JPH1182704A - Hydraulic control device of automatic transmission - Google Patents
Hydraulic control device of automatic transmissionInfo
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- JPH1182704A JPH1182704A JP9247280A JP24728097A JPH1182704A JP H1182704 A JPH1182704 A JP H1182704A JP 9247280 A JP9247280 A JP 9247280A JP 24728097 A JP24728097 A JP 24728097A JP H1182704 A JPH1182704 A JP H1182704A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、自動車に搭載され
る自動変速機の油圧制御装置に係り、詳しくは学習によ
り、サーボ起動制御を補正する自動変速機の油圧制御装
置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission mounted on an automobile, and more particularly, to a hydraulic control device for an automatic transmission that corrects servo activation control by learning.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来、係合側クラッチのサーボ起動制御
（摩擦板のクリアランス分ストロークしてトルク容量を
生ずる直前の状態にする制御；充填位相）の時間を学習
する方法として、特公平５−１７９７６号公報に示され
るものが知られている。このものは、タービン（入力）
回転数を検出して、該回転数が変化を開始する（トルク
相開始）までの時間を測定し、該測定した時間と記憶さ
れている基準充填時間とを比較し、上記実際に測定した
時間が基準充填時間に合致するように補正している。即
ち、入力回転数の回転変化開始までの時間が長い場合、
係合側クラッチの充填状態が不足していると判断してサ
ーボ起動制御の時間を長くするように補正し、また上記
回転変化開始までの時間が短い場合、クラッチの充填状
態が過剰であると判断してサーボ起動制御の時間を短く
するよう補正し、それによりサーボ起動制御の最適化を
図ろうとするものである。2. Description of the Related Art Conventionally, as a method of learning the time of servo activation control of an engagement side clutch (control to make a state immediately before a torque capacity is generated by a stroke corresponding to a clearance of a friction plate; charging phase), Japanese Patent Application Publication No. The thing shown in 17976 gazette is known. This is a turbine (input)
The number of revolutions is detected, the time until the number of revolutions starts to change (torque phase start) is measured, the measured time is compared with the stored reference filling time, and the actually measured time is used. Is corrected to match the reference filling time. In other words, when the time until the start of the rotation change of the input rotation speed is long,
It is determined that the filling state of the engagement-side clutch is insufficient, and the time for the servo start control is corrected to be longer.If the time until the start of the rotation change is short, it is determined that the filling state of the clutch is excessive. This is to make a correction so as to shorten the time of the servo activation control, thereby optimizing the servo activation control.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】しかし、上記サーボ起
動制御（充填位相）は、図９に示すように、ピストンが
摩擦板のクリアランス分（ガタ詰め）をストロークする
のに充分な所定高圧ＰS1となる油圧信号を発進し、その
後、所定時間低圧待機することなく直ちに、所定圧から
油圧をスイープアップして係合側摩擦係合要素のトルク
容量を増大するトルク相制御を行う。However, as shown in FIG. 9, the servo start control (filling phase) is performed at a predetermined high pressure P S1 sufficient for the piston to stroke the clearance of the friction plate (playback). , And immediately after that, without waiting for a low pressure for a predetermined time, the hydraulic pressure is swept up from the predetermined pressure to perform torque phase control for increasing the torque capacity of the engagement-side frictional engagement element.
【０００４】このため、図９の点線で示すように、油圧
サーボに作用する実際の油圧は、上記油圧制御信号が急
激に変化するため、油圧振動が発生し易い。Therefore, as shown by a dotted line in FIG. 9, the actual hydraulic pressure acting on the hydraulic servo is liable to cause hydraulic vibration because the hydraulic control signal changes rapidly.
【０００５】また、上記サーボ起動制御（充填位相）
は、学習により該サーボ起動（充填）時間が変化するた
め、変速の開始が学習制御により随時変化してしまい、
運転者に違和感を与えて変速フィーリングの低下を招
く。In addition, the above-mentioned servo start control (filling phase)
Since the servo start (filling) time changes due to learning, the start of gear shifting changes as needed due to learning control.
This gives the driver a sense of incongruity and reduces the shift feeling.
【０００６】そこで、本発明は、サーボ起動制御に低圧
待機部分を設け、油圧を安定すると共に、学習によって
もサーボ起動制御時間を一定に維持し、もって上述した
課題を解消した自動変速機の油圧制御装置を提供するこ
とを目的とするものである。In view of the above, the present invention provides a low-pressure standby portion in the servo start control to stabilize the hydraulic pressure, maintain the servo start control time constant by learning, and thereby solve the above-described problem. It is an object to provide a control device.
【０００７】[0007]
【課題を解決するための手段】請求項１に係る本発明
は、エンジン出力軸から動力が入力される入力軸と、車
輪に連結される出力軸と、これら入力軸と出力軸との間
で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合要素と、これ
ら摩擦係合要素を断・接作動する油圧サーボ（９，１
０）と、を備えてなる自動変速機の油圧制御装置におい
て、少なくとも前記第１の摩擦係合要素の油圧サーボに
供給される係合圧を調圧する調圧手段（ＳＬＳ又はＳＬ
Ｕ）と、前記入力軸の回転変化開始を検出する回転変化
開始検出手段（１ａ）と、前記係合側摩擦係合要素がト
ルク容量を生ずる直前の状態にその油圧サーボ（１０）
のピストン（１９）をストロークする所定高圧（ＰS1）
を供給するファストフィルと、該ピストンがストローク
した状態に保持する所定低圧（ＰS2）を供給する低圧待
機と、を有するサーボ起動制御を行うサーボ起動制御手
段（１ｂ）と、前記回転変化開始までの時間（ｔST）に
基づき前記ファストフィル時間（ｔSA）を補正すると共
に、該ファストフィル時間の変更に伴って前記低圧待機
時間（ｔSC）を変更することにより、サーボ起動制御時
間（ｔSE）が一定になるように制御する学習制御手段
（１ｃ）と、を備えることを特徴とする自動変速機の油
圧制御装置にある。According to a first aspect of the present invention, there is provided an input shaft to which power is input from an engine output shaft, an output shaft connected to wheels, and a connection between the input shaft and the output shaft. A plurality of friction engagement elements for changing a power transmission path, and a hydraulic servo (9, 1) for disconnecting / engaging these friction engagement elements
0), the pressure control means (SLS or SL) for controlling the engagement pressure supplied to at least the hydraulic servo of the first frictional engagement element.
U), rotation change start detecting means (1a) for detecting the start of rotation change of the input shaft, and the hydraulic servo (10) in a state immediately before the engagement side frictional engagement element generates torque capacity.
Predetermined high pressure (P S1 ) that strokes the piston (19)
Start-up control means (1b) for performing a servo start-up control, comprising: a fast fill for supplying a pressure, a low-pressure standby for supplying a predetermined low pressure ( PS2 ) for keeping the piston in a stroke state, and until the rotation change is started. The servo start control time ( t.sub.SC ) is corrected by correcting the fast fill time ( t.sub.SA ) based on the time ( t.sub.ST ) and changing the low pressure standby time ( t.sub.SC ) with the change of the fast fill time. SE ), and a learning control means (1c) for controlling so as to be constant.
【０００８】請求項２に係る本発明は、前記低圧待機時
間（ＰS2）が、所定時間（ｔSBmin）以下の場合、該所
定時間の低圧待機時間を確保すべく前記サーボ起動制御
時間（ｔSE）を延長する、請求項１記載の自動変速機の
油圧制御装置にある。According to a second aspect of the present invention, when the low-pressure standby time (P S2 ) is shorter than a predetermined time (t SBmin ), the servo activation control time (t) is set to secure the predetermined low-pressure standby time. 2. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein SE ) is extended.
