JP2000142182A - Shift control device of automatic transmission - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To synchronize the end of torque-down approximately with the end of shifting and perform shifting involving torque-down smoothly not only in case the process of shifting operation goes proper but in case it goes too slow or quick by conducting the torque-down restitution control upon setting the restituting time on the basis of the predicted or presumed value of time. SOLUTION: When the degree of progress of a shifting operation αdetermined from the change in the input shaft based upon the gear ratio attains a specified rate, a judgement for the final stage of torque control is passed, and the process goes into a restitution control from a torque-down control due to the specified down-amount TCD. The time till the end of shifting is predicted or presumed on the basis of the input shaft rotational acceleration ωC at this time, and on the basis of the obtained time, the restitution control is conducted with the time tC. Thereby the end of torque-down can be synchronized with the end of shifting irrespective of the size of the input shaft rotational acceleration (progress of shifting).

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、自動車に搭載され
る自動変速機の変速制御装置に係り、詳しくは変速時に
エンジンのトルクをダウンするトルクダウン制御に関す
る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission mounted on a motor vehicle, and more particularly, to a torque reduction control for reducing an engine torque during a gear shift.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来、摩擦係合要素（クラッチ）の締結
力が小さくても、短い時間で変速が行えるように、変速
制御中にエンジンの出力トルクをダウンする制御を行う
ものが知られている。2. Description of the Related Art Heretofore, there has been known a method of performing a control to reduce an output torque of an engine during a shift control so that a shift can be performed in a short time even if a fastening force of a friction engagement element (clutch) is small. I have.

【０００３】このものは、一般に、図１０に示すよう
に、例えばアップシフトにあって、入力軸回転数が高速
段側に向かって変化を開始する等によりトルク制御開始
判定（Ｓ１）がなされると、エンジンが、所定トルク量
Ｔ_CDダウンするようにスロットル開度又は点火時期を調
整することにより制御され（Ｓ２）、該トルクダウン制
御はトルク制御終期判定（Ｓ３）がなされるまで継続す
る。該終期判定、一般に、変速の進行状況が所定割合
（変速進行度）まで進行したことにより判定され、該終
期判定に基づき復帰タイマが計時を開始して（Ｓ４）、
予め設定された時間ｔ_C にて上記所定ダウントルク量Ｔ
_CD復帰・上昇するように制御され、ドライバのアクセル
操作による本来のエンジントルクＴ_E になった時点で終
了する（Ｓ５）。[0003] Generally, as shown in Fig. 10, for example, in an upshift, a torque control start determination (S1) is made by, for example, starting to change the input shaft rotation speed toward the high speed side. When the engine is controlled by adjusting the throttle opening or the ignition timing to a predetermined torque amount T _CD-down (S2), the torque reduction control is continued until the torque control end determination (S3) is performed. In the end determination, generally, it is determined that the progress of the shift has progressed to a predetermined ratio (shift progress degree), and the return timer starts counting based on the end determination (S4).
At a preset time t _{C, the} predetermined down torque amount T
_The control is performed so that the _CD returns and rises, and the process ends when the original engine torque _TE is reached by the driver's accelerator operation (S5).

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】上記従来のトルク制御
は、図１１(b) に示すように、変速の進行状況、即ち変
速後段（高速段）側に向って変化する入力軸回転数Ｎ_T
の変化量（回転加速度）ωが適正な場合、変速終了とト
ルクダウン終了が同期して、出力トルクＴ_O にピークを
発生しない適正な変速が行われる。In the conventional torque control, as shown in FIG. 11 (b), the progress of the shift, that is, the input shaft rotational speed N _T that changes toward the latter stage (high speed stage) of the shift.
When the change amount (rotational acceleration) ω is appropriate, the end of the shift and the end of the torque down are synchronized, so that an appropriate shift without generating a peak in the output torque T _O is performed.

【０００５】しかし、図１１(a) に示すように、入力軸
回転加速度ωが小さい場合、トルク制御終期判定からタ
イマによる一定時間ｔ_C によるトルクダウン終了が変速
終了に比して早くなり、出力トルクＴ_O にプラス方向の
ピークＰ₁ を生じてしまう。また反対に、図１１(c) に
示すように、入力軸回転加速度ωが大きい場合、変速終
了に比してトルクダウン終了が遅れて、出力トルクＴ_O
にマイナス方向のピーク（落込み）Ｐ₂ を生じてしま
う。いずれにしても、変速の進行状況が予め設定した通
りにならない場合、エンジントルク制御による充分な変
速ショックの防止効果を発揮することができない。However, as shown in FIG. 11 (a), when the input shaft rotational acceleration ω is small, the end of the torque reduction by the timer for a predetermined time t _C from the end determination of the torque control is earlier than the end of the shift, and the output is reduced. It occurs the peak P ₁ of the positive direction to the torque T _O. Conversely, as shown in FIG. 11 (c), when the input shaft rotational acceleration ω is large, the end of the torque down is delayed compared to the end of the shift, and the output torque T _O
It occurs the minus direction of the peak (落Komi) P ₂ in. In any case, if the progress of the shift is not as set in advance, it is not possible to exert a sufficient shift shock preventing effect by engine torque control.

【０００６】そこで、本発明は、変速進行状況に拘ら
ず、トルクダウン終了を変速終了に同期するように設定
し、もって上述した課題を解決することを目的とするも
のである。Accordingly, it is an object of the present invention to solve the above-described problems by setting the end of torque reduction to be synchronized with the end of shift regardless of the progress of shift.

【０００７】[0007]

【課題を解決するための手段】請求項１に係る本発明
は、エンジン出力軸からの動力が入力される入力軸と、
車輪に連結される出力軸と、これら入力軸と出力軸との
間で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合要素と、こ
れら摩擦係合要素を断・接作動する油圧サーボ（９，１
０）と、これら油圧サーボの油圧を制御する油圧制御手
段（７）と、エンジンの出力トルクを制御するエンジン
制御手段（８）と、車輌走行状況に基づく各センサ（２
〜６）からの信号を入力して、前記油圧制御手段（７）
及びエンジン制御手段（８）に出力する制御部（１）
と、を備えてなる自動変速機の変速制御装置において、
前記制御部は、所定の前記摩擦係合要素の油圧サーボ用
油圧を制御すべく前記油圧制御手段（８）に油圧指令
（Ｐ_A ，Ｐ_B ）を出力する油圧指令手段（１ａ）と、前
記油圧サーボの油圧の変化により所定変速段へ向けて進
行する変速進行度（ΔＮ）を検出する変速進行検出手段
（１ｂ）と、所定の前記変速進行度を検出することによ
り、前記エンジン制御手段（８）によるトルクダウン制
御の終期を判定するトルク制御終期判定手段（１ｃ）、
（Ｓ３２；図６参照）と、前記所定の変速進行度におけ
る変速進行の変化率（ω_C ）を検出して、前記トルク制
御の終期から変速終了までの時間を予測する変速時間予
測手段（１ｄ）、（Ｓ３３，Ｓ３４；図６参照）と、該
変速時間予測手段にて予測した時間に基づき、前記トル
クダウン復帰時間（ｔ_C ）を設定して、前記エンジン制
御手段（８）に該設定時間に基づく復帰指令を出力する
復帰指令手段（１ｅ）、（Ｓ３５；図６参照）と、を備
えることを特徴とする自動変速機の変速制御装置にあ
る。According to a first aspect of the present invention, there is provided an input shaft to which power from an engine output shaft is input;
An output shaft connected to the wheels, a plurality of friction engagement elements for changing a power transmission path between the input shaft and the output shaft, and a hydraulic servo (9, 1) for disconnecting and engaging the friction engagement elements
0), hydraulic control means (7) for controlling the hydraulic pressures of these hydraulic servos, engine control means (8) for controlling the output torque of the engine, and sensors (2) based on the vehicle running conditions.
To the hydraulic control means (7)
And control section (1) for outputting to engine control means (8)
And a shift control device for an automatic transmission, comprising:
_A hydraulic command unit (1a) for outputting a hydraulic command (P _A , P _B ) to the hydraulic control unit (8) to control a hydraulic servo hydraulic pressure of the frictional engagement element; A shift progress detecting means (1b) for detecting a shift progress degree (ΔN) progressing toward a predetermined shift speed according to a change in hydraulic pressure of a hydraulic servo; and detecting the predetermined shift progress degree, thereby controlling the engine control means ( 8) torque control end determining means (1c) for determining the end of the torque down control according to 8);
(S32; see FIG. 6) and a shift time estimating means (1d) for detecting a change rate (ω _C ) of the shift progress at the predetermined shift progress degree and estimating a time from the end of the torque control to the end of the shift. ), (S33, S34; see FIG. 6) and the time predicted by the shift time predicting means, the torque-down return time (t _C ) is set, and the setting is made in the engine control means (8). A shift control device for an automatic transmission, comprising: a return command means (1e) for outputting a return command based on time; (S35; see FIG. 6).

