JP2004257518A

JP2004257518A - Control device for transmission

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Publication number: JP2004257518A
Application number: JP2003051283A
Authority: JP
Inventors: Hidetoshi Nobemoto; 秀寿延本; Tatsuya Uesugi; 達也上杉
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2003-02-27
Filing date: 2003-02-27
Publication date: 2004-09-16
Anticipated expiration: 2023-02-27
Also published as: JP3873905B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To control to link a forward clutch and a lockup clutch of a torque converter on a power transmitting passage between an engine and drive wheels widely in a low rotation range for low car speed for achieving both improvement of fuel consumption and improvement of drivability at a high level. <P>SOLUTION: An automatic transmission is provided with the forward clutch and the lockup clutch of the torque converter between the power transmitting passage between the engine and the drive wheels. When it is determined as not in a speed change state, fastening force control to the forward clutch and fastening force control to the lockup clutch are controlled under linkage in accordance with input torque inputted to the torque converter in a range where the car speed is less than a prescribed value. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は変速機の制御装置の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、自動車等に搭載される自動変速機では、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路上にトルクコンバータ等の流体伝動装置が備えられ、該伝動装置にポンプ等の入力要素とタービン等の出力要素とを直結するロックアップクラッチが設けられる。このロックアップクラッチは、エンジン負荷や車速等の車両の走行状態に基づいて制御され、例えば低負荷高回転領域はロックアップ領域に、高負荷低回転領域はコンバータ領域に、低負荷中回転領域はスリップ領域に設定される。そして、ロックアップ領域では、流体伝動装置の入力要素と出力要素とが完全締結されて燃費性能の向上が図られ、コンバータ領域では、入力要素と出力要素とが完全解放されてトルク増大作用が図られ、スリップ領域では、入力要素と出力要素とが半ば締結されて燃費性能の向上とドライバビリティの向上（例えばトルク変動に伴うショックや振動等の吸収をいう）との両立が図られる。ところが、このようなロックアップクラッチは、概して径が大きく、ピストン室の容積が大きく、ピストンの質量が大きく、ピストンの面振れが大きいから、どうしても応答性や制御性、ひいては制御精度に劣る、という不具合が伴う。
【０００３】