【０００９】請求項３に係る本発明は、前記サーボ起動
制御手段（１ｂ）は、前記所定高圧（ＰS1）から前記所
定低圧（ＰS2）に向けて所定勾配にてスイープダウンす
る制御を有する、請求項１又は２記載の自動変速機の油
圧制御装置にある。According to a third aspect of the present invention, the servo activation control means (1b) has a control for sweeping down from a predetermined high pressure ( PS1 ) to a predetermined low pressure ( PS2 ) at a predetermined gradient. A hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1 or 2.
【００１０】請求項４に係る本発明は、前記学習制御手
段は、前記回転変化開始までの時間（ｔST）が予め設定
されている目標時間（ｔｔａｒｇｅｔ）となるように、
前記ファストフィル時間（ｔSA）を補正する、請求項１
ないし３のいずれか記載の自動変速機の油圧制御装置に
ある。According to a fourth aspect of the present invention, in the learning control means, the time until the start of the rotation change (t ST ) is set to a preset target time (t target).
2. The method of claim 1, wherein the fast fill time (t SA ) is corrected.
4. The hydraulic control device for an automatic transmission according to any one of claims 3 to 3.
【００１１】［作用］以上構成に基づき、係合側摩擦係
合要素用油圧サーボ（１０）への油圧は、該係合側摩擦
係合要素がトルク伝達を開始して変速を進行するに先立
ち、まず、該係合側摩擦係合要素の摩擦材が接触してト
ルク容量を有する直前の状態となるようにサーボ起動制
御が行われる。該サーボ起動制御は、油圧サーボのピス
トンをストロークする所定高圧（ＰS1）を供給するファ
ストフィルと、該ピストンがストロークした状態に保持
する所定低圧（ＰS2）を供給する低圧待機とを有する。[Operation] Based on the above structure, the hydraulic pressure applied to the hydraulic servo (10) for the engagement-side frictional engagement element is controlled by the engagement-side frictional engagement element prior to starting torque transmission and shifting. First, the servo activation control is performed so that the friction material of the engagement-side frictional engagement element comes into contact with the frictional material and has a state immediately before having a torque capacity. The servo activation control includes a fast fill that supplies a predetermined high pressure (P S1 ) that strokes the piston of the hydraulic servo, and a low pressure standby that supplies a predetermined low pressure (P S2 ) that keeps the piston stroked.
【００１２】そして、変速制御開始（ｔ＝０）から、入
力軸の回転変化が開始（イナージャ相の開始又はトルク
相の開始）するまでの時間（ｔST）を検出して、例えば
該時間が目標時間（ｔｔａｒｇｅｔ）になるように、前
記サーボ起動制御のファストフィル時間（ｔSA）が補正
される。例えば、前記回転変化開始までの時間（ｔST）
が目標時間（ｔｔａｒｇｅｔmin ）より短い場合、充填
過剰と判断してファストフィル時間（ｔSA）が短くなる
ように補正し、また前記時間（ｔST）が目標時間（ｔｔ
ａｒｇｅｔmax ）より長い場合、充填不足と判断してフ
ァストフィル時間（ｔSA）が長くなるように補正する。
この際、上記ファストフィル時間（ｔSA）の変更によっ
ても、例えば最小限の低圧待機時間（ｔSCmin ）を確保
し得る範囲内において、低圧待機時間（ｔSC）を変更す
ることにより、サーボ起動制御時間（ｔSE）を一定に維
持する。Then, a time (t ST ) from the start of the shift control (t = 0) to the start of the rotation change of the input shaft (start of the inertia phase or the start of the torque phase) is detected. The fast fill time (t SA ) of the servo activation control is corrected so that the target time (t target) is reached. For example, the time until the start of the rotation change (t ST )
Is shorter than the target time (ttarget min ), it is determined that the filling is excessive, and the fast fill time (t SA ) is corrected to be short, and the time (t ST ) is set to the target time (tt).
If it is longer than (target max ), it is determined that the filling is insufficient, and the correction is made so that the fast fill time (t SA ) becomes longer.
At this time, even when the fast fill time (t SA ) is changed, the servo activation is performed by changing the low pressure wait time (t SC ) within a range where the minimum low pressure wait time (t SCmin ) can be ensured, for example. The control time (t SE ) is kept constant.
【００１３】なお、上記カッコ内の符号は、図面を対照
するためのものであるが、本発明の構成を何等限定する
ものではない。The reference numerals in parentheses are for the purpose of comparing the drawings, but do not limit the configuration of the present invention.
【００１４】[0014]
【発明の効果】請求項１に係る本発明によると、サーボ
起動制御は、所定高圧を供給してピストンをストローク
するファストフィルの外に、該ピストンストローク状態
を保持する所定低圧を供給する低圧待機を有するので、
係合側油圧を上昇してトルク相制御を行うに際して、油
圧の急激な変化による油圧振動の発生を防止し、安定し
た油圧上昇による滑らかな変速を行うことができると共
に、学習制御によるファストフィル時間の変更によって
も、低圧待機時間を変更することにより吸収してサーボ
起動制御時間を一定に維持することができ、変速開始ま
での時間を一定にして運転者に違和感を与えることを防
止し、変速フィーリングの向上を図ることができる。According to the first aspect of the present invention, in the servo activation control, a low pressure standby for supplying a predetermined low pressure for maintaining the piston stroke state, in addition to a fast fill for supplying a predetermined high pressure to stroke the piston. Has
When performing torque phase control by increasing the engagement side hydraulic pressure, it is possible to prevent the occurrence of hydraulic vibration due to a rapid change in hydraulic pressure, to perform a smooth shift due to a stable increase in hydraulic pressure, and to achieve a fast fill time by learning control. By changing the low pressure standby time, the servo start control time can be kept constant by changing the low pressure standby time, and the time until the start of shifting can be fixed to prevent the driver from feeling uncomfortable, Feeling can be improved.
【００１５】請求項２に係る本発明によると、低圧待機
時間が所定時間以下になると、サーボ起動制御時間を延
長して、所定時間の低圧待機を確保することができるの
で、サーボ起動制御終了時に急激な油圧変動の発生を確
実に防止して、安定した油圧上昇による滑らかな変速を
行うことができる。According to the second aspect of the present invention, when the low-pressure standby time is shorter than a predetermined time, the servo activation control time can be extended to secure the low-pressure standby for a predetermined time. It is possible to reliably prevent a sudden change in oil pressure and to perform a smooth shift by a stable increase in oil pressure.
【００１６】請求項３に係る本発明によると、所定高圧
から所定低圧に向けての所定勾配からなるスイープダウ
ンを有するので、油圧の応答遅れがあっても、低圧待機
による油圧の安定機能を確実に確保して、滑らかな変速
を行うことができる。According to the third aspect of the present invention, since there is a sweep-down having a predetermined gradient from a predetermined high pressure to a predetermined low pressure, even if there is a delay in the response of the hydraulic pressure, the function of stabilizing the hydraulic pressure by the low pressure standby is ensured. , And smooth gear shifting can be performed.
【００１７】請求項４に係る本発明によると、回転変化
開始までの時間が、目標時間となるように学習制御する
ので、変速開始までの時間が常に一定になるように制御
して、運転者に違和感を与えることがなく、変速フィー
リングを向上することができる。According to the present invention, the learning control is performed such that the time until the start of the rotation change becomes the target time. The shift feeling can be improved without giving a feeling of strangeness.
