JP4066598B2

JP4066598B2 - Hydraulic control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP4066598B2
Application number: JP2000330980A
Authority: JP
Inventors: 孝行久保; 重貴脇坂; 誠和野村; 欽三秋田
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 2000-10-30
Filing date: 2000-10-30
Publication date: 2008-03-26
Anticipated expiration: 2020-10-30
Also published as: JP2002130455A

Description

【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、詳しくはダウンシフトする際の油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、主変速機構及び副変速機構からなる自動変速機にあっては、主変速機構がワンウェイクラッチを介在する変速段にあって、副変速機構をダウンシフトして変速する場合、特に車輌を停止すべくパワーオフ状態でダウンシフトする際、ワンウェイクラッチによる自由回転状態を生じないように、それと並設するブレーキを作動している。
【０００３】
車速が低下して入力軸（タービン軸）の回転数がエンジンのアイドル回転数よりも下まわった領域（パワーオン領域）でダウンシフトが実施される際、上記アイドル回転数より小さい極低車速時に上記ダウンシフトのための摩擦係合要素のつかみ換えが行われるため、エンジン回転数と入力軸回転数との差が大きく、短時間でトルク上昇を生じ、車輌前方に押し出されるような違和感を与えてしまう。
【０００４】
上記違和感の発生を防止する方法として、特開平９−２１４６２号公報に示されるものが提案されている。このものは、主変速機構と副変速機構を有する自動変速機において、主変速機構の高速段側で係合する摩擦係合要素を解放すると共に、低速段側で係合する摩擦係合要素を係合して、該主変速機構によりダウンシフトを実行する際、変速を開始する車速を高速側に変更し、副変速機構において、ワンウェイクラッチと並列に配置されている摩擦係合要素（ブレーキ）を、前記主変速機構の摩擦係合要素のつかみ換えに先立ち解放して、出力軸を自由回転状態にし、この状態で前記主変速機構をつかみ換えしてダウンシフトし、該ダウンシフトした変速段に基づくタービン軸（入力軸）回転数が実際のタービン軸回転数より低下した時点で前記ワンウェイクラッチが作動して、その後前記副変速機構における該ワンウェイクラッチに並設された摩擦係合要素を係合する。
【０００５】
これにより、上記公報に示されるものは、出力軸の自由回転状態にてダウンシフトが行われるため、該ダウンシフト中にトルクの急変を生じさせることがなく、前記車輌が押し出されるような違和感を与えることなく、前記ワンウェイクラッチにより滑らかにダウンシフトを達成し得る。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の技術にあっては、所定変速段へのダウンシフト時、ワンウェイクラッチが介在するため、入力軸と出力軸との連牽が断たれて自由回転状態になって、入力軸回転数の変化が微小となり、当該変化を指標として用いる係合側の摩擦係合要素のガタ詰め動作、即ちサーボ起動制御に関するストローク学習動作を高精度に行うことができない。そのため、係合側の摩擦係合要素を用いる、パワーオンシフトダウン変速やマニュアルシフトダウン変速が生じた場合、タイアップやエンジン吹きが生じることがある。
【０００７】
また、ストローク学習を高精度に行おうとして、摩擦係合要素により入力軸と出力軸との間を接続したままにすると、前述したクラッチの掴み換えに伴うシフトショックやエンジンブレーキ感が生じ、好ましくない。
【０００８】
そこで、本発明は、ダウンシフト時における変速機構の自由回転状態を維持してシフトショックの低減をはかり、かつ入力軸回転加速度の微少変化を指標として、駆動力伝達用の摩擦係合要素を断ち、係合側の摩擦係合要素の係合を終了する、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ものである。
【０００９】
【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（１３）からの動力が入力される入力軸（３）と、車輪に連結される出力軸（６）と、これら入力軸（３）と出力軸（６）との間で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合要素（Ｃ１〜Ｃ３、Ｂ１〜Ｂ５）を有する変速機構（１）と、前記摩擦係合要素を断・接作動する油圧サーボ（２９、３０、３７）と、これら油圧サーボの油圧を制御する油圧制御手段（ＳＬＳ、ＳＬＵ、ＳＬＴ）と、前記油圧制御手段へ油圧制御信号を出力する制御部（２１）と、を備えた自動変速機の油圧制御装置において、
前記制御部（２１）は、所定変速段へのダウンシフトに際して解放側の摩擦係合要素（Ｂ４）の油圧（Ｐ_Ａ）を制御する解放側制御手段（２１ａ）と、
前記所定変速段へのダウンシフトに際して係合側の摩擦係合要素（Ｂ５）の油圧（Ｐ_Ｂ）を制御する係合側制御手段（２１ｂ）と、
前記所定変速段へのダウンシフトに伴う入力軸回転加速度（ΔＮ）を検出する入力軸回転加速度検出手段（２１ｆ）と、
前記所定変速段へのダウンシフトに際してワンウェイクラッチ（Ｆ１）と並設する駆動力伝達用の摩擦係合要素（Ｂ１）の油圧（Ｐ _Ｃ）を制御して前記入力軸（３）と出力軸（６）との間の接続状態を制御し、該ダウンシフトに際した前記エンジン側からのトルク入力を制御する駆動力伝達制御手段（２１ｅ）と、
前記所定変速段へのダウンシフトに際して、前記係合側制御手段（２１ｂ）によって前記係合側の摩擦係合要素（Ｂ５）の係合を行う間、前記駆動力伝達制御手段（２１ｅ）によって入力軸（３）と出力軸（６）との接続状態を絶つように制御する変速進行制御手段（２１ｃ）と、を備え、
前記制御部（２１）は、前記駆動力伝達制御手段（２１ｅ）によって入力軸（３）と出力軸（６）との接続状態を絶った状態にあって、前記入力軸回転加速度検出手段（２１ｆ）により検出された前記入力軸回転加速度（ΔＮ）が略々０以上となることに基づいてカウント（例えばＣ１）を開始し、該カウント（例えばＣ１）が所定量（例えばｔ１）に達することに基づいて前記ダウンシフトにおける変速の開始を判断し、前記入力軸回転加速度（ΔＮ）が略々０以下となることに基づいてカウント（例えばＣ２）を開始し、該カウント（例えばＣ２）が所定量（例えばｔ２）に達することに基づいて前記ダウンシフトにおける変速の終了を判断することを特徴とする、
自動変速機の油圧制御装置にある。
【００１２】
請求項２に係る本発明は、前記係合側制御手段（２１ｂ）は、サーボ起動制御と完了制御とを有し、前記変速の開始を判断することに基づき前記サーボ起動制御を終了すると共に前記完了制御を開始し、前記変速の終了を判断することに基づき前記完了制御を終了することを特徴とする、
請求項１記載の自動変速機の油圧制御装置にある。
【００１５】
請求項３に係る本発明は、前記変速進行制御手段（２１ｃ）は、前記入力軸回転加速度検出手段（２１ｆ）により検出された前記入力軸回転加速度（ΔＮ）が０以上になるまでの間、前記駆動力伝達制御手段（２１ｅ）による入力軸（３）と出力軸（６）との接続状態を維持し、その後、該接続状態を絶つように制御することを特徴とする、
請求項１または２記載の自動変速機の油圧制御装置にある。
【００１６】
請求項４に係る本発明は、前記駆動力伝達制御手段（２１ｅ）による入力軸（３）と出力軸（６）との接続状態が維持されている間に、前記係合側の摩擦係合要素（Ｂ５）の油圧サーボのガタ詰め時のストローク学習制御を、前記入力軸（３）の回転状態に基づいて行う学習制御手段（２１ｄ）を設けることを特徴とする、
請求項３記載の自動変速機の油圧制御装置にある。
【００１７】
請求項５に係る本発明は、前記変速機構（１）は、主変速機構（２）と副変速機構（５）とからなることを特徴とする、
請求項１ないし４のいずれか記載の自動変速機の油圧制御装置にある。
【００１８】
請求項６に係る本発明は、前記変速進行制御手段（２１ｃ）は、前記所定変速段へのダウンシフトに際して、該ダウンシフトに伴う変速が開始されるまでの間、前記駆動力伝達制御手段（２１ｅ）により前記駆動力伝達用の摩擦係合要素（Ｂ１）を、滑りが生じない程度に係合が維持できる待機係合圧（Ｐｗ’）で駆動制御することを特徴とする、
請求項３記載の自動変速機の油圧制御装置にある。
【００１９】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、特許請求の範囲の構成に何等影響を与えるものではない。
【００２０】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、所定変速段へのダウンシフトに際して、入力軸と出力軸との接続状態を絶った状態にあって、入力軸回転加速度が略々０以上となることに基づいてカウントを開始し、該カウントが所定量に達することに基づいてダウンシフトにおける変速の開始を判断し、入力軸回転加速度が略々０以下となることに基づいてカウントを開始し、該カウントが所定量に達することに基づいてダウンシフトにおける変速の終了を判断するので、該入力軸回転加速度を指標とすることができ、入力軸と出力軸との接続状態を絶った状態にあっても、駆動力伝達用又は係合側の摩擦係合要素の油圧の制御を開始又は終了することができる。それにより、係合タイミングのばらつきに対応した変速の開始又は終了を行うことができるので、ばらつきに応じるための無駄な時間をなくし、かつ、ダウンシフトに伴うシフトショックを低減することができる。また、例えばノイズなどに起因してゆらぎを生じる入力軸回転加速度の値が誤って０以上又は０以下となることがあっても、誤動作により係合側の摩擦係合要素の油圧の制御を開始又は終了することを防ぐことができ、即ち、適正なタイミングで該制御を開始又は終了することができる。
【００２３】
請求項２に係る本発明によると、係合制御手段は、変速の開始を判断することに基づいてサーボ起動制御を終了すると共に完了制御を開始し、変速の終了を判断することに基づいて該完了制御を終了するので、係合タイミングのばらつきに対応した変速の開始及び終了を行うことができ、ばらつきに応じるための無駄な時間をなくし、かつ、ダウンシフトに伴うシフトショックを低減することができる。
【００２６】
請求項３に係る本発明によると、所定変速段へのダウンシフトに際して、入力軸回転加速度検出手段により検出された入力軸回転加速度が０以上になるまでの間、駆動力伝達制御手段により入力軸と出力軸との接続状態を維持するので、従来のように入力軸回転数を指標とする変速の開始制御を行うことができる。その後、変速進行制御手段は、入力軸と出力軸との間の接続状態を絶ち、シフトショックを低減するために変速機構を自由回転状態とするが、入力軸回転加速度検出手段により入力軸回転加速度を検出するので、該入力軸回転加速度を指標とすることができ、係合側の摩擦係合要素の油圧の制御を開始又は終了することができる。それにより、係合タイミングのばらつきに対応した変速の開始又は終了を行うことができるので、ばらつきに応じるのための無駄な時間をなくし、かつ、ダウンシフトに伴うシフトショックを低減することができる。