一方、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路上には、他にも各種の摩擦締結要素が配置され、該摩擦締結要素を所定のスリップ状態に制御することが知られている。ここでいう摩擦締結要素には、例えば、遊星歯車機構の動力伝達経路を切り換えて複数の変速段を達成するのに用いられるフォワードクラッチ等の変速段達成用のクラッチの他、エンジンと流体伝動装置との間の動力伝達又は流体伝動装置と変速機との間の動力伝達を接続又は遮断してエンジンの回転負荷を軽減するのに用いられる始動クラッチや発進クラッチ、あるいは主として無段変速機と併用されて変速機の出力回転を正逆反転させるのに用いられる前後進切換クラッチ、さらにはギヤードニュートラルが達成可能な無段変速機と併用されて動力伝達経路をギヤ比の大きいローモードとギヤ比の小さいハイモードとに切り換えるのに用いられるローモードクラッチやハイモードクラッチ等が含まれる。このような摩擦締結要素は、一般に、流体伝動装置のロックアップクラッチに比べると、概して径が小さく、ピストン室の容積が小さく、ピストンの質量が小さく、ピストンの面振れが小さいから、応答性や制御性、ひいては制御精度に優れる、という利点を有する。
【０００４】
例えば、特許文献１には、燃費の改善及びアイドル振動の抑制を図るため、ニュートラル制御と称して、Ｄレンジでのアイドル停車時に、前進第１速段を達成する摩擦締結要素（フォワードクラッチ）を所定のスリップ状態に制御することが記載されている。これにより、クリープ現象の反作用としてエンジンに加えられる負荷トルクが減少し、燃費の改善及びアイドル振動の抑制が図られる。また、特許文献２には、ライン圧の最適化及び伝達効率の最良化を図るため、最も弱い摩擦締結要素、換言すれば最も高い作動圧を要求する摩擦締結要素を微小量（摩擦締結要素の耐久性を低下させない程度の量：例えば１０ｒｐｍ）スリップさせることが記載されている。
【０００５】
【特許文献１】
特開２０００−３０４１２５号公報
【特許文献２】
米国特許第５４００６７８号明細書
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ここで、特許文献１に記載の発明では、フォワードクラッチのスリップ制御は車両の停車時にのみ行われ、車両の発進時ないし発進後はフォワードクラッチは完全締結される。また、特許文献２に記載の発明では、摩擦締結要素のスリップ制御は、該摩擦締結要素がスリップしている状態からライン圧を上げていって該摩擦締結要素がもはやスリップしなくなるライン圧を求めるために行われる。つまり、従来、摩擦締結要素をスリップ制御するといっても、それはごく限られた状況及び目的でしか行われていなかった。もちろん、摩擦締結要素のスリップ制御と、ロックアップクラッチのスリップ制御とを連係して制御するようなことも行われていなかった。
【０００７】
もっとも、変速中のショックを吸収するために、摩擦締結要素を変速達成のためにスリップ制御すると共にロックアップクラッチを短時間だけ滑らせる、という制御は従来より知られている。しかし、上記摩擦締結要素は、前述したように応答性や制御精度に優れるので、この摩擦締結要素をより広範囲にスリップ制御して、例えばロックアップクラッチのスリップ制御等と連係して制御すると、相反する傾向にある燃費の向上とドライバビリティの向上（前述したようにトルク変動に伴うショックや振動等の吸収をいう）とを高次元で両立させることが可能となって好ましい。特に、車速が低い（例えば低回転の）領域では、トルク変動に伴うショックや振動が目立ち易いから、そのような領域で摩擦締結要素のスリップ制御とロックアップクラッチのスリップ制御とを連係制御すると、大きなドライバビリティの向上効果が期待される。
【０００８】
そこで、本発明は、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路上に備えられた、入出力要素間のスリップ状態が制御可能な摩擦締結要素と、同じく入出力要素間のスリップ状態が制御可能な流体伝動装置のロックアップクラッチとを車速が低い領域で広範囲に連係制御して、燃費の向上とドライバビリティの向上とを高次元で両立させることを課題とする。以下、その他の課題を含め、本発明を詳しく説明する。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
すなわち、本願の請求項１に記載の発明は、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路上に、入出力要素間のスリップ状態が制御可能な摩擦締結要素と、同じく入出力要素間のスリップ状態が制御可能な流体伝動装置のロックアップクラッチとを備える変速機の制御装置であって、上記摩擦締結要素のスリップ状態を制御する第１の制御手段と、上記ロックアップクラッチのスリップ状態を制御する第２の制御手段と、流体伝動装置に入力されるトルクを検出する入力トルク検出手段と、車速を検出する車速検出手段と、非変速時であることを判断する判断手段と、該判断手段で非変速時であると判断されたとき、上記車速検出手段で検出された車速が所定車速以下の領域で、上記入力トルク検出手段で検出された入力トルクに応じて、上記第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力制御と、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力制御とを連係して制御する連係制御手段とを備えることを特徴とする。