【００１８】[0018]
【発明の実施の形態】本自動変速機は、多数のクラッチ
又はブレーキ等の摩擦係合要素を有し、これら摩擦係合
要素を適宜断・接することによりプラネタリギヤの伝動
経路が選択される自動変速機構（図示せず）を備えてお
り、該自動変速機構の入力軸が、エンジン出力軸にトル
クコンバータを介して連結しており、またその出力軸が
駆動車輪に連結している。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS The present automatic transmission has a number of frictional engagement elements such as clutches or brakes, and an automatic transmission in which the transmission path of a planetary gear is selected by appropriately connecting and disconnecting these frictional engagement elements. A mechanism (not shown) is provided, and the input shaft of the automatic transmission mechanism is connected to an engine output shaft via a torque converter, and the output shaft is connected to drive wheels.
【００１９】図１は、電気系制御を示すブロック図であ
り、１は、マイクロコンピュータ（マイコン）からなる
制御部（ＥＣＵ）で、エンジン回転センサ２、ドライバ
のアクセルペダル踏み量を検出するスロットル開度セン
サ３、トランスミッション（自動変速機構）の入力軸回
転数（＝タービン回転数）を検出するセンサ５、車速
（＝自動変速機出力軸回転数）センサ６及び油温センサ
７からの各信号が入力しており、また油圧回路のリニア
ソレノイドバルブＳＬＳ及びＳＬＵに出力している。前
記制御部１は、入力軸回転数センサ５及び車速センサ６
からの信号に基づき入力軸の回転変化開始（トルク相開
始又はイナーシャ相開始）を検出する回転変化検出手段
１ａと、前記係合側摩擦係合要素がトルク容量を生ずる
直前の状態にその油圧サーボ１０のピストン１９をスト
ロークする所定高圧ＰS1を供給するファストフィル及び
該ピストンがストロークした状態に保持する所定低圧Ｐ
S2を供給する低圧待機と、を有するサーボ起動制御を行
うサーボ起動制御手段１ｂと、を備え、更に前記回転変
化開始までの時間ｔSTに基づき前記ファストフィル時間
ｔSAを補正すると共に、該ファストフィル時間の変更に
よっても、サーボ起動制御時間ｔSEが一定になるように
前記低圧待機時間ｔSCを変更する学習制御手段１ｃと、
を有しており、該制御手段から所定制御信号が前記リニ
アソレノイドバルブＳＬＳ又はＳＬＵに出力する。FIG. 1 is a block diagram showing an electric system control. Reference numeral 1 denotes a control unit (ECU) comprising a microcomputer (microcomputer), an engine rotation sensor 2 and a throttle opening for detecting a driver's accelerator pedal depression amount. Each signal from the degree sensor 3, the sensor 5 for detecting the input shaft rotation speed (= turbine rotation speed) of the transmission (automatic transmission mechanism), the vehicle speed (= automatic transmission output shaft rotation speed) sensor 6, and the oil temperature sensor 7 And is output to the linear solenoid valves SLS and SLU of the hydraulic circuit. The control unit 1 includes an input shaft speed sensor 5 and a vehicle speed sensor 6
A rotation change detecting means 1a for detecting a rotation change start (torque phase start or inertia phase start) of the input shaft based on a signal from the input shaft and a hydraulic servo in a state immediately before the engagement side frictional engagement element generates torque capacity. A fast fill that supplies a predetermined high pressure P S1 that strokes the ten pistons 19 and a predetermined low pressure P that holds the pistons in a stroked state
S2 and the low-pressure standby supplies, together with and a servo activation control means 1b for performing servo activation control, further correcting the fast fill time t SA based on the time t ST to the rotation change start with, the Fast Learning control means 1c for changing the low-pressure standby time t SC so that the servo activation control time t SE is kept constant by changing the fill time;
The control means outputs a predetermined control signal to the linear solenoid valve SLS or SLU.
【００２０】図２は、油圧回路の概略を示す図であり、
前記２個のリニアソレノイドバルブＳＬＳ及びＳＬＵを
有すると共に、自動変速機構のプラネタリギヤユニット
の伝達経路を切換えて、例えば前進４速又は５速、後進
１速の変速段を達成する複数の摩擦係合要素（クラッチ
及びブレーキ）を断接作動する複数の油圧サーボ９、１
０を有している。また、前記リニアソレノイドバルブＳ
ＬＳ及びＳＬＵの入力ポートａ1 ，ａ2 にはソレノイド
モジュレータ圧が供給されており、これらリニアソレノ
イドバルブの出力ポートｂ1 ，ｂ2 からの制御油圧がそ
れぞれプレッシャコントロールバルブ１１，１２の制御
油室１１ａ，１２ａに供給されている。プレッシャコン
トロールバルブ１１，１２は、ライン圧がそれぞれ入力
ポート１１ｂ，１２ｂに供給されており、前記制御油圧
にて調圧された出力ポート１１ｃ，１２ｃからの調圧
が、それぞれシフトバルブ１３，１５を介して適宜各油
圧サーボ９，１０に供給される。FIG. 2 is a diagram schematically showing a hydraulic circuit.
A plurality of friction engagement elements having the two linear solenoid valves SLS and SLU and switching a transmission path of a planetary gear unit of the automatic transmission mechanism to achieve, for example, a forward fourth speed or a fifth speed and a reverse first speed. A plurality of hydraulic servos 9 for connecting and disconnecting (clutches and brakes)
It has 0. Further, the linear solenoid valve S
Solenoid modulator pressure is supplied to the input ports a 1 and a 2 of the LS and SLU, and the control oil pressure from the output ports b 1 and b 2 of these linear solenoid valves is applied to the control oil chambers of the pressure control valves 11 and 12, respectively. 11a and 12a. The pressure control valves 11 and 12 supply line pressures to the input ports 11b and 12b, respectively, and the pressure regulation from the output ports 11c and 12c regulated by the control hydraulic pressure is applied to the shift valves 13 and 15 respectively. It is supplied to the hydraulic servos 9 and 10 as needed.
【００２１】なお、本油圧回路は、基本概念を示すため
のものであって、各油圧サーボ９，１０及びシフトバル
ブ１３，１５は、象徴的に示すものであり、実際には、
自動変速機構に対応して油圧サーボは多数備えられてお
り、これら油圧サーボへの油圧を切換えるシフトバルブ
も多数備えている。また、油圧サーボ１０に示すように
油圧サーボは、シリンダ１６にオイルシール１７により
油密状に嵌合するピストン１９を有しており、該ピスト
ン１９は、油圧室２０に作用するプレッシャコントロー
ルバルブ１２からの調圧油圧に基づき、戻しスプリング
２１に抗して移動し、外側摩擦プレート２２及び内側摩
擦材２３を接触する。該摩擦プレート及び摩擦材は、ク
ラッチで示してあるが、ブレーキにも同様に対応するこ
とは勿論である。This hydraulic circuit is for showing the basic concept, and the hydraulic servos 9 and 10 and the shift valves 13 and 15 are shown symbolically.
A number of hydraulic servos are provided corresponding to the automatic transmission mechanism, and a number of shift valves for switching the hydraulic pressure to these hydraulic servos are also provided. Further, as shown in the hydraulic servo 10, the hydraulic servo has a piston 19 which is fitted to the cylinder 16 in an oil-tight manner by an oil seal 17, and the piston 19 is provided with a pressure control valve 12 acting on a hydraulic chamber 20. The outer friction plate 22 and the inner friction material 23 come into contact with each other based on the pressure-adjusted hydraulic pressure from the first and second springs, and move against the return spring 21. Although the friction plate and the friction material are shown by the clutch, it is needless to say that the friction plate and the friction material also correspond to the brake.
【００２２】ついで、本発明の基礎となる油圧制御装置
について、図３、図４、図５に沿って説明する。Next, a hydraulic control device which forms the basis of the present invention will be described with reference to FIGS. 3, 4 and 5. FIG.