【００２７】
請求項４に係る本発明によると、学習制御手段が駆動力伝達制御手段による入力軸と出力軸との接続状態が維持されている間に、前記係合側の摩擦係合要素の油圧サーボにおけるガタ詰め時のストローク学習制御を、入力軸の回転状態に基づいて行うことができ、ダウンシフト時における変速機構の自由回転状態が出現するにも拘らず入力軸の回転状態を指標とする高精度のストローク学習が可能となる。また、学習前の初期状態においては、ガタ詰め時のストロークに起因して係合側の摩擦係合要素の係合開始にばらつきが生じるが、入力軸回転加速度に基づいて駆動力伝達用又は係合側の摩擦係合要素の油圧を制御するので、該係合タイミングのばらつきによるシフトショックの発生を防ぐことができる。
【００２８】
請求項５に係る本発明によると、変速機構は主変速機構と副変速機構とからなるので、該変速機構が自由回転状態であるときに、副変速機構が変速することで主変速機構の入力軸回転加速度に微少変化が生じるので、該入力軸回転加速度の変化を指標とすることができる。
【００２９】
請求項６に係る本発明によると、ダウンシフトに伴う変速が開始されるまでの間、前記駆動力伝達制御手段の摩擦係合要素を、滑りが生じない程度に係合が維持できる待機係合圧で駆動制御するので、その後の当該摩擦係合要素の解放動作を短時間で行うことができ、ダウンシフトの時間を短縮することができる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿って、本発明の実施の形態について説明する。５速自動変速機１は、図２に示すように、トルクコンバータ４、３速主変速機構２、３速副変速機構５及びディファレンシャル８を備えており、かつこれら各部は互に接合して一体に構成されるケースに収納されている。そして、トルクコンバータ４は、ロックアップクラッチ４ａを備えており、エンジンの回転はエンジンクランクシャフト１３から、トルクコンバータ内の油流を介して又はロックアップクラッチによる機械的接続を介して主変速機構２の入力軸３に入力する。そして、一体ケースにはクランクシャフトと整列して配置されている第１軸３（具体的には入力軸）及び該第１軸３と平行に第２軸６（カウンタ軸）及び第３軸（左右車軸）１４ａ，１４ｂが回転自在に支持されており、また該ケースの外側にバルブボディが配設されている。
【００３１】
主変速機構２は、シンプルプラネタリギヤ７とダブルピニオンプラネタリギヤ９からなるプラネタリギヤユニット１５を有しており、シンプルプラネタリギヤ７はサンギヤＳ１、リングギヤＲ１、及びこれらギヤに噛合するピニオンＰ１を支持したキャリヤＣＲからなり、またダブルピニオンプラネタリギヤ９は上記サンギヤＳ１と異なる歯数からなるサンギヤＳ２、リングギヤＲ２、並びにサンギヤＳ２に噛合するピニオンＰ２及びリングギヤＲ２に噛合するピニオンＰ３を前記シンプルプラネタリギヤ７のピニオンＰ１と共に支持する共通キャリヤＣＲからなる。
【００３２】
そして、エンジンクランクシャフト１３からトルクコンバータ４を介して連動している入力軸３は、第１の（フォワード）クラッチＣ１を介してシンプルプラネタリギヤ７のリングギヤＲ１に連結し得ると共に、第２の（ダイレクト）クラッチＣ２を介してシンプルプラネタリギヤ７のサンギヤＳ１に連結し得る。また、ダブルピニオンプラネタリギヤ９のサンギヤＳ２は、第１のブレーキＢ１にて直接係止し得ると共に、第１のワンウェイクラッチＦ１を介して第２のブレーキＢ２にて係止し得る。更に、ダブルピニオンプラネタリギヤ９のリングギヤＲ２は、第３のブレーキＢ３及び第２のワンウェイクラッチＦ２にて係止し得る。そして、共通キャリヤＣＲが、主変速機構２の出力部材となるカウンタドライブギヤ１８に連結している。
【００３３】
一方、副変速機構５は、第２軸を構成するカウンタ軸６の軸線方向リヤ側に向って、出力ギヤ１６、第１のシンプルプラネタリギヤ１０及び第２のシンプルプラネタリギヤ１１が順に配置されており、またカウンタ軸６はベアリングを介して一体ケースに回転自在に支持されている。前記第１及び第２のシンプルプラネタリギヤ１０，１１は、シンプソンタイプからなる。
【００３４】
また、第１のシンプルプラネタリギヤ１０は、そのリングギヤＲ３が前記カウンタドライブギヤ１８に噛合するカウンタドリブンギヤ１７に連結しており、そのサンギヤＳ３がカウンタ軸６に回転自在に支持されているスリーブ軸１２に固定されている。そして、ピニオンＰ３はカウンタ軸６に一体に連結されたフランジからなるキャリヤＣＲ３に支持されており、また該ピニオンＰ３の他端を支持するキャリヤＣＲ３はＵＤダイレクトクラッチＣ３のインナハブに連結している。また、第２のシンプルプラネタリギヤ１１は、そのサンギヤＳ４が前記スリーブ軸１２に形成されて前記第１のシンプルプラネタリギヤのサンギヤＳ３に連結されており、そのリングギヤＲ４は、カウンタ軸６に連結されている。
【００３５】
そして、ＵＤダイレクトクラッチＣ３は、前記第１のシンプルプラネタリギヤのキャリヤＣＲ３と前記連結されたサンギヤＳ３，Ｓ４との間に介在しており、かつ該連結されたサンギヤＳ３，Ｓ４は、バンドブレーキからなる第４のブレーキＢ４にて係止し得る。更に、第２のシンプルプラネタリギヤのピニオンＰ４を支持するキャリヤＣＲ４は、第５のブレーキＢ５にて係止し得る。
【００３６】
ついで、図２及び図３に沿って、本５速自動変速機の機構部分の作用について説明する。
【００３７】
Ｄ（ドライブ）レンジにおける１速（１ＳＴ）状態では、フォワードクラッチＣ１が接続し、かつ第５のブレーキＢ５及び第２のワンウェイクラッチＦ２が係止して、ダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ２及び第２のシンプルプラネタリギヤ１１のキャリヤＣＲ４が停止状態に保持される。この状態では、入力軸３の回転は、フォワードクラッチＣ１を介してシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ１に伝達され、かつダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ２は停止状態にあるので、両サンギヤＳ１、Ｓ２を逆方向に空転させながら共通キャリヤＣＲが正方向に大幅減速回転される。即ち、主変速機構２は、１速状態にあり、該減速回転がカウンタギヤ１８，１７を介して副変速機構５における第１のシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ３に伝達される。該副変速機構５は、第５のブレーキＢ５により第２のシンプルプラネタリギヤのキャリヤＣＲ４が停止され、１速状態にあり、前記主変速機構２の減速回転は、該副変速機構５により更に減速されて、出力ギヤ１６から出力する。
【００３８】
２速（２ＮＤ）状態では、フォワードクラッチＣ１に加えて、第２のブレーキＢ２（及び第１のブレーキＢ１）が作動し、更に、第２のワンウェイクラッチＦ２から第１のワンウェイクラッチＦ１に作動が切換わり、かつ第５のブレーキＢ５が係止状態に維持されている。この状態では、サンギヤＳ２が第２のブレーキＢ２及び第１のワンウェイクラッチＦ１により停止され、従って入力軸３からフォワードクラッチＣ１を介して伝達されたシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ１の回転は、ダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ２を正方向に空転させながらキャリヤＣＲを正方向に減速回転する。更に、該減速回転は、カウンタギヤ１８，１７を介して副変速機構５に伝達される。即ち、主変速機構２は２速状態となり、副変速機構５は、第５のブレーキＢ５の係合により１速状態にあり、この２速状態と１速状態が組合されて、自動変速機１全体で２速が得られる。なおこの際、第１のブレーキＢ１も作動状態となるが、コーストダウンにより２速になる場合は、後述するように制御される。
【００３９】
３速（３ＲＤ）状態では、フォワードクラッチＣ１、第２のブレーキＢ２及び第１のワンウェイクラッチＦ１並びに第１のブレーキＢ１はそのまま係合状態に保持され、第５のブレーキＢ５の係止が解放されると共に第４のブレーキＢ４が係合する。即ち、主変速機構２はそのままの状態が保持されて、上述した２速時の回転がカウンタギヤ１８，１７を介して副変速機構５に伝えられ、そして副変速機構５では、第１のシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ３からの回転がそのサンギヤＳ３及びサンギヤＳ４の固定により２速回転としてキャリヤＣＲ３から出力し、従って主変速機構２の２速と副変速機構５の２速で、自動変速機１全体で３速が得られる。
【００４０】
４速（４ＴＨ）状態では、主変速機構２は、フォワードクラッチＣ１、第２のブレーキＢ２及び第１のワンウェイクラッチＦ１並びに第１のブレーキＢ１が係合した上述２速及び３速状態と同じであり、副変速機構５は、第４のブレーキＢ４を解放すると共にＵＤダイレクトクラッチＣ３が係合する。この状態では、第１のシンプルプラネタリギヤのキャリヤＣＲ３とサンギヤＳ３，Ｓ４が連結して、プラネタリギヤ１０，１１が一体回転する直結回転となる。従って、主変速機構２の２速と副変速機構５の直結（３速）が組合されて、自動変速機全体で、４速回転が出力ギヤ１６から出力する。
【００４１】
５速（５ＴＨ）状態では、フォワードクラッチＣ１及びダイレクトクラッチＣ２が係合して、入力軸３の回転がシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ１及びサンギヤＳ１に共に伝達されて、主変速機構２は、ギヤユニットが一体回転する直結回転となる。この際、第１のブレーキＢ１が解放されかつ第２のブレーキＢ２は係合状態に保持されるが第１のワンウェイクラッチＦ１が空転することにより、サンギヤＳ２は空転する。また、副変速機構５は、ＵＤダイレクトクラッチＣ３が係合した直結回転となっており、従って主変速機構２の３速（直結）と副変速機構５の３速（直結）が組合されて、自動変速機全体で、５速回転が出力ギヤ１６から出力する。
【００４２】
更に、本自動変速機は、加速等のダウンシフト時に作動する中間変速段、即ち３速ロー及び４速ローがある。
【００４３】
３速ロー状態は、フォワードクラッチＣ１及びダイレクトクラッチＣ２が接続し（第２ブレーキＢ２が係合状態にあるがワンウェイクラッチＦ１によりオーバランする）、主変速機構２はプラネタリギヤユニット１５を直結した３速状態にある。一方、第５のブレーキＢ５が係止して副変速機構５は１速状態にあり、従って主変速機構２の３速状態と副変速機構５の１速状態が組合されて、自動変速機１全体で、前述した２速と３速との間のギヤ比となる変速段が得られる。
【００４４】
４速ロー状態は、フォワードクラッチＣ１及びダイレクトクラッチＣ２が接続して、主変速機構２は、上記３速ロー状態と同様に３速（直結）状態にある。一方、副変速機構５は、第４のブレーキＢ４が係合して、第１のシンプルプラネタリギヤ１０のサンギヤＳ３及び第２のシンプルプラネタリギヤ１１のサンギヤＳ４が固定され、２速状態にある。従って、主変速機構２の３速状態と副変速機構５の２速状態が組合されて、自動変速機１全体で、前述した３速と４速との間のギヤ比となる変速段が得られる。
【００４５】
