ＦＦ値算出手段２１は、エンジン２からのエンジントルクＴｅの信号、タービン回転数センサ３１からのタービン回転数Ｎｔの信号、目標差回転設定手段１４で設定された目標差回転ＴｇＮｓの信号を取得する。また、ＦＦ値算出手段２１には、例えばエンジントルクＴｅの大きさ別に複数のマップが備えられており、該ＦＦ値算出手段２１は、上記取得した各信号に応じたマップを選択し、そのマップより上記タービン回転数Ｎｔに対応して、ロックアップクラッチ７が目標差回転ＴｇＮｓとなるはずの油圧に制御するためのＦＦ値を算出する。後述するようにフィードバック制御が中止されている場合には、油圧指令手段１１は、このＦＦ値に基づくＦＦ指令圧を油圧指令値として生成し、これをロックアップクラッチ７の係合指令圧とする。
The FF value calculation means 21 calculates a feed forward value (FF value) based on the settings of the engine torque Te and the target differential rotation TgNs. Specifically, the FF value calculating means 21 is a signal of the engine torque Te from the
上記ＦＢ値算出手段２２は、実差回転Ｎｓと目標差回転ＴｇＮｓとの偏差からフィードバック値（ＦＢ値）を算出する。例えば、ＦＢ値算出手段２２は、Ｈ∞（インフィニティ）制御を行う。即ち、Ｈ∞ノルムに基づき応答性と安定性を両立するように定数が設定された制御式に基づきＦＢ値（Ｈ∞制御値）を算出する。なお、ＦＢ値算出手段２２は、例えばＰＩＤ制御を行ってもよい。
The FB value calculating means 22 calculates a feedback value (FB value) from the deviation between the actual differential rotation Ns and the target differential rotation TgNs. For example, the FB value calculating means 22 performs H∞ (Infinity) control. That is, the FB value (H∞ control value) is calculated based on a control equation in which constants are set so as to achieve both responsiveness and stability based on the H∞ norm. Note that the FB
上記トルク容量算出手段２３は、トルクコンバータ４のトルク容量Ｔｔを計算する。このトルク容量とは、トルクコンバータ４の入力軸３ａを回転させるために必要なトルクであり、言い換えれば、そのトルクコンバータ４は、入力軸３ａをどの程度回転させにくいかを示す値である。したがって、トルクコンバータ４に入力されるエンジントルクがこのトルク容量よりも小さいと、ロックアップクラッチ７を解放しても、トルクコンバータ４のポンプインペラ４ａとタービンランナ４ｂとの回転差が生じず、タービンランナ４ｂに接続される自動変速機構５や車輪の慣性に引きずられてエンジン２の回転数が上昇しにくくなる。
The torque
このようなトルク容量Ｔｔは、トルクコンバータ４の構成（例えば、ポンプインペラ４ａやタービンランナ４ｂの羽根の角度など）に応じて異なるものであり、また、タービンランナ４ｂの回転数などによっても異なる。したがって、本実施形態では、トルク容量Ｔｔは、自動変速機構５の入力軸５ａの回転数（インプット回転数）Ｎｔと目標差回転ＴｇＮｓとの和の二乗に、所定の係数（容量係数）ｃを乗じる計算により算出している。即ち、次式により算出している。
Ｔｔ＝ｃ×（Ｎｔ＋ＴｇＮｓ）２
Such torque capacity Tt varies depending on the configuration of the torque converter 4 (for example, the angle of the blades of the
Tt = c × (Nt + TgNs) 2
ここで、所定の係数ｃは、例えば、トルクコンバータ４の大きさ、ポンプインペラ４ａ、タービンランナ４ｂ、ステータの羽根の角度、数などに応じて、予めトルクコンバータ毎に設定される定数である。インプット回転数Ｎｔと目標差回転ＴｇＮｓとの和は、その目標差回転ＴｇＮｓが実現されていれば、そのときの実際のエンジン回転数に相当する。このため、上述の式によりエンジントルクと対比可能な値としてのトルク容量が算出される。また、上記トルク容量を算出する式には、必要に応じて（例えば、その時のエンジン回転数やインプット回転数などを考慮した）補正項を加算するようにしても良い。
Here, the predetermined coefficient c is a constant set in advance for each torque converter in accordance with, for example, the size of the torque converter 4, the
なお、トルク容量は、上記式に拘らず、他の式により算出するようにしても良い。また、自動変速機構の入力軸の回転数や目標差回転毎にそれぞれトルク容量をマップとして記憶し、マップに基づいてトルク容量を求めるようにしても良い。但し、この場合には、正確にトルク容量を求めるために容量が大きい記憶装置（メモリ）が必要となる。したがって、本実施形態のように上述の式により算出れば、トルクコンバータ４のトルク容量を正確に算出することができる。 Note that the torque capacity may be calculated by another formula regardless of the above formula. Alternatively, the torque capacity may be stored as a map for each rotation speed of the input shaft of the automatic transmission mechanism and the target differential rotation, and the torque capacity may be obtained based on the map. However, in this case, a storage device (memory) having a large capacity is required to accurately obtain the torque capacity. Therefore, if it calculates with the above-mentioned formula like this embodiment, the torque capacity of torque converter 4 can be calculated correctly.