【００１０】
この発明によれば、非変速時に限り、所定車速以下の領域において（例えば低回転領域において）、流体伝動装置への入力トルクに応じて、変速機の摩擦締結要素のスリップ状態を制御する第１の制御手段と、流体伝動装置のロックアップクラッチのスリップ状態を制御する第２の制御手段とを連係して制御するから、上記摩擦締結要素とロックアップクラッチとを低回転領域で入力トルクに応じて広範囲にスリップ制御して、その連係により、相反する傾向にある燃費の向上（摩擦締結要素やロックアップクラッチをなるべくスリップさせないことで達成される）と、ドライバビリティの向上（逆に摩擦締結要素やロックアップクラッチをなるべくスリップさせることで達成される）とを高次元で両立させることが可能となる。
【００１１】
特に、入力トルクは運転者の加速要求やエンジンの運転状態等を反映するものであるから、この入力トルクに応じて動力伝達用摩擦締結要素の締結力とロックアップクラッチの締結力とを連係制御することによって、運転者の加速要求やエンジンの運転状態等が十分考慮された、バランスのよい、燃費向上効果とドライバビリティ向上効果との両立が達成される。
【００１２】
ここで、上記連係制御を行うための条件として非変速時であることを加えたのは、前述したように、そもそも変速中は、摩擦締結要素を変速達成のためにスリップ制御し、かつロックアップクラッチを変速ショック吸収のためにスリップ制御する場合があるので、そのような従来のスリップ制御は本発明に含まないことを明確化する意図からである。
【００１３】
次に、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、連係制御手段は、入力トルク検出手段で検出された入力トルクが小さいときは、第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力を小さくし、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力を大きくすると共に、上記入力トルクが大きくなるに従い、第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力を小から大への締結力特性で制御し、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力を大から小への締結力特性で制御することを特徴とする。
【００１４】
この発明によれば、入力トルクが小さいときは、摩擦締結要素の締結力が小さくされるから、該摩擦締結要素がスリップしやすくなって、トルク変動等による振動が吸収されやすくなる（ドライバビリティの向上）。また、同時に、ロックアップクラッチの締結力が大きくされるから、トルクコンバータの滑りによる動力のロスが軽減される（燃費の向上）。
【００１５】
しかも、入力トルクが大きくなるに従い、摩擦締結要素の締結力が次第に大きくされるから、トルクが確実に伝達されることとなる（伝達効率の向上）。また、同時に、ロックアップクラッチの締結力が次第に小さくされるから、トルクコンバータによるトルク増大作用を効果的に利用することができるようになる（加速性能の向上）。
【００１６】
次に、請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の発明において、車両の走行抵抗を検出する走行抵抗検出手段を備え、連係制御手段は、上記検出手段で検出された走行抵抗が大きくなるに応じて、第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力特性を締結力が大きくなる方向へ補正し、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力特性を締結力が小さくなる方向へ補正することを特徴とする。
【００１７】
この発明によれば、より大きいなトルクが必要となる走行抵抗が大きいときほど、摩擦締結要素の締結力が大きくされて、トルク伝達がより確実に行われると共に、ロックアップクラッチの締結力が小さくされて、トルク増大作用がより大きくなり、状況に合致した連係制御が達成される。
【００１８】
次に、請求項４に記載の発明は、請求項２に記載の発明において、アクセルペダルの踏込速度を検出する踏込速度検出手段を備え、連係制御手段は、上記検出手段で検出された踏込速度が大きくなるに応じて、第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力特性を締結力が大きくなる方向へ補正し、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力特性を締結力が小さくなる方向へ補正することを特徴とする。