なお、図３において点線の丸印は、コースト時エンジンブレーキの作動状態（４、３又は２レンジ）を示す。即ち、１速時、第３のブレーキＢ３が作動して第２のワンウェイクラッチＦ２のオーバランによるリングギヤＲ２の回転を阻止する。また、２速時、３速時及び４速時、第１のブレーキＢ１が作動して第１のワンウェイクラッチＦ１のオーバランによるサンギヤＳ１の回転を阻止する。
【００４６】
また、Ｒ（リバース）レンジにあっては、ダイレクトクラッチＣ２及び第３のブレーキＢ３が係合すると共に、第５のブレーキＢ５が係合する。この状態では、入力軸３の回転はダイレクトクラッチＣ２を介してサンギヤＳ１に伝達され、かつ第３のブレーキＢ３によりダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ２が停止状態にあるので、シンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ１を逆転方向に空転させながらキャリヤＣＲも逆転し、該逆転が、カウンタギヤ１８，１７を介して副変速機構５に伝達される。副変速機構５は、第５のブレーキＢ５に基づき第２のシンプルプラネタリギヤのキャリヤＣＲ４が逆回転方向にも停止され、１速状態に保持される。従って、主変速機構２の逆転と副変速機構５の１速回転が組合されて、出力軸１６から逆転減速回転が出力する。
【００４７】
図１は、電気制御系を示すブロック図であり、２１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２２、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２３、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２５、車速（＝自動変速機出力軸回転数）センサ２６及び油温センサ２７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、ＳＬＵ及びＳＬＴに出力している。前記制御部２１は、解放側油圧を制御する解放側制御手段２１ａと、係合側油圧を制御する係合側制御手段２１ｂと、変速機の入力軸と出力軸との間の接続状態を制御する駆動力伝達制御手段２１ｅと、ワンウェイクラッチ（Ｆ１）を介在する所定変速段（２速）へのダウンシフトに際して、変速に関与する各摩擦係合要素の作動を経時的に制御する変速進行制御手段２１ｃと、前記駆動力伝達制御手段２１ｅによりワンウェイクラッチの空転を防止する摩擦係合要素が制御されている間、ダウンシフト時における係合側の摩擦係合要素のストローク学習を制御する学習制御手段２１ｄと、入力軸より該入力軸の回転加速度を検出する入力軸回転加速度検出手段２１ｆと、を備えている。
【００４８】
図４は、油圧回路の概略を示す図であり、前記３個のリニアソレノイドバルブＳＬＳ、ＳＬＵ及びＳＬＴ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２９、３０、３７を有している。また、前記リニアソレノイドバルブＳＬＳ、ＳＬＵ及びＳＬＴの入力ポートａ_１，ａ_２、ａ_３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ｂ_１，ｂ_２、ｂ_３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３１、３２、３３の制御油室３１ａ，３２ａ、３３ａに供給されている。プレッシャコントロールバルブ３１，３２、３３は、ライン圧がそれぞれ入力ポート３１ｂ，３２ｂ、３３ｂ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３１ｃ，３２ｃ、３３ｃからの調圧油圧が、それぞれシフトバルブ３４，３５、３６を介して適宜各油圧サーボ２９，３０、３７に供給される。
【００４９】
なお、本油圧回路は、一方の摩擦係合要素を解放すると共に他方の摩擦係合要素を係合する、いわゆるクラッチツークラッチによる変速に係る基本概念を示すものであり、各油圧サーボ２９，３０、３７及びシフトバルブ３４，３５、３６は、象徴的に示すものであって、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いるが、具体的には、３→２変速に際して第４のブレーキＢ４用油圧サーボ、第５のブレーキＢ５用油圧サーボ及び第１のブレーキＢ１用油圧サーボ、４→３変速に際しての第３のクラッチＣ３用油圧サーボ及び第４のブレーキＢ４用油圧サーボであり、また、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。
【００５０】
なお、上記３→２ダウンシフト変速にあっては、第４のブレーキＢ４用油圧サーボの油圧を解放制御すると共に、第５のブレーキＢ５用油圧サーボの油圧を係合制御し、更に上記両ブレーキのつかみ換え制御に先立ち、第１のブレーキＢ１用油圧サーボの油圧は後述するパターンで解放され、かつ上記つかみ換え制御終了して更に第１のワンウェイクラッチＦ１の係合後、供給される。即ち、副変速機構５における上記第４及び第５のブレーキＢ４，Ｂ５のつかみ換えによるダウンシフトは、基本的には第１のブレーキＢ１及び第１のワンウェイクラッチＦ１の解放に基づく主変速機構２の自由回転状態（ニュートラル状態）にて実施されるが、第１のブレーキＢ１は、入力軸の回転加速度が負から０になるまでは、ブレーキＢ１に滑りが生じない程度の油圧で保持される。上記第４及び第５のブレーキＢ４，Ｂ５のつかみ換え動作が完了した後、アクセルの踏み込みにより、該サンギヤＳ２の回転が正転から逆転に切換わる時点、即ち出力軸側からのギヤ比に基づく入力軸回転数がエンジン回転数を下まった時点で、前記第１のワンウェイクラッチＦ１が係合して、上記自由回転状態が解除されて２速段となり、その後第１ブレーキＢ１が係合する。又は、降坂路などで車速が上昇した場合、第１のワンウェイクラッチＦ１が自由回転状態であるため、この場合は、所定の車速以上で第１のブレーキＢ１を係合する。
【００５１】
ついで、図５〜図８に沿って、クラッチツークラッチによるダウンシフト、例えば３→２変速について説明する。３→２変速にあっては、具体的には、解放側油圧Ｐ_Ａが第４のブレーキＢ４用油圧であり、係合側油圧Ｐ_Ｂは第５のブレーキＢ５用油圧である。
【００５２】
まず、スロットル開度センサ２３及び車速センサ２６からの信号に基づき、制御部２１はマップにより、３→２変速等のダウンシフトを判断すると、変速進行制御手段２１ｃに対して、図５から図７に示すフローチャートに従って、係合側摩擦係合要素であるブレーキＢ５、解放側摩擦係合要素であるブレーキＢ４、及びエンジンブレーキ用摩擦係合要素であるブレーキＢ１の制御を行うように指令する。変速進行制御手段２１ｃは、これを受けて、図７及び図８に示すように、入力トルクＴｔの関数により第１のブレーキＢ１、即ちエンジンブレーキ用ブレーキ側トルクＴｃを算出する（Ｓ１１）。入力トルクＴｔは、例えば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エンジントルクを求め、更に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てトルク比を求め、エンジントルクに上記トルク比を乗じて求められる。更に、該入力トルクにトルク分担率等が関与して上記ブレーキ側トルクＴｃが求められる。
【００５３】
該ブレーキ側トルクＴｃからブレーキＢ１側の待機係合圧Ｐｗ’が算出され（Ｓ１２）、解放側制御手段２１ａは、ブレーキＢ１の油圧サーボの作動油圧が待機係合圧Ｐｗ’になるようにリニアソレノイドバルブに制御信号を出力する（Ｓ１３）。すると、第１のブレーキＢ１は、初期の係合圧Ｐｃから待機係合圧Ｐｗ’にまで低下する。この待機係合圧Ｐｗ’では、第１のブレーキＢ１は、滑りが生じない程度に維持される。この状態では、主変速機構は未だニュートラル状態ではなく、３速状態を維持しており、かつ解放側油圧Ｐ_Ａ、例えば第４のブレーキＢ４用の油圧が係合圧となっており、解放側摩擦係合要素（例えば第４のブレーキＢ４）は係合した状態にある。
【００５４】
一方、解放側の摩擦係合要素であるブレーキＢ４については、図５及び図８に示すように、ブレーキＢ１を所定の待機係合圧Ｐｗ’にまで低下させる指令が出されたところで、変速進行制御手段２１ｃは、図５のステップＳ１を実行し、入力トルクＴｔの関数により解放側トルクＴ_Ａを算出する（Ｓ１）。該入力トルクＴｔは、例えば、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エンジントルクを求め、更に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てトルク比を求め、エンジントルクに上記トルク比を乗じて求められる。更に、該入力トルクにトルク分担率等が関与して上記解放側トルクＴ_Ａが求められる。
【００５５】
該解放側トルクＴ_Ａから解放側の待機係合圧Ｐｗが算出され（Ｓ２）、変速進行制御手段２１ｃは解放側制御手段２１ａに、ブレーキＢ４への供給油圧が該待機係合圧Ｐｗになるようにリニアソレノイドバルブに制御信号を出力させる（Ｓ３）。更に、変速進行制御手段２１ｃは解放側制御手段２１ａを介して、図５のステップＳ４で、ブレーキＢ４の供給油圧Ｐ_ＡをＰｗから予め設定されている所定勾配からなる油圧δＰ_Ｅにより、スイープダウンさせる（Ｓ４）。この制御は、供給油圧Ｐ_Ａが０になるまで継続される（Ｓ５）。
【００５６】
一方、係合側となるブレーキＢ５は、図６及び図８に示すように、制御部２１からのダウンシフト判断に基づき、変速進行制御手段２１ｃによる計時が開始され（Ｓ３０）、第５のブレーキＢ５用油圧サーボへの油圧Ｐ_Ｂが所定圧Ｐｓ１になるように所定信号をリニアソレノイドバルブＳＬＳ（又はＳＬＵ）に出力する（Ｓ３１）。
【００５７】
該所定圧Ｐｓ１は、油圧サーボの油圧室を満たしてガタ詰めを行うために必要な油圧に設定されており、所定時間ｔ_ＳＡの間保持されるが、この保持時間は、後述するように、学習制御手段２１ｄにより、最適な時間となるように学習制御されるように毎回変更制御される。所定時間ｔ_ＳＡが経過すると（Ｓ３２）、係合側油圧Ｐ_Ｂは、所定勾配［（Ｐｓ１−Ｐｓ２）／ｔ_ＳＢ］でスイープダウンし（Ｓ３３）、係合側油圧Ｐ_Ｂが所定低圧Ｐｓ２になると（Ｓ３４）、該スイープダウンが停止され、該所定低圧Ｐｓ２に保持される（Ｓ３５）。該所定低圧Ｐｓ２は、ピストンストローク圧以上でかつ係合側摩擦係合要素（例えば第５のブレーキＢ５）にトルク容量を生じさる圧に設定されており、該所定低圧Ｐｓ２は、計時ｔが所定時間（例えばブレーキＢ１の解放後からブレーキＢ５の完了制御開始前までの間に合わせた時間）ｔ_ＳＥ経過するまで保持される（Ｓ３６）。上記ステップＳ３１からＳ３６までサーボ起動制御となる。ここで、所定低圧Ｐｓ２はトルク容量を生じさせる圧に設定されているので、所定低圧Ｐｓ２で保持されている間に、係合側摩擦係合要素（Ｂ５）の係合が開始、つまり変速が開始（回転変化が開始）される。
【００５８】
この際、入力軸の回転数は、図８に示すように、第１のブレーキＢ１が滑りを生じない程度の待機係合圧Ｐｗ’に保持されているので、主変速機構１はニュートラル状態にはなっておらず、車速の低下及びブレーキＢ４の解放動作などに起因する入力軸の回転数の変化を正確に補足することが出来る。
【００５９】
従って、入力軸回転数の変化を監視しつつ、その回転加速度が負から０に移行して、ブレーキＢ５が実際の係合を開始する時点Ｔ１（変速の開始）が、適正なタイミングで生じるように、係合側の摩擦係合要素であるブレーキＢ５のストローク調整を学習制御により行うことが可能となる。
【００６０】
