JP2000266173A - Speed change control device for automatic transmission - Google Patents
Speed change control device for automatic transmissionInfo
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、掛け替え変速の過
渡期に解放側油圧と締結側油圧を制御する自動変速機の
変速制御装置の技術分野に属する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention belongs to the technical field of a shift control device of an automatic transmission for controlling a release hydraulic pressure and an engagement hydraulic pressure in a transition period of a shift change.
【0002】[0002]
【従来の技術】自動変速機の軽量コンパクト化を狙いと
したワンウェイクラッチレス(以下、OWCレス)の自
動変速機においては、変速時の掛け替えタイミングをO
WCで取ることができないため、締結側の締結要素と解
放側の締結要素の掛け替えタイミング制御が重要とな
る。2. Description of the Related Art In a one-way clutchless (hereinafter, OWC-less) automatic transmission aiming at reducing the weight and size of the automatic transmission, the shifting timing at the time of shifting is set to O.
Since the WC cannot be used, it is important to control the switching timing of the fastening element on the fastening side and the fastening element on the release side.
【0003】これに対し、OWCレスを狙った従来の自
動変速機の変速制御装置としては、例えば、特開平4−
211760号公報に記載のものが知られている。On the other hand, as a conventional shift control device of an automatic transmission aiming at OWC-less, for example, Japanese Unexamined Patent Publication No.
The thing described in 211,760 is known.
【0004】この従来公報には、OWCレスのアップシ
フト時に変速ショックの少ない変速フィーリングの良い
滑らかな変速を実現することを目的とし、タービン回転
を所定の空吹け量に抑えるように空吹け量を監視しなが
ら解放される締結要素の解放圧を制御する技術が記載さ
れている。This conventional publication aims at realizing a smooth shift with good shift feeling with little shift shock at the time of an OWC-less upshift, and an amount of air blowing to suppress the turbine rotation to a predetermined amount of air blowing. A technique for controlling the release pressure of a fastening element released while monitoring the pressure is described.
【0005】[0005]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の自動変速機の変速制御装置にあつては、図11に示
すように、タービン回転数Ntの空吹け量を検出し、空
吹け量検出値が所定の空吹け量を超えると解放側の容量
アップ制御を行うため、トルクフェーズ時のトルク波形
に、トルク引きやトルク突き上げが発生すると共に、ト
ルクフェーズ時間(引き時間)も長くなり、変速性能が
悪化するという問題がある。However, in the above-described conventional shift control device for an automatic transmission, as shown in FIG. 11, the amount of airflow at the turbine speed Nt is detected, and the detected value of the amount of airflow is detected. When the engine speed exceeds a predetermined amount, the release-side capacity increase control is performed. As a result, torque pulling or torque thrust occurs in the torque waveform during the torque phase, and the torque phase time (pulling time) becomes longer. There is a problem that is worse.
【0006】そして、空吹けが発生すると、アップシフ
ト時にエンジン回転速度が低下すべきものであるはずな
のに逆にエンジン回転が上昇するため、運転者に違和感
(故障という印象)を与えるし、また、空吹けにより解
放側の締結要素が発熱し、耐久性が悪化する。[0006] When the engine is idling, the engine speed should be reduced during an upshift, but the engine speed is increased, which gives the driver an uncomfortable feeling (impression of a failure). Blowing generates heat on the release-side fastening element, thereby deteriorating durability.
【0007】しかも、この従来装置は空吹けの発生を許
容する制御であり、変速時に空吹けが発生する限り上記
問題を解決することはできない。In addition, this conventional apparatus is a control which allows the occurrence of an idling, and cannot solve the above-mentioned problem as long as the idling occurs at the time of shifting.
【0008】本発明が解決しようとする課題は、変速
時、エンジン空吹けの発生を確実に防止することによ
り、トルクフェーズでのトルク引き深さを小さくし、突
き上げトルクを抑制し、トルクフェーズ時間を短くし、
滑らかな変速性能を実現する自動変速機の変速制御装置
を提供することにある。The problem to be solved by the present invention is to reduce the torque pulling depth in the torque phase, suppress thrust torque, and reduce the torque phase time by reliably preventing the occurrence of engine idling during gear shifting. And shorten
It is an object of the present invention to provide a shift control device for an automatic transmission that realizes a smooth shift performance.
【0009】[0009]
【課題を解決するための手段】請求項1記載の発明は、
図1のクレーム対応図に示すように、変速開始指令が出
力されると、ワンウェイクラッチを介在させることな
く、変速前のギヤ段にて締結されていた第1締結要素a
を解放し、解放されていた第2締結要素bを締結すると
いう掛け替えにより変速後のギヤ段を達成する自動変速
機の変速制御装置において、タービン回転数を検出する
タービン回転数検出手段cと、変速開始指令が出力され
た時点でのタービン回転数とタービン回転加速度と変速
開始後の経過時間により変速の進行に追従する推定ター
ビン回転数を演算する推定タービン回転数演算手段d
と、タービン回転数検出値とタービン回転数推定値との
タービン回転数偏差を演算するタービン回転数偏差演算
手段eと、変速開始指令が出力されると前記タービン回
転数偏差が設定値となるまで第1締結要素aの解放圧を
締結保持圧に余裕圧を加えた一定圧まで下げ、この一定
圧のままで待機させる解放圧制御部f1と、変速開始指
令が出力されると前記タービン回転数偏差が設定値とな
るまで第2締結要素bの締結圧をリターン相当圧から所
定勾配で徐々に上昇させる中込め制御を行う締結圧制御
部f2による変速前ギヤ段フェーズ制御手段fと、前記
タービン回転数偏差が設定値となった時点から第1締結
要素aの解放側油圧を所定勾配で低下させ、第2締結要
素bの締結側油圧を所定勾配で上昇させることで掛け替
え変速を行う第1トルクフェーズ制御手段gと、を備え
ていることを特徴とする。According to the first aspect of the present invention,
As shown in the claim correspondence diagram of FIG. 1, when the shift start command is output, the first engagement element a that has been engaged in the gear before the shift without intervening the one-way clutch.
In a shift control device for an automatic transmission that achieves a gear after shifting by changing over by releasing the released second fastening element b, a turbine speed detecting means c for detecting a turbine speed, Estimated turbine speed calculating means d for calculating an estimated turbine speed following the progress of the shift based on the turbine speed at the time when the shift start command is output, the turbine rotation acceleration, and the elapsed time after the start of the shift.
A turbine rotation speed deviation calculating means e for calculating a turbine rotation speed deviation between the turbine rotation speed detection value and the turbine rotation speed estimation value, and until the turbine rotation speed deviation reaches a set value when a shift start command is output. A release pressure control unit f1 for lowering the release pressure of the first engagement element a to a constant pressure obtained by adding a margin pressure to the engagement holding pressure and keeping the constant pressure at a standby state; A pre-shift gear stage phase control means f by an engagement pressure control unit f2 for performing an indentation control for gradually increasing the engagement pressure of the second engagement element b from a return equivalent pressure at a predetermined gradient until the deviation reaches a set value; From the point in time when the rotational speed deviation has reached the set value, the release-side hydraulic pressure of the first engagement element a is decreased at a predetermined gradient, and the engagement-side hydraulic pressure of the second engagement element b is increased at a predetermined gradient to perform a shift change. Characterized in that it comprises a Rukufezu control means g, the.
