(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
変速機構の動力伝達特性を切り替えて該変速機構を変速させる油圧式の摩擦要素と、該摩擦要素に対して油圧を給排する油圧機構と、変速時の油圧を変速時間が所定の目標値となるように変速機構への入力トルクと動力伝達系の変速中の慣性力とに応じて設定する油圧制御手段とが設けられている自動変速機の変速油圧制御装置において、
上記摩擦要素の駆動側部材と被駆動側部材との間の面圧と、上記摩擦要素の駆動側部材と被駆動側部材との間の相対回転数差とのうちの少なくとも一方に基づいて、変速に際して実際に油圧が給排される摩擦要素の変速中の摩擦係数を推定する摩擦係数推定手段が設けられ、
上記油圧制御手段が、上記変速機構への入力トルクと上記変速機構の入力側回転数変化率とを独立変数とし、上記摩擦要素の摩擦係数に応じて定まる定数を用いた一次近似式又は二次近似式に従って変速時の油圧を設定するようになっていることを特徴とする自動変速機の変速油圧制御装置。
【請求項２】
請求項１に記載された自動変速機の変速油圧制御装置において、
油圧をＰとし、変速機構への入力トルクをＴtとし、変速機構の入力側回転数変化率をω'とし、摩擦要素の摩擦係数に応じて定まる４つの定数をa１,a２,a３,a４とすれば、上記一次近似式が、
Ｐ＝a１・Ｔt＋a２・ω'＋a３・Ｔt・ω'＋a４
であることを特徴とする自動変速機の変速油圧制御装置。
【請求項３】
請求項１に記載された自動変速機の変速油圧制御装置において、
油圧をＰとし、変速機構への入力トルクをＴtとし、変速機構の入力側回転数変化率をω'とし、摩擦要素の摩擦係数に応じて定まる９つの定数をb１,b２,b３,b４,b５,b６,b７,b８,b９とすれば、上記二次近似式が、
Ｐ＝b１・Ｔt＋b２・ω'＋b３・Ｔt・ω'＋b４・Ｔt２＋b５・ω'２＋b６・Ｔt２・ω'          ＋b７・Ｔt・ω'２＋b８・Ｔt２・ω'２＋b９
であることを特徴とする自動変速機の変速油圧制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、自動変速機の変速油圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、自動車用の自動変速機にはトルクコンバータと機械式の変速機構とが設けられ、トルクコンバータはクランクシャフトのトルクすなわちエンジンの出力トルクを変速してタービンシャフトに出力し、変速機構はタービンシャフトのトルクをさらに変速して変速機出力軸に出力するようになっている。ここで、変速機構は、通常、サンギヤ、リングギヤ、ピニオンギヤ等の複数のギヤからなる遊星歯車機構とされ、変速時にはその内部での動力伝達特性を切り替えることによって変速を行うようになっている。
【０００３】
そして、自動変速機には、変速機構の変速特性ないしは動力伝達経路を切り替えるために、所定のギヤへのトルクの伝達をオン（伝達）・オフ（遮断）するクラッチ、所定のギヤのブレーキングをオン（固定）・オフ（解放）するブレーキ等の各種油圧式摩擦要素が設けられる。さらに、自動変速機には、これらの各摩擦要素に対して作動油圧を給排する油圧機構が設けられ、この油圧機構によって各摩擦要素のオン・オフパターンが切り替えられ、これによって変速が行われるようになっている。
【０００４】
かかる自動変速機において、変速時間（変速に要する時間）が短かすぎると、すなわち摩擦要素に給排される油圧が高すぎると変速ショックが発生するといった問題が生じる。逆に、変速時間が長すぎると、すなわち摩擦要素に給排される油圧が低すぎると走行性能が悪くなるといった問題が生じる。そこで、一般に自動変速機においては、変速時間が運転状態に応じた所定の目標値（目標変速時間）となるように変速機構の油圧が制御される。
【０００５】
ここで、変速時間は、該変速によって実際にオン／オフされる摩擦要素での伝達トルクと、該摩擦要素の締結力すなわち油圧機構の油圧とによって左右される。すなわち、伝達トルクについては該伝達トルクが大きいときほど変速時間は長くなり、他方油圧については該油圧が高いときほど変速時間は短くなる。したがって、伝達トルクに応じて油圧を好ましく設定すれば、変速時間を目標値に一致させることができることになる。
そして、従来より、変速時における該摩擦要素での伝達トルクは、変速機構への入力トルクと、変速機構への動力伝達系の回転数変化に起因する慣性力とを合わせたものであると考えられている。すなわち、シフトアップ変速時には入力側回転数が低下するので、動力伝達系の慣性モーメントによってタービンシャフトのトルクと同一方向の慣性力が摩擦要素に作用し、シフトダウン変速時には入力側回転数が上昇するので、動力伝達系の慣性モーメントによってタービンシャフトのトルクと逆方向の慣性力が摩擦要素に作用する。
【０００６】