【０００８】請求項２に係る本発明は、前記変速時間予
測手段にて予測する時間（ｔ_C ′）は、前記トルク制御
終期判定時の入力軸回転数（Ｎ_TC）と前記出力軸の回転
数（Ｎ_O ）に前記所定変速段のギヤ比（ｇ_i+1 ）を乗じ
た回転数との差を、前記入力軸回転数の加速度（ω_C ）
で割ることにより算出されてなる（ｔ_C ′＝［Ｎ_TC−
（Ｎ_O ×ｇ_i+1 ）］／ω_C ））、請求項１記載の自動変
速機の変速制御装置にある。According to a second aspect of the present invention, the time (t _C ′) predicted by the shift time predicting means is determined based on the input shaft speed (N _TC ) and the output shaft speed at the end of the torque control determination. The difference from the number of revolutions obtained by multiplying the number (N _O ) by the gear ratio (g _{i + 1} ) of the predetermined gear is determined by the acceleration (ω _C ) of the number of revolutions of the input shaft.
(T _C ′ = [N _TC −
_{(N O × g i + 1} )] / ω C)), in the shift control device for an automatic transmission according to claim 1.

【０００９】請求項３に係る本発明は、前記油圧指令手
段は、前記変速進行の変化率に基づくフィードバック制
御手段（１ａ₁ ）（イナーシャ相制御、終期制御；図
３、図４参照）を有してなる、請求項１又は２記載の自
動変速機の変速制御装置にある。According to a third aspect of the present invention, the hydraulic pressure command means includes feedback control means (1a ₁ ) (inertia phase control, end control; see FIGS. 3 and 4) based on the change rate of the shift progress. A shift control device for an automatic transmission according to claim 1 or 2, wherein:

【００１０】請求項４に係る本発明は（図３、図４参
照）、前記所定変速段がアップシフトにより達成され、
かつ前記油圧指令手段は、該アップシフトに際して係合
側となる摩擦係合要素の油圧（Ｐ_A ）を制御してなる、
請求項３記載の自動変速機の変速制御装置にある。According to a fourth aspect of the present invention (see FIGS. 3 and 4), the predetermined shift speed is achieved by an upshift.
And the hydraulic pressure command means controls the hydraulic pressure (P _A ) of the frictional engagement element that is engaged on the upshift.
A shift control device for an automatic transmission according to claim 3.

【００１１】［作用］以上構成に基づき、例えばアップ
シフト時、ギヤ比に基づく入力軸回転数（Ｎ_T ）の変化
が開始したことを検出する等により、エンジン制御手段
（８）は、所定トルク量（Ｔ_CD）ダウンするように制御
される。上記入力軸回転数の変化量（ΔＮ）等による変
速進行が検出され、該変速進行度が所定割合（例えば７
０〜８０［％］）に達したことを検出すると、上記所定
トルクダウン量によるトルク制御の終期を判定する。[Operation] Based on the above structure, for example, at the time of upshifting, by detecting that the change of the input shaft rotation speed (N _T ) based on the gear ratio has started, the engine control means (8) provides the predetermined torque. The amount (T _CD ) is controlled to decrease. The shift progress is detected based on the change amount (ΔN) of the input shaft rotation speed and the like, and the shift progress degree is set to a predetermined ratio (for example, 7
(0 to 80 [%]), the end of the torque control based on the predetermined torque reduction amount is determined.

【００１２】そして、該トルク制御終期判定時における
変速進行の変化率（例えば上記入力軸回転数（Ｎ_T ）の
加速度（ω_C ））に基づき、変速が終了するまでの時間
（ｔ_C ′）を予測（推定）し、該時間に基づき（例えば
応答遅れ時間を勘案して）、トルクダウン復帰時間（ｔ
_C ）を設定し、該設定した復帰時間（ｔ_C ）によりトル
クダウン復帰制御を行う。Then, based on the rate of change of the shift progress (eg, the acceleration (ω _C ) of the input shaft speed (N _T )) at the time of the end determination of the torque control, a time (t _C ′) until the shift is completed. Is estimated (estimated), and based on the time (for example, taking into account the response delay time), the torque-down return time (t
_C ) is set, and the torque-down recovery control is performed according to the set recovery time (t _C ).

【００１３】なお、上記カッコ内の符号は、図面及び発
明の実施の形態に対応するものであるが、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。The reference numerals in parentheses correspond to the drawings and embodiments of the present invention, but do not affect the structure of the claims.

【００１４】[0014]

【発明の効果】請求項１に係る本発明によると、エンジ
ントルク制御の終期判定を行う際の変速進行度は、変速
がかなり進行しており、その時の変速進行の変化率から
変速終了までの時間を略々正確に予測・推定することが
可能であり、従って該予測・推定された時間に基づき復
帰時間を設定してトルクダウン復帰制御を行うことによ
り、変速の進行が適正である場合に限らず、変速進行が
遅い場合も速い場合も、トルクダウン終了を変速終了に
略々同期することができ、トルクダウンを伴う変速を滑
らかに行うことができる。According to the first aspect of the present invention, the shift progress degree at the time of determining the end of the engine torque control is such that the shift has progressed considerably, and the change from the rate of change of the shift progress at that time to the shift end is determined. It is possible to predict and estimate the time substantially accurately. Therefore, by setting the return time based on the predicted and estimated time and performing the torque-down return control, when the progress of the shift is proper, Not limited to this, even when the shift progress is slow or fast, the end of the torque reduction can be substantially synchronized with the end of the shift, and the shift accompanied by the torque reduction can be performed smoothly.

【００１５】請求項２に係る本発明によると、トルク制
御終期判定時における変速進行の残量と入力軸回転加速
度により簡単かつ正確に変速終了までの時間を予測・推
定することができる。According to the second aspect of the present invention, it is possible to easily and accurately predict and estimate the time until the end of the shift based on the remaining amount of the shift progress and the input shaft rotational acceleration at the time of determining the end of the torque control.

【００１６】請求項３に係る本発明によると、油圧制御
が変速進行の変化率に基づくフィードバック制御により
行われるので、同じ指標（変速進行の変化率）に基づく
変速終了にトルクダウン終了をより正確に同期すること
が可能となる。According to the third aspect of the present invention, since the hydraulic pressure control is performed by the feedback control based on the change rate of the shift progress, the end of the gear shift based on the same index (change rate of the shift progress) is more accurately determined. Can be synchronized.

【００１７】請求項４に係る本発明によると、アップシ
フト時に、係合側油圧を主体とする油圧制御に適用し
て、トルクダウン制御を油圧による変速制御に同期し
て、滑らかで正確なトルクダウンを伴う変速制御を行う
ことができる。According to the fourth aspect of the present invention, when the upshift is performed, the torque down control is applied to the hydraulic control mainly based on the engagement side hydraulic pressure, and the torque down control is synchronized with the shift control by the hydraulic pressure, so that a smooth and accurate torque can be obtained. Shift control with down can be performed.

【００１８】[0018]

【発明の実施の形態】本自動変速機は、多数のクラッチ
又はブレーキ等の摩擦係合要素を有し、これら摩擦係合
要素を適宜断・接することによりプラネタリギヤの伝動
経路が選択される自動変速機構（図示せず）を備えてお
り、該自動変速機構の入力軸が、エンジン出力軸にトル
クコンバータを介して連結しており、またその出力軸が
駆動車輪に連結している。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS The present automatic transmission has a number of frictional engagement elements such as clutches or brakes, and an automatic transmission in which the transmission path of a planetary gear is selected by appropriately connecting and disconnecting these frictional engagement elements. A mechanism (not shown) is provided, and the input shaft of the automatic transmission mechanism is connected to an engine output shaft via a torque converter, and the output shaft is connected to drive wheels.