【0010】請求項2記載の発明は、請求項1記載の自
動変速機の変速制御装置において、締結要素の伝達トル
ク発生に寄与している油圧を“有効油圧”とし、変速に
際して、締結したままの締結要素と解放する締結要素と
締結する締結要素のいずれか1つの伝達トルクをゼロと
したときに、残りの締結要素のうち1つの締結要素の伝
達トルクによって各回転メンバの回転比がちょうど変化
しないように保てたとき、この1つの締結要素の伝達ト
ルクを変速機入力トルクに対する“分担トルク”とし、
この“分担トルク”を発生させるのに有効な油圧を“分
担圧”とし、1つの締結要素における有効油圧の分担圧
に対する比を“分担比”と定義したとき、前記第1トル
クフェーズ制御手段gを、締結側トルク分担比と解放側
トルク分担比とを加えた値が1.0以上となるように分
担圧を設定して掛け替え変速を行う手段としたことを特
徴とする。According to a second aspect of the present invention, in the shift control device for an automatic transmission according to the first aspect, the hydraulic pressure contributing to the generation of the transmission torque of the fastening element is set to “effective hydraulic pressure” and remains engaged during gear shifting. When the transmission torque of any one of the fastening element to be released, the fastening element to be released, and the fastening element to be fastened is set to zero, the rotation ratio of each rotating member is just changed by the transmission torque of one of the remaining fastening elements. When not kept, the transmission torque of this one fastening element is referred to as “sharing torque” with respect to the transmission input torque,
When the hydraulic pressure effective to generate the "sharing torque" is defined as "sharing pressure" and the ratio of the effective hydraulic pressure to the sharing pressure in one fastening element is defined as "sharing ratio", the first torque phase control means g Is characterized in that the sharing pressure is set such that the value obtained by adding the engagement side torque sharing ratio and the release side torque sharing ratio is 1.0 or more to perform the shift change.
【0011】請求項3記載の発明は、図1のクレーム対
応図に示すように、請求項1または請求項2記載の自動
変速機の変速制御装置において、前記第2締結要素bの
締結側油圧として締結保持容量を超える上限棚圧を設定
する上限棚圧設定手段hと、自動変速機の出力軸回転数
を検出する出力軸回転数検出手段iと、出力軸回転数検
出値に対するタービン回転数検出値の比であるギヤ比を
演算するギヤ比演算手段jと、前記第1トルクフェーズ
制御手段gによる掛け替え変速時間が終了すると、第1
締結要素aの解放側油圧をドレーンとし、第2締結要素
bの締結側油圧を設定された上限棚圧となるまでそのま
ま上昇させるイナーシャフェーズ制御手段kと、第2締
結要素bの締結側油圧が上限棚圧になると演算されたギ
ヤ比が変速完了ギヤ比となるまで上限棚圧をそのまま保
持する第2トルクフェーズ制御手段mと、演算されたギ
ヤ比が変速完了ギヤ比になると第2締結要素の締結側油
圧を上限棚圧からライン圧まで上昇させる変速後ギヤ段
フェーズ制御手段nと、を設けたことを特徴とする。According to a third aspect of the present invention, as shown in the claim correspondence diagram of FIG. 1, in the shift control device for an automatic transmission according to the first or second aspect, an engagement side hydraulic pressure of the second engagement element b is provided. Upper limit shelf pressure setting means h for setting an upper limit shelf pressure exceeding the engagement holding capacity, output shaft speed detecting means i for detecting the output shaft speed of the automatic transmission, and turbine speed for the output shaft speed detection value When the gear change calculating means j for calculating the gear ratio, which is the ratio of the detected values, and the shift speed change time by the first torque phase control means g are completed, the first
Inertia phase control means k for raising the release-side hydraulic pressure of the fastening element a as the drain and raising the engagement-side hydraulic pressure of the second fastening element b to the set upper-limit shelf pressure, and the engagement-side hydraulic pressure of the second fastening element b Second torque phase control means m for maintaining the upper limit shelf pressure as it is when the calculated gear ratio becomes the shift completion gear ratio when the calculated gear ratio reaches the shift completion gear ratio, and the second engagement element when the calculated gear ratio becomes the shift complete gear ratio. And a post-shift gear stage phase control means n for increasing the engagement side hydraulic pressure from the upper limit shelf pressure to the line pressure.
【0012】請求項4記載の発明は、請求項1ないし請
求項3記載の自動変速機の変速制御装置において、前記
第1締結要素の油圧制御手段と第2締結要素の油圧制御
手段を、ドライブレンジ圧を基圧としてそれぞれ独立に
油圧を電子制御する手段としたことを特徴とする。According to a fourth aspect of the present invention, in the shift control device for an automatic transmission according to any one of the first to third aspects, the hydraulic control means of the first engagement element and the hydraulic control means of the second engagement element are controlled by a drive. It is characterized in that means for independently and electronically controlling the hydraulic pressure are used based on the range pressure as a base pressure.
【0013】[0013]
【発明の実施の形態】(実施の形態1)実施の形態1は
請求項1〜4に記載の発明に対応する自動変速機の変速
制御装置である。(Embodiment 1) Embodiment 1 is a shift control device for an automatic transmission according to the first to fourth aspects of the present invention.
【0014】まず、構成を説明する。First, the configuration will be described.
【0015】図2は実施の形態1の変速制御装置が適用
された自動変速機のギヤトレーンの一例を示す図で、E
はエンジン出力軸、Iはトランスミッション入力軸、O
はトランスミッション出力軸で、前記エンジン出力軸E
とトランスミッション入力軸Iとの間にはトルクコンバ
ータT/Cが介装され、トランスミッション入力軸Iと
トランスミッション出力軸Oの間には第1遊星歯車組G
1と第2遊星歯車組G2が介装されている。第1遊星歯
車組G1は、第1ピニオンP1,第1キャリアC1,第
1サンギヤS1,第1リングギヤR1よりなる単純遊星
歯車組で、第2遊星歯車組G2は、第2ピニオンP2,
第2キャリアC2,第2サンギヤS2,第2リングギヤ
R2よりなる単純遊星歯車組である。FIG. 2 is a diagram showing an example of a gear train of an automatic transmission to which the transmission control device of the first embodiment is applied.
Is the engine output shaft, I is the transmission input shaft, O
Is a transmission output shaft, and the engine output shaft E
A torque converter T / C is interposed between the transmission input shaft I and the transmission input shaft I, and a first planetary gear set G is disposed between the transmission input shaft I and the transmission output shaft O.
1 and a second planetary gear set G2 are interposed. The first planetary gear set G1 is a simple planetary gear set including a first pinion P1, a first carrier C1, a first sun gear S1, and a first ring gear R1, and the second planetary gear set G2 is a second pinion P2.
This is a simple planetary gear set including a second carrier C2, a second sun gear S2, and a second ring gear R2.