そこで、変速時において、変速時間が所定の目標値となるように、変速機構への入力トルクと変速機構への動力伝達系の慣性力とに応じて油圧機構の油圧を制御するようにした自動変速機の油圧制御装置が提案されている（例えば、特公平４−７２０９９号公報、特開平３−２４９４６８号公報参照）。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、本願発明者らの実験によれば、変速機構への入力トルクと変速機構への動力伝達機構の慣性力とに応じて油圧機構の油圧を制御するようにした従来の自動変速機では、変速時間を正確に目標値に一致させることが困難であるということが判明した。以下、これについて説明する。
【０００８】
すなわち、従来の自動変速機の油圧制御装置においては、油圧機構の目標油圧Ｐ（ライン圧）は、例えば次の式１により、角加速度ω’すなわち慣性力と、変速機構への入力トルクＴｔとに応じて設定される。
【数１】
Ｐ＝Ａ・ω’＋Ｂ・Ｔｔ＋Ｃ………………………………………………式１
なお、式１においてＡ、Ｂ、Ｃは定数である。
この式１が正しければ、変速時間が目標値と一致した場合の実際の油圧Ｐと角加速度ω’と入力トルクＴｔとを複数組測定してＡ、Ｂ、Ｃを決定すれば、式１を用いてω’及びＴｔに対応する目標油圧Ｐを演算し、実際の油圧を目標油圧Ｐに保持することにより、変速時間を目標値に一致させられることになる。
【０００９】
そこで、本願発明者は、変速時間が目標値と一致した場合の油圧と角加速度と入力トルクとを多数組（６４組）について実測した上で、これらのデータについて重回帰分析により、誤差が最小となるようなＡ、Ｂ、Ｃを決定した。ここで、式１が正しければ、全油圧のうちの角加速度ω’に対応する分の油圧すなわちイナーシャ油圧はω’に比例し、したがってイナーシャ油圧とω’とは直線的関係となるはずである。また、全油圧のうちの入力トルクＴｔに対応する分の油圧すなわちトルク油圧はＴｔに比例し、したがってトルク油圧とＴｔとは直線的関係となるはずである。
【００１０】
かくして、上記の実測データに基づいて得られた、角加速度とイナーシャ油圧との間の相関関係と、入力トルクとトルク油圧との間の相関関係とを、夫々、図１１と図１２とに示す。
図１１及び図１２から明らかなとおり、イナーシャ油圧と角加速度との間の相関係数は０．９６０１１であって比較的良好な相関関係が得られているものの、トルク油圧と入力トルクとの間の相関係数は０．７８８１０１であってその相関関係は非常に弱く、両者は直線的関係にあるとはいいがたい。図１２においては、データは直線的ではなく、むしろ破線で示す曲線にのっているようにもみえる。なお、もし式１が完全に正しければ、相関係数が１となり、図１１及び図１２において全データが直線上に並ぶはずである。
したがって、従来より用いられている式１の精度は比較的低く、式１に基づいて目標油圧を設定したのでは、変速時間を高精度で目標値に一致させることは困難である。
【００１１】
ここにおいて、本願発明者は、このようになる理由はおよそ次のとおりであると考察した。
すなわち、変速時において実際にオン／オフされる摩擦要素の摩擦係数（動摩擦係数）は、摩擦要素の駆動側部材と被駆動側部材との間の面圧あるいは相対速度に応じて変化するものと考えられるが、上記従来の自動変速機の油圧制御装置では、摩擦要素での摩擦係数は一定であるという前提で油圧機構の油圧を制御しており、したがって摩擦係数の変動に伴って変速時間が変動する。かくして、本願発明者は、摩擦要素の摩擦係数に応じて油圧機構の油圧を制御すれば、変動時間を正確に目標値に一致させることができるであろうと考察した。
【００１２】
本発明は、かかる考察に基づいて上記従来の問題点を解決するためになされたものであって、変速時に変速時間を正確に目標値に一致させることができる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。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達するため、図１にその構成を示すように、第１の発明は、変速機構aの動力伝達特性を切り替えて該変速機構aを変速させる油圧式の摩擦要素bと、該摩擦要素bに対して油圧を給排する油圧機構cと、変速時の油圧を変速時間が所定の目標値となるように変速機構aへの入力トルクと動力伝達系の変速中の慣性力とに応じて設定する油圧制御手段dとが設けられている自動変速機の変速油圧制御装置において、摩擦要素ｂの駆動側部材と被駆動側部材との間の面圧と、摩擦要素ｂの駆動側部材と被駆動側部材との間の相対回転数差とのうちの少なくとも一方に基づいて、変速に際して実際に油圧が給排される摩擦要素ｂの変速中の摩擦係数を推定する摩擦係数推定手段eが設けられ、上記油圧制御手段dが、変速機構aへの入力トルクと、変速機構aの入力側回転数変化率とを独立変数とし、摩擦要素ｂの摩擦係数に応じて定まる定数を用いた一次近似式又は二次近似式に従って変速時の油圧を設定するようになっていることを特徴とする自動変速機の変速油圧制御装置を提供する。