【００１９】図１は、電気制御系を示すブロック図であ
り、１は、マイクロコンピュータ（マイコン）からなる
制御部（ＥＣＵ）で、エンジン回転センサ２、ドライバ
のアクセルペダル踏み量を検出するスロットル開度セン
サ３、トランスミッション（自動変速機構）の入力軸回
転数（＝タービン回転数）を検出するセンサ５、及び車
速（＝自動変速機出力軸回転数）センサ６等からの各信
号が入力しており、また油圧制御手段７である油圧回路
のリニアソレノイドバルブＳＬＳ及びＳＬＵ、及び点火
時期変更装置、電子スロットルシステム等のエンジン制
御手段８に出力している。前記制御部１は、所定の前記
摩擦係合要素の油圧サーボ用油圧を制御すべく前記油圧
制御手段７に油圧指令を出力する油圧指令手段１ａと、
前記油圧サーボの油圧の変化により所定変速段へ向けて
進行する変速進行度を検出する変速進行検出手段１ｂ
と、所定の前記変速進行度を検出することにより、前記
エンジン制御手段８によるトルクダウン制御の終期を判
定するトルク制御終期判定手段１ｃと、前記所定の変速
進行度における変速進行の変化率を検出して、前記トル
ク制御の終期から変速終了までの時間を予測する変速時
間予測手段１ｄと、該変速時間予測手段にて予測した時
間に基づき、前記トルクダウン復帰時間を設定して、前
記エンジン制御手段８に該設定時間に基づく復帰指令を
出力する復帰指令手段１ｅと、を備えている。FIG. 1 is a block diagram showing an electric control system. Reference numeral 1 denotes a control unit (ECU) comprising a microcomputer (microcomputer), an engine rotation sensor 2 and a throttle opening for detecting a driver's accelerator pedal depression amount. Signals from a degree sensor 3, a sensor 5 for detecting an input shaft rotation speed (= turbine rotation speed) of a transmission (automatic transmission mechanism), and a vehicle speed (= automatic transmission output shaft rotation speed) sensor 6 are input. In addition, the output is outputted to the linear solenoid valves SLS and SLU of the hydraulic circuit, which is the hydraulic control means 7, and to the engine control means 8 such as an ignition timing changing device and an electronic throttle system. The control unit 1 includes a hydraulic command unit 1a that outputs a hydraulic command to the hydraulic control unit 7 to control a hydraulic servo hydraulic pressure of the friction engagement element.
Shift progress detecting means 1b for detecting a shift progress degree progressing toward a predetermined shift speed by a change in the hydraulic pressure of the hydraulic servo
And a torque control end determining unit 1c for determining the end of the torque down control by the engine control unit 8 by detecting the predetermined shift progress, and detecting a change rate of the shift progress at the predetermined shift progress. A shift time predicting means for predicting a time from the end of the torque control to a shift end; and setting the torque down return time on the basis of the time predicted by the shift time predicting means. Means 8 for outputting a return command based on the set time.

【００２０】なお、前記変速時間予測手段にて予測する
時間ｔ_C ′は、前記トルク制御終期判定時の入力軸回転
数Ｎ_TCと前記出力軸の回転数Ｎ_O に前記所定変速段のギ
ヤ比ｇ_i+1 を乗じた回転数との差を、前記入力軸回転数
の加速度ω_C で除した数に基づき算出される（ｔ_C ′＝
［Ｎ_TC−（Ｎ_O ×ｇ_i+1 ）］／ω_C ）。また、前記油圧
指令手段１ａは、アップシフトに際して係合側となる摩
擦係合要素の油圧（Ｐ_A ）を制御する係合側制御手段で
あることが好ましく、前記変速進行の変化率に基づくフ
ィードバック制御手段１ａ₁ を有している。The time t _C ′ predicted by the shift time predicting means is determined by the input shaft speed N _TC and the output shaft speed N _O at the end of the torque control, and the gear ratio of the predetermined speed. It is calculated based on the difference between the rotation speed multiplied by g _{i + 1} and the input shaft rotation speed divided by the acceleration ω _C (t _C ′ =
_{[N TC - (N O ×} g i + 1)] / ω C). Preferably, the hydraulic pressure commanding means 1a is an engagement side control means for controlling a hydraulic pressure (P _A ) of a frictional engagement element which becomes an engagement side at the time of an upshift, and feedback based on a change rate of the shift progress. and a control unit 1a _1.

【００２１】図２は、油圧回路の概略を示す図であり、
前記油圧制御手段７を構成する２個のリニアソレノイド
バルブＳＬＳ及びＳＬＵを有すると共に、自動変速機構
のプラネタリギヤユニットの伝達経路を切換えて、例え
ば前進４速又は５速、後進１速の変速段を達成する複数
の摩擦係合要素（クラッチ及びブレーキ）を断接作動す
る複数の油圧サーボ９、１０を有している。また、前記
リニアソレノイドバルブＳＬＳ及びＳＬＵの入力ポート
ａ₁ ，ａ₂ にはソレノイドモジュレータ圧が供給されて
おり、これらリニアソレノイドバルブの出力ポートｂ
₁ ，ｂ₂ からの制御油圧がそれぞれプレッシャコントロ
ールバルブ１１，１２の制御油室１１ａ，１２ａに供給
されている。プレッシャコントロールバルブ１１，１２
は、ライン圧がそれぞれ入力ポート１１ｂ，１２ｂに供
給されており、前記制御油圧にて調圧された出力ポート
１１ｃ，１２ｃからの調圧が、それぞれシフトバルブ１
３，１５を介して適宜各油圧サーボ９，１０に供給され
る。FIG. 2 is a diagram schematically showing a hydraulic circuit.
It has two linear solenoid valves SLS and SLU constituting the hydraulic control means 7 and switches the transmission path of the planetary gear unit of the automatic transmission mechanism to achieve, for example, a forward fourth speed or fifth speed and a reverse first speed. A plurality of hydraulic servos 9 and 10 for connecting and disconnecting a plurality of frictional engagement elements (clutches and brakes). The input ports a ₁ and a ₂ of the linear solenoid valves SLS and SLU are supplied with a solenoid modulator pressure, and the output ports b of these linear solenoid valves are provided.
The control oil pressures from ₁ and b ₂ are supplied to the control oil chambers 11a and 12a of the pressure control valves 11 and 12, respectively. Pressure control valves 11, 12
The line pressure is supplied to the input ports 11b and 12b, respectively, and the pressure regulation from the output ports 11c and 12c regulated by the control hydraulic pressure is applied to the shift valve 1 respectively.
The hydraulic servos 9 and 10 are supplied to the hydraulic servos 9 and 10 via the switches 3 and 15 as appropriate.

【００２２】なお、本油圧回路は、基本概念を示すため
のものであって、各油圧サーボ９，１０及びシフトバル
ブ１３，１５は、象徴的に示すものであり、実際には、
自動変速機構に対応して油圧サーボは多数備えられてお
り、これら油圧サーボへの油圧を切換えるシフトバルブ
も多数備えている。また、油圧サーボ１０に示すように
油圧サーボは、シリンダ１６にオイルシール１７により
油密状に嵌合するピストン１９を有しており、該ピスト
ン１９は、油圧室２０に作用するプレッシャコントロー
ルバルブ１２からの調圧油圧に基づき、戻しスプリング
２１に抗して移動し、外側摩擦プレート２２及び内側摩
擦材２３を接触する。該摩擦プレート及び摩擦材は、ク
ラッチで示してあるが、ブレーキにも同様に対応するこ
とは勿論である。This hydraulic circuit is for showing the basic concept, and the hydraulic servos 9 and 10 and the shift valves 13 and 15 are shown symbolically.
A number of hydraulic servos are provided corresponding to the automatic transmission mechanism, and a number of shift valves for switching the hydraulic pressure to these hydraulic servos are also provided. Further, as shown in the hydraulic servo 10, the hydraulic servo has a piston 19 which is fitted to the cylinder 16 in an oil-tight manner by an oil seal 17, and the piston 19 is provided with a pressure control valve 12 acting on a hydraulic chamber 20. The outer friction plate 22 and the inner friction material 23 come into contact with each other based on the pressure-adjusted hydraulic pressure from the first and second springs, and move against the return spring 21. Although the friction plate and the friction material are shown by the clutch, it is needless to say that the friction plate and the friction material also correspond to the brake.

【００２３】ついで、本発明の実施の形態に係るアップ
シフト時の油圧制御について、図３、図４、図５に沿っ
て説明する。Next, hydraulic control during an upshift according to the embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 3, 4, and 5. FIG.