【0016】前記トランスミッション入力軸Iと第2サ
ンギヤS2とは直結され、トランスミッション入力軸I
と第1サンギヤS1とを連結するメンバの途中にはリバ
ースクラッチR/Cが設けられ、また、このメンバをケ
ースに固定可能とする2−4ブレーキ 2-4Bが設けられ
ている。トランスミッション入力軸Iと第1キャリアC
1とを連結するメンバの途中にはハイクラッチH/Cが
設けられている。第1キャリアC1と第2リングギヤR
2とを連結するメンバの途中にはロークラッチL/Cが
設けられ、また、このメンバをケースに固定可能とする
ロー&リバースブレーキL&R/Bが設けられ、ロー&
リバースブレーキL&R/Bと並列にワンウェイクラッ
チOWCが設けられている。第1リングギヤR1と第2
キャリアC2とは直結され、第2キャリアC2にはトラ
ンスミッション出力軸Oが連結されている。The transmission input shaft I is directly connected to the second sun gear S2.
A reverse clutch R / C is provided in the middle of a member connecting the first sun gear S1 and the first sun gear S1, and a 2-4 brake 2-4B for fixing this member to the case is provided. Transmission input shaft I and first carrier C
A high clutch H / C is provided in the middle of the member connecting the first clutch and the first clutch. First carrier C1 and second ring gear R
A low clutch L / C is provided in the middle of the member connecting the second and second, and a low & reverse brake L & R / B for fixing this member to the case is provided.
A one-way clutch OWC is provided in parallel with the reverse brake L & R / B. First ring gear R1 and second ring gear R1
The transmission output shaft O is connected to the carrier C2, and the transmission output shaft O is connected to the second carrier C2.
【0017】図3はRレンジとDレンジでの各ギヤ段で
の締結論理表を示す図(締結を〇印で示す)であり、R
レンジ時にはリバースクラッチR/Cとロー&リバース
ブレーキL&R/Bが締結され、Dレンジ1速時にはロ
ークラッチL/Cとロー&リバースブレーキL&R/B
が締結され、Dレンジ2速時にはロークラッチL/Cと
2−4ブレーキ 2-4Bが締結され、Dレンジ3速時には
ロークラッチL/CとハイクラッチH/Cが締結され、
Dレンジ4速時にはハイクラッチH/Cと2−4ブレー
キ 2-4Bが締結される。FIG. 3 is a diagram showing an engagement logic table at each gear position in the R range and the D range (the engagement is indicated by a triangle).
At the time of the range, the reverse clutch R / C and the low & reverse brake L & R / B are engaged. At the 1st speed of the D range, the low clutch L / C and the low & reverse brake L & R / B are engaged.
Is engaged, the low clutch L / C and the 2-4 brake 2-4B are engaged at the 2nd speed of the D range, and the low clutch L / C and the high clutch H / C are engaged at the 3rd speed of the D range.
At the 4th speed in the D range, the high clutch H / C and the 2-4 brake 2-4B are engaged.
【0018】図4は実施の形態1の変速制御装置が適用
された自動変速機の変速制御系を示す図で、1はライン
圧油路、2はマニュアルバルブ、3はDレンジ圧油路、
4はRレンジ圧油路であり、マニュアルバルブ2はセレ
クト操作により切り換えられるバルブで、Dレンジでは
ライン圧油路1とDレンジ圧油路3とが接続され、Rレ
ンジではライン圧油路1とRレンジ圧油路4とが接続さ
れる。FIG. 4 is a diagram showing a shift control system of an automatic transmission to which the shift control device of the first embodiment is applied, wherein 1 is a line pressure oil passage, 2 is a manual valve, 3 is a D range pressure oil passage,
Reference numeral 4 denotes an R-range pressure oil passage, and a manual valve 2 is a valve that can be switched by a select operation. The D-range is connected to the line pressure oil passage 1 and the D-range pressure oil passage 3, and the R range is a line pressure oil passage 1. And the R range pressure oil passage 4 are connected.
【0019】5はパイロットバルブ、6は電磁弁供給圧
油路であり、パイロットバルブ5は、ライン圧油路1か
らのライン圧を一定の電磁弁供給圧に減圧制御する。Reference numeral 5 denotes a pilot valve, and reference numeral 6 denotes a solenoid valve supply pressure oil passage. The pilot valve 5 controls the pressure of the line from the line pressure oil passage 1 to a constant supply pressure to the solenoid valve.
【0020】7は第1圧力制御弁で、Dレンジ圧油路3
からのDレンジ圧をデューティ制御により制御してロー
クラッチ圧を作り出し、ロークラッチ圧油路8を介して
ロークラッチL/Cへ導く。Reference numeral 7 denotes a first pressure control valve, which is a D range pressure oil passage 3
The low clutch pressure is generated by controlling the D range pressure from the motor through duty control, and is guided to the low clutch L / C via the low clutch pressure oil passage 8.
【0021】9は第2圧力制御弁で、Dレンジ圧油路3
からのDレンジ圧をデューティ制御により制御してハイ
クラッチ圧を作り出し、ハイクラッチ圧油路10を介し
てハイクラッチH/Cへ導く。Reference numeral 9 denotes a second pressure control valve, which is a D range pressure oil passage 3
The high clutch pressure is generated by controlling the D range pressure from the motor through duty control, and is guided to the high clutch H / C via the high clutch pressure oil passage 10.
【0022】11は第3圧力制御弁で、ライン圧油路1
からのライン圧をデューティ制御により制御して2−4
ブレーキ圧を作り出し、2−4ブレーキ圧油路12を介
して2−4ブレーキ 2-4Bへ導く。Reference numeral 11 denotes a third pressure control valve, which is a line pressure oil passage 1
2-4 by controlling the line pressure from
A brake pressure is generated and guided to a 2-4 brake 2-4B via a 2-4 brake pressure oil passage 12.
【0023】13は第4圧力制御弁で、Dレンジ圧油路
3からのDレンジ圧をデューティ制御により制御してロ
ー&リバースブレーキ圧を作り出し、ロー&リバースブ
レーキ圧油路14を介してロー&リバースブレーキL&
R/Bへ導く。Reference numeral 13 denotes a fourth pressure control valve, which controls the D range pressure from the D range pressure oil passage 3 by duty control to produce a low & reverse brake pressure, and outputs a low & reverse brake pressure oil through a low & reverse brake pressure oil passage 14. & Reverse brake L &
Lead to R / B.
【0024】15は第5圧力制御弁で、Rレンジ圧油路
4からのRレンジ圧をデューティ制御により制御してリ
バースクラッチ圧を作り出し、リバースクラッチ圧油路
16を介してリバースクラッチR/Cへ導く。A fifth pressure control valve 15 controls the R range pressure from the R range pressure oil passage 4 by duty control to generate a reverse clutch pressure, and a reverse clutch R / C through a reverse clutch pressure oil passage 16. Lead to.
【0025】17はATコントロールユニットで、セレ
クト位置スイッチ18やアイドルスイッチ19やブレー
キスイッチ20や油温センサ21やエンジン回転センサ
22やタービン回転センサ23(タービン回転数検出手
段)や出力軸回転(車速)センサ24(出力軸回転数検
出手段)等からのスィッチ信号やセンサ信号を入力し、
これらの入力情報に基づいて変速制御を含む各種の制御
演算処理を行ない、その処理結果により各圧力制御弁
7,9,11,13,15に対して電磁弁駆動電流を出
力する。Reference numeral 17 denotes an AT control unit, which is a select position switch 18, an idle switch 19, a brake switch 20, an oil temperature sensor 21, an engine rotation sensor 22, a turbine rotation sensor 23 (turbine rotation speed detecting means), and an output shaft rotation (vehicle speed). ) A switch signal or a sensor signal from the sensor 24 (output shaft rotation number detecting means) or the like is input,
Various control arithmetic processes including shift control are performed based on these input information, and the solenoid valve driving current is output to each of the pressure control valves 7, 9, 11, 13, and 15 based on the processing results.