【００２３】ドライバのアクセルペダル操作に基づくス
ロットル開度センサ３及び車速センサ６からの信号によ
り、制御部１内の変速マップに基づき変速判断、例えば
２→３変速のアップシフト判断がなされる。そして、所
定シフトバルブの操作等の前処理のための所定時間経過
後、係合油圧ＰA 及び解放油圧ＰB の変速制御が開始さ
れる。なお、図３に示す変速制御は、ドライバは、アク
セルペダルを略々一定な操作を保持して、変速中、エン
ジンから車輪側へ動力伝達されるパワーオン状態でアッ
プシフト制御される状態を示す。そして、係合側の油圧
サーボへの油圧（係合油圧）ＰA が所定圧になるように
所定高圧ＰS1をリニアソレノイドバルブＳＬＳ（又はＳ
ＬＵ）に出力する（Ｓ２）。該所定高圧（限界圧）ＰS1
は、油圧サーボの油圧室２０を満たしてピストン１９が
外側摩擦プレート２２及び内側摩擦材２３のクリアラン
ス分ストロークし（ガタ詰め）、係合側摩擦係合要素
（クラッチ）がトルク容量を有する直前の状態となるよ
うに設定されている。即ち、該所定高圧ＰS1がファスト
フィルとなり、該所定高圧に所定時間ｔSA保持される。
該所定時間ｔSAが経過すると（Ｓ３）、係合油圧ＰA
は、所定勾配［（ＰS1−ＰS2）／ｔSB］でスイープダウ
ンし（Ｓ４）、係合油圧ＰA が所定低圧ＰS2になると
（Ｓ５）、該スイープダウンが停止され、該所定低圧Ｐ
S2に保持・待機される（Ｓ６）。該所定低圧ＰS2は、ピ
ストンをストロークした状態に保持するに必要充分な圧
に設定されており、該所定低圧ＰS2は、計時ｔが所定時
間ｔSE経過するまで保持される（Ｓ７）。上記計時開始
（ｔ＝０）から所定時間ｔSE経過まで、即ちステップＳ
１〜Ｓ７が、サーボ起動制御であり、該サーボ起動制御
が後述するように学習制御される。A signal from the throttle opening sensor 3 and the vehicle speed sensor 6 based on the driver's operation of the accelerator pedal determines a shift, for example, an upshift of 2 → 3 shift, based on a shift map in the control section 1. Then, after a predetermined time has elapsed for the pretreatment operation by the predetermined shift valve, the shift control of the engaging pressure P A and release hydraulic pressure P B is started. The shift control shown in FIG. 3 shows a state in which the driver holds the accelerator pedal at a substantially constant operation and performs upshift control in a power-on state in which power is transmitted from the engine to the wheels during the shift. . Then, a predetermined high pressure P S1 is applied to the linear solenoid valve SLS (or S S) so that the hydraulic pressure (engage hydraulic pressure) P A to the hydraulic servo on the engagement side becomes a predetermined pressure.
LU) (S2). The predetermined high pressure (limit pressure) P S1
Means that the piston 19 is stroked by the clearance of the outer friction plate 22 and the inner friction material 23 (playback filling) by filling the hydraulic chamber 20 of the hydraulic servo, and immediately before the engagement-side friction engagement element (clutch) has the torque capacity. It is set to be in the state. That is, the predetermined high pressure P S1 becomes a fast fill, and is maintained at the predetermined high pressure for a predetermined time t SA .
When the predetermined time t SA has elapsed (S3), the engagement hydraulic pressure P A
Sweeps down with a predetermined gradient [(P S1 -P S2) / t SB] (S4), the engagement pressure P A becomes a predetermined low pressure P S2 (S5), the sweep-down is stopped, the predetermined low pressure P
It is held and waited in S2 (S6). The predetermined low pressure P S2 is set to a pressure necessary and sufficient to maintain the piston in a stroked state, and the predetermined low pressure P S2 is maintained until the time t has elapsed a predetermined time t SE (S7). From the start of the timing (t = 0) to the lapse of a predetermined time t SE , that is, step S
1 to S7 are servo activation control, and the servo activation control is subjected to learning control as described later.
【００２４】ついで、入力トルクＴT に応じて変化する
所定関数［ＰTA＝ｆPTA （ＴT ）］に基づき、入力回転
数ＮT の回転変化が開始する直前（イナーシャ相の開始
直前）の係合目標油圧ＰTAを算定する（Ｓ８）。該イナ
ーシャ相開始時直前の係合側油圧ＰTAは、まず入力トル
クＴT に対する係合側トルク分担トルクＴA （＝１／ａ
・ＴT ；ａ：トルク分担率）が算定され、更にＰTA＝
（ＴA ／ＡA ）＋ＢA ＋ｄＰTA［ＢA ；ピストンストロ
ーク圧（＝スプリング荷重）、ＡA ；摩擦板有効半径×
ピストン面積×摩擦板枚数×摩擦係数、ｄＰTA；油圧の
遅れ分の油圧量］にて該目標油圧ＰTAが算出される。そ
して、該入力トルクＴT に応じて算定されたイナーシャ
相開始時直前の係合油圧ＰTAに基づき、予め設定された
所定時間ｔTAにより所定勾配が算定され［（ＰTA−
ＰS2）／ｔTA］、該勾配に基づき係合側油圧がスイープ
アップする（Ｓ９）。該比較的急な勾配からなる第１の
スイープアップにより、係合トルクが増加し、入力回転
数変化が開始する直前の状態、即ち前記算出された所定
目標係合油圧ＰTAまで油圧が上昇する（Ｓ１０）。この
状態は、係合側クラッチが担持するトルクが増大すると
共に、解放側クラッチの担持トルクが減少し、ギヤ比は
アップシフト前（２速）の状態にあってトルク分担だけ
が変化するトルク相となり、係合側クラッチの担持トル
クが入力トルクと一致するように、前記目標係合油圧Ｐ
TAが算出される。Next, based on a predetermined function [P TA = f PTA (T T )] which changes according to the input torque T T , just before the rotation change of the input rotation speed NT starts (immediately before the start of the inertia phase). An engagement target oil pressure P TA is calculated (S8). The engagement-side hydraulic pressure P TA immediately before the start of the inertia phase is first determined by the engagement-side torque sharing torque T A (= 1 / a) with respect to the input torque T T.
T T ; a: torque sharing ratio) is calculated, and P TA =
(T A / A A) + B A + dP TA [B A; piston stroke pressure (= spring load), A A; friction plates effective radius ×
The target oil pressure PTA is calculated by [piston area × number of friction plates × friction coefficient, dP TA ; oil pressure amount for oil pressure delay]. Then, based on the engagement oil pressure P TA immediately before the start of the inertia phase calculated according to the input torque T T , a predetermined gradient is calculated for a predetermined time t TA set in advance [(P TA −
P S2 ) / t TA ], and the engagement side hydraulic pressure is swept up based on the gradient (S9). By the first sweep-up having the relatively steep gradient, the engagement torque increases, and the oil pressure rises to the state immediately before the start of the change in the input rotation speed, that is, the calculated predetermined target engagement oil pressure PTA. (S10). In this state, the torque carried by the on-coming clutch increases, the carried torque of the disengagement clutch decreases, and the gear ratio is in the state before the upshift (second speed), and only the torque sharing changes. And the target engagement hydraulic pressure P is set so that the carried torque of the engagement-side clutch matches the input torque.
TA is calculated.
【００２５】なお、入力トルクＴT （＝タービントル
ク）は、車輌走行状況に基づき、マップによりスロット
ル開度とエンジン回転数に基づき線形補間してエンジン
トルクを求め、ついでトルクコンバータの入出力回転数
から速度比を計算し、該速度比からマップによりトルク
比を求め、そして前記エンジントルクに上記トルク比を
乗じて求められる。[0025] The input torque T T (= turbine torque), based on the vehicle running conditions, determine the engine torque by linear interpolation based on the throttle opening and the engine speed from a map, then input and output revolution speeds of the torque converter , A speed ratio is calculated from the speed ratio by a map, and the engine torque is multiplied by the torque ratio.