【００２４】まず、係合側油圧Ｐ_A の制御について説明
するに、ドライバのアクセルペダル操作に基づくスロッ
トル開度センサ３及び車速センサ６からの信号により、
制御部１内の変速マップに基づき変速判断、例えば２→
３変速のアップシフト判断がなされる。そして、所定シ
フトバルブの操作等の前処理のための所定時間経過後、
係合側油圧Ｐ_A 及び解放側油圧Ｐ_B の変速制御が開始さ
れる（Ｓ１）。なお、該変速制御にあっては、ドライバ
は、アクセルペダルを略々一定な操作を保持して、変速
中、エンジンから車輪側へ動力伝達されるパワーオン状
態でアップシフト制御される。そして、係合側の油圧サ
ーボへの油圧（係合油圧）Ｐ_A が所定圧Ｐ_S1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ＳＬ
Ｕ）に出力する（Ｓ２）。該所定圧Ｐ_S1は、油圧サーボ
の油圧室２０を満たすために必要な油圧に設定されてお
り、所定時間ｔ_SA保持される。該所定時間ｔ_SAが経過す
ると（Ｓ３）、係合側油圧Ｐ_A は、所定勾配［（Ｐ_S1−
Ｐ_S2）／ｔ_SB］でスイープダウンし（Ｓ４）、係合側油
圧Ｐ_A が所定低圧Ｐ_S2になると（Ｓ５）、該スイープダ
ウンが停止され、該所定低圧Ｐ_S2に保持される（Ｓ
６）。該所定低圧Ｐ_S2は、ピストンストローク圧以上で
かつ摩擦係合要素がトルク容量を有さない限界圧に設定
されており、該所定低圧Ｐ_S2は、計時ｔが所定時間ｔ_SE
経過するまで保持される（Ｓ７）。上記ステップＳ１〜
Ｓ６が、摩擦係合要素２０の摩擦材２２，２３のガタ詰
めをするサーボ起動制御となる。[0024] First, a description will be given of the control of the engagement hydraulic pressure P _A, the signal from a throttle opening sensor 3 and a vehicle speed sensor 6 based on the accelerator pedal operation of the driver,
Shift determination based on the shift map in the control unit 1, for example, 2 →
An upshift determination of three shifts is made. After a lapse of a predetermined time for pre-processing such as operation of a predetermined shift valve,
Shift control of the engagement hydraulic pressure P _A and the disengagement side pressure P _B is started (S1). In the shift control, the driver performs an upshift control in a power-on state in which power is transmitted from the engine to the wheels during shifting, while holding the accelerator pedal substantially constant. Then, the hydraulic pressure (engagement pressure) to the engagement side hydraulic servo P _A linear solenoid predetermined signal so becomes a predetermined pressure P _S1 valve SLS (or SL
U) (S2). The predetermined pressure P _S1 is set to a hydraulic pressure required to fill the hydraulic chamber 20 of the hydraulic servo, and is maintained for a predetermined time t _SA . When said predetermined constant-time t _SA has passed (S3), the engagement hydraulic pressure P _A, the predetermined gradient [(P _S1 -
P _S2) / t _SB] In sweep down (S4), the engagement hydraulic pressure P _A becomes a predetermined low pressure P _S2 (S5), the sweep-down is stopped and held in the predetermined low pressure P _S2 (S
6). The predetermined low pressure P _S2 is and frictional engagement elements at the piston stroke pressure or is set to limit pressure without the torque capacity, the predetermined low pressure P _S2 is clocked t is the predetermined time t _SE
It is held until the elapse (S7). The above steps S1 to S1
S6 is the servo activation control for reducing the play of the friction members 22 and 23 of the friction engagement element 20.

【００２５】ついで、入力トルクＴ_T に応じて変化する
所定関数［Ｐ_TA＝ｆ_PTA （Ｔ_T ）］に基づき、入力回転
数Ｎ_T の回転変化が開始する直前（イナーシャ相の開始
直前）の係合目標油圧Ｐ_TAを算定する（Ｓ８）。そし
て、該算定されたイナーシャ相開始時直前の係合油圧Ｐ
_TAに基づき、予め設定された所定時間ｔ_TAにより所定勾
配が算定され［（Ｐ_TA−Ｐ_S2）／ｔ_TA］、該勾配に基づ
き係合側油圧がスイープアップする（Ｓ９）。該比較的
急な勾配からなる第１のスイープアップにより、係合ト
ルクが増加し、入力回転数変化が開始する直前の状態、
即ち前記算出された所定目標係合油圧Ｐ_TAまで油圧が上
昇する（Ｓ１０）。Next, based on a predetermined function [P _TA = f _PTA (T _T )] that changes in accordance with the input torque T _T , immediately before the rotation change of the input rotation speed _NT starts (just before the start of the inertia phase). An engagement target oil pressure P _TA is calculated (S8). Then, the calculated engagement hydraulic pressure P immediately before the start of the inertia phase is calculated.
Based on _TA, the predetermined gradient is calculated by a preset predetermined time _{t TA [(P TA -P S2} ) / t TA], engagement side hydraulic based on the gradient is swept up (S9). By the first sweep-up having the relatively steep gradient, the engagement torque increases, and the state immediately before the input rotation speed change starts,
That is, the oil pressure rises to the calculated predetermined target engagement oil pressure _PTA (S10).

【００２６】そして、上記目標係合油圧Ｐ_TAに達する
と、即ち入力軸回転数の回転変化が開始されるイナーシ
ャ相に入ったと予測される時点で、前記油圧の変化δＰ
_TAが入力軸回転数Ｎ_T の回転変化開始時における目標と
する目標回転変化率（ｄＮ_T ／ｄｔ；ωａと表記）に応
じた関数［δＰ_TA＝ｆδ_PTA （ωａ）］により算出され
（Ｓ１１）、該油圧変化δＰ_TAによる勾配でスイープア
ップされる（Ｓ１２）。該第２のスイープアップは、回
転変化開始時の入力軸回転数Ｎ_TSからの回転変化分ΔＮ
が所定変速開始判定回転数ｄＮ_S に達するまで続けられ
る（Ｓ１３）。上記ステップＳ８〜Ｓ１２は、係合側摩
擦係合要素がトルクを摩擦により伝達しながら滑ってい
る状態にあり、変速の進行（入力軸のギヤ比による回転
変化）がないままトルク分担だけが変化するトルク相制
御となる。When the target engagement oil pressure _PTA is reached, that is, when it is predicted that the inertia phase has started in which the rotation of the input shaft speed starts to change, the oil pressure change δP
_TA is the target rotational speed change rate to the target in the rotation change start time of the input shaft rotational speed N _T; is calculated by a function corresponding to (dN _T / dt ωa _{denoted) [δP TA = fδ PTA (} ωa)] (S11 ), it is swept up by the slope by the hydraulic change δP _TA (S12). The second sweep-up includes a rotation change ΔN from the input shaft rotation speed N _TS at the start of the rotation change.
Is continued until the predetermined shift start determination rotational speed dN _S is reached (S13). In steps S8 to S12, the engagement-side friction engagement element is slipping while transmitting torque by friction, and only the torque sharing changes without the progress of the shift (rotation change due to the gear ratio of the input shaft). Torque phase control.

【００２７】ついで、係合側油圧変化δＰ_I が、入力軸
回転数センサ５の検出に基づく回転数の変化率ωにてフ
ィードバック制御されて設定され、該δＰ_I の勾配によ
りスイープアップされる（Ｓ１４）。該δＰ_I によるス
イープアップは、変速完了までの回転変化量ΔＮ_A のα
₁ ［％］（変速進行度）、例えば、７０［％］まで続け
られる（Ｓ１５）。即ち、Ｎ_TSを変速開始時の入力軸回
転数、ΔＮを回転変化量、ｇ_i を変速前ギヤ比、ｇ_i+1
を変速後ギヤ比とすると、［（ΔＮ×１００）／｛（Ｎ
_TS／ｇ_i ）×（ｇ_i+1 −ｇ_i ）｝］で求められる変速進
行度がα₁ ［％］になるまで続けられる。この状態は、
上記係合側摩擦係合要素のトルク容量が更に増加してエ
ンジントルクを上回り、該摩擦係合要素のトルク容量で
決まる自動変速機の入力トルクと実際のエンジントルク
の差が、エンジンに対する負荷となってエンジン回転
数、従って入力軸回転数が下り始める。該ステップＳ１
４がイナーシャ相制御となり、該イナーシャ相制御の開
始から、入力軸回転数変化が安定する所定時間経過後、
入力軸回転数変化率ωを目標値とするフィードバック制
御（前記図１における１ａ参照）が行われる。Next, the engagement-side hydraulic pressure change δP _I is set by feedback control at the rotation speed change rate ω based on the detection of the input shaft rotation speed sensor 5, and is swept up by the gradient of the δP _I ( S14). The sweep-up by the δP _{I corresponds} to the rotation change amount ΔN _A until the shift is completed.
_{It is} continued up to ₁ [%] (shift progress degree), for example, 70 [%] (S15). That, N _TS input shaft speed during the shift start, the rotational variation amount of .DELTA.N, the g _i pre-shift gear ratio, g i _{+ 1}
Is the gear ratio after shifting, [(ΔN × 100) / ｛(N
_[TS / g _i ) × (g _{i + 1} −g _i )}] until the shift progress degree reaches α ₁ [%]. This state is
The torque capacity of the engagement-side friction engagement element further increases and exceeds the engine torque, and the difference between the input torque of the automatic transmission determined by the torque capacity of the friction engagement element and the actual engine torque is the load on the engine. As a result, the engine speed, and thus the input shaft speed, begins to fall. Step S1
4 is inertia phase control, and after a lapse of a predetermined time from the start of the inertia phase control, the change in the input shaft rotation speed is stabilized,
Feedback control (see 1a in FIG. 1) is performed with the input shaft speed change rate ω as a target value.