【0026】図5は実施の形態1の変速制御装置が適用
された自動変速機の第1圧力制御弁(圧力制御弁の代表
例)を示す図であり、7は第1圧力制御弁で、ソレノイ
ドコイルにデューティ駆動電流を印加するデューティ制
御(パルス幅変調方式による制御)により電磁弁供給圧
をスプール信号圧に制御する高速ON/OFF電磁弁7
1と、スプール信号圧油路72と、該スプール信号圧油
路72からの油圧を信号圧として作動し、Dレンジ圧を
ロークラッチ圧に制御するスプール弁73とによって構
成されている。FIG. 5 is a diagram showing a first pressure control valve (a typical example of a pressure control valve) of an automatic transmission to which the transmission control device of the first embodiment is applied, and 7 is a first pressure control valve. High-speed ON / OFF solenoid valve 7 for controlling the solenoid valve supply pressure to the spool signal pressure by duty control (control by a pulse width modulation method) for applying a duty drive current to the solenoid coil
1, a spool signal pressure oil passage 72, and a spool valve 73 that operates using the oil pressure from the spool signal pressure oil passage 72 as a signal pressure and controls the D range pressure to a low clutch pressure.
【0027】ここで、ロークラッチ圧をPCLとし、スプ
ール弁73の受圧面積をSA ,SB とし、高速ON/O
FF電磁弁71からのソレノイド圧をPSOL とし、スプ
ール弁73のスプリング力をFSPとすると、 PSOL ×SA =PCL(SA −SB )+FSP という式が成り立つ。よって、ロークラッチ圧PCLは、 PCL={SA /(SA −SB )}PSOL ー{FSP/(S
A −SB )} となる。すなわち、高速ON/OFF電磁弁71の通電
時間(デューティ比)を0〜100%に制御(ソレノイ
ド圧PSOL を制御)することで、ロークラッチ圧PCLが
制御される。Here, the low clutch pressure is set to PCL , the pressure receiving areas of the spool valve 73 are set to S A and S B , and the high speed ON / O
The solenoid pressure from the FF solenoid valve 71 and P SOL, the spring force of the spool valve 73 and F SP, expression holds that P SOL × S A = P CL (S A -S B) + F SP. Accordingly, the low clutch pressure P CL is, P CL = {S A / (S A -S B)} P SOL over {F SP / (S
A− S B )}. That is, the low clutch pressure PCL is controlled by controlling the energizing time (duty ratio) of the high-speed ON / OFF solenoid valve 71 to 0 to 100% (controlling the solenoid pressure PSOL ).
【0028】尚、他の圧力制御弁9,11,13,15
もこの第1圧力制御弁7と同様な構成で、同様に独立に
油圧を制御可能である。The other pressure control valves 9, 11, 13, 15
Also has a configuration similar to that of the first pressure control valve 7, and can similarly independently control the hydraulic pressure.
【0029】次に、作用を説明する。Next, the operation will be described.
【0030】[2−3アップシフト制御作動]図6,図
7,図8はATコントロールユニット17で行われる2
−3アップシフト制御作動の流れを示すフローチャート
で、以下、各ステップについて説明する。この2−3ア
ップシフトは、変速開始指令が出力されると、ワンウェ
イクラッチを介在させることなく、2速ギヤ段にて締結
されていた2−4ブレーキ 2-4B(第1締結要素)を解
放し、解放されていたハイクラッチH/C(第2締結要
素)を締結するという掛け替えにより3速ギヤ段を達成
する。[2-3 Upshift Control Operation] FIGS. 6, 7 and 8 show the operation performed by the AT control unit 17.
Each step will be described below with a flowchart showing the flow of the -3 upshift control operation. In the 2-3 upshift, when a shift start command is output, the 2-4 brake 2-4B (first engagement element) that has been engaged in the second gear is released without the intervention of a one-way clutch. Then, the third gear is achieved by changing over by disengaging the released high clutch H / C (second engagement element).
【0031】ステップ30では、検出された車速とスロ
ットル開度により決まる運転点がシフトスケジュール上
で2→3アップシフト線を横切った時に出される変速開
始指令に基づき変速FLGが変速FLG=1に設定され
る。In step 30, the shift FLG is set to FLG = 1 based on a shift start command issued when the operating point determined by the detected vehicle speed and throttle opening crosses the 2 → 3 upshift line on the shift schedule. Is done.
【0032】ステップ31では、変速制御タイマーtが
スタートする。In step 31, a shift control timer t is started.
【0033】ステップ32では、エンジン回転数NE や
タービン回転数Ntや出力軸回転数Noやスロットル開
度TH等の各センサ信号が読み込まれる。[0033] At step 32, the sensor signals such as the engine rotational speed N E and the turbine speed Nt and the output shaft speed No and the throttle opening TH is read.
【0034】ステップ33では、解放側油圧の棚圧A
が、A=締結保持圧+αにより設定される。ここで、締
結保持圧はスロットル開度THとエンジン回転数NE に
よるテーブルデータにより決められる油圧で、αは一定
圧である。なお、棚圧Aは、A=締結保持圧×1.2
(安全率)の式により締結保持圧より高めの油圧に設定
するようにしても良い。In step 33, the shelf pressure A of the release hydraulic pressure
Is set by A = engagement holding pressure + α. Here, fastening the holding pressure in the hydraulic pressure determined by the table data by the throttle opening TH and the engine speed N E, alpha is a constant pressure. Note that the shelf pressure A is A = fastening holding pressure × 1.2.
The hydraulic pressure may be set to be higher than the engagement holding pressure according to the formula (safety factor).
【0035】ステップ34では、締結側上限棚圧Bが設
定される。この締結側上限棚圧Bはスロットル開度TH
とエンジン回転数NE によるテーブルデータにより決め
られる(上限棚圧設定手段)。In step 34, the fastening-side upper shelf pressure B is set. The engagement-side upper shelf pressure B is determined by the throttle opening TH.
Determined by the table data by the engine rotational speed N E and (upper shelf pressure setting means).
【0036】ステップ35では、変速開始指令時のター
ビン回転数Ntがタービン回転数初期値Nt1として設定
される。In step 35, the turbine speed Nt at the time of the shift start command is set as the turbine speed initial value Nt1.
【0037】ステップ36では、変速開始指令時のター
ビン回転加速度dNtが微分演算により求められ、この
演算値dNtがタービン回転加速度初期値dNt1として
設定される。In step 36, the turbine rotational acceleration dNt at the time of the shift start command is obtained by a differential operation, and the operation value dNt is set as the turbine rotational acceleration initial value dNt1.
【0038】ステップ40では、ステップ45において
中込めが未完了であると判断されたらその時のタービン
回転数Ntが読み込まれる。In step 40, when it is determined in step 45 that the filling is not completed, the turbine speed Nt at that time is read.