【００２６】そして、上記目標係合油圧ＰTAに達する
と、即ち入力軸回転数の回転変化が開始されるイナーシ
ャ相に入ったと予測される時点で、前記油圧の変化δＰ
TAが入力軸回転数ＮT の回転変化開始時における目標と
する目標回転変化率（角加速度ｄωｓ／ｄｔ；ωａ′と
表記）に応じた関数［δＰTA＝ｆδPTA （ωａ′）］に
より算出される（Ｓ１１）。即ち、ｋを定数、ｔaim を
目標変速開始時間、ωｓ′を目標回転変化率［目標回転
数への勾配］、Ｉをイナーシャ量とすると、前記油圧変
化δＰTA＝［Ｉ・ωａ］／［ｋ・ｔaim ］にて算定され
る。そして、該油圧変化δＰTAによる勾配でスイープア
ップされる（Ｓ１２）。該第２のスイープアップは、回
転変化開始時の入力軸回転数ＮTSからの回転変化分ΔＮ
が所定変速開始判定回転数ｄＮS に達するまで続けられ
る（Ｓ１３）。上記目標変速開始時間ｔaim は、入力軸
回転数ＮT の関数として設定される。前述したサーボ起
動制御の終了（ｔ＝ｔSE）から上記入力軸回転数変化が
開始するまで（ΔＮ＝ｄＮS）、即ちステップＳ８〜Ｓ
１３が、トルク相制御となる。When the target engagement oil pressure PTA is reached, that is, when it is predicted that the inertia phase has started in which the rotation of the input shaft speed starts to change, the oil pressure change δP
Calculated by 'function according to; (denoted [δP TA = fδ PTA (ωa ωa angular acceleration dωs / dt)')] target rotation change rate of the target TA is in the rotation change start time of the input shaft rotational speed N T Is performed (S11). That is, assuming that k is a constant, t aim is a target shift start time, ωs ′ is a target rotation change rate [gradient to a target rotation speed], and I is an inertia amount, the hydraulic pressure change δP TA = [I · ωa] / [ kt aim ]. Then, the sweep-up with a gradient by the hydraulic change δP TA (S12). The second sweep-up includes a rotation change ΔN from the input shaft rotation speed N TS at the start of the rotation change.
Is continued until the predetermined shift start determination rotational speed dN S is reached (S13). The target shift start time t aim is set as a function of the input shaft rotation speed NT . From the end of the above-described servo activation control (t = t SE ) to the start of the change of the input shaft rotation speed (ΔN = dN S ), that is, steps S8 to S
13 is the torque phase control.
【００２７】上記入力軸回転数ＮT の回転変化開始と
は、イナーシャ相に入ったこと、即ちギヤ比に基づく変
速（２→３変速）が開始され、出力軸の回転数に対する
該ギヤ比に係る入力軸回転数の変化が開始された状態で
あって、前記入力回転数センサ５及び車速センサ６から
算出される。なお、本発明に係る前記回転変化開始検出
手段１ａによる入力軸回転変化開始の検出は、上述した
ギヤ比に基づく回転変化（イナーシャ相開始）に限ら
ず、トルク相にあっても、上述したトルク分担の変化に
伴う入力軸の回転変化が僅かであるが開始されるので、
該トルク相における回転変化を検出してもよい。The start of the rotation change of the input shaft rotation speed NT means that the inertia phase has been entered, that is, a shift (2 → 3 shift) based on the gear ratio is started, and the gear ratio with respect to the output shaft rotation speed is changed. This is a state in which the change in the input shaft speed has been started, and is calculated from the input speed sensor 5 and the vehicle speed sensor 6. The detection of the start of the rotation change of the input shaft by the rotation change start detecting means 1a according to the present invention is not limited to the rotation change (inertia phase start) based on the gear ratio described above. Since the change in the rotation of the input shaft due to the change in allotment is slight, it starts,
A change in rotation in the torque phase may be detected.
【００２８】また、本実施例にあっては、上記ギヤ比に
基づく回転変化を検出し得る変速開始判定回転数ｄＮｓ
を検出した時を変速開始時として、回転変化検出手段
（１ａ）にて検出し、変速制御開始（ｔ＝０）から該変
速開始判定回転数ｄＮｓを検出するまでの時間ｔST（ス
タートタイム）を計測する。In this embodiment, a shift start determination rotational speed dNs capable of detecting a rotational change based on the gear ratio.
Is detected as rotation start time by the rotation change detecting means (1a), and a time t ST (start time) from the start of the shift control (t = 0) to the detection of the shift start determination rotational speed dNs. Is measured.
【００２９】ついで、係合側油圧変化δＰI が、入力軸
回転数センサ５の検出に基づく回転数の変化量ΔＮにて
フィードバック制御されて設定され、該δＰI の勾配に
よりスイープアップされる（Ｓ１４）。該δＰI による
スイープアップは、変速完了までの回転変化量ΔＮのα
1 ［％］、例えば７０［％］まで続けられる（Ｓ１
５）。即ち、ＮTSを変速開始時の入力軸回転数、ΔＮを
回転変化量、ｇi を変速前ギヤ比、ｇi+1 を変速後ギヤ
比とすると、［（ΔＮ×１００）／ＮTS（ｇi −ｇ
i+1 ）］がα1 ［％］になるまで続けられる。上記入力
軸回転数変化（ギヤ比）ΔＮがα1 ［％］になるまで、
即ちステップＳ１４〜Ｓ１５が、イナーシャ相制御とな
る。Then, the engagement-side oil pressure change δP I is set by feedback control with the change amount ΔN of the rotation speed based on the detection of the input shaft rotation sensor 5, and is swept up by the gradient of the δP I ( S14). The sweep-up by the δP I corresponds to the rotation change amount ΔN until the shift is completed.
1 [%], for example, 70 [%] (S1
5). That is, the input shaft rotational speed of the shift start time and N TS, the rotational variation amount of .DELTA.N, pre-shift to g i gear ratio, when the g i + 1 and after shifting gear ratio, [(ΔN × 100) / N TS ( g i -g
i + 1 )] becomes α 1 [%]. Until the input shaft rotation speed change (gear ratio) ΔN becomes α 1 [%],
That is, steps S14 to S15 are inertia phase control.
【００３０】更に、上記回転変化量のα1 ［％］を越え
ると、滑らかな入力軸回転数変化量ΔＮに基づくフィー
ドバック制御により異なる油圧変化δＰL が設定され、
該δＰL の勾配によりスイープアップされる（Ｓ１
６）。該δＰL は、一般にδＰIより僅かにゆるい勾配
となり、該スイープアップは、変速完了近傍までの回転
数変化量のα2 ［％］、例えば９０［％］まで続けられ
る（Ｓ１７）。上記δＰI及びδＰL によるスイープア
ップ目標変速時間ｔI は、油温による異なる複数のスロ
ットル開度・車速マップが選択され、該マップに基づき
設定される。上記入力軸回転数変化（ギヤ比）ΔＮがα
2 ［％］になるまで、即ちステップＳ１６〜Ｓ１７が、
終期制御となる。Furthermore, if it exceeds the alpha 1 [%] of the rotational variation amount varies by feedback control based on a smooth input shaft rotational speed change amount ΔN hydraulic change [delta] P L is set,
The sweep-up is performed by the gradient of δP L (S1
6). The δP L generally has a slightly gentler gradient than the δP I , and the sweep-up is continued up to α 2 [%], for example, 90 [%], of the amount of change in the rotational speed until near the completion of the shift (S17). The sweep-up target shift time t I based on δP I and δP L is set based on a plurality of different throttle opening / vehicle speed maps depending on the oil temperature. The input shaft rotation speed change (gear ratio) ΔN is α
2 [%], that is, steps S16 to S17
The terminal control is performed.