即ち、学習制御手段２１ｄは、仮に、図８破線で示すように、回転加速度が負から０に移行して、ブレーキＢ５の実際の係合開始が時点Ｔ２で生じた場合には、ブレーキＢ５のストロークが早すぎて実際の係合が早期に始まっていると判断して、ガタ詰めに要する図６のステップＳ３２の所定時間ｔ_ＳＡを、次の動作サイクルから所定時間短くして、過度のガタ詰め（実際の係合が開始してしまう）が生じないように補正する。また、図８一点鎖線で示すように、ブレーキＢ５の実際の係合開始が時点Ｔ３で生じた場合には、ブレーキＢ５のストロークが遅すぎて実際の係合が遅れて始まっていることから、ガタ詰めに要するステップＳ３２の所定時間ｔ_ＳＡを、次の動作サイクルから所定時間、長くして十分なガタ詰め動作を行うように補正する。なお、この時点では、変速機全体としては、ブレーキＢ４、Ｂ５などの摩擦係合要素の掴み換え動作の初期段階であり、実質的に３速などの高速段を維持しているので、それに伴うエンジンブレーキ感やシフトショックなどが生じることはない。こうして、学習制御手段２１ｄによる係合側のブレーキＢ５のストローク学習制御が行われる。
【００６１】
ここで、本発明においては、例えば３−２変速を行うと主変速機構２はそのままに副変速機構５において変速を進行する（図２、図３参照）。すると、副変速機構５の変速に伴い主変速機構２の入力軸３に引きずりトルク、及び内部イナーシャなどが起因して、該入力軸３の回転数Ｎ及び回転加速度ΔＮに微少変化が生じる。そこで、入力軸回転加速度ΔＮを指標として係合側の摩擦係合要素Ｂ５の係合状態を検出する。
【００６２】
図７及び図８に示すように、入力軸回転加速度検出手段２１ｆが、Ｔ／Ｍ入力軸回転数センサ２５からの入力軸回転数信号に基づき入力軸回転加速度ΔＮが負から０以上に移行したことを検出すると（Ｓ１４）、変速進行制御手段２１ｃに信号を送り、駆動力伝達制御手段２１ｅを介してリニアソレノイドバルブＳＬＳ、ＳＬＵ、又はＳＬＴを作動して、時点Ｘ’において第１のブレーキＢ１の係合圧Ｐ_Ｃを解除して０にし（Ｓ１５）、該第１のブレーキＢ１の制御を終了する。即ち、主変速機構１をニュートラル状態にして、以降、係合側の摩擦係合要素であるブレーキＢ５の係合開始によるダウンシフト動作に備える。
【００６３】
上述のように第１のブレーキＢ１を終了制御することにより、例えば前述のようにブレーキＢ５の実際の係合開始が時点Ｔ１、Ｔ２又はＴ３のいずれかで生じた場合にも、入力回転加速度ΔＮが負から０以上に移行したことを検出すると該第１のブレーキＢ１の制御を終了し、係合側摩擦係合要素であるブレーキＢ５の係合開始によるダウンシフト動作に備えるので、例えばタイマーによる時間的制御に頼らなくとも変速の動作に備えることができる。また、たとえ学習前の初期状態であっても係合開始判断を常に適正なタイミングで行うことができる。
【００６４】
一方、変速進行制御手段２１ｃは、図６に示すように、係合側の摩擦係合要素であるブレーキＢ５のサーボ起動制御（図６のステップＳ３６まで）が終了すると（ｔ≧ｔ_ＳＥ）、入力軸回転加速度検出手段２１ｆが、Ｔ／Ｍ入力軸回転数センサ２５からの入力軸回転数信号に基づき入力軸回転加速度ΔＮが負から０以上に移行したことを検出すると（Ｓ３７）、該検出した時点ＸよりカウンタＣ１をスタートさせる（Ｓ３８）。該入力軸回転加速度ΔＮは微少な値で、しかも安定した値ではなく、ノイズなどに起因する多少のゆらぎが生じる値であるので、例えば本来の０以上になる時点Ｘよりも前後に０以上を検出するような場合が生じ、場合によっては係合側の摩擦係合要素であるブレーキＢ５を適正なタイミング以外で係合を完了させてしまう誤動作を生じる可能性がある。そこで、入力軸回転加速度検出手段２１ｆは、上述のように時点ＸよりカウンタＣ１をスタートさせて、カウンタＣ１が所定量ｔ１に達した時点Ｘ’を判断する（Ｓ３９）。そして、変速進行制御手段２１ｃに信号を送り、時点Ｘ’においてサーボ起動制御を終了し、直ちに完了制御を開始する。
【００６５】
該完了制御では、まず該ブレーキＢ５の係合側油圧Ｐ_Ｂを予め設定されている所定勾配からなる油圧δＰ_Ｆによりスイープアップする（Ｓ４０）。そして、入力軸回転加速度検出手段２１ｆが、Ｔ／Ｍ入力軸回転数センサ２５からの入力軸回転数信号に基づき入力軸回転加速度ΔＮが正から０以下に移行したことを検出すると（Ｓ４１）、該検出した時点ＹよりカウンタＣ２をスタートさせる（Ｓ４２）。上述したように、該入力軸回転加速度ΔＮは微少な値で、しかも安定した値ではなく、ノイズなどに起因する多少のゆらぎが生じる値であるので、例えば本来の０以下になる時点Ｙよりも前後に０以下を検出するような場合が生じ、場合によっては係合側の摩擦係合要素であるブレーキＢ５を適正なタイミング以外で係合を完了させてしまう誤動作を生じる可能性がある。そこで、入力軸回転加速度検出手段２１ｆは、上述のように時点ＹよりカウンタＣ２をスタートさせて、カウンタＣ２が所定量ｔ２に達した時点Ｙ’を判断する（Ｓ４３）。すると、該入力軸回転加速度検出手段２１ｆは、変速進行制御手段２１ｃに信号を送り、係合側制御手段２１ｂを介してリニアソレノイドバルブＳＬＳ、ＳＬＵ、及びＳＬＴを作動して、時点Ｙ’においてブレーキＢ５の係合圧Ｐ_Ｂのスイープアップを完了し、係合側の摩擦係合要素であるブレーキＢ５の完了制御を終了する。即ち、ブレーキＢ５の係合が完了し、３→２変速が完了する。
【００６６】
上述のように係合側の摩擦係合要素であるブレーキＢ５を完了制御することにより、例えば上述のようにブレーキＢ５の実際の係合開始が時点Ｔ１、Ｔ２又はＴ３のいずれかで生じた場合にも、カウンタＣ１又はカウンタＣ２のカウントが所定量ｔ１又は所定量ｔ２に達すると該ブレーキＢ５の完了制御を開始又は終了するので、例えば変速開始からのタイマーによる時間的制御に頼らなくとも入力軸回転加速度ΔＮを指標として変速の完了制御を開始又は終了することができる。また、たとえ学習前の初期状態であっても係合開始又は係合終了を常に適正なタイミングで行うことができる。
【００６７】
なお、本実施の形態では、カウンタＣ１又はカウンタＣ２に基づいて係合側の摩擦係合要素であるブレーキＢ５の係合開始又は係合終了を行っているが、回転加速度の総和が所定値以上に達することに基づいて係合開始又は係合終了を行ってもよい。
【００６８】
また、この際、既に述べたように、エンジンブレーキ用摩擦係合要素であるブレーキＢ１は解放されているので、ブレーキＢ５が係合されても、主変速機構１はニュートラル状態となっており、エンジン側からのトルクが遮断されているので、ブレーキＢ５の係合に伴う車両が押し出される感じのシフトショックの発生は防止される。
【００６９】
以上のように本発明は、係合開始又は終了の検出を常に適正なタイミングでおこなうことができるので、たとえ学習前の初期状態で実際の係合開始にばらつきがあってもシフトショックを生じることなくダウンシフトすることができる。また、例えばタイマーによる時間的制御においては、係合終了に必要な時間を全ての場合に対応するための最長時間に設定する必要があったが、カウンタにより係合開始判断又は係合終了判断を行うことで無駄な時間をなくし、実際の係合開始のばらつき（例えば時点Ｔ１、Ｔ２、Ｔ３）又は係合終了のばらつきに応じて変速の制御を終了させることができる。
【００７０】
また、カウンタにより入力軸回転加速度ΔＮに基づいて係合開始及び係合終了を行うので、ノイズなどに起因する該入力軸回転加速度ΔＮのゆらぎによる誤動作を防止することができる。
【００７１】
なお、上記クラッチツークラッチ（つかみ換え）による３→２変速は、実質的に開始される入力軸回転数の回転加速度ΔＮが０以上となった時点で第１のブレーキＢ１が解放され、またステップＳ４０の完了制御の終了後、即ち３→２変速の終了した後に、例えばアクセルの踏み込みにより、入力回転数がエンジン回転数を下まわり、第１のワンウェイクラッチＦ１が係合されてから、上記第１のブレーキＢ１が係合する。該第１のブレーキＢ１の係合は、第１のワンウェイクラッチＦ１が係合されているので、特に油圧制御されることなく、シフトバルブ等の切換えに基づくライン圧の供給により行われる。しかし、降坂路などで車速が上昇した場合には、第１のワンウェイクラッチＦ１が係合されていないので、係合ショックを防止するために油圧制御を行い、第１のブレーキＢ１を滑らかに係合させる。
【００７２】
なお、上述の実施の形態は、図２及び図３による変速機において３→２変速について説明したが、４→２変速も同様に適用できる。更に、主変速機構と副変速機構とからなる２軸の変速機構について説明したが、３軸以上の変速機構も同様に適用できる。また、他の形式の変速機による他の変速段のダウンシフトにも同様に適用し得る。
【００７３】
また、上述の実施の形態では、入力軸回転数の回転加速度ΔＮが０以上となった時点からカウンタＣ１が一定量ｔ１に達した後で、クラッチツークラッチ（つかみ換え）による３→２変速が実質的に開始されたものと判断して、ブレーキＢ５の完了制御を開始しているが、変速開始の判断となる一定量ｔ１（カウンタＣ１のカウント量）は、回転加速度ΔＮを０よりも正（＋）側にオフセットさせた値で、かつ誤動作を生じないように設定されていればよい。更に、入力軸回転数の回転加速度ΔＮが０以下となった時点からカウンタＣ２が一定量ｔ２に達した後で、クラッチツークラッチ（つかみ換え）による３→２変速が終了したものと判断して、ブレーキＢ５の完了制御を終了しているが、変速終了の判断となる一定量ｔ２（カウンタＣ２のカウント量）は、回転加速度ΔＮを０よりも負（−）側にオフセットさせた値で、かつ誤動作を生じないように設定されていればよい。なお、変速の開始及び終了の判断は、入力軸回転加速度ΔＮに限定されず、他のパラメータを用いて判定してもよい。
【００７４】
なお、上述の実施の形態においては、入力軸の自由回転状態の場合であり、入力軸が係合状態である場合では、入力軸回転数変化を指標とした通常の変速開始判断及び変速終了判断を行う。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る電子制御部を示すブロック図。
【図２】本発明を適用し得る自動変速機の機構部分を示すスケルトン図。
【図３】その各摩擦係合要素の作動を示す図。
【図４】摩擦係合要素のつかみ換え（クラッチツークラッチ）に基づく変速に係る油圧回路の概略を示す図。
【図５】クラッチツークラッチ変速におけるダウンシフトの解放側油圧の制御を示すフローチャート。
【図６】クラッチツークラッチ変速におけるダウンシフトの係合側油圧の制御を示すフローチャート。
【図７】クラッチツークラッチ変速によるエンジンブレーキ用摩擦係合要素の制御を示すフローチャート。
【図８】本発明の実施の形態によるダウンシフトを示すタイムチャート。
【符号の説明】
１自動変速機
２主変速機構
３入力軸
５副変速機構
６出力軸
１３エンジン出力軸
Ｃ１〜Ｃ３，Ｂ１〜Ｂ５摩擦係合要素
Ｂ１駆動力伝達用の摩擦係合要素（ブレーキ）
Ｂ４解放側の摩擦係合要素（ブレーキ）
Ｂ５係合側の摩擦係合要素（ブレーキ）
２１制御部
２１ａ解放側制御手段
２１ｂ係合側制御手段
２１ｃ変速進行制御手段
２１ｅ駆動力伝達制御手段
２１ｆ入力軸回転加速度検出手段
２９、３０、３７油圧サーボ
ＳＬＳ、ＳＬＵ、ＳＬＴ油圧制御手段
Ｐ_Ａ解放側の摩擦係合要素の油圧
Ｐ_Ｂ係合側の摩擦係合要素の油圧
Ｐ_Ｃ駆動力伝達用の摩擦係合要素の油圧
ΔＮ入力軸回転加速度
Ｐｗ’ 待機係合圧[0001]
BACKGROUND 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 downshifting.