【0039】ステップ41では、解放される2−4ブレ
ーキ 2-4Bの油圧をステップ33で設定された棚圧Aま
で低下させ、この棚圧Aのままで待機保持させる(解放
圧制御部)。In step 41, the hydraulic pressure of the released 2-4 brake 2-4B is reduced to the shelf pressure A set in step 33, and the shelf pressure A is kept on standby (release pressure control section).
【0040】ステップ42では、締結されるハイクラッ
チH/Cの締結圧をリターン相当圧から所定勾配bで徐
々に上昇させる中込め制御を行う(締結圧制御部)。In step 42, an in-fill control is performed to gradually increase the engagement pressure of the high clutch H / C to be engaged from the return equivalent pressure at a predetermined gradient b (an engagement pressure control unit).
【0041】ステップ43では、タービン回転数初期値
Nt1とタービン回転加速度初期値dNt1と変速開始後の
経過時間tにより変速の進行に追従するタービン回転数
推定値Ntxが演算される(推定タービン回転数演算手
段)。In step 43, an estimated turbine speed Ntx that follows the progress of the shift is calculated based on the turbine speed initial value Nt1, the turbine speed acceleration initial value dNt1, and the elapsed time t after the start of the shift (estimated turbine speed). Calculation means).
【0042】ステップ44では、検出されたタービン回
転数Ntとタービン回転数推定値Ntxとのタービン回転
数偏差ΔNtが、ΔNt=Ntx−Ntの式により演算さ
れる(タービン回転数偏差演算手段)。In step 44, a turbine speed deviation ΔNt between the detected turbine speed Nt and the estimated turbine speed Ntx is calculated by the equation ΔNt = Ntx−Nt (turbine speed difference calculating means).
【0043】ステップ45では、ステップ44で演算さ
れたタービン回転数偏差ΔNtが中込め完了の判断しき
い値となる偏差目標値ΔNtaを超えているかどうかが判
断され、NOとの判断時にはステップ40へ戻り、YE
Sとの判断時にはステップ50へ進む。なお、ステップ
40〜ステップ45は、変速前ギヤ段フェーズ制御手段
に相当する。In step 45, it is determined whether or not the turbine rotational speed deviation ΔNt calculated in step 44 exceeds a deviation target value ΔNta which is a threshold value for judging completion of the filling. When the determination is NO, the process proceeds to step 40. Return, YE
When the determination is S, the process proceeds to step S50. Steps 40 to 45 correspond to a gear stage control unit before gear shifting.
【0044】ステップ50では、この時点までの経過時
間tが中込め完了時間t1として設定される。In step 50, the elapsed time t up to this point is set as the in-fill completion time t1.
【0045】ステップ51では、解放される2−4ブレ
ーキ 2-4Bの解放側油圧が、解放側油圧=A−c(t−
t1)により低下される。なお、Aは棚圧、cは所定勾
配、tは経過時間、t1は中込め完了時間である。In step 51, the release hydraulic pressure of the released 2-4 brake 2-4B is set to the release hydraulic pressure = Ac (t-
t1). In addition, A is a shelf pressure, c is a predetermined gradient, t is an elapsed time, and t1 is an infill completion time.
【0046】ステップ52では、締結されるハイクラッ
チH/Cの締結側油圧が、締結側油圧=リターン相当圧
+b×t1+a×(t−t1)により上昇される。な
お、a(>b)は所定勾配である。In step 52, the engagement side hydraulic pressure of the high clutch H / C to be engaged is increased by the engagement side oil pressure = return equivalent pressure + b × t1 + a × (t−t1). Note that a (> b) is a predetermined gradient.
【0047】ステップ53では、タイマーによるそれま
での経過時間tが、中込め完了時間t1と掛け替え時間
t2とを加えた時間を超えているかどうかが判断され
る。ここで、掛け替え時間t2はステップ40〜ステッ
プ45の処理により締結側で中込め完了が確認され、解
放側で締結容量を保つ最小限の油圧で待機させているこ
とで短い時間に設定される。なお、ステップ50〜ステ
ップ53は、第1トルクフェーズ制御手段に相当する。At step 53, it is determined whether or not the elapsed time t by the timer exceeds the time obtained by adding the in-fill completion time t1 and the replacement time t2. Here, the changeover time t2 is set to a short time by confirming the completion of the filling in the fastening side by the processing of Steps 40 to 45, and making the release side stand by with the minimum hydraulic pressure for maintaining the fastening capacity. Steps 50 to 53 correspond to first torque phase control means.
【0048】ステップ54では、解放される2−4ブレ
ーキ 2-4Bの解放側油圧をドレーンによりゼロとして完
全解放にする。In step 54, the release hydraulic pressure of the released 2-4 brake 2-4B is set to zero by drain to complete release.
【0049】ステップ55では、締結されるハイクラッ
チH/Cの締結側油圧を、ステップ52と同様の油圧式
によりそのまま上昇させる。In step 55, the engagement side hydraulic pressure of the high clutch H / C to be engaged is increased as it is by the same hydraulic system as in step 52.
【0050】ステップ56では、ハイクラッチH/Cの
締結側油圧がステップ34で設定された上限棚圧B以上
かどうかが判断され、ステップ56の条件を満足するま
でハイクラッチ圧は上昇される。なお、ステップ54〜
ステップ56はイナーシャフェーズ制御手段に相当す
る。In step 56, it is determined whether the engagement side hydraulic pressure of the high clutch H / C is equal to or higher than the upper limit shelf pressure B set in step 34, and the high clutch pressure is increased until the condition of step 56 is satisfied. Steps 54-
Step 56 corresponds to inertia phase control means.
【0051】ステップ60では、ハイクラッチH/Cを
上限棚圧Bに保ったままでタービン回転数Ntと出力軸
回転数Noが読み込まれる。In step 60, the turbine speed Nt and the output shaft speed No are read while the high clutch H / C is maintained at the upper limit shelf pressure B.
【0052】ステップ61では、タービン回転数Ntと
出力軸回転数Noによりギヤ比iがi=Nt/Noの式
により演算される(ギヤ比演算手段に相当)。In step 61, the gear ratio i is calculated from the turbine speed Nt and the output shaft speed No by the equation i = Nt / No (corresponding to a gear ratio calculating means).
【0053】ステップ62では、ステップ61で演算さ
れたギヤ比iが変速完了ギヤ比ia(3速ではia=
1.0)以上かどうかが判断され、YESという変速終
了判断がなされるまでハイクラッチH/Cを上限棚圧B
に保つ制御が継続される。なお、ステップ60〜ステッ
プ62は、第2トルクフェーズ制御手段に相当する。At step 62, the gear ratio i calculated at step 61 is the gear ratio ia (the ia =
1.0) or higher, and the high clutch H / C is set to the upper limit shelf pressure B until a shift end determination of YES is made.
Is maintained. Steps 60 to 62 correspond to second torque phase control means.
【0054】ステップ63では、締結されるハイクラッ
チH/Cの締結側油圧が、ライン圧PL に設定される。In step 63, the engagement hydraulic pressure of the high clutch H / C to be engaged is set to the line pressure P L.
【0055】ステップ64では、変速が終了したことで
変速FLGが1から変速FLG=0に書き換えられる。
ステップ63,64は、変速後ギヤ段フェーズ制御手段
に相当する。In step 64, the shift FLG is rewritten from 1 to FLG = 0 when the shift is completed.