また、本実施形態では、トルク容量の計算を随時行うようにしている。例えば、制御部１０が有するＣＰＵのクロック数に応じて所定間隔ごとに計算を行うようにする。このように随時計算することで、上述したようなマップが不要になり、容量が大きい記憶装置が必要なく低コスト化を図れる。
In this embodiment, the torque capacity is calculated at any time. For example, the calculation is performed at predetermined intervals according to the number of CPU clocks of the
本実施形態では、油圧指令手段１１は、上述のように算出されたトルクコンバータ４のトルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅよりも大きい場合には、上述したように生成した油圧指令値をＦＢ値に基づいて補正するフィードバック制御（ＦＢ制御）を中止する。なお、エンジントルクＴｅは、上述したようにトルクの方向（プラス、マイナス）があるため、トルク容量Ｔｔ及び後述する閾値との比較は、エンジントルクＴｅの絶対値で行う。以下、図３を用いて詳しく説明する。 In the present embodiment, when the torque capacity Tt of the torque converter 4 calculated as described above is larger than the engine torque Te, the hydraulic command means 11 uses the hydraulic command value generated as described above based on the FB value. The feedback control (FB control) to be corrected is stopped. Since the engine torque Te has a torque direction (plus or minus) as described above, the comparison between the torque capacity Tt and a threshold value described later is performed with the absolute value of the engine torque Te. Hereinafter, this will be described in detail with reference to FIG.
図３は、上から、エンジン回転数Ｎｅとインプット回転数Ｎｔとの関係（実差回転）、トルクコンバータ４のトルク容量ＴｔとエンジントルクＴｅとの関係（トルク）、目標差回転、ＦＦ値に基づくＦＦ指令圧、ＦＢ値に基づくＦＢ指令圧、ＦＢ制御を中止しなかった場合（ａ）と中止した場合（ｂ）のＦＢ制御の実行と中止の領域、ロックアップクラッチ７の係合指令圧を、それぞれ時間軸（図３の横軸）に沿って示すタイムチャートである。なお、ここでは、説明を簡単にするためにエンジントルクＴｅは一定とする。
FIG. 3 shows, from above, the relationship between the engine speed Ne and the input speed Nt (actual difference rotation), the relationship between the torque capacity Tt of the torque converter 4 and the engine torque Te (torque), the target differential rotation, and the FF value. FF command pressure based on FB value, FB command pressure based on FB value, FB control execution and stop region when FB control is not stopped (a) and when FB control is stopped, engagement command pressure for
図の中段に示すように、まず、目標差回転設定手段１４が、スリップ制御中に目標差回転を例えば５０ｒｐｍから徐々に上昇させた場合、ロックアップクラッチ７の係合圧を低下させるべく、ＦＦ値算出手段２１が算出したＦＦ値に基づくＦＦ指令圧も下降する。このとき、トルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅ以下である場合には、ロックアップクラッチ７の係合圧の低下によりエンジン回転数Ｎｅが上昇して実差回転も上昇していくため、ＦＢ制御を実行する。即ち、この場合には、ロックアップクラッチ７の係合指令圧として、ＦＦ指令圧にＦＢ指令圧を加算した値が出力される。言い換えれば、油圧指令手段１１は、ＦＦ値に基づく油圧指令値をＦＢ値に基づいて補正した値を油圧制御装置６に出力し、油圧制御装置６がこの指令値に基づいてロックアップクラッチ７の係合圧を設定する。
As shown in the middle of the figure, first, when the target differential rotation setting means 14 gradually increases the target differential rotation from, for example, 50 rpm during the slip control, the FF is set to decrease the engagement pressure of the
目標差回転をさらに上昇させていき、トルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅよりも大きくなると（図のα以降）、トルクコンバータ４の制限によりエンジン回転数Ｎｅが上昇しなくなり、実差回転も上昇しなくなる。このとき、図の（ａ）に示すように、ＦＢ制御を実行したままとすると、実差回転と目標差回転との偏差が大きくなるため、ＦＢ指令圧が破線で示すように下降していく。この結果、ロックアップクラッチ７の係合指令圧も破線で示すように下降していく。