【００２８】更に、上記変速進行度がα₁ ［％］を越え
ると、滑らかな入力軸回転数変化量に基づくフィードバ
ック制御により異なる油圧変化δＰ_L が設定され、該δ
Ｐ_Lの勾配によりスイープアップされる（Ｓ１６）。該
δＰ_L は、一般にδＰ_I より僅かにゆるい勾配となり、
該スイープアップは、上記変速進行度が変速完了近傍ま
での値α₂ ［％］、例えば９０［％］まで続けられる
（Ｓ１７）。上記δＰ_I及びδＰ_L によるスイープアッ
プ目標変速時間は、油温による異なる複数のスロットル
開度・車速マップが選択され、該マップに基づき設定さ
れる。上記ステップＳ１６が終期制御となり、上記イナ
ーシャ相制御のフィードバック制御に引続き、入力軸回
転数の変化率ωを目標値とするフィードバック制御（１
ａ）が行われる。Furthermore, when the shift progress degree exceeds alpha ₁ [%], the hydraulic change [delta] P _L having different by feedback control based on a smooth input shaft rotational speed change amount is set, the δ
It is swept up by the gradient of P _L (S16). The δP _L generally has a slightly steeper slope than δP _I ,
The sweep-up is continued up to the value α ₂ [%], for example, 90 [%], at which the shift progress degree is close to the completion of the shift (S17). The sweep-up target shift time based on δP _I and δP _L is set based on a plurality of different throttle opening / vehicle speed maps depending on the oil temperature. The step S16 is the final control, and the feedback control of the input shaft rotation speed change rate ω as the target value (1) is performed following the feedback control of the inertia phase control.
a) is performed.

【００２９】そして、該目標変速時間が経過すると、計
時時間ｔ_F が設定され（Ｓ１８）、この状態はイナーシ
ャ相が終了した状態と略々対応している。更に、比較的
急な油圧変化δＰ_F が設定されて、該油圧変化により油
圧が急激にスイープアップし（Ｓ１９）、そして前記計
時時間ｔ_F から、係合圧まで上昇するに充分な時間に設
定されている所定時間ｔ_FEが経過した状態で（Ｓ２
０）、係合側の油圧制御が完了する。When the target shift time elapses, a clock time t _F is set (S18), and this state substantially corresponds to a state in which the inertia phase has ended. Further, a relatively steep oil pressure change δP _F is set, and the oil pressure rapidly sweeps up due to the oil pressure change (S19), and is set to a time sufficient to increase from the timed time t _F to the engagement pressure. (S2) in the state where the predetermined time t _FE has elapsed.
0), the hydraulic control on the engagement side is completed.

【００３０】なお、図３において、入力軸回転数Ｎ_T
は、エンジン回転数を一定と仮想した状態のギヤ比に基
づく入力軸回転数を示したものであり、一定回転状態に
ある出力軸回転数Ｎ_O （センサ５による）にギヤ比を乗
じた回転数に基づき求められる。In FIG. 3, the input shaft speed N _T
Indicates the input shaft rotation speed based on the gear ratio in a state where the engine rotation speed is assumed to be constant, and the rotation obtained by multiplying the output shaft rotation speed N _O (by the sensor 5) in the constant rotation state by the gear ratio. It is determined based on the number.

【００３１】ついで、図３及び図５に沿って、上述した
アップシフト変速における解放側油圧Ｐ_B の制御につい
て説明する。なお、図３は、係合及び解放の同時制御、
いわゆるクラッチtoクラッチ（具体的には２→３変速）
について示してあるが、解放側にワンウェイクラッチを
用いて、係合油圧のみによる制御（具体的には１→２変
速）についても同様に成立することは勿論である。[0031] Then, along the Figures 3 and 5, a description will be given of a control of the disengagement side pressure P _B in the upshift mentioned above. FIG. 3 shows simultaneous control of engagement and release,
So-called clutch-to-clutch (specifically, 2 → 3 shift)
However, it goes without saying that the same holds true for control using only the engagement hydraulic pressure (specifically, 1 → 2 shift) using a one-way clutch on the release side.

【００３２】まず、制御部１からの変速指令により、係
合側と同時に解放側油圧制御の計時が開始され（Ｓ２
１）、解放側油圧Ｐ_B は、係合待機油圧Ｐ_W が指令され
る（Ｓ２２）。該係合待機圧は、入力トルクＴ_T 及び解
放側トルク分担率から算定される解放側トルクＴ_B に基
づき設定され、該係合待機圧Ｐ_W による解放側油圧Ｐ_B
の指令は、係合側油圧Ｐ_A が第１のスイープアップを開
始するまで（ｔ_SE）保持される（Ｓ２３）。上記ステッ
プＳ２２が待機制御であり、係合側のサーボ起動制御に
対応する。First, in response to a shift command from the control unit 1, timing of the disengagement side hydraulic control is started simultaneously with the engagement side (S2).
1) As the release side hydraulic pressure P _B , the engagement standby hydraulic pressure P _W is commanded (S22). Engagement standby pressure is set based on the disengagement side torque T _B is calculated from the input torque T _T and the release-side torque share rate, the engagement standby pressure P _W by the disengagement hydraulic pressure P _B
Command, the engaging side hydraulic pressure P _A is to the start of the first sweep-up (t _SE) holding (S23). The step S22 is the standby control, which corresponds to the servo activation control on the engagement side.

【００３３】そして、係合側油圧Ｐ_A 及び入力トルクＴ
_T の関数［Ｔ_B ’＝ｆ_TB（Ｐ_A ，Ｔ_T ）］により解放側
トルクＴ_B ’が算定され（Ｓ２４）、更に余裕率Ｓ_1U，
Ｓ_2Uが考慮されて（Ｔ_B ＝Ｓ_1U×Ｔ_B ’＋Ｓ_2U）、解放
側トルクＴ_B が算出される（Ｓ２５）。そして、該解放
側トルクＴ_B から解放側油圧Ｐ_B が算出され［Ｐ_B ＝ｆ
_PB（Ｔ_B ）］、油圧制御手段ＳＬＳ（又はＳＬＵ）に指
令が発進される（Ｓ２６）。[0033] Then, the engagement hydraulic pressure P _A and the input torque T
_The release-side torque T _B ′ is calculated by the function of T [T _B ′ = f _TB (P _A , T _T )] (S24), and the margin S _1U ,
In consideration of S _2U (T _B = S _1U × T _B ′ + S _2U ), the release-side torque T _B is calculated (S25). Then, the release-side hydraulic pressure P _B is calculated from the release-side torque T _B [P _B = f
_PB (T _B )], a command is issued to the hydraulic control means SLS (or SLU) (S26).

【００３４】上述のようにして算出された解放側油圧Ｐ
_B によるスイープダウンは係合側油圧Ｐ_A に依存するも
のであるため、入力軸回転数が変化を始めるイナーシャ
相開始時（ｔ_TA）にて屈曲する２段の勾配、即ち係合側
の第１のスイープアップに対応する比較的急勾配のスイ
ープダウンと、係合側の第２のスイープアップに対応す
る比較的緩勾配のスイープダウンからなる。そして、該
スイープダウンは、係合側と同様に、入力軸回転変化量
ΔＮが、所定回転変化開始判定回転数ｄＮ_S になるまで
続く（Ｓ２７）。上記ステップＳ２４〜Ｓ２６が初期制
御であり、係合側のトルク相制御に対応する。The release hydraulic pressure P calculated as described above
_{Since the sweepdown} due to _B depends on the engagement side oil pressure P _A , the two-step gradient that bends at the start of the inertia phase (t _TA ) at which the input shaft rotation speed starts to change, ie, the engagement side A relatively steep sweep-down corresponding to one sweep-up and a relatively gentle sweep-down corresponding to a second sweep-up on the engagement side. Then, the sweep down continues until the input shaft rotation change amount ΔN reaches the predetermined rotation change start determination rotation speed dN _S , similarly to the engagement side (S27). Steps S24 to S26 are initial control, and correspond to the torque phase control on the engagement side.

【００３５】ついで、解放油圧の変化δＰ_E が設定さ
れ、該油圧変化による勾配でスイープダウンし（Ｓ２
８）、該スイープダウンは、解放側油圧Ｐ_B が０になる
まで続き（Ｓ２９）、これにより、解放側の油圧制御が
完了する。上記ステップＳ２８が解放制御であり、係合
側のイナーシャ相制御、終期制御及び完了制御に対応す
るが、この状態での解放側油圧Ｐ_B は解放状態にある。Next, the change δP _{E of the} release hydraulic pressure is set, and the sweep down is performed with the gradient due to the change of the hydraulic pressure (S2).
8), the sweep-down is continued until the release-side hydraulic pressure P _B is 0 (S29), thereby completing the hydraulic control of the disengagement side. Step S28 is the release control, the inertia phase control of the engaging-side, but corresponds to the final control and completion control, release-side hydraulic pressure P _B in this state is in a released state.

【００３６】ついで、本発明の要部であるエンジントル
ク制御について、図６及び図７に沿って説明する。Next, engine torque control, which is a main part of the present invention, will be described with reference to FIGS.