[0002]
[Prior art]
In general, in an automatic transmission comprising a main transmission mechanism and a sub-transmission mechanism, the main transmission mechanism is in a gear stage with a one-way clutch interposed, and the vehicle is stopped particularly when the sub-transmission mechanism is shifted down. When downshifting in a power-off state, a brake that is juxtaposed with the one-way clutch is operated so as not to cause a free rotation state due to the one-way clutch.
[0003]
When downshifting is performed in a region where the rotational speed of the input shaft (turbine shaft) falls below the idle rotational speed of the engine (power-on region) due to a decrease in vehicle speed, at an extremely low vehicle speed smaller than the idle rotational speed Since the frictional engagement element for the downshift is changed, the difference between the engine speed and the input shaft speed is large, causing a torque increase in a short time and giving a sense of incongruity that the engine is pushed forward. End up.
[0004]
As a method for preventing the above-mentioned feeling of strangeness, a method disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 9-21462 has been proposed. In this automatic transmission having a main transmission mechanism and a sub-transmission mechanism, the friction engagement element that engages on the high speed stage side of the main transmission mechanism is released and the friction engagement element that engages on the low speed stage side is released. When engaging and downshifting by the main transmission mechanism, the vehicle speed at which shifting is started is changed to the high speed side, and in the auxiliary transmission mechanism, a friction engagement element (brake) arranged in parallel with the one-way clutch Prior to the change of the friction engagement element of the main transmission mechanism, the output shaft is brought into a free rotation state, and in this state, the main transmission mechanism is changed and downshifted, and the downshifted shift stage The one-way clutch is activated when the turbine shaft (input shaft) rotational speed based on the above is lower than the actual turbine shaft rotational speed, and is then juxtaposed with the one-way clutch in the auxiliary transmission mechanism. Engaging the Kosugakarigo element.
[0005]
As a result, since the downshift is performed in the free rotation state of the output shaft, the one disclosed in the above publication does not cause a sudden change in torque during the downshift, and feels uncomfortable as the vehicle is pushed out. Without giving, downshift can be achieved smoothly by the one-way clutch.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In the above prior art, since the one-way clutch is interposed at the time of downshifting to a predetermined gear position, the linkage between the input shaft and the output shaft is cut off, and the free rotation state is established. The change becomes minute, and it is impossible to perform the stroke learning operation related to the rattling operation of the frictional engagement element on the engagement side using the change as an index, that is, the stroke learning operation related to the servo activation control. Therefore, when a power-on shift-down shift or a manual shift-down shift using the engagement-side friction engagement element occurs, a tie-up or engine blow may occur.
[0007]
If the input shaft and the output shaft are left connected by the friction engagement element in order to perform the stroke learning with high accuracy, the shift shock and the engine brake feeling accompanying the clutch change described above may occur, which is preferable. Absent.
[0008]
Therefore, the present invention aims to reduce the shift shock by maintaining the free rotation state of the speed change mechanism at the time of downshift, and to cut off the frictional engagement element for driving force transmission using the slight change of the input shaft rotational acceleration as an index. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that terminates engagement of a frictional engagement element on the engagement side.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
  The present invention according to claim 1 includes an input shaft (3) to which power from the engine output shaft (13) is input, an output shaft (6) connected to a wheel, the input shaft (3) and the output shaft. A transmission mechanism (1) having a plurality of frictional engagement elements (C1 to C3, B1 to B5) for changing the power transmission path between them and a hydraulic servo for operating the frictional engagement element in a disconnected manner. (29, 30, 37), hydraulic control means (SLS, SLU, SLT) for controlling the hydraulic pressure of these hydraulic servos, and a control section (21) for outputting a hydraulic control signal to the hydraulic control means. In the automatic transmission hydraulic control device,
  The controller (21) is configured to reduce the hydraulic pressure (P of the disengagement side frictional engagement element (B4) when downshifting to a predetermined gear position._ARelease side control means (21a) for controlling
  When downshifting to the predetermined gear position, the hydraulic pressure (P_BEngagement side control means (21b) for controlling
  An input shaft rotational acceleration detecting means (21f) for detecting an input shaft rotational acceleration (ΔN) accompanying a downshift to the predetermined shift stage;
  The hydraulic pressure (P1) of the frictional engagement element (B1) for transmitting the driving force that is arranged in parallel with the one-way clutch (F1) at the time of downshifting to the predetermined gear position. _C ) To control the connection state between the input shaft (3) and the output shaft (6), and control the torque input from the engine side during the downshift (21e) When,
During downshifting to the predetermined shift stage, input is performed by the driving force transmission control means (21e) while the engagement-side friction engagement element (B5) is engaged by the engagement-side control means (21b). Shift progress control means (21c) for controlling the connection state between the shaft (3) and the output shaft (6) to be disconnected;With
  The control unit (21)In the state where the connection state between the input shaft (3) and the output shaft (6) is disconnected by the driving force transmission control means (21e),Counting (for example, C1) is started based on the fact that the input shaft rotational acceleration (ΔN) detected by the input shaft rotational acceleration detecting means (21f) is approximately 0 or more. The start of shifting in the downshift is determined based on reaching a fixed amount (for example, t1), and the counting (for example, C2) is started based on the input shaft rotational acceleration (ΔN) being approximately 0 or less, The end of shifting in the downshift is determined based on the count (for example, C2) reaching a predetermined amount (for example, t2).
  It is in the hydraulic control device of automatic transmission.
[0012]
  Claim2According to the present invention, the engagement side control means (21b) has servo activation control and completion control, and terminates the servo activation control based on determining the start of the shift and performs the completion control. Starting and ending the completion control based on determining the end of the shift,
  Claim1It is in the hydraulic control apparatus of the automatic transmission described.
[0015]
  The present invention according to claim 3 provides:The shift progression control means (21c) is configured to drive the drive force transmission control means (21e) until the input shaft rotational acceleration (ΔN) detected by the input shaft rotational acceleration detection means (21f) becomes 0 or more. The connection state between the input shaft (3) and the output shaft (6) is maintained, and then the connection state is controlled to be disconnected.It is characterized by
  It exists in the hydraulic control apparatus of the automatic transmission of Claim 1 or 2.
[0016]
  Claim4According to the present invention, while the connection state between the input shaft (3) and the output shaft (6) by the driving force transmission control means (21e) is maintained, the friction engagement element (B5 on the engagement side) is maintained. ) Is provided with learning control means (21d) for performing stroke learning control when the hydraulic servo is loosened based on the rotation state of the input shaft (3).
  Claim3It is in the hydraulic control apparatus of the automatic transmission described.
[0017]
  Claim5According to the present invention, the speed change mechanism (1) includes a main speed change mechanism (2) and an auxiliary speed change mechanism (5).
  Claim1 to 4It is in the hydraulic control apparatus of the automatic transmission described.
[0018]
  Claim6According to the present invention, the shift progress control means (21c) is configured so that the driving force transmission control means (21e) during the downshift to the predetermined shift stage until the shift accompanying the downshift is started. The drive engagement of the frictional engagement element (B1) for transmitting the driving force is controlled by a standby engagement pressure (Pw ′) that can maintain the engagement to such an extent that no slip occurs.
  Claim3It is in the hydraulic control apparatus of the automatic transmission described.
[0019]
In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is for contrast with drawing, it has no influence on the structure of a claim.
[0020]
【The invention's effect】
  According to the first aspect of the present invention, when downshifting to a predetermined gear position,The connection between the input shaft and output shaft is disconnected,Counting is started when the input shaft rotational acceleration is approximately 0 or more, and when the count reaches a predetermined amount, the start of downshift is determined, and the input shaft rotational acceleration is approximately 0 or less. Since the count is started based on the fact that the count reaches the predetermined amount, the end of the shift in the downshift is determined, so the input shaft rotational acceleration can be used as an index,Even if the connection between the input shaft and output shaft is disconnected,Control of the hydraulic pressure of the frictional engagement element for driving force transmission or on the engagement side can be started or ended. As a result, a shift corresponding to the variation in the engagement timing can be started or ended, so that a wasteful time for responding to the variation can be eliminated and a shift shock accompanying a downshift can be reduced. Also, even if the input shaft rotational acceleration value that causes fluctuations due to noise or the like is erroneously 0 or more and 0 or less, control of the hydraulic pressure of the frictional engagement element on the engagement side is started due to a malfunction. Alternatively, the control can be prevented from being ended, that is, the control can be started or ended at an appropriate timing.
[0023]
  Claim2According to the present invention, the engagement control means ends the servo activation control based on determining the start of the shift, starts the completion control, and performs the completion control based on determining the end of the shift. Thus, the shift can be started and ended in accordance with the variation in the engagement timing, the useless time for responding to the variation can be eliminated, and the shift shock accompanying the downshift can be reduced.
[0026]
  According to the third aspect of the present invention, when downshifting to a predetermined gear position,Until the input shaft rotational acceleration detected by the input shaft rotational acceleration detection means becomes 0 or more,Since the connection state between the input shaft and the output shaft is maintained by the driving force transmission control means, it is possible to perform shift start control using the input shaft rotation speed as an index as in the prior art. Thereafter, the shift progress control means disconnects the connection state between the input shaft and the output shaft, and sets the speed change mechanism in a free rotation state in order to reduce shift shock, but the input shaft rotational acceleration detection means detects the input shaft rotational acceleration. Therefore, the input shaft rotational acceleration can be used as an index, and control of the hydraulic pressure of the frictional engagement element on the engagement side can be started or ended. As a result, the shift corresponding to the variation in the engagement timing can be started or ended, so that a wasteful time for responding to the variation can be eliminated and a shift shock due to the downshift can be reduced.
[0027]
  Claim4According to the present invention, when the learning control unit maintains the connection state between the input shaft and the output shaft by the driving force transmission control unit, the back friction of the friction engagement element on the engagement side in the hydraulic servo is reduced. Stroke learning control can be performed based on the rotation state of the input shaft, and high-accuracy stroke learning using the rotation state of the input shaft as an index in spite of the appearance of the free rotation state of the speed change mechanism during downshifting. Is possible. Further, in the initial state before learning, the engagement start of the frictional engagement element on the engagement side varies due to the stroke at the time of backlashing. However, the driving force transmission or engagement is based on the input shaft rotational acceleration. Since the hydraulic pressure of the frictional engagement element on the mating side is controlled, it is possible to prevent the occurrence of shift shock due to variations in the engagement timing.
[0028]
  Claim5According to the present invention, the speed change mechanism includes the main speed change mechanism and the sub speed change mechanism. Therefore, when the speed change mechanism is in the free rotation state, the sub speed change mechanism shifts to change the input shaft rotational acceleration of the main speed change mechanism. Therefore, the change in the input shaft rotational acceleration can be used as an index.