When the target differential rotation is further increased and the torque capacity Tt becomes larger than the engine torque Te (after α in the figure), the engine speed Ne does not increase due to the limitation of the torque converter 4, and the actual differential rotation also does not increase. . At this time, as shown in (a) of the figure, if the FB control is kept executed, the deviation between the actual differential rotation and the target differential rotation becomes large, so the FB command pressure decreases as indicated by the broken line. . As a result, the engagement command pressure of the
次に、ＦＢ制御を実行したまま、目標差回転を下降に転じさせると、変化していない実差回転に目標差回転が近づいていくため、ＦＢ指令圧の変化は小さくなる。そして、このまま目標差回転を下降させていき、トルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅ以下となると（図のβ以降）、エンジン回転数Ｎｅが変化し始めて実差回転も変化し始める。このとき、ロックアップクラッチ７の係合指令圧は、β時点では破線で示す値となり、ロックアップクラッチ７の係合圧が、このときに必要な係合圧よりも低くなってしまう。この結果、その後に係合圧を必要な係合圧まで上昇させる時間がかかるなどスリップ制御性が低下する。
Next, when the target differential rotation is turned downward while the FB control is being performed, the target differential rotation approaches the actual differential rotation that has not changed, and therefore the change in the FB command pressure becomes small. Then, the target differential rotation is lowered as it is, and when the torque capacity Tt becomes equal to or less than the engine torque Te (after β in the figure), the engine rotational speed Ne starts to change and the actual differential rotation also starts to change. At this time, the engagement command pressure of the
一方、本実施形態では、トルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅよりも大きくなる図のα以降では、図の（ｂ）に示すように、ＦＢ制御を中止するようにしている。即ち、ＦＢ指令圧を、実線で示すように変化させない。この結果、ＦＢ制御を中止している間は、ロックアップクラッチ７の係合指令圧として、ＦＦ指令圧が出力される。言い換えれば、油圧指令手段１１は、ＦＦ値に基づく油圧指令値をそのまま油圧制御装置６に出力し、油圧制御装置６がこの指令値に基づいてロックアップクラッチ７の係合圧を設定する。
On the other hand, in the present embodiment, the FB control is stopped as shown in (b) of the figure after α in the figure where the torque capacity Tt becomes larger than the engine torque Te. That is, the FB command pressure is not changed as indicated by the solid line. As a result, while the FB control is stopped, the FF command pressure is output as the engagement command pressure of the
次いで、目標差回転を下降させていくと、ＦＦ指令圧もこれに合わせて上昇していく。そして、トルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅ以下となる図のβ以降では、エンジン回転数Ｎｅが変化し始めて実差回転も変化し始める。このとき、ロックアップクラッチ７の係合指令圧は、β時点では実線で示す値となり、ロックアップクラッチ７の係合圧を、ＦＢ制御を中止しなかった破線で示す値よりも大きくできる。この結果、ロックアップクラッチ７の係合圧を、このときに必要な係合圧にする、或いは、この係合圧により近づけることができる。その後（β以降）は、ＦＢ制御を開始して、より正確にロックアップクラッチ７の係合圧を制御していく。
Next, when the target differential rotation is lowered, the FF command pressure also rises accordingly. Then, after β in the figure where the torque capacity Tt is equal to or less than the engine torque Te, the engine speed Ne starts to change and the actual difference rotation also starts to change. At this time, the engagement command pressure of the