Steps 63 and 64 correspond to post-shift gear stage phase control means.
【0056】ステップ65では、タイマーがリセットさ
れる。At step 65, the timer is reset.
【0057】[2−3アップシフト作用]図9のタイム
チャートに2−3アップシフト作用を示す。[2-3 Upshift Function] The time chart of FIG. 9 shows the 2-3 upshift action.
【0058】変速指令特性と締結側油圧及び解放側油圧
特性とタービン回転数及び出力軸回転数特性をみると、
上記フローチャートにしたがってフェーズ毎の変速制御
が行われていることがわかる。なお、図9に記載のフェ
ーズIは変速前ギヤ段フェーズ、フェーズIIは第1トル
クフェーズ、フェーズIIIはイナーシャフェーズ、フェ
ーズIVは第2トルクフェーズ、フェーズVは変速後ギヤ
段フェーズにそれぞれ相当する。Looking at the shift command characteristics, the engagement side hydraulic pressure and the release side hydraulic characteristics, the turbine speed and the output shaft speed characteristics,
It can be seen that the shift control for each phase is performed according to the above flowchart. In FIG. 9, phase I corresponds to a gear stage before shifting, phase II corresponds to a first torque phase, phase III corresponds to an inertia phase, phase IV corresponds to a second torque phase, and phase V corresponds to a gear stage after shifting. .
【0059】そして、出力軸のトルク特性から明らかな
ように、本発明の変速制御を採用することで、トルクの
引き深さが小さく抑えられているし、また、突き上げト
ルクが抑制されているし、第1トルクフェーズ時間が短
く、これらを総合して滑らかな変速性能が実現されてい
る。As is apparent from the torque characteristics of the output shaft, by employing the shift control of the present invention, the torque pulling depth is suppressed to a small value, and the thrust torque is suppressed. , The first torque phase time is short, and a smooth gear shifting performance is realized by combining them.
【0060】[中込め完了の検知作用]本発明では、タ
ービン回転数偏差ΔNtが偏差目標値ΔNtaを超えてい
ることで、締結側での中込め(クラッチピストンストロ
ーク)が完了していると検知する点を特徴としている。[Detection of Inset Completeness] In the present invention, since the turbine speed deviation ΔNt exceeds the deviation target value ΔNta, it is detected that the inset (clutch piston stroke) on the engagement side is completed. It is characterized by
【0061】そこで、なぜタービン回転数偏差ΔNtに
より中込め完了を検知できるかについて言及する。The reason why the completion of the filling can be detected based on the turbine speed deviation ΔNt will be described.
【0062】まず、中込めが完了して締結側がトルク容
量を持つと、これが駆動系の拘束トルクとなりタービン
回転数Ntが低下する。First, when the filling is completed and the fastening side has a torque capacity, this becomes the restraining torque of the drive system, and the turbine speed Nt decreases.
【0063】すなわち、締結側がトルク容量を持つこと
でのタービン回転数Ntの低下を検知できれば、中込め
完了の検知ができることになるが、単純にタービン回転
数Ntを監視して回転数低下を判断するようにすると、
例えば、アップシフトの場合、変速前はタービン回転数
が上昇傾向にあり、そのタービン回転数が変速前から所
定量低下するまで待つと、既に中込めを完了してさらに
変速が進行している状況を検出することになる。つま
り、回転数低下の基準が必要であり、このために、ター
ビン回転数初期値Nt1とタービン回転加速度初期値dN
t1と変速開始後の経過時間tにより変速の進行に追従す
るタービン回転数推定値Ntxを演算し、このタービン回
転数推定値Ntxと検出されたタービン回転数Ntとの差
をもってタービン回転数偏差ΔNtとしている。That is, if the decrease in the turbine speed Nt due to the fact that the fastening side has the torque capacity can be detected, the completion of the filling can be detected. However, the turbine speed Nt is simply monitored to determine the decrease in the speed. When you do
For example, in the case of an upshift, the turbine speed tends to increase before the shift, and if the turbine speed is reduced by a predetermined amount before the shift, the in-fill is already completed and the shift is further progressing. Will be detected. That is, it is necessary to provide a criterion for decreasing the rotation speed. For this reason, the turbine rotation speed initial value Nt1 and turbine rotation acceleration initial value dN
A turbine rotational speed estimation value Ntx that follows the progress of the shift is calculated from t1 and the elapsed time t after the start of the shift, and the difference between the turbine rotational speed estimated value Ntx and the detected turbine rotational speed Nt is used to calculate a turbine rotational speed deviation ΔNt. And
【0064】よって、タービン回転数偏差ΔNtが中込
め完了の判断しきい値となる偏差目標値ΔNtaを超えて
いるとの判断により、締結側の中込めが完了し、締結側
がトルク容量を持ち始めたことを正確に検知できる。Therefore, when it is determined that the turbine rotational speed deviation ΔNt exceeds the deviation target value ΔNta which is a threshold value for judging the completion of the filling, the filling on the fastening side is completed, and the fastening side starts to have the torque capacity. Can be accurately detected.
【0065】[空吹け発生防止作用] (1) 変速前ギヤ段フェーズでは、締結側において中込め
が完了し締結容量を持ち始めるまで、解放側を締結保持
容量で保つ。[Driving Prevention of Idling] (1) In the pre-shift gear stage, the disengagement side is held at the engagement holding capacity until the inset is completed on the engagement side and the engagement capacity starts to be maintained.
【0066】(2) 第1トルクフェーズでは、締結側トル
ク分担比と解放側トルク分担比とを加えた値が1.0以
上となるように分担圧を設定して掛け替え変速を行う。(2) In the first torque phase, the shifting pressure is set by setting the sharing pressure so that the value obtained by adding the engagement side torque sharing ratio and the release side torque sharing ratio becomes 1.0 or more.
【0067】a)上記(1) の制御により、確実に変速初
期時において、締結側の中込め不良による空吹けを防止
する。A) By the control of the above (1), at the initial stage of the shift, it is possible to surely prevent the idling due to the incomplete filling in the fastening side.
【0068】b)上記(2) の制御により、掛け替え時に
おいて、締結側と解放側の双方の伝達トルク容量不足に
よる空吹けを防止する。B) By the control of the above (2), at the time of changeover, it is possible to prevent an idle blow due to an insufficient transmission torque capacity on both the engagement side and the release side.
【0069】すなわち、上記a),b)の作用にて、空
吹けを確実に防止することで、空吹けによる運転者への
違和感をなくし、第1トルクフェーズでの引き深さを低
減し、引き時間の短縮化、従来制御の問題である空吹き
のフィードバック補正による突き上げ防止を達成でき
る。That is, the above-mentioned operations a) and b) reliably prevent the engine from blowing, so that the driver does not feel uncomfortable due to the engine blowing, and the pulling depth in the first torque phase is reduced. Shortening of the pulling time and prevention of thrust-up by feedback correction of air blowing, which is a problem of conventional control, can be achieved.
【0070】ここで、締結側において中込め不良となる
と、図10に示すように、油圧上昇に大きな応答遅れが
発生するし、サージ&振動も発生する。Here, if the insufficiency occurs on the fastening side, as shown in FIG. 10, a large response delay occurs in the increase in hydraulic pressure, and surge and vibration also occur.