[0029]
  Claim6According to the present invention, the frictional engagement element of the driving force transmission control means is driven with the standby engagement pressure that can maintain the engagement to such an extent that no slippage occurs until the shift associated with the downshift is started. Since the control is performed, the subsequent releasing operation of the friction engagement element can be performed in a short time, and the downshift time can be shortened.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. As shown in FIG. 2, the 5-speed automatic transmission 1 includes a torque converter 4, a 3-speed main transmission mechanism 2, a 3-speed sub-transmission mechanism 5, and a differential 8, and these parts are joined to each other and integrated. It is stored in a case that is configured as follows. The torque converter 4 is provided with a lock-up clutch 4a, and the rotation of the engine is transmitted from the engine crankshaft 13 through an oil flow in the torque converter or through a mechanical connection by the lock-up clutch. To the input shaft 3. In the integrated case, the first shaft 3 (specifically, the input shaft) arranged in alignment with the crankshaft, and the second shaft 6 (counter shaft) and the third shaft (in parallel with the first shaft 3) The left and right axles 14a and 14b are rotatably supported, and a valve body is disposed outside the case.
[0031]
The main transmission mechanism 2 has a planetary gear unit 15 including a simple planetary gear 7 and a double pinion planetary gear 9, and the simple planetary gear 7 includes a sun gear S1, a ring gear R1, and a carrier CR that supports a pinion P1 meshing with these gears. The double pinion planetary gear 9 supports the sun gear S2 having a different number of teeth from the sun gear S1, the ring gear R2, the pinion P2 meshing with the sun gear S2, and the pinion P3 meshing with the ring gear R2, together with the pinion P1 of the simple planetary gear 7. It consists of a carrier CR.
[0032]
The input shaft 3 linked from the engine crankshaft 13 via the torque converter 4 can be connected to the ring gear R1 of the simple planetary gear 7 via the first (forward) clutch C1, and the second (direct) ) It can be connected to the sun gear S1 of the simple planetary gear 7 via the clutch C2. Further, the sun gear S2 of the double pinion planetary gear 9 can be directly locked by the first brake B1, and can be locked by the second brake B2 via the first one-way clutch F1. Further, the ring gear R2 of the double pinion planetary gear 9 can be locked by the third brake B3 and the second one-way clutch F2. The common carrier CR is connected to a counter drive gear 18 that is an output member of the main transmission mechanism 2.
[0033]
On the other hand, in the auxiliary transmission mechanism 5, the output gear 16, the first simple planetary gear 10, and the second simple planetary gear 11 are arranged in this order toward the rear side in the axial direction of the counter shaft 6 constituting the second shaft. The counter shaft 6 is rotatably supported by the integral case via a bearing. The first and second simple planetary gears 10 and 11 are of the Simpson type.
[0034]
The first simple planetary gear 10 is connected to a counter driven gear 17 whose ring gear R3 meshes with the counter drive gear 18, and the sun gear S3 is connected to a sleeve shaft 12 rotatably supported by the counter shaft 6. It is fixed. The pinion P3 is supported by a carrier CR3 including a flange integrally connected to the counter shaft 6, and the carrier CR3 supporting the other end of the pinion P3 is connected to an inner hub of the UD direct clutch C3. The second simple planetary gear 11 has a sun gear S4 formed on the sleeve shaft 12 and connected to the sun gear S3 of the first simple planetary gear. The ring gear R4 is connected to the counter shaft 6. .
[0035]
The UD direct clutch C3 is interposed between the carrier CR3 of the first simple planetary gear and the connected sun gears S3 and S4, and the connected sun gears S3 and S4 comprise a band brake. It can be locked by the fourth brake B4. Furthermore, the carrier CR4 that supports the pinion P4 of the second simple planetary gear can be locked by the fifth brake B5.
[0036]
Next, the operation of the mechanical part of the 5-speed automatic transmission will be described with reference to FIGS.
[0037]
In the first speed (1ST) state in the D (drive) range, the forward clutch C1 is connected, and the fifth brake B5 and the second one-way clutch F2 are engaged, so that the ring gear R2 of the double pinion planetary gear and the second gear The carrier CR4 of the simple planetary gear 11 is held in a stopped state. In this state, the rotation of the input shaft 3 is transmitted to the ring gear R1 of the simple planetary gear via the forward clutch C1, and the ring gear R2 of the double pinion planetary gear is in a stopped state, so both the sun gears S1 and S2 are idled in the reverse direction. The common carrier CR is greatly decelerated and rotated in the forward direction. That is, the main transmission mechanism 2 is in the first speed state, and the reduced rotation is transmitted to the ring gear R3 of the first simple planetary gear in the auxiliary transmission mechanism 5 via the counter gears 18 and 17. The auxiliary transmission mechanism 5 is in the first speed state with the carrier CR4 of the second simple planetary gear stopped by the fifth brake B5, and the decelerated rotation of the main transmission mechanism 2 is further decelerated by the auxiliary transmission mechanism 5. And output from the output gear 16.
[0038]
In the second speed (2ND) state, in addition to the forward clutch C1, the second brake B2 (and the first brake B1) is operated, and further, the second one-way clutch F2 is operated to the first one-way clutch F1. The fifth brake B5 is maintained in the locked state. In this state, the sun gear S2 is stopped by the second brake B2 and the first one-way clutch F1, and therefore the rotation of the ring gear R1 of the simple planetary gear transmitted from the input shaft 3 via the forward clutch C1 causes the rotation of the double pinion planetary gear. The carrier CR is decelerated and rotated in the forward direction while the ring gear R2 is idled in the forward direction. Further, the reduced speed rotation is transmitted to the auxiliary transmission mechanism 5 via the counter gears 18 and 17. That is, the main transmission mechanism 2 is in the second speed state, and the sub transmission mechanism 5 is in the first speed state by the engagement of the fifth brake B5, and the automatic transmission 1 is combined with the second speed state and the first speed state. Overall, 2nd speed is obtained. At this time, the first brake B1 is also in the operating state. However, when the second speed is achieved due to the coast down, the first brake B1 is controlled as described later.
[0039]
In the third speed (3RD) state, the forward clutch C1, the second brake B2, the first one-way clutch F1, and the first brake B1 are maintained in the engaged state as they are, and the fifth brake B5 is unlocked. And the fourth brake B4 is engaged. That is, the main transmission mechanism 2 is maintained as it is, and the rotation at the second speed described above is transmitted to the auxiliary transmission mechanism 5 via the counter gears 18 and 17, and in the auxiliary transmission mechanism 5, the first simple The rotation of the planetary gear from the ring gear R3 is output from the carrier CR3 as the second speed rotation by fixing the sun gear S3 and the sun gear S4, and therefore the automatic transmission 1 as a whole by the second speed of the main transmission mechanism 2 and the second speed of the auxiliary transmission mechanism 5. Will give you 3rd speed.
[0040]
In the 4th speed (4TH) state, the main speed change mechanism 2 is the same as the 2nd speed and 3rd speed states in which the forward clutch C1, the second brake B2, the first one-way clutch F1, and the first brake B1 are engaged. Yes, the subtransmission mechanism 5 releases the fourth brake B4 and the UD direct clutch C3 is engaged. In this state, the carrier CR3 of the first simple planetary gear and the sun gears S3 and S4 are connected to each other so that the planetary gears 10 and 11 are directly connected to rotate integrally. Accordingly, the second speed of the main transmission mechanism 2 and the direct connection (third speed) of the sub-transmission mechanism 5 are combined to output the fourth speed rotation from the output gear 16 in the entire automatic transmission.
[0041]
In the fifth speed (5TH) state, the forward clutch C1 and the direct clutch C2 are engaged, and the rotation of the input shaft 3 is transmitted to the ring gear R1 and the sun gear S1 of the simple planetary gear. It is a direct rotation that rotates integrally. At this time, the first brake B1 is released and the second brake B2 is held in the engaged state, but the sun gear S2 idles due to the idle rotation of the first one-way clutch F1. Further, the subtransmission mechanism 5 has a direct rotation with the UD direct clutch C3 engaged. Therefore, the third speed (direct coupling) of the main transmission mechanism 2 and the third speed (direct coupling) of the subtransmission mechanism 5 are combined, 5th speed rotation is output from the output gear 16 in the entire automatic transmission.
[0042]
In addition, the automatic transmission has intermediate shift stages that operate during downshifts such as acceleration, that is, a third speed low and a fourth speed low.
[0043]
The third speed low state is the third speed state in which the forward clutch C1 and the direct clutch C2 are connected (the second brake B2 is engaged but overrun by the one-way clutch F1), and the main transmission mechanism 2 is directly connected to the planetary gear unit 15. It is in. On the other hand, the fifth brake B5 is locked and the subtransmission mechanism 5 is in the first speed state. Therefore, the third speed state of the main transmission mechanism 2 and the first speed state of the subtransmission mechanism 5 are combined to form the automatic transmission 1. As a whole, a shift stage having a gear ratio between the second speed and the third speed described above can be obtained.
[0044]
In the fourth speed low state, the forward clutch C1 and the direct clutch C2 are connected, and the main transmission mechanism 2 is in the third speed (directly connected) state as in the third speed low state. On the other hand, the sub-transmission mechanism 5 is in the second speed state in which the fourth brake B4 is engaged and the sun gear S3 of the first simple planetary gear 10 and the sun gear S4 of the second simple planetary gear 11 are fixed. Therefore, the third speed state of the main transmission mechanism 2 and the second speed state of the subtransmission mechanism 5 are combined to obtain a gear stage having the gear ratio between the third speed and the fourth speed described above in the automatic transmission 1 as a whole. It is done.
[0045]
In FIG. 3, the dotted circle indicates the operating state (4, 3 or 2 range) of the coast engine brake. That is, at the first speed, the third brake B3 is operated to prevent the ring gear R2 from rotating due to the overrun of the second one-way clutch F2. Further, at the time of the second speed, the third speed and the fourth speed, the first brake B1 is operated to prevent the rotation of the sun gear S1 due to the overrun of the first one-way clutch F1.
[0046]
In the R (reverse) range, the direct clutch C2 and the third brake B3 are engaged, and the fifth brake B5 is engaged. In this state, the rotation of the input shaft 3 is transmitted to the sun gear S1 via the direct clutch C2, and the ring gear R2 of the double pinion planetary gear is stopped by the third brake B3, so that the ring gear R1 of the simple planetary gear is rotated in the reverse direction. The carrier CR is also reversely rotated while being idly rotated, and the reverse rotation is transmitted to the auxiliary transmission mechanism 5 via the counter gears 18 and 17. In the auxiliary transmission mechanism 5, the carrier CR4 of the second simple planetary gear is also stopped in the reverse rotation direction based on the fifth brake B5, and is maintained in the first speed state. Therefore, the reverse rotation of the main transmission mechanism 2 and the first speed rotation of the auxiliary transmission mechanism 5 are combined, and the reverse rotation speed reduction rotation is output from the output shaft 16.
[0047]
FIG. 1 is a block diagram showing an electric control system. Reference numeral 21 denotes a control unit (ECU) composed of a microcomputer, which is an engine rotation sensor 22 and a throttle opening sensor 23 for detecting a driver's accelerator pedal depression amount. Each signal from the sensor 25 for detecting the input shaft rotational speed (= turbine rotational speed) of the transmission (automatic transmission mechanism), the vehicle speed (= automatic transmission output shaft rotational speed) sensor 26 and the oil temperature sensor 27 is inputted. And outputs to the linear solenoid valves SLS, SLU and SLT of the hydraulic circuit. The control unit 21 controls a connection state among a release side control unit 21a that controls a release side hydraulic pressure, an engagement side control unit 21b that controls an engagement side hydraulic pressure, and an input shaft and an output shaft of the transmission. Shift progress control for controlling the operation of each friction engagement element involved in the shift over time when downshifting to a predetermined shift stage (second speed) with the driving force transmission control means 21e and the one-way clutch (F1) interposed therebetween Learning control for controlling stroke learning of the engagement side frictional engagement element during downshifting while the frictional engagement element for preventing idling of the one-way clutch is controlled by the means 21c and the driving force transmission control means 21e. Means 21d, and input shaft rotational acceleration detecting means 21f for detecting rotational acceleration of the input shaft from the input shaft.