【００１６】
第２の発明は、第１の発明にかかる自動変速機の変速油圧制御装置において、油圧をＰとし、変速機構aへの入力トルクをＴtとし、変速機構aの入力側回転数変化率をω'とし、摩擦要素bの摩擦係数に応じて定まる４つの定数を a１,a２,a３,a４ とすれば、上記一次近似式が、(Ｐ＝a１・Ｔt＋a２・ω'＋a３・Ｔt・ω'＋a４)であることを特徴とする自動変速機の変速油圧制御装置を提供する。
【００１８】
第３の発明は、第１の発明にかかる自動変速機の変速油圧制御装置において、油圧をＰとし、変速機構aへの入力トルクをＴtとし、変速機構aの入力側回転数変化率をω'とし、摩擦要素bの摩擦係数に応じて定まる９つの定数を b１,b２,b３,b４,b５,b６,b７,b８,b９ とすれば、上記二次近似式が、(Ｐ＝b１・Ｔt＋b２・ω'＋b３・Ｔt・ω'＋b４・Ｔt２＋b５・ω'２＋b６・Ｔt２・ω'＋b７・Ｔt・ω'２＋b８・Ｔt２・ω'２＋b９)であることを特徴とする自動変速機の変速油圧制御装置を提供する。
【００１９】
【実施例】
以下、本発明の実施例を具体的に説明する。
図２に示すように、自動車１は、左右の前輪２ａ，２ｂが駆動輪とされているとともに、エンジン３の出力トルクが自動変速機４から差動装置５及び左右の駆動軸６ａ，６ｂを介して前輪２ａ，２ｂに伝達されるようになっている。エンジン３には、各気筒ごとに点火プラグ７…７が設けられている。
【００２０】
自動変速機４は、図３にも示すように、エンジン３の出力軸８に連結されたトルクコンバータ２０と、その出力トルク（タービントルク）が入力される変速機構３０と、該変速機構３０の動力伝達特性（動力伝達経路）を切り換えるクラッチ、ブレーキ等の複数の摩擦要素４１〜４６及びワンウェイクラッチ５１，５２と、摩擦要素４１〜４６に選択的にライン圧を供給することにより変速機構３０の変速比（変速段）を切り換える油圧制御ユニット６０（油圧機構）とを有し、これらにより走行レンジとしてのＤ，Ｓ，Ｌ，Ｒの各レンジと、Ｄレンジでの１〜４速、Ｓレンジでの１〜３速、Ｌレンジでの１〜２速が得られるようになっている。
【００２１】
トルクコンバータ２０は、エンジン出力軸８に連結されたケース２１内に固設されたポンプ２２と、該ポンプ２２に対向状に配置されて該ポンプ２２により作動油を介して駆動されるタービン２３と、該ポンプ２２とタービン２３との間に介設されかつ変速機ケース９にワンウェイクラッチ２４を介して支持されてトルク増大作用を行うステータ２５と、上記ケース２１とタービン２３との間に設けられ、該ケース２１を介してエンジン出力軸８とタービン２３とを直結するロックアップクラッチ２６とで構成されている。そして、上記タービン２３の回転がタービンシャフト２７を介して変速機構３０側に出力されるようになっている。ここで、上記エンジン出力軸８にはタービンシャフト２７内を貫通するポンプシャフト１０が連結され、該シャフト１０により変速機後端部に備えられたオイルポンプ１１が駆動されるようになっている。
【００２２】
変速機構３０はラビニョ型プラネタリギヤ装置で構成され、上記タービンシャフト２７上に遊嵌合された小径のスモールサンギヤ３１と、該サンギヤ３１の後方において同じくタービンシャフト２７上に遊嵌合された大径のラージサンギヤ３２と、上記スモールサンギヤ３１に噛合された複数個のショートピニオンギヤ３３と、前半部が該ショートピニオンギヤ３３に噛合され、後半部が上記ラージサンギヤ３２に噛合されたロングピニオンギヤ３４と、該ロングピニオンギヤ３４及び上記ショートピニオンギヤ３３を回転自在に支持するキャリヤ３５と、ロングピニオンギヤ３４に噛合されたリングギヤ３６とで構成されている。
【００２３】
そして、上記タービンシャフト２７とスモールサンギヤ３１との間に、フォワードクラッチ４１と第１ワンウェイクラッチ５１とが直列に介設され、またこれらのクラッチ４１，５１に対して並列にコーストクラッチ４２が介設されているとともに、タービンシャフト２７とキャリヤ３５との間には３−４クラッチ４３が介設され、さらに該タービンシャフト２７とラージサンギヤ３２との間にリバースクラッチ４４が介設されている。また、上記ラージサンギヤ３２とリバースクラッチ４４との間にはラージサンギヤ３２を固定するバンドブレーキでなる２−４ブレーキ４５が設けられているとともに、上記キャリヤ３５と変速機ケース９との間には、該キャリヤ３５の反力を受け止める第２ワンウェイクラッチ５２と、キャリヤ３５を固定するローリバースブレーキ４６とが並列に設けられている。そして、上記リングギヤ３６が出力ギヤ１２に連結され、該出力ギヤ１２から差動装置５を介して左右の前輪２ａ，２ｂに回転力が伝達されるようになっている。
【００２４】
ここで、上記各クラッチ、ブレーキ等の摩擦要素４１〜４６及びワンウェイクラッチ５１，５２の作動状態と変速段との関係をまとめると、表１に示すようになる。
【００２５】
【表１】
0003569964.tif 000002
【００２６】