【００３１】そして、該目標変速時間ｔI が経過する
と、該計時時間ｔF が設定され（Ｓ１８）、この状態は
イナーシャ相が終了した状態と略々対応している。更
に、比較的急な油圧変化δＰF が設定されて、該油圧変
化により油圧が急激にスイープアップし（Ｓ１９）、そ
して前記計時時間ｔF から、係合圧まで上昇するに充分
な時間に設定されている所定時間ｔFEが経過した状態で
（Ｓ２０）、係合側の油圧制御が完了する。上記ステッ
プＳ１８〜Ｓ２０が、完了制御となる。When the target shift time t I has elapsed, the clock time t F is set (S18), and this state substantially corresponds to the state in which the inertia phase has ended. Further, a relatively steep oil pressure change δP F is set, and the oil pressure rapidly sweeps up due to the oil pressure change (S19), and is set to a time sufficient to increase from the timed time t F to the engagement pressure. When the predetermined time t FE has elapsed (S20), the hydraulic control on the engagement side is completed. Steps S18 to S20 constitute the completion control.
【００３２】ついで、図３及び図５に沿って、上述した
アップシフト変速における解放側油圧ＰB の制御につい
て説明する。なお、図３は、係合及び解放の同時制御、
いわゆるクラッチtoクラッチ（具体的には２→３変速）
について示してあるが、解放側にワンウェイクラッチを
用いて、係合油圧のみによる制御（具体的には１→２変
速）についても同様に成立することは勿論である。[0032] Then, along the Figures 3 and 5, a description will be given of a control of the disengagement side pressure P B in the upshift mentioned above. FIG. 3 shows simultaneous control of engagement and release,
So-called clutch-to-clutch (specifically, 2 → 3 shift)
However, it goes without saying that the same holds true for control using only the engagement hydraulic pressure (specifically, 1 → 2 shift) using a one-way clutch on the release side.
【００３３】まず、制御部１からの変速指令により、係
合側と同時に解放側油圧制御の計時が開始され（Ｓ２
１）、解放油圧ＰB は、入力トルクＴｔから算出され、
解放側摩擦係合要素（クラッチ）が担持するトルクに対
応する油圧ＰW が供給されている（Ｓ２２）。該高油圧
ＰW の供給は、係合油圧ＰA が第１のスイープアップを
開始するまで（トルク相の開始）（ｔSE）待機・保持さ
れる（Ｓ２３）。First, in response to a shift command from the control unit 1, timing of the disengagement side hydraulic control is started simultaneously with the engagement side (S2).
1), the release hydraulic pressure P B is calculated from the input torque Tt,
The hydraulic pressure PW corresponding to the torque carried by the release-side friction engagement element (clutch) is supplied (S22). Supply of the high pressure P W is (the start of the torque phase) engaging pressure P A is to the start of the first sweep-up (t SE) is waiting and holding (S23).
【００３４】そして、係合油圧ＰA 及び入力トルクＴT
の関数［ＴB ’＝ｆTB（ＰA ，ＴT）］により解放側ト
ルクＴB ’が算定され（Ｓ２４）、更に余裕率Ｓ1U，Ｓ
2Uが考慮されて（ＴB ＝Ｓ1U×ＴB ’＋Ｓ2U）、解放側
トルクＴB が算出される（Ｓ２５）。そして、該解放側
トルクＴB から解放油圧ＰB が算出される［ＰB ＝ｆPB
（ＴB ）］（Ｓ２６）。即ち、まず、係合側摩擦係合要
素が分担するトルクＴA が［ＴA ＝ＡA ×（ＰA −Ｂ
A ）］にて算出され（ＡA ；有効半径×ピストン＝面積
×枚数×摩擦係数、ＢB ；ピストンストローク圧）、更
にこれにより、解放側摩擦係合要素が分担するトルクＴ
B ’が、［ＴB ’＝（１／ｂ）ＴT −（ａ／ｂ）ＴA ］
にて算出される。なお、ここで、ｂは解放側のトルク分
担、ａは係合側のトルク分担、ＴT は入力軸トルクであ
る。そして、余裕率（タイアップ度合）Ｓ1U，Ｓ2Uによ
り、係合側摩擦係合要素とのタイアップ度合を、ドライ
ブフィーリングを考慮して設定し、解放側トルクＴB が
［ＴB ＝Ｓ1U×ＴB ’＋Ｓ2U］にて算出される。上記余
裕率Ｓ1U，Ｓ2Uは、油温の相違により選択される多数の
スロットル開度・車速マップにて、ドライバーのフィー
リングに合うように任意に設定されるものであって、一
般に、Ｓ1U＞１．０、Ｓ2U＞０．０からなる。更に、該
余裕率を考慮した解放側トルクＴB から、解放油圧ＰB
が、［ＰB ＝（ＴB ／ＡB ）＋ＢB ］にて算定される
（ＡB ；解放側摩擦係合要素の有効半径×ピストン面積
×枚数×摩擦係数，ＢB ；解放側ピストンストローク
圧）。[0034] Then, the engagement pressure P A and the input torque T T
[T B ′ = f TB (P A , T T )], the release torque T B ′ is calculated (S24), and the margin ratios S 1U , S 1
2U is considered (T B = S 1U × T B '+ S 2U), the release-side torque T B is calculated (S25). Then, released from the disengagement side torque T B pressure P B is calculated [P B = f PB
(T B )] (S26). That is, first, the torque T A shared by the engagement-side frictional engagement elements is [T A = A A × (P A −B
A )] (A A ; effective radius x piston = area x number of sheets x friction coefficient, B B : piston stroke pressure), and thereby the torque T shared by the disengagement side frictional engagement element
B 'is, [T B' = (1 / b) T T - (a / b) T A]
Is calculated. Here, b is the torque share on the release side, a is the torque share on the engagement side, and T T is the input shaft torque. The margin (tie-up degree) S 1U, by S 2U, a tie-up degree of the engagement side frictional engagement element, and set in consideration of the drive feeling, the disengagement side torque T B [T B = S 1U × T B ′ + S 2U ]. The above-mentioned margin ratios S 1U and S 2U are arbitrarily set in accordance with the driver's feeling in a large number of throttle opening / vehicle speed maps selected according to differences in oil temperature. 1U > 1.0 and S2U > 0.0. Further, the release hydraulic pressure P B is calculated from the release torque T B taking the margin into consideration.
Is calculated by [P B = (T B / A B ) + B B ] (A B ; Effective radius of disengagement side frictional engagement element × Piston area × Number of sheets × Friction coefficient, B B ; Disengagement side piston stroke Pressure).
【００３５】上述のようにして算出された解放油圧ＰB
によるスイープダウンは係合油圧ＰA に依存するもので
あるため、入力軸回転数が変化を始めるイナーシャ相開
始時（ｔTA）にて屈曲する２段の勾配、即ち係合側の第
１のスイープアップに対応する比較的急勾配のスイープ
ダウンと、係合側の第２のスイープアップに対応する比
較的緩勾配のスイープダウンからなる。そして、該スイ
ープダウンは、係合側と同様に、入力軸回転変化量ΔＮ
が、所定回転変化開始判定回転数ｄＮS になるまで続く
（Ｓ２７）。ついで、解放油圧の変化δＰE が設定さ
れ、該油圧変化による勾配でスイープダウンし（Ｓ２
８）、該スイープダウンは、解放側油圧ＰBが０になる
まで続き（Ｓ２９）、これにより、解放側の油圧制御が
完了する。The release hydraulic pressure P B calculated as described above
Is dependent on the engagement oil pressure P A , so the two-step gradient that bends at the start of the inertia phase (t TA ) at which the input shaft rotation speed starts to change, ie, the first engagement side A relatively steep sweepdown corresponding to a sweepup and a relatively gentle sweepdown corresponding to a second sweepup on the engagement side. Then, the sweep-down is performed in the same manner as the engagement side, so that the input shaft rotation change amount ΔN
Continues until the predetermined rotation change start determination rotational speed dN S is reached (S27). Next, the change δP E of the release hydraulic pressure is set, and the sweep down is performed with the gradient due to the change of the hydraulic pressure (S2).