また、本実施形態では、油圧指令手段１１は、トルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅ以下（出力トルク以下）であっても、エンジントルクＴｅが、トルクコンバータ４の入力側と出力側とで回転差が生じ得る所定のトルク（閾値）Ｔｄよりも小さい場合には、ＦＢ制御を中止する。即ち、トルクコンバータ４は、入力されるトルクが低い領域では、入力側のポンプインペラ４ａと出力側のタービンランナ４ｂとの間で回転差が生じない、所謂不感帯と呼ばれるトルク領域が存在する。したがって、エンジントルクＴｅが閾値Ｔｄよりも小さい場合（即ち不感帯の領域である場合）、ポンプインペラ４ａとタービンランナ４ｂとの間で回転差が生じにくいため、ロックアップクラッチ７の係合圧を小さくしてもエンジン回転数の変化は小さい。したがって、この状態で実差回転を目標差回転に近づけるべくＦＢ制御を行っても、実差回転の変化は小さいため、ロックアップクラッチ７の係合圧が必要以上に低下してしまう。このため、このような場合にはＦＢ制御を中止することとしている。
In the present embodiment, the hydraulic command means 11 has a difference in rotational speed between the input side and the output side of the torque converter 4 even if the torque capacity Tt is equal to or lower than the engine torque Te (lower than output torque). When the torque is smaller than a predetermined torque (threshold value) Td that can be generated, the FB control is stopped. That is, the torque converter 4 has a so-called dead zone in which a rotational difference does not occur between the input-
上述のようなＦＢ制御を中止する領域について、図４を用いて説明する。まず、図４（Ａ）に示すように、従来、エンジントルクＴｅが、トルクコンバータの入力側と出力側とで回転差が生じ得る所定のトルク（閾値）よりも小さい場合には、ＦＢ制御を中止していた。但し、従来は、インプット回転数の変化などに拘らず、不感帯でのＦＢ制御を中止すべく、この不感帯の領域を広く（即ち閾値を大きく）設定していた。 The region where the FB control as described above is stopped will be described with reference to FIG. First, as shown in FIG. 4A, conventionally, when the engine torque Te is smaller than a predetermined torque (threshold value) that may cause a rotational difference between the input side and the output side of the torque converter, the FB control is performed. It was cancelled. However, conventionally, in order to stop the FB control in the dead zone regardless of changes in the input rotation speed, the dead zone region is set wide (that is, the threshold value is increased).
一方、本実施形態の場合、上述のようにトルクコンバータ４のトルク容量ＴｔとエンジントルクＴｅとの関係で、ＦＢ制御を中止する領域を設定している。このため、図４（Ｂ）に示すように、インプット回転数の上昇に伴い、ＦＢ制御中止領域も広がっていく。このようにＦＢ制御中止領域がインプット回転数に応じて変化するため、本実施形態の場合、図４（Ａ）で示したように不感帯の領域を広くする必要がない。したがって、本実施形態では、従来よりも不感帯の領域を狭く、即ち、閾値を小さく設定でき、インプット回転数が低くても従来ＦＢ制御を中止する必要がなかった領域でも、ＦＢ制御を行えるようにできる。なお、図４（Ｂ）で２次曲線的に広がっていく領域は、目標差回転によってその傾きが変化する。 On the other hand, in the case of the present embodiment, as described above, the region in which the FB control is stopped is set based on the relationship between the torque capacity Tt of the torque converter 4 and the engine torque Te. For this reason, as shown in FIG. 4 (B), the FB control stop region also expands as the input rotational speed increases. As described above, since the FB control stop region changes according to the input rotation speed, in the case of this embodiment, it is not necessary to widen the dead zone region as shown in FIG. Therefore, in this embodiment, the dead zone region can be set narrower than that of the conventional case, that is, the threshold value can be set small, and the FB control can be performed even in the region where the conventional FB control did not have to be stopped even if the input rotational speed is low. it can. Note that the slope of the region that expands in a quadratic curve in FIG. 4B changes due to the target difference rotation.