さらに、エンジン３及び自動変速機４を統合制御するコントロールユニット７０（以下、ＥＣＵ７０という）が備えられ、このＥＣＵ７０は、自動車１の車速を検出する車速センサ７１からの信号、エンジン３のスロットルバルブの開度を検出するスロットルセンサ７２からの信号、エンジン３の吸気流量を検出するエアフローセンサ７３からの信号、エンジン回転数を検出するエンジン回転センサ７４からの信号、エンジン３の冷却水温度を検出する水温センサ７５からの信号、トルクコンバータ２０の出力回転数（タービン回転数）を検出するタービン回転センサ７６からの信号、変速機構３０の出力回転数を検出する出力回転センサ７７からの信号、セレクトレバー１３によるシフト位置（レンジ）を検出するシフト位置センサ７８からの信号、自動変速機４の作動油温度を検出する油温センサ７９からの信号などを入力して、自動変速機４に対しては、油圧制御ユニット６０に備えられた変速用ソレノイドバルブ６１…６１による変速制御と、同じく油圧制御ユニット６０に備えられたデューティソレノイドバルブ６２によるライン圧制御（油圧制御）とを行うとともに、エンジン３に対しては点火プラグ７…７に対する点火制御などを行うようになっている。さらに、本実施例においては、変速時に点火時期制御によりエンジン３の出力トルクを低減させるトルクダウン制御が行われる。
なお、ＥＣＵ７０は、特許請求の範囲に記載された「油圧制御手段」及び「摩擦係数推定手段」を含む総合的な制御手段である。
【００２７】
以下、油圧制御ユニット６０におけるライン圧制御部分の構成について説明する。
図４に示すように、オイルポンプ１１から吐出される作動油の圧力を所定のライン圧に調整するレギュレータバルブ６３と、該レギュレータバルブ６３に制御圧を供給するスロットルモデュレータバルブ６４とが備えられている。このスロットルモデュレータバルブ６４には、オイルポンプ１１からの作動油が吐出されるメインライン６５から該作動油を一定圧に減圧するレデューシングバルブ６６を介して導かれた一定圧ライン６７が接続されているとともに、該スロットルモデュレータバルブ６４からレギュレータバルブ６３の一端に設けられた増圧ポート６３ａに増圧ライン６８が導かれている。また、該スロットルモデュレータバルブ６４の一端の制御ポート６４ａには、一定圧ライン６７から分岐されたパイロットライン６９が接続されている。
【００２８】
そして、このパイロットライン６９に、図２に示したライン圧制御用のデューティソレノイドバルブ６２が設置されて、該デューティソレノイドバルブ６２のデューティ比に応じたパイロット圧が上記スロットルモデュレータバルブ６４の制御ポート６４ａに導入されることにより、上記ラインから供給された一定圧が、該パイロット圧ないし上記デューティ比に応じた圧力に調整された上で、増圧ライン６８を介してレギュレータバルブ６３の増圧ポート６３ａに供給されるようになっている。したがって、このレギュレータバルブ６３によって圧力が調整されたライン圧は上記デューティ比に応じた圧力となる。
【００２９】
そして、自動変速機４においては、基本的には、ＥＣＵ７０によって、変速時に変速時間が所定の目標値（目標変速時間）となるように、変速機構３０への入力トルクと、変速機構３０の入力側回転数変化率（タービン回転数変化率）すなわち変速機構３０への動力伝達系の変速中の慣性力（イナーシャ変化量）と、該変速時にオン・オフされるすなわち実際に油圧が給排される摩擦要素の摩擦係数（動摩擦係数）とに基づいて、油圧制御ユニット６０のライン圧（油圧）が制御されるようになっている。以下、ＥＣＵ７０によるかかるライン圧制御の基本概念を説明する。
【００３０】
図５に示すように、変速時にトルクダウンを行う場合のライン圧制御の基本ロジックは、およそ次のとおりである。
まず、変速に際して、変速機構３０の変速前後の入力側回転数変化量（以下、これを単に回転数変化量という）すなわち変速前のタービン回転数と変速後のタービン回転数の差（タービン回転数変化率）と、変速機構３０への入力トルクすなわちタービンシャフト２７のトルク（以下、これを単に入力トルクという）とに基づいて目標変速時間を設定する（ステップＳ１）。
なお、入力トルクは変速時にトルクダウンがないものとして、エンジン負荷（メインスロットル開度）、エンジン回転数、点火時期等に基づいて一般に知られている普通の方法で演算される。
【００３１】
一般に、変速時間が短ければ短いほど応答性が良くなり変速時の走行性が高められる。しかしながら、例えばシフトアップ変速時においては、変速中は変速機構３０への動力伝達系の慣性モーメントに起因する慣性力によって変速機出力軸のトルクが一時的に上昇するといった現象が生じる。そして、このようなトルク上昇は変速時間が短いときほど大きくなり、このトルク上昇が大きいと変速ショックが生じるので、変速時間をむやみに短くすることはできない。逆に、変速時間が長いと変速時の応答性すなわち走行性が悪くなる。そこで、変速ショックの発生を実質的に防止することができ、かつ走行性を確保することができるような最善の変速時間を運転状態に応じて設定し、これを目標変速時間としている。なお、かかる目標変速時間は回転数変化量と入力トルクとをパラメータとするマップのかたちでＥＣＵ７０内に記憶されている。