【００３７】入力軸回転数Ｎ_T のギヤ比に基づく回転が
回転変化が検出され（図４のステップＳ１３がＹＥ
Ｓ）、係合側制御がイナーシャ相に入ると、トルク制御
開始が判定される（Ｓ３０）。これにより、入力トルク
Ｔ_T 等に応じた所定トルクダウン量Ｔ_CDが設定されて、
該トルクダウン量によるトルクダウン指令Ｔ_C が、制御
部１からエンジン制御手段８（図１参照）に出力される
（Ｓ３１）。なお、上記トルクダウン量Ｔ_CDは、イナー
シャ量Ｉと前記目標回転変化率ωａに基づき算定しても
よい（Ｔ_CD＝Ｉ×ωａ）。該エンジン制御手段８は、エ
ンジン点火時期変更装置、部分気筒燃料カット装置、電
子スロットルシステム等からなり、該エンジン制御手段
の一例としての電子スロットルシステムは、ドライバに
よるアクセルペダルの踏量に対応することなく、制御部
１からの信号を優先してスロットル開度を制御する。A change in rotation of the rotation based on the gear ratio of the input shaft rotation speed _NT is detected (Y in step S13 in FIG. 4).
S) When the engagement-side control enters the inertia phase, the start of the torque control is determined (S30). As a result, the predetermined torque reduction amount T _CD according to the input torque T _{T and the} like is set, and
Torque-down command T _C by the torque reduction amount is output from the control unit 1 to the engine control unit 8 (see FIG. 1) (S31). The torque down amount T _CD may be calculated based on the inertia amount I and the target rotation change rate ωa (T _CD = I × ωa). The engine control means 8 includes an engine ignition timing changing device, a partial cylinder fuel cut device, an electronic throttle system, and the like. The electronic throttle system as an example of the engine control means corresponds to the amount of depression of an accelerator pedal by a driver. Instead, the throttle opening is controlled by giving priority to the signal from the control unit 1.

【００３８】該トルクダウンの実行により、係合側摩擦
係合要素の作動圧を下げて滑らかな半クラッチ状態を短
時間にて現出し、変速ショックを改善し得る。なお、上
記イナーシャ相の開始時には、出力トルクＴ_O が一旦低
下する。また、上記トルクダウン開始判断及びトルクダ
ウン量は、イナーシャ相開始に同期することに限らず、
例えば、前述した（図３及び図４参照）トルク相制御
を、係合側油Ｐ_A がイナーシャ相直前の油圧に算出され
る目標油圧Ｐ_TAに向う第１のスイープ（ステップＳ９）
及び該第２のスイープより緩やかな勾配（δＰ_TA）から
なる第２のスイープ（ステップＳ１１）により構成し、
上記第２のスイープ開始と同時にトルクダウン開始を判
断し、かつ該第２のスイープ勾配からなる係合油圧の油
圧変化量に応じて算出されたスイープ勾配にてトルクダ
ウンするようにしてもよい（特開平１０−１８４４１０
号参照）。By executing the torque reduction, the operating pressure of the engagement-side frictional engagement element is reduced, a smooth half-clutch state can be realized in a short time, and the shift shock can be improved. At the time of start of the inertia phase, the output torque T _O is temporarily lowered. Further, the above-described determination of the start of the torque reduction and the amount of the torque reduction are not limited to being synchronized with the start of the inertia phase.
For example, the above-described (FIGS. 3 and 4 refer to) a first sweep towards the torque phase control, the target pressure P _TA of the engagement side oil P _A is calculated for the hydraulic pressure of the inertia phase immediately before (Step S9)
And a second sweep (step S11) having a gentler gradient (δP _TA ) than the second sweep,
The start of the torque reduction may be determined at the same time as the start of the second sweep, and the torque may be reduced by the sweep gradient calculated according to the hydraulic pressure change amount of the engagement hydraulic pressure that is formed by the second sweep gradient ( JP-A-10-184410
No.).

【００３９】上記トルクダウン指令は、入力軸回転数Ｎ
_T のギヤ比に基づく回転変化量ΔＮ（前記図４のステッ
プＳ１５参照）に求められる前記変速の進行度α（所定
変速段へのギヤ比に基づく全回転変化量ΔＮ_A を１００
とした割合）が所定値になるまで継続され、所定値（例
えば７０［％］）になると、トルク制御終期判定が出力
する（Ｓ３２）。該トルク制御終期判定は、前記ステッ
プＳ１５の係合側油圧制御の終期制御開始（イナーシャ
相制御終了）と同じに設定しても、また僅かに早く又は
遅く設定してもよい。The torque-down command is based on the input shaft speed N
The progress degree α of the shift (the total rotation change ΔN _A based on the gear ratio to the predetermined gear position) is 100, which is obtained from the rotation change ΔN based on the gear ratio of _T (see step S15 in FIG. 4).
Is continued until a predetermined value is reached, and when it reaches a predetermined value (for example, 70 [%]), a torque control end determination is output (S32). The determination of the end of the torque control may be set to be the same as the start of the end control of the engagement-side hydraulic control (the end of the inertia phase control) in step S15, or may be set slightly earlier or later.

【００４０】ついで、上記トルク制御終期判定から変速
が完了するまで、即ち前記ギヤ比に基づく入力軸回転数
Ｎ_T の変化量ΔＮにより求められる変速の進行度αが１
００［％］になるまでの推定変速終了時間ｔ_C ′が計算
される（Ｓ３３）。該計算は、トルク終期判定時の入力
軸回転数をＮ_TC、その時の出力軸回転数をＮ_O 、変速後
ギヤ比をｇ_i+1 、その時の入力軸回転加速度をω_C とす
ると、 ｔ_C ′＝［Ｎ_TC−（Ｎ_O ×ｇ_i+1 ）］／ω_C となる。即ち、図７に示すように、トルク終期判定時に
おける入力軸回転数の変速完了までの残り変速進行度
（１００−α）をその時の回転加速度ω_C で除した値
［ΔＮ_A （１００−α）／ω_C ］が上記推定変速終了時
間ｔ_C ′となる（ΔＮ_A ；全回転変化量）。Next, from the end of the torque control determination to the completion of the shift, that is, the shift progress degree α obtained from the change amount ΔN of the input shaft rotation speed _NT based on the gear ratio is 1
An estimated shift end time t _C ′ until 00 [%] is calculated (S33). The calculation is as follows: Assuming that the input shaft rotation speed at the end of the torque determination is N _TC , the output shaft rotation speed at that time is N _O , the gear ratio after shifting is g _{i + 1} , and the input shaft rotation acceleration at that time is ω _C , t _C '= - a _{[N TC (N O × g} i + 1)] / ω C. That is, as shown in FIG. 7, the value obtained by dividing the remaining shift progress degree to the input shaft speed of the transmission completion when the torque end determines (100-alpha) in rotation acceleration omega _C at that time [ΔN _A (100-α ) / Ω _C ] becomes the estimated shift end time t _C ′ (ΔN _A ; total rotation change amount).

【００４１】そして、復帰タイマが、上記指定変速終了
時間ｔ_C ′から、指令信号からエンジン制御手段により
実際にトルクダウンが実行されるまでの応答遅れ時間ｔ
_D を引いた時間（ｔ_C ′−ｔ_D ）にて設定される（Ｓ３
４）。なお、該応答遅れ時間は、エンジンの種類等によ
り予め設定された一定時間からなる。そして、該復帰タ
イマにより設定された時間ｔ_C 及び前記トルクダウン量
Ｔ_CDにより、所定勾配δＴ_CD（δＴ_CD＝Ｔ_CD／ｔ_C ）が
算出され、該勾配にてトルクの復帰・上昇指令が出力さ
れる（Ｓ３５）。上記トルクダウン量Ｔ_CDが０となる状
態、即ちエンジン出力がドライバのアクセル操作に基づ
く本来のトルクに復帰した時点で、トルクダウン制御は
終了し（Ｓ３６）、この時点が、前述した変速終了と同
期する。The return timer sets a response delay time t from the above-mentioned designated shift end time t _C 'until the torque reduction is actually executed by the engine control means from the command signal.
It is set by the time (t _C ′ −t _D ) obtained by subtracting _D (S3
4). Note that the response delay time is a fixed time set in advance according to the type of the engine or the like. Then, a predetermined gradient δT _CD (δT _CD = T _CD / t _C ) is calculated from the time t _C set by the return timer and the torque down amount T _CD , and a torque return / increase command is issued at the gradient. It is output (S35). When the torque down amount T _CD becomes 0, that is, when the engine output returns to the original torque based on the accelerator operation of the driver, the torque down control ends (S36). Synchronize.