上述した本実施形態のスリップ制御のフローの一例について、図５を用いて説明する。まず、制御部１０において、走行状態に基づきロックアップクラッチ７のスリップ制御が開始されると、トルク容量算出手段２３がトルクコンバータ４のトルク容量Ｔｔを算出する（Ｓ１）。次いで、油圧指令手段１１が、エンジントルクＴｅがトルク容量Ｔｔ以上であるかを判断する（Ｓ２）。エンジントルクＴｅがトルク容量Ｔｔ以上、言い換えれば、トルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅ以下である場合には（Ｓ２のＹＥＳ）、エンジントルクＴｅが閾値Ｔｄ以上であるかを判断する（Ｓ３）。そして、エンジントルクＴｅが閾値Ｔｄ以上である場合には（Ｓ３のＹＥＳ）、ＦＢ制御を実行する（Ｓ４）。その後、スリップ制御が継続されるかを判断し（Ｓ５）、継続される場合には（Ｓ５のＹＥＳ）、Ｓ１に戻り、継続されない場合には（Ｓ５のＮＯ）、スリップ制御を終了する。
An example of the slip control flow of the present embodiment described above will be described with reference to FIG. First, when the
一方、Ｓ２でエンジントルクＴｅがトルク容量Ｔｔよりも小さい場合、言い換えれば、トルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅよりも大きい場合には（Ｓ２のＹＥＳ）、ＦＢ制御を中止し（Ｓ６）、Ｓ５に進む。また、Ｓ３でエンジントルクＴｅが閾値Ｔｄよりも小さい場合にも（Ｓ３のＮＯ）、ＦＢ制御を中止し（Ｓ６）、Ｓ５に進む。 On the other hand, when the engine torque Te is smaller than the torque capacity Tt in S2, in other words, when the torque capacity Tt is larger than the engine torque Te (YES in S2), the FB control is stopped (S6), and the process proceeds to S5. . Also, when the engine torque Te is smaller than the threshold value Td in S3 (NO in S3), the FB control is stopped (S6), and the process proceeds to S5.
以上説明したように本ロックアップクラッチの制御装置１によると、トルクコンバータ４のトルク容量ＴｔがエンジントルクＴｅよりも大きい場合にＦＢ制御を中止しているため、目標差回転を変更してもそれ以上差回転が変化しない状態であっても、ロックアップクラッチ７の係合圧を必要以上に低下させることがない。このため、目標差回転を可変に設定できる構成であっても、スリップ制御性が低下することを抑制できる。
As described above, according to the
また、エンジントルクがトルクコンバータ４の入力側と出力側とで回転差が生じ得る所定のトルク（閾値）よりも小さい場合にもＦＢ制御を中止するため、この場合にもロックアップクラッチ７の係合圧を必要以上に低下させることがなく、スリップ制御性の低下を抑制できる。また、この場合に、従来よりも上記閾値を低く設定できるため、インプット回転数が低い状態でのＦＢ制御の領域を広げることができ、スリップ制御をより高精度に行うことができる。
Further, since the FB control is stopped even when the engine torque is smaller than a predetermined torque (threshold value) that may cause a difference in rotation between the input side and the output side of the torque converter 4, the engagement of the
また、トルク容量を前述した式により算出しているため、トルクコンバータ４のトルク容量を正確に算出できる。また、この式によるトルク容量の演算を随時行っているため、インプット回転数や目標差回転毎にそれぞれトルク容量を記憶しておく必要がない。このため、容量が大きい記憶装置が必要なく低コスト化を図れる。 Further, since the torque capacity is calculated by the above-described equation, the torque capacity of the torque converter 4 can be accurately calculated. Further, since the calculation of the torque capacity according to this equation is performed at any time, it is not necessary to store the torque capacity for each of the input rotation speed and the target differential rotation. This eliminates the need for a storage device having a large capacity, thereby reducing the cost.