【００３２】
続いて、上記回転数変化量を、ステップＳ１で設定された目標変速時間で除算することにより、変速機構３０の入力側の角加速度（以下、これを単に角加速度という）を演算する（ステップＳ２）。
よく知られているように、変速機構３０への動力伝達系の慣性モーメントをＩとし、角加速度をω’とすれば、該動力伝達系の力のモーメントＮ、すなわち変速時において締結すべき摩擦要素にかかる力のモーメントＮ（慣性力）はＩとω’の積（Ｉ・ω’）であらわされる。ここで、慣性モーメントＩは一定であるので力のモーメントＮは角加速度ω’に比例することになる。したがって、角加速度ω’のみに基づいて、該摩擦要素にかかる力のモーメント（慣性力）が把握されるわけである。
【００３３】
次に、ステップＳ２で演算された角加速度に基づいて、変速機構３０への動力伝達系の慣性モーメントに起因する慣性力を吸収するためのイナーシャ油圧を設定する（ステップＳ３）。
すなわち、前記したとおり、変速時には摩擦要素に、変速機構３０への動力伝達系の慣性モーメントに起因する慣性力が作用するので、摩擦要素の締結力すなわちライン圧をこの慣性力に応じて調整する必要がある。ここで、慣性力は角加速度に比例するので、この角加速度から慣性力を吸収するためのイナーシャ油圧を設定するわけである。
なお、イナーシャ油圧は、角加速度をパラメータとするテーブルのかたちでＥＣＵ７０内に記憶されている。
【００３４】
また、変速に際して、上記のイナーシャ油圧の設定（演算）と並行して、角加速度と入力トルクとに基づいて、トルクダウンを行うことを前提とした変速時の変速機構３０への目標入力トルク（以下、これを単に目標入力トルクという）を設定する（ステップＳ４）。
シフトアップ変速時には、変速機構３０への動力伝達系の慣性モーメントに起因する慣性力が、入力トルクと同一方向に作用するので、変速機出力軸のトルクが一時的に上昇することになる。そこで、かかるトルク上昇を防止するため、基本的には変速時にはエンジン３の出力トルクを抑制（トルクダウン）するようにしている。なお、かかる目標入力トルクは、角加速度と入力トルクとをパラメータとするマップのかたちでＥＣＵ７０内に記憶されている。
【００３５】
さらに、ステップＳ４で設定された目標入力トルク、すなわちトルクダウンが考慮された入力トルクに基づいてトルク油圧が設定される（ステップＳ５）。このトルク油圧は、変速機構３０（摩擦要素）への入力トルクに相応する締結力を得るために必要とされる油圧である。なお、トルク油圧は、目標入力トルクをパラメータとするテーブルのかたちでＥＣＵ７０内に記憶されている。
【００３６】
そして、イナーシャ油圧と、トルク油圧と、回転数変化量（クラッチ相対回転数）とに基づいて、摩擦要素の摩擦係数（クラッチμ）を考慮した変速油圧が演算される（ステップＳ６、ステップＳ７）。具体的には、例えばイナーシャ油圧とトルク油圧の和に、回転数変化量に応じて摩擦係数による補正を行い（ステップＳ６）、変速油圧を得る（ステップＳ７）。ここにおいて、摩擦要素の摩擦係数は、該摩擦要素の駆動側プレートと被駆動側プレートとの間の面圧及び相対回転数差に基づいて推定される。なお、面圧と相対回転数差のいずれか一方に基づいて摩擦係数を推定するようにしてもよい。
さらに、変速油圧に対して油温補正を施して、最終的な目標ライン圧が設定（出力）され、該目標ラインに一致するようライン圧が制御される（ステップＳ８）。
このようなライン圧制御によれば、変速に際して実際に油圧が給排される摩擦要素の摩擦係数に基づいて目標ライン圧が設定されるので、どのような運転状態においても、変速時間を正確に目標変速時間に一致させることができる。
【００３７】
上記のステップＳ６、ステップＳ７においては、摩擦要素の面圧及び／又は相対回転数差に基づいて摩擦係数を推定した上で、該摩擦係数に基づいて変速油圧を設定（演算）するようにしているが、このように摩擦係数を独立的に求めるのではなく、以下のように入力トルクと角加速度とに基づいて、摩擦係数の影響が加味された変速油圧Ｐを演算するようにしてもよい。
すなわち、面圧は変速油圧Ｐに比例し、相対回転速度は変速時の角加速度ω’で代用することができるので、摩擦係数μは、次の式２で示すようにＰ及びω’を独立変数とする関数のかたちであらわされる。
【数２】
μ＝ｇ（Ｐ，ω’）……………………………………………………………式２
【００３８】
また、次の式３で示すように、摩擦要素にはたらく摩擦力（μ・Ａ・Ｐ）は、入力トルクＴｔ及び角加速度ω’を独立変数とする関数のかたちであらわされる。なお、式３においてＡは摩擦係合面の面積（定数）である。
【数３】
μ・Ａ・Ｐ＝ｈ（Ｔｔ，ω’）……………………………………………………式３
【００３９】