8), the sweep-down is continued until the release-side hydraulic pressure P B is 0 (S29), thereby completing the hydraulic control of the disengagement side.
【００３６】ついで、本発明に係るサーボ起動制御の学
習補正について、図６ないし図８に沿って説明する。Next, the learning correction of the servo activation control according to the present invention will be described with reference to FIGS.
【００３７】まず、変速制御開始（ｔ＝０）から、出力
軸回転数に対する入力軸回転数の変化（ギヤ比）を検出
するまでのスタート時間ｔTSの目標とする最大値（目標
時間最大値）ｔｔａｒｇｅｔmax 及び最小値（目標時間
最小値）ｔｔａｒｇｅｔminを予め設定する。なお、実
際上、上記スタート時間ｔSTは、センサ５，６がギヤ比
の回転変化を検出し得る変速判定回転数ｄＮS を検出し
た時点となるが、前記回転変化開始時の入力軸回転数Ｎ
TSになる時点がスタート時間ｔSTとなり、上記変速判定
回転数ｄＮS は、センサの精度によるが比較的小さい値
であってもよい。First, a target maximum value (start time maximum value) of the start time t TS from the start of shift control (t = 0) to the detection of a change (gear ratio) of the input shaft speed with respect to the output shaft speed. ) Preset ttarget max and minimum value (target time minimum value) ttarget min . In practice, the start time t ST is the time when the sensors 5 and 6 detect the shift determination rotation speed dN S at which the rotation change of the gear ratio can be detected. N
The time point at which TS is reached is the start time t ST , and the shift determination rotational speed dN S may be a relatively small value depending on the accuracy of the sensor.
【００３８】そして、上記タイマにより検出されるスタ
ート時間が目標時間最小値ｔｔａｒｇｅｔmin と比較さ
れ（Ｓ３１）、スタート時間が目標時間最小値より短い
場合（ＹＥＳ）、充填過剰と判断して、所定高圧（ファ
ストフィル）ＰS1の時間ｔSAが短くなるように補正され
る（Ｓ３２）。なおこの際、サーボ起動制御時間ｔSEは
一定に維持されており、従って上記所定高圧の時間（フ
ァストフィル時間）ｔSAが短くなる分、所定低圧ＰS2か
らなる低圧待機時間ｔSCが長くなる（図６参照。） また、スタート時間ｔstが目標時間最小値ｔｔａｒｇｅ
ｔmin より長い場合、目標時間最大値ｔｔａｒｇｅｔ
max と比較される（Ｓ３３）。そして、スタート時間ｔ
stが最小値および最大値の間にある場合（ｔｔａｒｇｅ
ｔmin ＜ｔst＜ｔｔａｒｇｅｔmax ）、ファストフィル
時間ｔSAは一定に保持され、サーボ起動制御は補正され
ない（Ｓ３４）。また、スタート時間ｔstが目標時間最
大値ｔｔａｒｇｅｔmax より長い場合、充填不足と判断
して、ファストフィル時間ｔSAが長くなるように補正さ
れる（Ｓ３５）。[0038] Then, the time start detected by the timer is compared with the target time minimum ttarget min (S31), if the start time shorter than the target time minimum (YES), it is judged that the overfill, the predetermined pressure (Fast fill) Correction is performed so that the time t SA of P S1 becomes short (S32). At this time, the servo activation control time t SE is kept constant, and accordingly, the low pressure standby time t SC composed of the predetermined low pressure P S2 becomes longer as the predetermined high pressure time (fast fill time) t SA becomes shorter. (See FIG. 6.) In addition, the start time t st is the target time minimum value t target.
If it is longer than t min , the target time maximum value ttarget
It is compared with max (S33). And the start time t
When st is between the minimum value and the maximum value (ttarget
t min <t st <ttarget max ), fast fill time t SA is kept constant, servo activation control is not corrected (S34). If the start time t st is longer than the target time maximum value t target max , it is determined that the filling is insufficient, and the fast fill time t SA is corrected so as to be longer (S35).
【００３９】一方、所定低圧ＰS2からなる所定待機時間
ｔSCの必要最小限値ＴSCmin が予め設定されている。そ
して、サーボ起動制御時間ｔSEから、ファストフィル時
間ｔSA及びスイープダウン時間ｔSBを差し引いた値、即
ち低圧待機時間ｔSCが上記必要最小限値ｔSCmin と比較
される（Ｓ３６）。実際の低圧待機時間（ｔSC＝ｔSE−
ｔSB）が最小限値ｔSCmin より大きい場合（ＮO ）、即
ちファストフィル時間ｔSAが長くなっても、最小限の低
圧待機時間が確保される場合、上記ファストフィル時間
ｔSAが長くなった分低圧待機時間ｔSCが短くなって、サ
ーボ起動制御時間ｔSEは、所定時間のまま維持される
（Ｓ３７）。また、ファストフィル時間ｔSAが長くなり
（ｔSA＋ｄｔSA；図７参照）、最小限の低圧待機時間ｔ
SCmin を確保できなくなった場合（ＹＥＳ）、サーボ起
動制御時間ｔSEが、上記最小限の低圧待機時間を確保で
きるまで、長くなるように補正される（Ｓ３８）。On the other hand, a required minimum value T SCmin of a predetermined standby time t SC consisting of a predetermined low pressure P S2 is set in advance. Then, the value obtained by subtracting the fast fill time t SA and the sweep down time t SB from the servo activation control time t SE , that is, the low pressure waiting time t SC is compared with the above-mentioned minimum required value t SCmin (S36). Actual low pressure waiting time (t SC = t SE −
t SB) is greater than the minimum value t SCmin (N O), namely even if the fast fill time t SA is long, if the minimum of the low-pressure standby time is ensured, the fast fill time t SA is prolonged As a result, the low pressure standby time t SC is shortened, and the servo activation control time t SE is maintained at the predetermined time (S37). Further, the fast fill time t SA becomes longer (t SA + dt SA ; see FIG. 7), and the minimum low-pressure waiting time t
If SCmin cannot be secured (YES), the servo activation control time t SE is corrected so as to be long until the minimum low-pressure standby time can be secured (S38).