【００４２】即ち、図７(b) に示すように、入力軸回転
加速度（変化率）ωが適正な場合、トルクダウンの終了
は変速終了に同期する。また、図７(a) に示すように、
係合側油圧上昇が遅く又は摩擦材の摩擦係数の低下等に
より変速の進行が遅れている場合、トルク制御終期判定
時の入力軸回転加速度（変化率）ω_C は小さく、従って
復帰タイマｔ_C は長く設定され、これによりトルクダウ
ンの終了は変速終了に同期する。更に、図７(c) に示す
ように、係合側油圧の上昇が早い等により変速の進行が
速い場合、トルク制御終期判定時の入力軸回転加速度ω
_C は大きく、従って復帰タイマｔ_C は短く設定されて、
トルクダウンの終了は変速終了に同期する。That is, as shown in FIG. 7 (b), when the input shaft rotational acceleration (rate of change) ω is proper, the end of the torque reduction is synchronized with the end of the shift. Also, as shown in FIG.
If the speed of the shift is delayed due to a slow increase in the engagement side hydraulic pressure or a decrease in the friction coefficient of the friction material, the input shaft rotational acceleration (change rate) ω _C at the time of determining the end of the torque control is small, and therefore, the return timer t _C Is set to be long, so that the end of the torque down is synchronized with the end of the shift. Further, as shown in FIG. 7 (c), when the shift progress is fast due to a rapid rise of the engagement side hydraulic pressure or the like, the input shaft rotational acceleration ω at the time of the torque control end determination is determined.
_C is large, so the recovery timer t _C is set short,
The end of the torque reduction is synchronized with the end of the shift.

【００４３】ついで、本実施の形態にあっては、係合側
油圧Ｐ_A は、前記イナーシャ相制御及び終期制御（図４
のステップＳ１４、Ｓ１６参照）においてフィードバッ
ク制御が行われているので、該フィードバック制御と上
記トルク制御の関連について、図８及び図９に沿って説
明する。[0043] Then, in the present embodiment, the engagement hydraulic pressure P _A, the inertia phase control and final control (FIG. 4
Since the feedback control is performed in steps S14 and S16, the relationship between the feedback control and the torque control will be described with reference to FIGS.

【００４４】上述したように、入力軸回転数Ｎ_T がギヤ
比に基づく回転変化を開始（Ｎ_ST）すると（イナーシャ
相制御開始）、トルク制御により所定量Ｔ_CDのトルクダ
ウンが指令される。一方、上記イナーシャ相制御の開始
から、入力軸回転数Ｎ_T の変化率（加速度）ωが安定す
る所定時間経過後、フィードバック制御が開始される。
この際、図８の点線で示すように、係合側油圧Ｐ_A が上
昇して入力軸回転数Ｎ_T の変化が大きくなるような状態
にある場合、係合側油圧Ｐ_A は所定勾配δＰ₁、δＰ_L
になるように予め設定された入力軸回転加速度ωを目標
値としてフィードバック制御される。従って、上記係合
側油圧の上昇が早く変速が早期に終了する傾向にあって
も、トルク制御終期判定時における回転加速度ω_C に基
づく復帰タイマｔ_C の設定により、トルクダウン終了が
変速終了に同期する。As described above, when the input shaft rotation speed _NT starts rotation change based on the gear ratio (N _ST ) (start of inertia phase control), a torque reduction command of a predetermined amount T _CD is issued. On the other hand, after a lapse of a predetermined time period during which the rate of change (acceleration) ω of the input shaft rotation speed _NT is stabilized from the start of the inertia phase control, the feedback control is started.
At this time, as shown by a dotted line in FIG. 8, when in the state as a change in engagement hydraulic pressure P _A input shaft speed to increase N _T increases, engagement hydraulic pressure P _A is predetermined gradient δP ₁ , δP _L
The feedback control is performed using the input shaft rotational acceleration ω set in advance such that Therefore, even if the increase in the engagement side oil pressure is quick and the shift tends to end early, the end of the torque down is changed to the end of the shift by setting the return timer t _C based on the rotational acceleration ω _C at the time of the torque control end determination. Synchronize.

【００４５】また、図９の点線で示すように、係合側油
圧Ｐ_A の油圧上昇が遅れて入力軸回転数Ｎ_T の変化が小
さくなるような状態にある場合も、係合側油圧は入力軸
回転加速度を目標値としてフィードバック制御されてい
るので、トルク制御終期判定時における加速度ω_C に基
づく復帰タイマｔ_C の設定により、トルクダウン終了が
変速終了に同期する。Further, as indicated by a dotted line in FIG. 9, even when in the state as a change in the engagement-side oil pressure P oil pressure increase of _A delayed input shaft rotational speed N _T is reduced, the engagement hydraulic pressure is Since the feedback control is performed using the input shaft rotation acceleration as the target value, the end of the torque down is synchronized with the end of the shift by setting the return timer t _C based on the acceleration ω _C at the time of the end determination of the torque control.

【００４６】一方、図８の実線で示すように、入力軸回
転変化Ｎ_T が遅れぎみである場合、入力軸回転加速度ω
が点線で示す所定目標値となるように、係合側油圧Ｐ_A
は、点線で示すようにフィードバック制御により上昇ぎ
みに制御される。そして、変速の進行度が７０〜８０
［％］とかなり進んだ状態にあるトルク制御終期判定時
点にあっては、上記フィードバック制御に基づく入力軸
回転変化も安定しており、該判定時点の入力軸回転加速
度ω_C に基づき変速終了時間ｔ_C ′を予測（推定）して
も実際の変速終了時と大きな相違は生じない。従って、
該入力軸回転加速度ω_C に基づき設定した復帰タイマｔ
_C により、点線で示すようにトルクダウン復帰制御し
て、トルクダウン終了が変速終了に同期する。On the other hand, as shown by the solid line in FIG. 8, when the input shaft rotation change _NT is almost in the lag, the input shaft rotation acceleration ω
As but it becomes a predetermined target value indicated by the dotted line, the engagement hydraulic pressure P _A
Is controlled to almost rise by feedback control as shown by the dotted line. And, the progress of the shift is 70-80.
[%] And In the torque control end determination time in fairly advanced state, the input shaft rotation change based on the feedback control is also stable, the shift end time based on the input shaft rotational acceleration omega _C of the determination time Even if t _C ′ is predicted (estimated), there is no significant difference from the actual shift end time. Therefore,
A reset timer t set based on the input shaft rotation acceleration ω _{C
By C} , the torque-down return control is performed as shown by the dotted line, and the end of the torque-down is synchronized with the end of the shift.

【００４７】同様に、図９の実線で示すように、入力軸
回転変化が速い場合、入力軸回転加速度ωが点線で示す
目標値となるように、係合側油圧Ｐ_A は、点線で示すよ
うにフィードバック制御により下降ぎみに制御される。
そして、変速の進行が進んだ状態であるトルク制御終期
判定時にあっては、上記フィードバック制御に基づく入
力軸回転変化も安定しており、該判定時点の入力軸回転
加速度ω_C に基づき設定した復帰タイマｔ_C により、点
線で示すようにトルクダウン復帰制御して、トルクダウ
ン終了が変速終了に同期する。[0047] Similarly, as shown by the solid line in FIG. 9, when the input shaft rotation change is rapid, such that the input shaft rotational acceleration ω becomes the target value indicated by the dotted line, the engagement hydraulic pressure P _A, indicated by a dotted line As described above, the feedback control is performed so as to be almost in a downward direction.
Then, in the time torque control end determination progress of the shift is in an advanced state, is stable even if the input shaft speed change based on the feedback control was set based on the input shaft rotational acceleration omega _C of the determination time point return The timer t _C controls the torque-down recovery as shown by the dotted line, and the end of the torque-down is synchronized with the end of the shift.

【００４８】なお、上記実施の形態は、アップシフト時
にトルクダウン制御が行われる場合について説明した
が、これに限らず、ダウンシフトに際してトルクダウン
制御が行われる場合にも同様に適用し得る。この場
合、、解放側油圧を主体として制御しかつ該解放側油圧
がフィードバック制御されることが好ましい。Although the above embodiment has been described with reference to the case where the torque down control is performed at the time of the upshift, the present invention is not limited to this, and can be similarly applied to the case where the torque down control is performed at the time of the downshift. In this case, it is preferable that the release-side hydraulic pressure is controlled mainly and the release-side hydraulic pressure is feedback-controlled.

【００４９】また、油圧制御は、２個の摩擦係合要素の
つかみ換え（クラッチツークラッチ）による場合につい
て説明したが、これに限らず、ワンウェイクラッチを介
在するものにも適用し得る。Also, the hydraulic control is described in connection with the case where two frictional engagement elements are exchanged (clutch-to-clutch). However, the present invention is not limited to this, and can be applied to a one-way clutch.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明に係る電気ブロック図。FIG. 1 is an electric block diagram according to the present invention.

【図２】本発明に係る油圧回路の概略を示す図。FIG. 2 is a diagram schematically showing a hydraulic circuit according to the present invention.

【図３】本発明の実施の形態による油圧制御を示すタイ
ムチャート。FIG. 3 is a time chart illustrating hydraulic control according to the embodiment of the present invention.