したがって、式２と式３とから、次の式４が得られる。
【数４】
ｇ（Ｐ，ω’）・Ａ・Ｐ＝ｈ（Ｔｔ，ω’）……………………………………………式４ここで、式４中の独立変数はＰとＴｔとω’とであるので、理論的には式４から次の式５を導くことができることになる。
【数５】
Ｐ＝ｆ（Ｔｔ，ω’）……………………………………………………………式５
【００４０】
しかしながら、通常、代数的変形により式４から式５を導くことは不可能であるので、マクローリン展開により、Ｐを、Ｔｔ及びω’を独立変数とする多項式で近似することになる。ここで、上記多項式を一次近似式とした場合は、次の式６が得られる。
【数６】
Ｐ＝ａ１・Ｔｔ＋ａ２・ω’＋ａ３・Ｔｔ・ω’＋ａ４…………………………………式６
式６において、ａ１，ａ２，ａ３，ａ４は、摩擦要素の摩擦係数に応じて定まる定数であり、実験あるいは解析により求められるべき値である。
【００４１】
また、上記多項式を二次近似式とした場合は、次の式７が得られる。
【数７】
Ｐ＝ｂ１・Ｔｔ＋ｂ２・ω’＋ｂ３・Ｔｔ・ω’＋ｂ４・Ｔｔ・Ｔｔ＋ｂ５・ω’・ω’＋ｂ６・Ｔｔ・Ｔｔ・ω’＋ｂ７・Ｔｔ・ω’・ω’＋ｂ８・Ｔｔ・Ｔｔ・ω’・ω’＋ｂ９……………………………………………………………………式７
式７において、ｂ１，ｂ２，ｂ３，ｂ４，ｂ５，ｂ６，ｂ７，ｂ８，ｂ９は、摩擦要素の摩擦係数に応じて定まる定数であり、実験あるいは解析により求められるべき値である。
なお、本願発明者の実験ないしは解析によれば、上記多項式を二次近似式とした場合、上記式７のかわりに簡素な次の式８を用いることも実用上は可能であるという結果が得られている。
【数８】
Ｐ＝ｃ１・Ｔｔ＋ｃ２・ω’＋ｃ３・Ｔｔ・Ｔｔ＋ｃ４…………………………………式８
式８において、ｃ１，ｃ２，ｃ３，ｃ４は、摩擦要素の摩擦係数に応じて定まる定数であり、実験あるいは解析により求められるべき値である。
【００４２】
ここで、式８が正しければ、変速時間が目標値と一致した場合の実際の油圧Ｐと角加速度ω’と入力トルクＴｔとを複数組測定してｃ１，ｃ２，ｃ３，ｃ４を決定すれば、式８を用いてω’及びＴｔに対応する摩擦係数の影響が考慮された目標油圧Ｐを演算し、実際の油圧を目標油圧Ｐに保持することにより、変速時間を目標値に一致させられることになる。
【００４３】
そこで、本願発明者は、図１１及び図１２の基礎となっている前記の実測データを用いて重回帰分析により、誤差が最小となるようなｃ１，ｃ２，ｃ３，ｃ４を決定した。ここで、式８が正しければ、全油圧のうちの角加速度ω’に対応する分の油圧すなわちイナーシャ油圧はω’に比例し、したがってイナーシャ油圧とω’とは直線的関係となるはずである。また、全油圧のうちの入力トルクＴｔに対応する分の油圧すなわちトルク油圧はＴｔに比例し、したがってトルク油圧とＴｔとは直線的関係となるはずである。さらに、全油圧のうちの入力トルク２乗値Ｔｔ２に対応する分の油圧すなわち２乗値用油圧はＴｔ２に比例し、したがって２乗値用油圧とＴｔ２とは直線的関係となるはずである。
【００４４】
かくして、上記の実測データに基づいて得られた、角加速度とイナーシャ油圧との間の相関関係と、入力トルクとトルク油圧との間の相関関係と、入力トルク２乗値と２乗値用油圧との間の相関関係とを、夫々、図８と図９と図１０とに示す。
図８〜図１０から明らかなとおり、イナーシャ油圧と角加速度との間の相関係数は０．９７１００２であり、トルク油圧と入力トルクとの間の相関係数は０．９７１００１であり、２乗値用油圧と入力トルク２乗値との間の相関係数は０．９３３５０７であり、これらのいずれもその相関関係が強く、ほぼ直線的関係にあるといえる。
したがって、本発明にかかる式８の精度は非常に高く、式８に基づいて目標油圧を設定すれば、変速時間を高精度で目標値に一致させることができるということがわかる。
【００４５】
このようなライン圧制御によれば、直接的には摩擦要素の摩擦係数を求めずに、変速に際して実際に油圧が給排される摩擦要素の摩擦係数を考慮した目標ライン圧が設定されるので、どのような運転状態においても、変速時間を正確に目標変速時間に一致させることができる。
【００４６】
次に、図６に示すフローチャートに基づいて、車速の上昇に伴って行われるスケジュールアップ変速時におけるＥＣＵ７０による具体的なライン圧制御を説明する。
スケジュールアップ変速が開始されると、まずステップ＃１で各種信号が読み込まれ、次のステップ＃２で次の式９によりタービン回転数Ｎｔの変速前後の回転数変化量ΔＮｔ（予想タービン回転数差ΔＮｔ）が演算され、続いてステップ＃３で式１０によりタービントルクＴｔが演算される。
【数９】
ΔＮｔ＝Ｎｔ−Ｎｏ・Ｇｏ…………………………………………………式９
【数１０】
Ｔｔ＝Ｔｅ・ｋ１・（Ｎｔ／Ｎｅ）……………………………………………式１０
ここで、Ｎｔは変速判定時のタービン回転数であり、Ｎｏは変速機構３０の出力軸回転数であり、Ｇｏは変速終了後のギヤ比であり、Ｔｅはエンジントルクであり、ｋ１はトルクコンバータ２０のトルク増大係数である。なお、エンジントルクＴｅは、例えばエンジン回転数、吸気流量、点火時期などに基づいて普通の方法で求められる。