【００４０】これにより、入力軸の回転変化が開始され
るまでの時間（変速開始時間）ｔSTが目標時間ｔtarget
になるように、サーボ起動制御が学習制御される。そし
て、該サーボ起動制御は、常に、所定低圧ＰS2からなる
待機時間ｔSCを確保し得ると共に、該低圧待機時間の確
保が困難となる程にファストフィル時間ｔSAが長くなる
以外の通常の学習補正にあっては、ファストフィル時間
の補正は、低圧待機時間ｔscにより吸収されて、サーボ
起動制御時間ｔSEが一定に保持される。従って、所定低
圧ＰS2による待機時間により、図６の点線で示すよう
に、係合側油圧サーボに実際に供給される油圧の上昇を
安定して、正確なトルク相制御及びイナーシャ相制御に
よる係合側クラッチの滑らかな係合が可能となる。ま
た、通常状態にあっては、学習制御によりファストフィ
ル時間ｔSAが補正されても、サーボ起動制御時間は一定
に保持され、運転者に違和感を与えることがない。As a result, the time (shift start time) t ST required until the rotation change of the input shaft starts is changed to the target time t target
The learning control of the servo activation control is performed so that Then, the servo activation control can always secure the standby time t SC consisting of the predetermined low pressure P S2 , and perform the normal operation except that the fast fill time t SA becomes long enough to make the low pressure standby time difficult. In the learning correction, the correction of the fast fill time is absorbed by the low pressure waiting time tsc , and the servo activation control time tSE is kept constant. Therefore, as shown by the dotted line in FIG. 6, the increase in the hydraulic pressure actually supplied to the engagement side hydraulic servo is stabilized by the standby time at the predetermined low pressure P S2 , and the engagement by the accurate torque phase control and the inertia phase control is achieved. Smooth engagement of the mating clutch becomes possible. Further, in the normal state, even if the fast fill time t SA is corrected by the learning control, the servo activation control time is kept constant, and the driver does not feel uncomfortable.
【図１】本発明に係る電気ブロック図。FIG. 1 is an electric block diagram according to the present invention.
【図２】本発明に係る油圧回路の概略を示す図。FIG. 2 is a diagram schematically showing a hydraulic circuit according to the present invention.
【図３】本発明の基礎となる係合側油圧及び解放側油圧
の制御信号圧を示すタイムチャート。FIG. 3 is a time chart showing control signal pressures of an engagement hydraulic pressure and a release hydraulic pressure on which the present invention is based.
【図４】アップシフト変速における係合側油圧制御を示
すフロー図。FIG. 4 is a flowchart showing engagement-side hydraulic control in upshifting.
【図５】アップシフト変速における解放側油圧制御を示
すフロー図。FIG. 5 is a flowchart showing release-side hydraulic control in upshifting.
【図６】係合油圧を示すタイムチャート。FIG. 6 is a time chart showing engagement hydraulic pressure.
【図７】このサーボ起動制御部分を示すタイムチャー
ト。FIG. 7 is a time chart showing the servo start control part.
【図８】サーボ起動制御の学習制御を示すフロー図。FIG. 8 is a flowchart showing learning control of servo activation control.
【図９】従来の技術による係合側油圧を示すタイムチャ
ート。FIG. 9 is a time chart showing engagement-side hydraulic pressure according to a conventional technique.
１ 制御部（ＥＣＵ） １ａ 回転変化開始検出手段 １ｂ サーボ起動制御手段 １ｃ 学習制御手段 ５ 入力軸回転数センサ ６ 出力軸回転数センサ（車速センサ） ９，１０ 油圧サーボ １９ ピストン ｄＮS ，ＮTS 回転変化開始 ＰTA 目標係合油圧 ｔST スタート時間 ｔSA ファストフィル時間 ｔSB スイープダウン時間 ｔSC 低圧待機時間 ＰS1 所定高圧 ＰS2 所定低圧 ＳＬＳ，ＳＬＵ 調圧手段 ｔtarget 目標時間DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Control part (ECU) 1a Rotation change start detection means 1b Servo activation control means 1c Learning control means 5 Input shaft rotation speed sensor 6 Output shaft rotation speed sensor (vehicle speed sensor) 9,10 Hydraulic servo 19 Piston dN S , N TS rotation Start of change PTA target engagement oil pressure t ST start time t SA fast fill time t SB sweep down time t SC low pressure standby time PS1 predetermined high pressure PS2 predetermined low pressure SLS, SLU Pressure control means t target target time
フロントページの続き (72)発明者 久保 孝行 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 桑田 雅之 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内Continuing on the front page (72) Inventor Takayuki Kubo 10 Takane, Fujii-machi, Anjo, Aichi Prefecture Inside Aisin AW Co., Ltd. (72) Masayuki Kuwata 10, Takane, Fujii-cho, Anjo, Aichi Aisin Ai In GW Corporation
Claims (4)
力軸と、車輪に連結される出力軸と、これら入力軸と出
力軸との間で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合要
素と、これら摩擦係合要素を断・接作動する油圧サーボ
と、を備えてなる、自動変速機の油圧制御装置におい
て、 少なくとも係合側の摩擦係合要素の油圧サーボに供給さ
れる係合圧を調圧する調圧手段と、 前記入力軸の回転変化開始を検出する回転変化開始検出
手段と、 前記係合側摩擦係合要素がトルク容量を生ずる直前の状
態にその油圧サーボのピストンをストロークする所定高
圧を供給するファストフィルと、該ピストンがストロー
クした状態に保持する所定低圧を供給する低圧待機と、
を有するサーボ起動制御を行うサーボ起動制御手段と、 前記回転変化開始までの時間に基づき前記ファストフィ
ル時間を補正すると共に、該ファストフィル時間の変更
に伴って前記低圧待機時間を変更することにより、サー
ボ起動制御時間が一定になるように制御する学習制御手
段と、 を備えることを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。An input shaft to which power is input from an engine output shaft, an output shaft connected to wheels, and a plurality of friction engagement elements for changing a power transmission path between the input shaft and the output shaft. And a hydraulic servo for disconnecting / engaging the friction engagement elements, wherein the hydraulic pressure control device for the automatic transmission comprises: Pressure adjusting means for adjusting the pressure; rotation change start detecting means for detecting the start of rotation change of the input shaft; and a predetermined stroke for stroke of the hydraulic servo piston in a state immediately before the engagement side frictional engagement element generates torque capacity. Fast fill for supplying high pressure, low pressure standby for supplying a predetermined low pressure to keep the piston in a stroked state,
Servo activation control means for performing servo activation control having, while correcting the fast-fill time based on the time until the start of the rotation change, and changing the low-pressure standby time with the change of the fast-fill time, Learning control means for controlling the servo start control time to be constant, and a hydraulic control device for the automatic transmission, comprising:
合、該所定時間の低圧待機時間を確保すべく前記サーボ
起動制御時間を延長する、 請求項１記載の自動変速機の油圧制御装置。2. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein when the low-pressure standby time is equal to or shorter than a predetermined time, the servo activation control time is extended to secure the low-pressure standby time for the predetermined time.
圧から前記所定低圧に向けて所定勾配にてスイープダウ
ンする制御を有する、 請求項１又は２記載の自動変速機の油圧制御装置。3. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein said servo activation control means has a control for sweeping down from said predetermined high pressure to said predetermined low pressure at a predetermined gradient.
までの時間が予め設定されている目標時間となるよう
に、前記ファストフィル時間を補正する、 請求項１ないし３のいずれか記載の自動変速機の油圧制
御装置。4. The automatic control according to claim 1, wherein the learning control unit corrects the fast-fill time so that a time until the start of the rotation change becomes a preset target time. Transmission hydraulic control unit.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9247280A JPH1182704A (en) | 1997-09-11 | 1997-09-11 | Hydraulic control device of automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9247280A JPH1182704A (en) | 1997-09-11 | 1997-09-11 | Hydraulic control device of automatic transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH1182704A true JPH1182704A (en) | 1999-03-26 |
Family
ID=17161119
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP9247280A Pending JPH1182704A (en) | 1997-09-11 | 1997-09-11 | Hydraulic control device of automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH1182704A (en) |
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6491605B2 (en) | 2000-07-12 | 2002-12-10 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Shift control apparatus of automatic transmission for vehicle |
| US6577940B2 (en) | 2000-07-12 | 2003-06-10 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Shift control apparatus of automatic transmission for vehicle |
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-
1997
- 1997-09-11 JP JP9247280A patent/JPH1182704A/en active Pending
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