[0048]
FIG. 4 is a diagram showing an outline of a hydraulic circuit, which has the three linear solenoid valves SLS, SLU, and SLT and switches the transmission path of the planetary gear unit of the automatic transmission mechanism, for example, forward 5 speed, reverse 1 A plurality of hydraulic servos 29, 30, and 37 that operate to connect / disconnect a plurality of friction engagement elements (clutch and brake) that achieve a high speed gear stage are provided. Also, the input port a of the linear solenoid valves SLS, SLU and SLT₁, A₂, A₃The solenoid modulator pressure is supplied to the output port b of these linear solenoid valves.₁, B₂, B₃Are supplied to the control oil chambers 31a, 32a, 33a of the pressure control valves 31, 32, 33, respectively. The pressure control valves 31, 32, and 33 are supplied with line pressures to the input ports 31b, 32b, and 33b, respectively, and the regulated hydraulic pressures from the output ports 31c, 32c, and 33c regulated by the control hydraulic pressure are The hydraulic servos 29, 30, and 37 are supplied to the hydraulic servos 29, 37, and 37 through shift valves 34, 35, and 36, respectively.
[0049]
This hydraulic circuit shows a basic concept related to a shift by so-called clutch-to-clutch, in which one friction engagement element is released and the other friction engagement element is engaged. , 37 and the shift valves 34, 35, and 36 are symbolically shown. In actuality, a large number of hydraulic servos are provided corresponding to the automatic transmission mechanism. 4th brake B4 hydraulic servo, 5th brake B5 hydraulic servo, 1st brake B1 hydraulic servo, 4 → 3 shift 3rd clutch C3 hydraulic servo and 4th brake B4 It is a hydraulic servo and also has a number of shift valves for switching the hydraulic pressure to these hydraulic servos.
[0050]
In the 3 → 2 downshift, the hydraulic pressure of the fourth brake B4 hydraulic servo is controlled to be released, the hydraulic pressure of the fifth brake B5 hydraulic servo is controlled to be engaged, and the both brakes are further controlled. Prior to the changeover control, the hydraulic pressure of the first brake B1 hydraulic servo is released in a pattern to be described later, and is supplied after the changeover control is completed and the first one-way clutch F1 is engaged. That is, the downshift caused by the change of the fourth and fifth brakes B4 and B5 in the auxiliary transmission mechanism 5 is basically the main transmission mechanism 2 based on the release of the first brake B1 and the first one-way clutch F1. The first brake B1 is held at a hydraulic pressure that does not cause the brake B1 to slip until the rotational acceleration of the input shaft changes from negative to zero. . Based on the gear ratio from the output shaft side when the rotation of the sun gear S2 is switched from the normal rotation to the reverse rotation by the depression of the accelerator after the gripping operation of the fourth and fifth brakes B4 and B5 is completed. When the input shaft rotational speed falls below the engine rotational speed, the first one-way clutch F1 is engaged, the free rotational state is released and the second speed is established, and then the first brake B1 is engaged. . Alternatively, when the vehicle speed increases on a downhill road or the like, the first one-way clutch F1 is in a free rotation state, and in this case, the first brake B1 is engaged at a predetermined vehicle speed or higher.
[0051]
Next, a downshift by clutch-to-clutch, for example, 3 → 2 shift will be described with reference to FIGS. Specifically, in the 3 → 2 shift, the release side hydraulic pressure P_AIs the hydraulic pressure for the fourth brake B4, and the engagement side hydraulic pressure P_BIs a hydraulic pressure for the fifth brake B5.
[0052]
First, based on the signals from the throttle opening sensor 23 and the vehicle speed sensor 26, when the control unit 21 determines a downshift such as a 3 → 2 shift based on the map, the shift progress control means 21c is shown in FIGS. Are commanded to control the brake B5 that is the engagement side frictional engagement element, the brake B4 that is the release side frictional engagement element, and the brake B1 that is the friction engagement element for engine brake. In response to this, the shift progression control means 21c calculates the first brake B1, that is, the brake side torque Tc for engine brake, based on the function of the input torque Tt as shown in FIGS. 7 and 8 (S11). For the input torque Tt, for example, the engine torque is obtained based on the throttle opening and the engine rotational speed by using a map, the speed ratio is calculated from the input / output rotational speed of the torque converter, and the torque ratio is obtained from the speed ratio on the map. It is obtained by multiplying the torque by the above torque ratio. Further, the brake-side torque Tc is obtained by involving a torque sharing ratio or the like in the input torque.
[0053]
The standby engagement pressure Pw ′ on the brake B1 side is calculated from the brake side torque Tc (S12), and the disengagement side control means 21a performs linear operation so that the operating hydraulic pressure of the hydraulic servo of the brake B1 becomes the standby engagement pressure Pw ′. A control signal is output to the solenoid valve (S13). Then, the first brake B1 decreases from the initial engagement pressure Pc to the standby engagement pressure Pw ′. At the standby engagement pressure Pw ′, the first brake B1 is maintained to such an extent that no slip occurs. In this state, the main transmission mechanism is not yet in the neutral state but is maintained in the third speed state and the release side hydraulic pressure P_AFor example, the hydraulic pressure for the fourth brake B4 is the engagement pressure, and the disengagement side frictional engagement element (for example, the fourth brake B4) is in an engaged state.
[0054]
On the other hand, as for the brake B4 which is the disengagement side frictional engagement element, as shown in FIGS. 5 and 8, when a command to lower the brake B1 to a predetermined standby engagement pressure Pw ′ is issued, the shift proceeds. The control means 21c executes step S1 of FIG. 5, and uses the function of the input torque Tt to release-side torque T_AIs calculated (S1). For the input torque Tt, for example, an engine torque is obtained based on the throttle opening and the engine speed using a map, a speed ratio is calculated from the input / output speed of the torque converter, and a torque ratio is obtained from the speed ratio using a map. It is obtained by multiplying the engine torque by the torque ratio. Further, since the torque sharing ratio is involved in the input torque, the release side torque T_AIs required.
[0055]
Release side torque T_AIs calculated from the release side standby engagement pressure Pw (S2), the shift progress control means 21c is applied to the release side control means 21a, and the hydraulic pressure supplied to the brake B4 is set to the linear engagement valve Pw. A control signal is output (S3). Further, the shift progress control means 21c is supplied via the release side control means 21a in step S4 of FIG._AIs a hydraulic pressure δP having a predetermined gradient set in advance from Pw_ETo sweep down (S4). This control is based on the supply hydraulic pressure P_AIs continued until S becomes 0 (S5).
[0056]
On the other hand, as shown in FIGS. 6 and 8, the brake B5 on the engagement side starts counting by the shift progress control means 21c based on the downshift determination from the control unit 21 (S30), and the fifth brake Hydraulic pressure P to B5 hydraulic servo_BA predetermined signal is output to the linear solenoid valve SLS (or SLU) so that becomes a predetermined pressure Ps1 (S31).
[0057]
The predetermined pressure Ps1 is set to a hydraulic pressure necessary for filling the hydraulic chamber of the hydraulic servo and performing backlashing, and for a predetermined time t._SAHowever, as will be described later, the holding time is changed and controlled every time so that the learning control unit 21d performs learning control so as to achieve an optimum time. Predetermined time t_SAHas elapsed (S32), the engagement side hydraulic pressure P_BIs a predetermined gradient [(Ps1-Ps2) / t_SB] To sweep down (S33), the engagement side hydraulic pressure P_BBecomes the predetermined low pressure Ps2 (S34), the sweep down is stopped and held at the predetermined low pressure Ps2 (S35). The predetermined low pressure Ps2 is set to a pressure that is equal to or higher than the piston stroke pressure and generates a torque capacity in the engagement side frictional engagement element (for example, the fifth brake B5). Time (for example, the time between the release of the brake B1 and the start of the completion control of the brake B5) t_SEIt is held until it elapses (S36). Servo activation control is performed from step S31 to S36. Here, since the predetermined low pressure Ps2 is set to a pressure that generates a torque capacity, the engagement side frictional engagement element (B5) starts to be engaged, that is, the speed change is performed while being held at the predetermined low pressure Ps2. Start (rotation change starts).
[0058]
At this time, as shown in FIG. 8, the rotational speed of the input shaft is maintained at the standby engagement pressure Pw ′ at which the first brake B1 does not slip, so that the main transmission mechanism 1 is in the neutral state. Therefore, the change in the rotational speed of the input shaft caused by the decrease in the vehicle speed and the release operation of the brake B4 can be accurately captured.
[0059]
Therefore, while monitoring the change of the input shaft rotational speed, the time T1 (start of shifting) at which the rotational acceleration shifts from negative to zero and the brake B5 starts actual engagement is generated at an appropriate timing. In addition, it is possible to perform stroke adjustment of the brake B5, which is a friction engagement element on the engagement side, by learning control.
[0060]
In other words, the learning control means 21d, as shown by a broken line in FIG. 8, if the rotational acceleration has shifted from negative to zero and the actual engagement start of the brake B5 has occurred at time T2, the brake B5 It is determined that the actual engagement has started early because the stroke is too early, and the predetermined time t in step S32 in FIG._SAIs shortened by a predetermined time from the next operation cycle so that excessive backlash (actual engagement starts) does not occur. Also, as shown by the dashed line in FIG. 8, when the actual engagement start of the brake B5 occurs at the time T3, the stroke of the brake B5 starts too late and the actual engagement starts late. Predetermined time t of step S32 required for backlashing_SAIs corrected for a long time from the next operation cycle so that a sufficient backlash operation is performed. At this time, the transmission as a whole is in the initial stage of the gripping and changing operation of the friction engagement elements such as the brakes B4 and B5, and substantially maintains a high speed stage such as the third speed. There is no engine braking or shift shock. Thus, stroke learning control of the engagement-side brake B5 is performed by the learning control means 21d.
[0061]
Here, in the present invention, for example, when a 3-2 shift is performed, the main transmission mechanism 2 moves as it is in the auxiliary transmission mechanism 5 without changing the main transmission mechanism 2 (see FIGS. 2 and 3). Then, accompanying the shift of the subtransmission mechanism 5, a slight change occurs in the rotational speed N and rotational acceleration ΔN of the input shaft 3 due to drag torque, internal inertia, and the like on the input shaft 3 of the main transmission mechanism 2. Therefore, the engagement state of the frictional engagement element B5 on the engagement side is detected using the input shaft rotational acceleration ΔN as an index.
[0062]
As shown in FIG. 7 and FIG. 8, the input shaft rotational acceleration detection means 21f has changed the input shaft rotational acceleration ΔN from negative to 0 or more based on the input shaft rotational speed signal from the T / M input shaft rotational speed sensor 25. When this is detected (S14), a signal is sent to the shift progress control means 21c, the linear solenoid valve SLS, SLU, or SLT is actuated via the driving force transmission control means 21e, and the first brake B1 at time X ′. Engagement pressure P_CIs released to 0 (S15), and the control of the first brake B1 is terminated. That is, the main transmission mechanism 1 is set to the neutral state, and thereafter, it is prepared for a downshift operation by starting the engagement of the brake B5 that is the friction engagement element on the engagement side.
[0063]
By controlling the end of the first brake B1 as described above, for example, as described above, even when the actual engagement start of the brake B5 occurs at any one of the time points T1, T2, or T3, the input rotational acceleration ΔN Is detected to have shifted from negative to 0 or more, the control of the first brake B1 is terminated, and a preparation is made for a downshift operation by starting the engagement of the brake B5 that is the engagement side frictional engagement element. It is possible to prepare for the shift operation without relying on temporal control. Further, even in the initial state before learning, the engagement start determination can always be made at an appropriate timing.