【００４７】
次に、ステップ＃４でトルクダウン許可フラグＦｔｄが１にセットされているか否かが判定される。なお、トルクダウン許可フラグＦｔｄは、例えば水温センサ７５からの信号が示す冷却水温度がエンジン３の暖機状態を示すときに１にセットされるようになっている。
ステップ＃４でトルクダウン許可フラグＦｔｄが１にセットされていると判定されたときには（ＹＥＳ）、ステップ＃５で予めタービントルクＴｔと予想タービン回転数差ΔＮｔと変速の種類Ｌｍとをパラメータとして設定されたトルクダウン時用目標変速時間マップｆ１に従って目標変速時間Ｔｓが演算され、続いてステップ＃６で次の式１１により目標角加速度Ａｍが演算される。
【数１１】
Ａｍ＝｜ΔＮｔ／Ｔｓ｜……………………………………………………式１１
つまり、予想タービン回転数差ΔＮｔを目標変速時間Ｔｓで徐算した値の絶対値が目標角加速度Ａｍとされる。
【００４８】
ステップ＃６の次にはステップ＃７が実行され、予めタービントルクＴｔと角加速度Ａｍとタービン回転数Ｎｔと変速の種類Ｌｍとをパラメータとして設定されたマップｆ２に従って、現実のタービントルクＴｔと目標角加速度Ａｍとに対応する目標タービントルクＴｍが演算され、この後ステップ＃１１が実行される。
【００４９】
他方、前記のステップ＃４においてトルクダウン許可フラグＦｔｄが１にセットされていないと判定されたとき（ＮＯ）、すなわちトルクダウンが不可能であると判定されたときには、ステップ＃８で、予めタービントルクＴｔと予想タービン回転数差ΔＮｔと変速の種類Ｌｍとをパラメータとして設定された非トルクダウン時用目標変速時間マップｆ５に従って目標変速時間Ｔｓが演算され、続いてステップ＃９で予想タービン回転数差ΔＮｔと目標変速時間Ｔｓとを前記の式１０に代入することにより目標角加速度Ａｍが演算される。ここで、非トルクダウン時用目標変速時間マップｆ５は、前記のトルクダウン時用目標変速時間マップｆ１に比べて目標変速時間が長くなるように設定されている。
ステップ＃９の次にはステップ＃１０が実行され、タービントルクＴｔが目標タービントルクＴｍとしてセットされる。したがって、この場合にはエンジン３のトルクダウンは行われない。この後、ステップ＃１１が実行される。
【００５０】
ステップ＃１１では、目標タービントルクＴｍと変速の種類Ｌｍとをパラメータとして設定されたトルク分クラッチ圧マップｆ３に従ってトルク分クラッチ圧Ｔｃｔが演算されるとともに、目標角加速度Ａｍと変速の種類Ｌｍとをパラメータとして設定されたイナーシャ分クラッチ圧マップｆ４に従ってイナーシャ分クラッチ圧Ｔｃｉが演算される。
【００５１】
次に、ステップ＃１２で、トルク分クラッチ圧Ｔｃｔとイナーシャ分クラッチ圧Ｔｃｉとをパラータとして設定された目標ライン圧マップｆｕに従って、目標ライン圧ＰＬが演算される。ここで、目標ライン圧マップｆｕは、摩擦要素の摩擦係数を考慮した関数である。すなわち、前記したとおり、摩擦係数は基本的には、面圧と相対回転数差とによって定まるが、面圧はトルク分クラッチ圧Ｔｃｔの関数であり、相対回転数差はイナーシャ分クラッチ圧Ｔｃｉの関数であるので、ＴｃｔとＴｃｉとを独立変数とする関数ｆｕに基づいて摩擦係数の影響を考慮した目標ライン圧が得られるわけである。なお、関数ｆｕの具体的な特性は、実験あるいは解析により設定される。
【００５２】
続いて、ステップ＃１３で、目標ライン圧ＰＬと目標タービントルクＴｍとが出力され、実際のライン圧が上記目標ライン圧となるようにライン圧が制御されるとともに、実際のタービントルクが上記目標タービントルクとなるようにエンジン出力（点火時期）が制御される。この後、ステップ＃１に復帰する。
このようなライン圧制御によれば、変速に際して実際に油圧が給排される摩擦要素の摩擦係数を考慮した目標ライン圧が設定されるので、どのような運転状態においても、変速時間を正確に目標変速時間に一致させることができる。
【００５３】
以下、図７に示すフローチャートに基づいて、車速の上昇に伴って行われるスケジュールアップ変速時におけるＥＣＵ７０によるライン圧制御のもう１つの好ましい具体例を説明する。なお、図７に示すフローチャートのステップ＃２１〜ステップ＃３０は、夫々、図６に示す前記フローチャートのステップ＃１〜ステップ＃１０と同一であるので、説明の重複を避けるためその説明を省略する。
このライン圧制御において、ステップ＃３１では、次の式１２により、目標角加速度Ａｍと目標タービントルクＴｍとに基づいて、補正前目標油圧Ｐａが演算される。
【数１２】
Ｐａ＝ａ・Ａｍ＋ｂ・Ｔｍ＋ｃ・Ｔｍ２＋ｄ………………………………………式１２