【0071】この油圧応答遅れによる締結側の容量不足
により空吹きやトルク引きが発生し、サージ&振動によ
り突き上げショックが発生し、変速性能を極めて悪化さ
せることになる。Insufficient capacity on the fastening side due to the delay in hydraulic response causes air blowing and torque reduction, and surge and vibration cause a thrust-up shock, which extremely deteriorates the shifting performance.
【0072】一方、締結側において本格的な掛け替え変
速を行う時点で中込めが完了していると、その後、流量
が発生しないので、油圧応答性が非常に良くなる。On the other hand, if the filling is completed at the time when the full-scale shift change is performed on the engagement side, no flow rate is generated thereafter, so that the hydraulic response is extremely improved.
【0073】(その他の実施の形態)実施の形態1で
は、アップシフトへの適用例を示したが、本発明の制御
手法をダウンシフトに適用しても良い。(Other Embodiments) In the first embodiment, an example of application to an upshift has been described. However, the control method of the present invention may be applied to a downshift.
【0074】[0074]
【発明の効果】請求項1記載の発明にあっては、変速
時、エンジン空吹けの発生を確実に防止することによ
り、トルクフェーズでのトルク引き深さを小さくし、突
き上げトルクを抑制し、トルクフェーズ時間を短くし、
滑らかな変速性能を実現する自動変速機の変速制御装置
を提供することができるという効果が得られる。According to the first aspect of the present invention, at the time of shifting, the occurrence of engine idling is reliably prevented, so that the torque pulling depth in the torque phase is reduced and the thrust torque is suppressed. Shorten the torque phase time,
The effect of being able to provide a shift control device for an automatic transmission that achieves smooth shift performance is obtained.
【0075】請求項2記載の発明にあっては、請求項1
記載の発明の効果に加え、掛け替え時において、締結側
と解放側の双方の伝達トルク容量不足による空吹けを防
止することができる。According to the second aspect of the present invention, there is provided the first aspect.
In addition to the effects of the invention described above, it is possible to prevent a blow due to an insufficient transmission torque capacity on both the fastening side and the release side at the time of switching.
【0076】請求項3記載の発明にあっては、請求項1
または請求項2記載の発明の効果に加え、締結側でのみ
上限棚圧となるまでそのまま上昇させるだけで短時間に
よるイナーシャフェーズとすることができ、さらに、上
限棚圧をそのまま保持することでトルク変化を抑えた第
2トルクフェーズとすることができる。In the invention according to claim 3, claim 1
Alternatively, in addition to the effect of the invention described in claim 2, the inertia phase can be performed in a short time only by raising the upper shelf pressure only on the fastening side until the upper limit shelf pressure is attained. The second torque phase in which the change is suppressed can be set.
【0077】請求項4記載の発明にあっては、請求項1
ないし請求項3記載の発明の効果に加え、棚圧やタイミ
ング等を制御するデバイスやシフト弁を備えた従来のコ
ントロールバルブユニットに比べ、制御自由度が高くな
るし、バルブユニットの簡略化や軽量化を図ることがで
きる。According to the fourth aspect of the present invention, a first aspect is provided.
In addition to the effects of the third aspect of the present invention, the degree of freedom of control is higher than that of a conventional control valve unit having a device for controlling shelf pressure, timing, and the like and a shift valve, and the valve unit is simplified and lightweight. Can be achieved.
【図1】本発明の自動変速機の変速制御装置を示すクレ
ーム対応図である。FIG. 1 is a diagram corresponding to claims showing a shift control device for an automatic transmission according to the present invention.
【図2】実施の形態1の変速制御装置が適用された自動
変速機のギヤトレーンを示す図である。FIG. 2 is a diagram illustrating a gear train of an automatic transmission to which the shift control device according to the first embodiment is applied.
【図3】実施の形態1の変速制御装置が適用された自動
変速機におけるRレンジとDレンジでの各ギヤ段締結論
理表を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing a logic table for engaging each gear in an R range and a D range in the automatic transmission to which the shift control device of the first embodiment is applied.
【図4】実施の形態1の変速制御装置が適用された自動
変速機の油圧制御システムを示す図である。FIG. 4 is a diagram showing a hydraulic control system of the automatic transmission to which the transmission control device of the first embodiment is applied.
【図5】実施の形態1の油圧制御システムにおける第1
圧力制御弁を具体的に示す図である。FIG. 5 shows a first example of the hydraulic control system according to the first embodiment.
It is a figure which shows a pressure control valve concretely.
【図6】実施の形態1の自動変速機の変速制御装置のA
Tコントロールユニットで行われる2−3アップシフト
制御作動の流れを示すフローチャート1である。FIG. 6 is a diagram illustrating a shift control device A of the automatic transmission according to the first embodiment;
4 is a flowchart 1 showing a flow of a 2-3 upshift control operation performed by a T control unit.
【図7】実施の形態1の自動変速機の変速制御装置のA
Tコントロールユニットで行われる2−3アップシフト
制御作動の流れを示すフローチャート2である。FIG. 7 shows a shift control device A of the automatic transmission according to the first embodiment.
6 is a flowchart 2 showing a flow of a 2-3 upshift control operation performed by the T control unit.
【図8】実施の形態1の自動変速機の変速制御装置のA
Tコントロールユニットで行われる2−3アップシフト
制御作動の流れを示すフローチャート3である。FIG. 8 shows A of the shift control device for the automatic transmission according to the first embodiment.
4 is a flowchart 3 showing a flow of a 2-3 upshift control operation performed by the T control unit.
【図9】実施の形態1の自動変速機の変速制御装置での
2−3アップシフト時の各特性を示すタイムチャートで
ある。FIG. 9 is a time chart showing characteristics of the shift control device for the automatic transmission according to the first embodiment at the time of 2-3 upshift.
【図10】実施の形態1の自動変速機の変速制御装置で
のアップシフト時の締結側油圧特性を示すタイムチャー
トである。FIG. 10 is a time chart showing engagement hydraulic pressure characteristics at the time of an upshift in the shift control device for the automatic transmission according to the first embodiment.