[0064]
On the other hand, as shown in FIG. 6, the shift progress control means 21c finishes the servo activation control (up to step S36 in FIG. 6) of the brake B5, which is the friction engagement element on the engagement side (t ≧ t)._SEWhen the input shaft rotational acceleration detecting means 21f detects that the input shaft rotational acceleration ΔN has shifted from negative to 0 or more based on the input shaft rotational speed signal from the T / M input shaft rotational speed sensor 25 (S37), The counter C1 is started from the detected time point X (S38). The input shaft rotational acceleration ΔN is a small value, and is not a stable value, and is a value that causes some fluctuation due to noise or the like. In some cases, there is a possibility that the brake B5 that is the friction engagement element on the engagement side is caused to complete the engagement at a timing other than an appropriate timing. Therefore, the input shaft rotational acceleration detecting means 21f starts the counter C1 from the time point X as described above, and determines the time point X 'when the counter C1 reaches the predetermined amount t1 (S39). Then, a signal is sent to the shift progress control means 21c, the servo activation control is terminated at the time point X ', and the completion control is immediately started.
[0065]
In the completion control, first, the engagement side hydraulic pressure P of the brake B5 is set._BIs a hydraulic pressure δP having a predetermined gradient._FTo sweep up (S40). When the input shaft rotational acceleration detection means 21f detects that the input shaft rotational acceleration ΔN has shifted from positive to 0 or less based on the input shaft rotational speed signal from the T / M input shaft rotational speed sensor 25 (S41), The counter C2 is started from the detected time Y (S42). As described above, the input shaft rotational acceleration ΔN is a small value, and is not a stable value, and is a value that causes some fluctuation due to noise or the like. There is a case where 0 or less is detected before and after, and in some cases, there is a possibility that a malfunction may occur in which the engagement of the brake B5, which is the friction engagement element on the engagement side, is completed at a timing other than the proper timing. Therefore, the input shaft rotational acceleration detection means 21f starts the counter C2 from the time point Y as described above, and determines the time point Y 'when the counter C2 reaches the predetermined amount t2 (S43). Then, the input shaft rotational acceleration detection means 21f sends a signal to the shift progress control means 21c, operates the linear solenoid valves SLS, SLU, and SLT via the engagement side control means 21b, and brakes at the time point Y ′. B5 engagement pressure P_BIs completed, and the completion control of the brake B5, which is the friction engagement element on the engagement side, is terminated. That is, the engagement of the brake B5 is completed, and the 3 → 2 shift is completed.
[0066]
When the brake B5 that is the frictional engagement element on the engagement side is controlled to be completed as described above, for example, as described above, the actual engagement start of the brake B5 occurs at any one of the time points T1, T2, or T3. In addition, when the count of the counter C1 or the counter C2 reaches the predetermined amount t1 or the predetermined amount t2, the completion control of the brake B5 is started or ended. For example, the input shaft is not required to depend on the time control by the timer from the start of the shift. Shift completion control can be started or ended using the rotational acceleration ΔN as an index. Moreover, even if it is the initial state before learning, engagement start or engagement end can always be performed at an appropriate timing.
[0067]
In the present embodiment, the engagement start or end of engagement of the brake B5, which is the friction engagement element on the engagement side, is performed based on the counter C1 or the counter C2, but the total rotational acceleration is equal to or greater than a predetermined value. Engagement start or engagement end may be performed based on reaching.
[0068]
At this time, as already described, since the brake B1 that is the friction engagement element for engine brake is released, the main transmission mechanism 1 is in the neutral state even when the brake B5 is engaged, Since the torque from the engine side is interrupted, the occurrence of a shift shock that feels that the vehicle is pushed out as the brake B5 is engaged is prevented.
[0069]
As described above, since the present invention can always detect the start or end of engagement at an appropriate timing, even if there is a variation in the actual engagement start in the initial state before learning, a shift shock occurs. Without downshifting. In addition, for example, in the time control by the timer, it is necessary to set the time required for the end of engagement to the longest time for handling all cases. By doing so, wasted time can be eliminated, and the shift control can be terminated in accordance with variations in actual engagement start (for example, time points T1, T2, T3) or variations in engagement end.
[0070]
Further, since the counter starts and ends the engagement based on the input shaft rotational acceleration ΔN by the counter, it is possible to prevent malfunction due to fluctuations in the input shaft rotational acceleration ΔN caused by noise or the like.
[0071]
In the 3 → 2 shift by the clutch-to-clutch (replacement), the first brake B1 is released when the rotational acceleration ΔN of the input shaft rotational speed that is substantially started becomes 0 or more, and the step After completion of the completion control of S40, that is, after completion of the 3 → 2 shift, for example, when the accelerator is depressed, the input rotational speed falls below the engine rotational speed and the first one-way clutch F1 is engaged. One brake B1 is engaged. Since the first one-way clutch F1 is engaged, the engagement of the first brake B1 is performed by supplying a line pressure based on switching of a shift valve or the like without particularly controlling the hydraulic pressure. However, when the vehicle speed increases on a downhill road or the like, the first one-way clutch F1 is not engaged, so hydraulic control is performed to prevent the engagement shock and the first brake B1 is smoothly engaged. Combine.
[0072]
In the above embodiment, the description has been given of the 3 → 2 shift in the transmission according to FIGS. 2 and 3, but the 4 → 2 shift can be similarly applied. Furthermore, although the description has been given of the two-axis transmission mechanism including the main transmission mechanism and the sub-transmission mechanism, a transmission mechanism having three or more axes can be similarly applied. Further, the present invention can be similarly applied to downshifts of other shift stages by other types of transmissions.
[0073]
Further, in the above-described embodiment, after the counter C1 reaches a certain amount t1 from the time when the rotational acceleration ΔN of the input shaft rotational speed becomes 0 or more, the 3 → 2 shift by clutch-to-clutch (replacement) is performed. Although it is determined that the brake B5 has been substantially started, the completion control of the brake B5 is started. However, a constant amount t1 (count amount of the counter C1) that determines the start of the shift is set so that the rotational acceleration ΔN is more positive than 0. It is sufficient that the value is offset to the (+) side and set so as not to cause a malfunction. Further, it is determined that the 3 → 2 shift by the clutch-to-clutch (replacement) is completed after the counter C2 reaches a certain amount t2 from the time when the rotational acceleration ΔN of the input shaft rotational speed becomes 0 or less. The completion control of the brake B5 is finished, but the constant amount t2 (count amount of the counter C2) that is the judgment of the end of the shift is a value obtained by offsetting the rotational acceleration ΔN from 0 to the negative (−) side. And it should just be set so as not to cause a malfunction. The determination of the start and end of the shift is not limited to the input shaft rotational acceleration ΔN, but may be determined using other parameters.
[0074]
In the above-described embodiment, the input shaft is in the free rotation state. When the input shaft is in the engaged state, normal shift start determination and shift end determination using the input shaft rotation speed change as an index. I do.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing an electronic control unit according to the present invention.
FIG. 2 is a skeleton diagram showing a mechanism portion of an automatic transmission to which the present invention can be applied.
FIG. 3 is a view showing the operation of each friction engagement element.
FIG. 4 is a diagram showing an outline of a hydraulic circuit related to a shift based on clutch engagement (clutch-to-clutch) of a friction engagement element.
FIG. 5 is a flowchart showing control of a downshift release side hydraulic pressure in clutch-to-clutch shift.
FIG. 6 is a flowchart showing control of an engagement side hydraulic pressure for downshift in clutch-to-clutch shift.
FIG. 7 is a flowchart showing control of a friction engagement element for engine braking by clutch-to-clutch shift.
FIG. 8 is a time chart showing a downshift according to the embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 Automatic transmission
2 Main transmission mechanism
3 Input shaft
5 Sub-transmission mechanism
6 Output shaft
13 Engine output shaft
C1-C3, B1-B5 Friction engagement element
B1 Friction engagement element (brake) for driving force transmission
B4 Disengagement side frictional engagement element (brake)
B5 Friction engagement element (brake) on the engagement side
21 Control unit
21a Release side control means
21b Engagement side control means
21c Shifting progress control means
21e Driving force transmission control means
21f Input shaft rotational acceleration detection means
29, 30, 37 Hydraulic servo
SLS, SLU, SLT Hydraulic control means
P_A    Hydraulic pressure of the frictional engagement element on the release side
P_B    Hydraulic pressure of friction engagement element on the engagement side
P_C    Hydraulic pressure of frictional engagement elements for driving force transmission
ΔN Input shaft rotational acceleration
Pw ’Standby engagement pressure

Claims

A transmission mechanism having an input shaft to which power from an engine output shaft is input, an output shaft connected to wheels, and a plurality of friction engagement elements that change a power transmission path between the input shaft and the output shaft An automatic transmission comprising: a hydraulic servo that disconnects and contacts the friction engagement element; a hydraulic control unit that controls a hydraulic pressure of the hydraulic servo; and a control unit that outputs a hydraulic control signal to the hydraulic control unit In the hydraulic control device of
The control unit includes a release-side control unit that controls the hydraulic pressure of the release-side frictional engagement element when downshifting to a predetermined shift stage;
Engagement-side control means for controlling the hydraulic pressure of the engagement-side frictional engagement element when downshifting to the predetermined gear position;
An input shaft rotational acceleration detecting means for detecting an input shaft rotational acceleration accompanying a downshift to the predetermined shift stage;
When downshifting to the predetermined gear position, the hydraulic pressure of the frictional engagement element for driving force transmission arranged in parallel with the one-way clutch is controlled to control the connection state between the input shaft and the output shaft. Driving force transmission control means for controlling torque input from the engine side;
During downshifting to the predetermined gear position, while the engagement-side friction engagement element is engaged by the engagement-side control means, the driving force transmission control means changes the connection state between the input shaft and the output shaft. Shift progress control means for controlling so as to cut off ,
The control unit is in a state where the connection state between the input shaft and the output shaft is disconnected by the driving force transmission control means, and the input shaft rotational acceleration detected by the input shaft rotational acceleration detection means is approximately 0 or more. Counting is started based on the above, and the start of the shift in the downshift is determined based on the count reaching a predetermined amount, and the counting is performed based on the input shaft rotational acceleration being approximately 0 or less. And determining the end of the shift in the downshift based on the count reaching a predetermined amount,
Hydraulic control device for automatic transmission.

The engagement side control means has servo activation control and completion control, and ends the servo activation control and starts the completion control based on determining the start of the shift, and determines the end of the shift. The completion control is terminated based on
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1.

The shift progress control means maintains the connection state between the input shaft and the output shaft by the driving force transmission control means until the input shaft rotational acceleration detected by the input shaft rotational acceleration detection means becomes 0 or more. And then controlling to disconnect the connection state ,
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1 or 2.

While the connection state between the input shaft and the output shaft by the driving force transmission control means is maintained, stroke learning control at the time of backlash of the hydraulic servo of the frictional engagement element on the engagement side is performed on the input shaft. It is characterized by providing learning control means that performs based on the rotation state,
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 3.

The speed change mechanism includes a main speed change mechanism and an auxiliary speed change mechanism.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 4.

When the shift progress control means is downshifted to the predetermined shift stage, the drive force transmission control means causes the frictional engagement element for driving force transmission until the shift accompanying the downshift is started. The drive control is performed with a standby engagement pressure that can maintain the engagement to such an extent that slipping does not occur,
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 3.