なお、以上説明した本実施形態においては、本クラッチの制御装置１をロックアップクラッチ７のスリップ制御に適用したものを説明したが、これに限らず、例えばトルクコンバータを備えない発進装置の発進クラッチにおけるスリップ制御に適用しても良いことは勿論である。例えば、流体伝動装置としてフルードカップリングを使用し、エンジンと自動変速機構との間の動力伝達経路に、このフルードカップリングと並列して発進クラッチを配置して、この発進クラッチをスリップ制御する構成にも、本発明を適用できる。
In the above-described embodiment, the
１ ロックアップクラッチの制御装置（クラッチの制御装置）
２ エンジン
３ａ 入力軸（エンジンの出力軸）
４ トルクコンバータ（流体伝動装置）
５ 自動変速機構
５ａ 入力軸
７ ロックアップクラッチ（クラッチ）
１０ 制御部
１１ 油圧指令手段
１２ トルク検出手段
１３ 実差回転検出手段
１４ 目標差回転設定手段
２０ コントローラ
２１ ＦＦ値算出手段（フィードフォワード値算出手段）
２２ ＦＢ値算出手段（フィードバック値算出手段）
２３ トルク容量算出手段
Ｎｅ エンジン回転数（エンジンの出力軸の回転速度）
Ｎｔ タービン回転数（自動変速機構の入力軸の回転速度、インプット回転数）
Ｎｓ 実差回転
ＴｇＮｓ 目標差回転
Ｔｅ エンジントルク（エンジンの出力トルク）
Ｔｔ トルク容量
Ｔｄ 閾値（所定のトルク）
1 Lock-up clutch control device (clutch control device)
2
4 Torque converter (fluid transmission)
5
DESCRIPTION OF
22 FB value calculation means (feedback value calculation means)
23 Torque capacity calculation means Ne Engine rotation speed (rotation speed of engine output shaft)
Nt Turbine speed (speed of input shaft of automatic transmission mechanism, input speed)
Ns Actual differential rotation TgNs Target differential rotation Te Engine torque (engine output torque)
Tt Torque capacity Td threshold (predetermined torque)
Claims (4)
前記エンジンの出力トルクを検出するトルク検出手段と、
前記エンジンの出力軸の回転速度と前記自動変速機構の入力軸の回転速度との実差回転を検出する実差回転検出手段と、
前記エンジンの出力軸の回転速度と前記自動変速機構の入力軸の回転速度との目標差回転を可変に設定する目標差回転設定手段と、
前記実差回転と前記目標差回転との偏差からフィードバック値を算出するフィードバック値算出手段と、
前記油圧指令値を生成し、生成した前記油圧指令値を前記フィードバック値に基づいて補正するフィードバック制御を実行可能な油圧指令手段と、を備え、
前記油圧指令手段は、前記流体伝動装置のトルク容量が前記出力トルクよりも大きい場合には、前記フィードバック制御を中止する、
ことを特徴とするクラッチの制御装置。 A clutch that performs slip control by hydraulically controlling the engagement state of a clutch disposed in parallel with the fluid transmission device in a power transmission path between the output shaft of the engine and the input shaft of the automatic transmission mechanism based on a hydraulic command value In the control device of
Torque detecting means for detecting the output torque of the engine;
An actual difference rotation detecting means for detecting an actual difference rotation between the rotation speed of the output shaft of the engine and the rotation speed of the input shaft of the automatic transmission mechanism;
Target differential rotation setting means for variably setting a target differential rotation between the rotational speed of the output shaft of the engine and the rotational speed of the input shaft of the automatic transmission mechanism;
Feedback value calculating means for calculating a feedback value from a deviation between the actual difference rotation and the target difference rotation;
A hydraulic pressure command means capable of executing the feedback control for generating the hydraulic pressure command value and correcting the generated hydraulic pressure command value based on the feedback value;
The hydraulic pressure command means stops the feedback control when the torque capacity of the fluid transmission device is larger than the output torque.
A clutch control device.
前記トルク容量は、前記自動変速機構の入力軸の回転速度と前記目標差回転との和の二乗に、所定の係数を乗じる計算により算出される、
ことを特徴とする、請求項１に記載のクラッチの制御装置。 The fluid transmission device is a torque converter;
The torque capacity is calculated by calculation by multiplying the square of the sum of the rotational speed of the input shaft of the automatic transmission mechanism and the target differential rotation by a predetermined coefficient.
The clutch control device according to claim 1, wherein:
前記トルク容量算出手段は、前記計算を随時行う、
ことを特徴とする、請求項１又は２に記載のクラッチの制御装置。 A torque capacity calculating means for calculating the torque capacity;
The torque capacity calculating means performs the calculation as needed.
The clutch control device according to claim 1, wherein the control device is a clutch control device.
ことを特徴とする、請求項１ないし３のうちの何れか１項に記載のクラッチの制御装置。 When the torque capacity is equal to or less than the output torque, the hydraulic pressure command means is configured such that the output torque is smaller than a predetermined torque that may cause a rotation difference between the input side and the output side of the fluid transmission device. , Stop the feedback control,
The clutch control device according to any one of claims 1 to 3, wherein the control device is a clutch control device.
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