【図11】従来の自動変速機の変速制御装置でのアップ
シフト時の各特性を示すタイムチャートである。FIG. 11 is a time chart showing various characteristics at the time of an upshift in a shift control device for a conventional automatic transmission.
a 第1締結要素 b 第2締結要素 c タービン回転数検出手段 d 推定タービン回転数演算手段 e タービン回転数偏差演算手段 f 変速前ギヤ段フェーズ制御手段 f1 解放圧制御部 f2 締結圧制御部 g 第1トルクフェーズ制御手段 h 上限棚圧設定手段 i 出力軸回転数検出手段 j ギヤ比演算手段 k イナーシャフェーズ制御手段 m 第2トルクフェーズ制御手段 n 変速後ギヤ段フェーズ制御手段 a first fastening element b second fastening element c turbine speed detecting means d estimated turbine speed calculating means e turbine speed deviation calculating means f gear shift phase control means before shifting f1 release pressure control section f2 fastening pressure control section g 1 torque phase control means h upper limit shelf pressure setting means i output shaft rotation speed detection means j gear ratio calculation means k inertia phase control means m second torque phase control means n gear stage phase control means after shifting
Claims (4)
イクラッチを介在させることなく、変速前のギヤ段にて
締結されていた第1締結要素を解放し、解放されていた
第2締結要素を締結するという掛け替えにより変速後の
ギヤ段を達成する自動変速機の変速制御装置において、 タービン回転数を検出するタービン回転数検出手段と、 変速開始指令が出力された時点でのタービン回転数とタ
ービン回転加速度と変速開始後の経過時間により変速の
進行に追従する推定タービン回転数を演算する推定ター
ビン回転数演算手段と、 タービン回転数検出値とタービン回転数推定値とのター
ビン回転数偏差を演算するタービン回転数偏差演算手段
と、 変速開始指令が出力されると前記タービン回転数偏差が
設定値となるまで第1締結要素の解放圧を締結保持圧に
余裕圧を加えた一定圧まで下げ、この一定圧のままで待
機させる解放圧制御部と、変速開始指令が出力されると
前記タービン回転数偏差が設定値となるまで第2締結要
素の締結圧をリターン相当圧から所定勾配で徐々に上昇
させる中込め制御を行う締結圧制御部による変速前ギヤ
段フェーズ制御手段と、 前記タービン回転数偏差が設定値となった時点から第1
締結要素の解放側油圧を所定勾配で低下させ、第2締結
要素の締結側油圧を所定勾配で上昇させることで掛け替
え変速を行う第1トルクフェーズ制御手段と、 を備えていることを特徴とする自動変速機の変速制御装
置。When a shift start command is output, a first engagement element that has been engaged in a gear before shifting is released without intervening a one-way clutch, and a released second engagement element is released. In a shift control device for an automatic transmission that achieves a gear after a shift by changing over, a turbine speed detecting unit that detects a turbine speed, a turbine speed and a turbine at a time when a shift start command is output. Estimated turbine speed calculating means for calculating the estimated turbine speed following the shift based on the rotational acceleration and the elapsed time after the start of the shift, and calculating the turbine speed deviation between the detected turbine speed and the estimated turbine speed. Means for calculating a turbine rotation speed deviation, and when a shift start command is output, the release pressure of the first fastening element is reduced until the turbine rotation speed deviation reaches a set value. A release pressure control unit that lowers the pressure to a fixed pressure obtained by adding a margin pressure to the binding holding pressure and waits at the constant pressure, and a second engagement until the shift start command is output and the turbine rotational speed deviation reaches a set value. A gear stage phase control means before shifting by a fastening pressure control unit for performing an indentation control for gradually increasing the fastening pressure of the element from a return equivalent pressure at a predetermined gradient;
First torque phase control means for performing a shift change by lowering the release side oil pressure of the fastening element at a predetermined gradient and increasing the engagement side oil pressure of the second engagement element at a predetermined gradient. Transmission control device for automatic transmission.
置において、 締結要素の伝達トルク発生に寄与している油圧を“有効
油圧”とし、変速に際して、締結したままの締結要素と
解放する締結要素と締結する締結要素のいずれか1つの
伝達トルクをゼロとしたときに、残りの締結要素のうち
1つの締結要素の伝達トルクによって各回転メンバの回
転比がちょうど変化しないように保てたとき、この1つ
の締結要素の伝達トルクを変速機入力トルクに対する
“分担トルク”とし、この“分担トルク”を発生させる
のに有効な油圧を“分担圧”とし、1つの締結要素にお
ける有効油圧の分担圧に対する比を“分担比”と定義し
たとき、 前記第1トルクフェーズ制御手段を、締結側トルク分担
比と解放側トルク分担比とを加えた値が1.0以上とな
るように分担圧を設定して掛け替え変速を行う手段とし
たことを特徴とする自動変速機の変速制御装置。2. The shift control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the hydraulic pressure contributing to the generation of the transmission torque of the fastening element is set to “effective hydraulic pressure”, and is released from the engaged fastening element during gear shifting. When the transmission torque of any one of the fastening elements to be fastened to the fastening element is set to zero, the rotation ratio of each rotating member can be kept from just changing due to the transmission torque of one of the remaining fastening elements. At this time, the transmission torque of this one fastening element is referred to as “sharing torque” with respect to the transmission input torque, and the hydraulic pressure effective to generate the “sharing torque” is referred to as “sharing pressure”. When the ratio with respect to the sharing pressure is defined as “sharing ratio”, the first torque phase control means sets the value obtained by adding the engagement side torque sharing ratio and the release side torque sharing ratio to 1.0 or more. Shift control device for an automatic transmission, characterized in that the means for performing changeover shift by setting a frequency 担圧 to so that.
機の変速制御装置において、 前記第2締結要素の締結側油圧として締結保持容量を超
える上限棚圧を設定する上限棚圧設定手段と、 自動変速機の出力軸回転数を検出する出力軸回転数検出
手段と、 出力軸回転数検出値に対するタービン回転数検出値の比
であるギヤ比を演算するギヤ比演算手段と、 前記第1トルクフェーズ制御手段による掛け替え変速時
間が終了すると、第1締結要素の解放側油圧をドレーン
とし、第2締結要素の締結側油圧を設定された上限棚圧
となるまでそのまま上昇させるイナーシャフェーズ制御
手段と、 第2締結要素の締結側油圧が上限棚圧になると演算され
たギヤ比が変速完了ギヤ比となるまで上限棚圧をそのま
ま保持する第2トルクフェーズ制御手段と、 演算されたギヤ比が変速完了ギヤ比になると第2締結要
素の締結側油圧を上限棚圧からライン圧まで上昇させる
変速後ギヤ段フェーズ制御手段と、 を設けたことを特徴とする自動変速機の変速制御装置。3. The shift control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein an upper limit shelf pressure setting unit that sets an upper limit shelf pressure exceeding an engagement holding capacity as an engagement side hydraulic pressure of the second engagement element. An output shaft rotation number detecting means for detecting an output shaft rotation number of the automatic transmission; a gear ratio calculating means for calculating a gear ratio which is a ratio of the turbine rotation number detection value to the output shaft rotation number detection value; An inertia phase control means for setting the release hydraulic pressure of the first engagement element as a drain and increasing the engagement hydraulic pressure of the second engagement element as it is until the set upper shelf pressure is reached when the shift speed change time by the torque phase control means is completed; Second torque phase control means for maintaining the upper limit shelf pressure as it is until the calculated gear ratio becomes the shift completion gear ratio when the engagement side hydraulic pressure of the second engagement element reaches the upper limit shelf pressure; And a post-shift gear stage phase control means for increasing the engagement side oil pressure of the second engagement element from the upper limit shelf pressure to the line pressure when the calculated gear ratio becomes the shift completion gear ratio. Transmission control device.
機の変速制御装置において、 前記第1締結要素の油圧制御手段と第2締結要素の油圧
制御手段を、ドライブレンジ圧を基圧としてそれぞれ独
立に油圧を電子制御する手段としたことを特徴とする自
動変速機の変速制御装置。4. The shift control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the hydraulic control means of the first engagement element and the hydraulic control means of the second engagement element are controlled based on a drive range pressure. A shift control device for an automatic transmission, wherein each of the shift control devices independently electronically controls a hydraulic pressure.
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