【００１９】
この発明によれば、より大きなトルクが要求されているアクセルペダルの踏込速度が大きいときほど、摩擦締結要素の締結力が大きくされて、トルク伝達がより確実に行われると共に、ロックアップクラッチの締結力が小さくされて、トルク増大作用がより大きくなり、状況に合致した連係制御が達成される。
【００２０】
【発明の実施の形態】
本実施の形態においては、本発明は、図１に示す自動変速機１０に適用されている。この自動変速機１０は、エンジン１の出力が入力される流体伝動装置としてのトルクコンバータ２０と、該トルクコンバータ２０の出力が入力される２つの遊星歯車機構３０，４０とを有し、該遊星歯車機構３０，４０の動力伝達経路を切り換えるクラッチやブレーキ等の複数の摩擦締結要素５１〜５５及びワンウェイクラッチ５６の選択的作動により、表１に示すように、Ｄレンジの１〜４速、Ｓレンジの１〜３速、Ｌレンジの１〜２速、及びＲレンジの後退速が達成される（表中「○」が作動を示す）。
【００２１】
【表１】

【００２２】
トルクコンバータ２０は、エンジン出力軸２に連結されたケース２１と、該ケース２１に固設された入力要素としてのポンプ２２と、該ポンプ２２に対向して配置された出力要素としてのタービン２３と、これらのポンプ２２とタービン２３との間に配置されたステータ２５とを含み、タービン２３の回転がタービン軸２７を介して遊星歯車機構３０，４０に出力される。上記ステータ２５はワンウェイクラッチ２４を介して変速機ケース１１に支持されてトルク増大作用を果たす。トルクコンバータ２０は、後述するように、上記ポンプ２２とタービン２３とを直結するロックアップクラッチ２６を備える。また、コンバータケース２１を介してエンジン１により駆動されるオイルポンプ１２が配設されている。
【００２３】
タービン軸２７と第１遊星歯車機構３０のサンギヤ３１との間にフォワードクラッチ５１が、タービン軸２７と第２遊星歯車機構４０のサンギヤ４１との間にリバースクラッチ５２が、タービン軸２７と第２遊星歯車機構４０のキャリヤ４２との間に３−４クラッチ５３がそれぞれ設けられている。２−４ブレーキ５４は第２遊星歯車機構４０のサンギヤ４１を固定する。第１遊星歯車機構３０のリングギヤ３３と第２遊星歯車機構４０のキャリヤ４２とが連結されて、これらと変速機ケース１１との間にローリバースブレーキ５５とワンウエイクラッチ５６とが並列に配置されている。第１遊星歯車機構３０のキャリヤ３２と第２遊星歯車機構４０のリングギヤ４３とが連結されて、これらに出力ギヤ１３が接続されている。出力ギヤ１３が２つの中間ギヤ１４，１５を介して差動装置６０の入力ギヤ６１に噛合し、上記出力ギヤ１３の回転が差動装置６０を介して左右の車軸６２，６３から図外の駆動輪に伝達される。
【００２４】
図２に示すように、トルクコンバータ２０のロックアップクラッチ２６は、詳しくは、コンバータケース２１とタービン２３との間に位置している。ロックアップクラッチ２６は、コンバータケース２１を介してエンジン出力軸２とタービン軸２７とを直結する。ロックアップクラッチ２６は、タービン２３に固設され、コンバータケース２１内の締結室２６ａ内の作動油の圧力により常に締結方向に付勢されつつ、解放室２６ｂ内の作動油の圧力により解放方向に付勢される。
【００２５】
このロックアップクラッチ２６の油圧制御回路７０には、該ロックアップクラッチ２６のスリップ状態を制御する制御手段としてのデューティソレノイドバルブ７１とシフトバルブ７２とが配設されている。シフトバルブ７２には、デューティソレノイドバルブ７１で調整された制御圧の供給ライン７３の他、パイロット圧の供給ライン７４、一定圧に調整されたコンバータ圧の供給ライン７５、ロックアップクラッチ２６の締結室２６ａに通じる締結圧ライン７６、及び解放室２６ｂに通じる解放圧ライン７７が接続している。パイロット圧ライン７４からパイロット圧が供給されると、図示したように、シフトバルブ７２のスプール７２ａがスプリング７２ｂの付勢力に抗して図面上左側に位置し、締結圧ライン７６がコンバータ圧ライン７５と、解放圧ライン７７が制御圧ライン７３とそれぞれ連通して、コンバータ圧が締結用油圧に用いられ、制御圧が解放用油圧に用いられる。
【００２６】
この状態で、デューティソレノイドバルブ７１に印加するデューティ率（１ＯＮ−ＯＦＦ周期におけるＯＮ時間の比率）を大きくしていくと、制御圧（解放用油圧）ＰＬＵが小さくなっていき、その結果、ロックアップクラッチ２６の締結力が大きくなっていって、ロックアップクラッチ２６はついには完全締結される（ロックアップ状態）。一方、デューティ率を小さくしていくと、制御圧ＰＬＵが大きくなっていき、その結果、ロックアップクラッチ２６の締結力が小さくなっていって、ロックアップクラッチ２６はついには完全解放される（コンバータ状態）。そして、デューティ率をその間で制御することにより、制御圧ＰＬＵ、ひいてはロックアップクラッチ２６の締結力が調整され、ロックアップクラッチ２６は半ば締結される（スリップ状態）。