【図４】アップシフト変速における係合側の油圧制御を
示すフロー図。FIG. 4 is a flowchart showing engagement side hydraulic control in upshifting;

【図５】アップシフト変速における解放側の油圧制御を
示すフロー図。FIG. 5 is a flowchart showing release-side hydraulic control in upshifting.

【図６】そのエンジントルク制御を示すフロー図。FIG. 6 is a flowchart showing the engine torque control.

【図７】本発明に係るトルクダウン制御を示す図で、
(a) は入力軸回転加速度が小さい（変速の進行が遅い）
場合、(b) は入力軸回転加速度（変速の進行）が適当な
場合、(c) は入力軸回転加速度が大きい（変速の進行が
速い）場合をそれぞれ示す。FIG. 7 is a diagram showing torque down control according to the present invention;
(a): Input shaft rotational acceleration is small (shifting is slow)
In this case, (b) shows the case where the input shaft rotation acceleration (speed change progress) is appropriate, and (c) shows the case where the input shaft rotation acceleration is large (speed change progress is fast).

【図８】油圧制御がフィードバック制御される場合を示
す図。FIG. 8 is a diagram showing a case where hydraulic control is feedback-controlled.

【図９】油圧制御がフィードバック制御される場合を示
す図。FIG. 9 is a diagram showing a case where feedback control is performed in hydraulic control.

【図１０】従来の技術によるトルクダウン制御を示す図
で、(a) はフローチャート、(b)はタイムチャートであ
る。FIGS. 10A and 10B are diagrams showing torque-down control according to a conventional technique, wherein FIG. 10A is a flowchart and FIG. 10B is a time chart.

【図１１】従来の技術によるトルクダウン制御を示す図
で、(a) は入力軸回転加速度が小さい場合、(b) は入力
軸回転加速度が適当な場合、(c) は入力軸回転加速度が
大きい場合をそれぞれ示す。FIGS. 11A and 11B are diagrams showing torque-down control according to a conventional technique, wherein FIG. 11A shows a case where the input shaft rotational acceleration is small, FIG. 11B shows a case where the input shaft rotational acceleration is appropriate, and FIG. Each case is shown as large.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ 制御部 １ａ 油圧指令手段 １ａ₁ フィードバック制御手段 １ｂ 変速進行検出手段 １ｃ トルク制御終期判定手段 １ｄ 変速時間予測手段 １ｅ エンジントルク復帰指令手段 ２〜６ 各センサ ７ 油圧制御手段 ８ エンジン制御手段 ９，１０ 油圧サーボ Ｎ_T 入力軸回転数 ΔＮ 変速進行度 ω_C 変速進行の変化率（入力軸回転数加速度） Ｐ_A ，Ｐ_B 油圧指令DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Control part 1a Hydraulic-pressure command means 1a ₁ Feedback control means 1b Shift progress detecting means 1c Torque control end determining means 1d Shift time predicting means 1e Engine torque return command means 2-6 Each sensor 7 Hydraulic control means 8 Engine control means 9,10 Hydraulic servo _NT Input shaft speed ΔN Shift progress rate ω _C Change rate of shift progress (input shaft speed acceleration) P _A , P _B oil pressure command

フロントページの続き (51)Int.Cl.⁷ 識別記号 ＦＩ テーマコート゛(参考） Ｆ１６Ｈ 59:42 59:68 59:70 (72)発明者 小島 幸一 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 斎藤 正雄 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 西田 正明 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 山本 義久 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 Ｆターム(参考） 3D041 AA53 AA68 AA69 AB01 AC01 AC06 AC15 AC30 AD00 AD02 AD03 AD04 AD22 AD23 AD31 AD35 AD51 AE03 AE04 AE08 AE09 AE14 AE22 AE30 AE39 AF00 AF01 3G093 AA05 BA03 CB08 DA01 DA06 DB01 DB05 DB11 DB21 DB23 EA05 EA08 EA13 EB03 EC02 FA10 FB02 3J052 AA01 AA11 CA07 EA04 GC32 GC43 GC44 GC46 GC51 GC72 HA01 KA01 LA01 Continued on the front page (51) Int.Cl. ⁷ Identification symbol FI Theme coat II (Reference) F16H 59:42 59:68 59:70 (72) Inventor Koichi Kojima 10 Takane, Fujiimachi, Anjo-shi, Aichi Aisin Ai・ Within Wu Corporation (72) Inventor Masao Saito 10th Takane, Fujii-machi, Anjo-city, Aichi Prefecture Inside Ai Wing Co., Ltd.・ Within AW Co., Ltd. (72) Inventor Yoshihisa Yamamoto 10th Takane, Fujii-machi, Anjo-shi, Aichi F-term in Aisin AW Co., Ltd. (Reference) AD31 AD35 AD51 AE03 AE04 AE08 AE09 AE14 AE22 AE30 AE39 AF00 AF01 3G093 AA05 BA03 CB08 DA01 DA06 DB01 DB05 DB11 DB21 DB23 EA05 EA08 EA13 EB03 EC02 FA10 FB02 3J052 AA01 AA11 GC01 GC43 GC43 GC01

Claims (4)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 エンジン出力軸からの動力が入力される
入力軸と、車輪に連結される出力軸と、これら入力軸と
出力軸との間で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合
要素と、これら摩擦係合要素を断・接作動する油圧サー
ボと、これら油圧サーボの油圧を制御する油圧制御手段
と、エンジンの出力トルクを制御するエンジン制御手段
と、車輌走行状況に基づく各センサからの信号を入力し
て、前記油圧制御手段及びエンジン制御手段に出力する
制御部と、を備えてなる自動変速機の変速制御装置にお
いて、 前記制御部は、所定の前記摩擦係合要素の油圧サーボ用
油圧を制御すべく前記油圧制御手段に油圧指令を出力す
る油圧指令手段と、 前記油圧サーボの油圧の変化により所定変速段へ向けて
進行する変速進行度を検出する変速進行検出手段と、 所定の前記変速進行度を検出することにより、前記エン
ジン制御手段によるトルクダウン制御の終期を判定する
トルク制御終期判定手段と、 前記所定の変速進行度における変速進行の変化率を検出
して、前記トルク制御の終期から変速終了までの時間を
予測する変速時間予測手段と、 該変速時間予測手段にて予測した時間に基づき、前記ト
ルクダウン復帰時間を設定して、前記エンジン制御手段
に該設定時間に基づく復帰指令を出力する復帰指令手段
と、 を備えることを特徴とする自動変速機の変速制御装置。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 for changing a power transmission path between the input shaft and the output shaft. A hydraulic servo for disconnecting / engaging these friction engagement elements, hydraulic control means for controlling the hydraulic pressure of these hydraulic servos, engine control means for controlling the output torque of the engine, and sensors based on the vehicle running conditions. And a control unit for inputting the signal of (i) and outputting the hydraulic control signal to the hydraulic control unit and the engine control unit. A hydraulic command means for outputting a hydraulic command to the hydraulic control means for controlling a hydraulic pressure; and a shift progress detecting means for detecting a shift progress degree progressing toward a predetermined shift speed by a change in hydraulic pressure of the hydraulic servo. And a torque control end determining means for determining an end of the torque down control by the engine control means by detecting the predetermined shift progress degree, and detecting a change rate of the shift progress at the predetermined shift progress degree. A shift time estimating means for estimating a time from the end of the torque control to a shift end; and setting the torque down return time based on the time predicted by the shift time estimating means. A shift control device for an automatic transmission, comprising: a return command unit that outputs a return command based on a set time. 【請求項２】 前記変速時間予測手段にて予測する時間
は、前記トルク制御終期判定時の入力軸回転数と前記出
力軸の回転数に前記所定変速段のギヤ比を乗じた回転数
との差を、前記入力軸回転数の加速度で割ることにより
算出されてなる、 請求項１記載の自動変速機の変速制御装置。2. The time predicted by the shift time predicting means is a value obtained by multiplying an input shaft rotational speed at the time of the torque control end determination and a rotational speed obtained by multiplying the rotational speed of the output shaft by a gear ratio of the predetermined gear position. The shift control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the difference is calculated by dividing a difference by an acceleration of the input shaft rotation speed. 【請求項３】 前記油圧指令手段は、前記変速進行の変
化率に基づくフィードバック制御手段を有してなる、 請求項１又は２記載の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 the hydraulic pressure command unit includes a feedback control unit based on a change rate of the shift progress. 【請求項４】 前記所定変速段がアップシフトにより達
成され、かつ前記油圧指令手段は、該アップシフトに際
して係合側となる摩擦係合要素の油圧を制御してなる、 請求項３記載の自動変速機の変速制御装置。4. The automatic transmission according to claim 3, wherein the predetermined shift speed is achieved by an upshift, and the hydraulic pressure command means controls a hydraulic pressure of a friction engagement element that is engaged on the upshift. Transmission control device for transmission.