式１２において、ａ，ｂ，ｃ，ｄは、摩擦要素の摩擦係数に応じて定まる定数であり、実験あるいは解析により求められるべき値である。この式１２は、前記の式８と基本的には同義の簡略化された二次近似式であり、式１２中の目標加速度Ａｍと目標タービントルクＴｍとは、夫々、式７中の角加速度ω’と入力トルクＴｔとに対応する。また、式１２中の各定数ａ，ｂ，ｃ，ｄは、夫々、式８中の各定数ｃ２，ｃ１，ｃ３，ｃ４に対応する。
【００５４】
次に、ステップ＃３２で、次の式１３により補正前目標油圧Ｐａに対して油圧補正と学習補正とが施され、最終的な目標ライン圧ＰＬが演算（設定）される。
【数１３】
ＰＬ＝Ｐａ・｛μ（Ｌｍ，Ｔｏ）＋Δμ（Ｌｍ）｝………………………………式１３
式１３において、μ（Ｌｍ，Ｔｏ）は、変速の種類Ｌｍと油温Ｔｏとをパラータとする油温補正マップμを検索することによって得られた油温補正値であり、Δμ（Ｌｍ）は、変速の種類Ｌｍをパラータとする学習補正テーブルを検索することによって得られた学習補正値である。このように油温補正を行うのは、油温の変化に起因する作動油の粘度変化等を補償するためであり、学習補正を行うのは油圧制御ユニット６０の各種特性の経時変化等に対応するためである。
【００５５】
続いて、ステップ＃３３で、目標ライン圧ＰＬと目標タービントルクＴｍとが出力され、実際のライン圧が上記目標ライン圧となるようにライン圧が制御されるとともに、実際のタービントルクが上記目標タービントルクとなるようにエンジン出力（点火時期）が制御される。この後、ステップ＃２１に復帰する。
このようなライン圧制御によれば、変速に際して実際に油圧が給排される摩擦要素の摩擦係数を考慮した目標ライン圧が設定されるので、どのような運転状態においても、変速時間を正確に目標変速時間に一致させることができる。
【００５６】
【発明の作用・効果】
第１の発明によれば、変速時に変速機構への入力トルクと、変速機構の入力側回転数変化率すなわち慣性力と、該変速においてオン・オフされる摩擦要素の摩擦係数の推定値とに基づいて油圧機構の油圧が設定されるので、運転状態の変化により摩擦要素の摩擦係数が変化した場合でも、油圧機構の油圧を最適値に保持することができ、変速時間を正確に目標変速時間に一致させることができる。
また、摩擦要素の駆動側部材と被駆動側部材との間の面圧と、摩擦要素の駆動側部材と被駆動側部材との間の相対回転数差とのうちの少なくとも一方に基づいて摩擦係数が推定されるので、摩擦係数の推定精度が高められ、変速時間をより正確に目標変速時間に一致させることができる。
さらに、変速機構への入力トルクと変速機構の入力側回転数変化率とを独立変数とし、摩擦要素の摩擦係数に応じて定まる定数を用いた一次近似式又は二次近似式に従って油圧が設定されるが、一次近似式を用いる場合は油圧制御の制御ロジックが簡素化され、二次近似式を用いる場合は油圧制御の精度が高められる。
【００５９】
第２の発明によれば、基本的には第１の発明と同様の作用・効果が得られる。さらに、一次近似式が、多項式 Ｐ＝a１・Ｔt＋a２・ω'＋a３・Ｔt・ω'＋a４ とされるので、油圧制御の制御ロジックが一層簡素化される。
【００６１】
第３の発明によれば、基本的には第１の発明と同様の作用・効果が得られる。さらに、上記二次近似式が、多項式 Ｐ＝b１・Ｔt＋b２・ω'＋b３・Ｔt・ω'＋b４・Ｔt２＋b５・ω'２＋b６・Ｔt２・ω'＋b７・Ｔt・ω'２＋b８・Ｔt２・ω'２＋b９ とされるので、油圧制御の制御ロジックが簡素化される。
【図面の簡単な説明】
【図１】請求項１〜請求項３に対応する第１〜第３の発明の構成を示すブロック図である。
【図２】本発明にかかる油圧制御装置を備えた自動変速機のシステム構成図である。
【図３】自動変速機の動力伝達機構を示すスケルトン図である。
【図４】自動変速機の油圧機構の回路図である。
【図５】本発明にかかる油圧制御の基本ロジックを示すフローチャートである。
【図６】本発明にかかるライン圧制御の制御方法を示すフローチャートである。
【図７】本発明にかかるライン制御のもう１つの制御方法を示すフローチャートである。
【図８】本発明にかかる変速油圧制御における、イナーシャ油圧と角加速度との間の相関関係を示す図である。
【図９】本発明にかかる変速油圧制御における、トルク油圧と入力トルクとの間の相関関係を示す図である。
【図１０】本発明にかかる変速油圧制御における、２乗値用油圧と入力トルク２乗値との間の相関関係を示す図である。
【図１１】従来の変速油圧制御における、イナーシャ油圧と角加速度との間の相関関係を示す図である。
【図１２】従来の変速油圧制御における、トルク油圧と入力トルクとの間の相関関係を示す図である。
【符号の説明】
３…エンジン
４…自動変速機
２７…タービンシャフト
３０…変速機構
４１〜４６…摩擦要素（クラッチ、ブレーキ）
６０…油圧制御ユニット
６３…レギュレータバルブ
７０…コントロールユニット（ＥＣＵ）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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