【００２７】
本実施の形態においては、複数の変速段達成用の摩擦締結要素５１〜５５のうち、少なくともフォワードクラッチ５１が、上記トルクコンバータ２０のロックアップクラッチ２６と同様、入力要素と出力要素との間のスリップ状態が制御可能に構成されている。ただし、本実施形態においては、上記表１に明示したように、フォワードクラッチ５１は１〜３速でのみ締結されるから、４速をカバーするため、３〜４速で締結される３−４クラッチ５３もまた入力要素と出力要素との間のスリップ状態が制御可能に構成されている。以下、フォワードクラッチ５１を例に取り説明するが、特に断らない限り、３−４クラッチ５３もこれに準じて同様である。
【００２８】
すなわち、図３に示すように、フォワードクラッチ５１は、タービン軸２７に固設された入力要素としてのドラム５１１と、第１遊星歯車機構３０のサンギア３１の構成部材３１０にスプライン嵌合された出力要素としてのハブ５１２と、これらのドラム５１１及びハブ５１２にそれぞれスプライン嵌合された複数の摩擦板５１３…５１３と、ドラム５１１内に軸方向に移動自在に収納されたピストン５１４とを有し、該ピストン５１４とドラム５１１との間に外周側締結室５１５及び内周側締結室５１６が形成されている。
【００２９】
このフォワードクラッチ５１の油圧制御回路８０には、該フォワードクラッチ５１のスリップ状態を制御する制御手段としてのデューティソレノイドバルブ８１とシフトバルブ８２とが配設されている。デューティソレノイドバルブ８１には、ライン圧の供給ライン８３、及び上記外周側締結室５１５に通じる外周側締結圧ライン８４が接続している。シフトバルブ８２には、同様に、ライン圧の供給ライン８５、及び上記内周側締結室５１６に通じる内周側締結圧ライン８６の他、上記デューティソレノイドバルブ８１で調整された制御圧の供給ライン８７が接続している。シフトバルブ８２にこの制御圧供給ライン８７から制御圧が供給されないときは、図示したように、シフトバルブ８２のスプール８２ａがスプリング８２ｂの付勢力により図面上左側に位置し、ライン圧供給ライン８５と内周側締結圧ライン８６とが遮断している。
【００３０】
この状態で、デューティソレノイドバルブ８１に印加するデューティ率を小さくしていくと、制御圧（外周側締結用油圧）ＰＦＷが大きくなっていき、その結果、フォワードクラッチ５１は、外周側締結室５１５にのみ油圧を受けて、比較的ゆっくりと締結動作が進行する。このとき、シフトバルブ８２のスプール８２ａが、同じく上記制御圧を受けて、スプリング８２ｂの付勢力に抗して図面上右側に移動していく。そして、該スプール８２ａの右側移動により、ライン圧供給ライン８５と内周側締結圧ライン８６とがついに連通すると、その連通度に応じた大きさの作動圧（内周側締結用油圧）が内周側締結室５１６に供給され、フォワードクラッチ５１は、両締結室５１５，５１６共に油圧を受けて、締結動作が比較的速やかに進行する。したがって、フォワードクラッチ５１に外周側締結用油圧ＰＦＷのみが供給される範囲内で、換言すれば、シフトバルブ８２を挟んでライン圧供給ライン８５と内周側締結圧ライン８６とが遮断している状態で、デューティソレノイドバルブ８１のデューティ率を制御することにより、フォワードクラッチ５１の締結力を精度よく調整し、フォワードクラッチ５１のスリップ制御を精度よく行うことができる。
【００３１】
図４に示すように、この自動変速機１０のコントロールユニット１００は、エンジン１のスロットル開度を検出するスロットル開度センサ１０１からの信号、エンジン回転数としてエンジン出力軸２の回転数Ｎｅを検出するエンジン回転センサ１０２からの信号、タービン回転数としてタービン軸２７の回転数Ｎｔを検出するタービン回転センサ１０３からの信号、車速として出力ギヤ１３の回転数（遊星歯車機構３０，４０の出力回転数）を検出する車速センサ１０４からの信号、作動油の温度を検出する油温センサ１０５からの信号、運転者により選択されているレンジでＯＮするレンジスイッチ１０６からの信号、アクセルペダルの非踏み込みでＯＮするアイドルスイッチ１０７からの信号、ブレーキペダルの踏み込みでＯＮするブレーキスイッチ１０８からの信号、及び道路勾配を検出する勾配センサ１０９からの信号等を入力する。そして、コントロールユニット１００は、それらの信号が示す車両の走行状態（特にスロットル開度及び車速）に基づいて、目標変速段を設定し、その目標変速段が達成されるように、上記摩擦締結要素５１〜５５に対する作動圧の給排を行う変速制御用デューティソレノイドバルブ８１，９１…９１に制御信号を出力する。また、コントロールユニット１００は、変速中でないときは、同じく上記信号が示す車両の走行状態（特にスロットル開度及び車速）を複数の領域に分類し、その分類結果に応じて、上記ロックアップクラッチ制御用デューティソレノイドバルブ７１及びフォワードクラッチ制御用デューティソレノイドバルブ８１に制御信号を出力し、ロックアップクラッチ２６のスリップ制御とフォワードクラッチ５１のスリップ制御とを連係して制御する。
【００３２】
以下、図５〜図７のフローチャートを参照して、上記連係制御の具体的動作の１例を説明する。まず、コントロールユニット１００は、ステップＳ１で、上記各種センサ・スイッチ類１０１〜１０９からの入力信号により車両の状態量を検出する。次いで、ステップＳ２で、Ｐレンジ又はＮレンジ、すなわち非走行レンジが選択されているか否かを判定し、ＮＯのとき、つまりＤレンジ等の走行レンジが選択されているときは、ステップＳ３に進む。ステップＳ３では、減速走行、すなわちアクセルペダルが非踏み込みか否かを判定し、ＮＯのとき、つまりアクセルペダルが踏み込まれているときは、ステップＳ４に進む。ステップＳ４では、定常走行、すなわちエンジン１の制御パラメータが大きな変動なく安定に推移しているか否かを判定し、ＹＥＳのとき、つまり定常走行時はステップＳ５に進み、ＮＯのとき、つまり非定常走行時（例えば発進時や加速時等の過渡状態であるとき）はステップＳ６に進む。
【００３３】
ステップＳ５では、定常時制御マップを用いてフォワードクラッチ５１の制御領域を設定し、ステップＳ６では、非定常時制御マップを用いてフォワードクラッチ５１の制御領域を設定する。ここで、定常時制御マップの具体的１例を図８に、非定常時制御マップの具体的１例を図９にそれぞれ示す。両マップ共、車速と、エンジン負荷を代表するパラメータの１つであるスロットル開度とに応じて、フォワードクラッチ５１を締結する締結領域と、フォワードクラッチ５１をスリップ制御するスリップ領域とが予め定められている。
【００３４】
図８の定常時制御マップでは、スリップ領域は、スロットル開度が低開度側の所定開度θ１以下で、かつ車速が低車速側の所定車速Ｖ１以下の領域に定められている。上記所定車速Ｖ１はスロットル開度に拘らず一定値であるのに対し、上記所定開度θ１は車速が大ほど大きくされている（すなわち右肩上がりの傾向である）。図９の非定常時制御マップでは、スリップ領域は、上記定常時制御マップに比べて、高スロットル開度側に拡大している。その場合、スロットル開度が大きいほど、スリップ領域と締結領域との境界を定める車速Ｌ１は低くされている。
【００３５】
なお、本実施形態においては、フォワードクラッチ５１は、上記締結領域では、弱締結状態とされる（それを実現する油圧は負荷及び回転に依存して予め決められる）。その結果、フォワードクラッチ５１を通過するトルクが瞬間的に変動したときには、フォワードクラッチ５１は瞬間的にスリップし、上記トルク変動に伴うショックや振動等が吸収される。一方、スリップ領域では、フォワードクラッチ５１は、そのスリップ量が所定の目標スリップ量に収束するようにフィードバック制御される。また、図８、図９に示したように、スロットル開度がごく小さい（すなわち全閉又は開度ゼロ近傍の）減速領域は、車速に拘らず、すなわち全車速に亘って、スリップ領域とされている。
【００３６】
図５のフローチャートに戻り、コントロールユニット１００は、上記のように、ステップＳ５又はＳ６で、フォワードクラッチ５１の制御領域を設定したのち、ステップＳ７で、今度は、制御マップを用いてロックアップクラッチ２６の制御領域を設定する。ここで、制御マップの具体的１例を図１０に示す。このロックアップクラッチ２６用の制御マップにおいても、上記図８、図９に例示したフォワードクラッチ５１用の制御マップと同様、車速と、エンジン負荷を代表するパラメータの１つであるスロットル開度とに応じて、ロックアップクラッチ２６を完全締結するロックアップ領域と、完全解放するコンバータ領域と、半ば締結するスリップ領域とが予め定められている。
【００３７】
この図１０の制御マップでは、ロックアップ領域は、車速に拘らず、すなわち全車速に亘って、スロットル開度が低開度側の所定開度θ２以下の領域に定められている。ここで、この第２の所定開度θ２は、上記図８、図９に例示したフォワードクラッチ５１のスリップ領域を定める第１の所定開度θ１よりも小さい開度に設定されている。この第２の所定開度θ２もまた、第１の所定開度θ１と同様、車速が大ほど大きくされている。その場合、第２の所定開度θ２は、上記図８、図９に例示したフォワードクラッチ５１のスリップ領域を定める所定車速Ｖ１と、該所定車速Ｖ１より高い第２の所定車速Ｖ２とにおいて、段差がつけられている。もっとも、このような特性は１例に過ぎず、段差はなくても構わない。また、図１０に示したように、スロットル開度がごく小さい（すなわち全閉又は開度ゼロ近傍の）減速領域は、車速に拘らず、すなわち全車速に亘って、ロックアップ領域とされている。
【００３８】
この図１０の制御マップでは、スリップ領域もまた、車速に拘らず、すなわち全車速に亘って定められている。その場合、スリップ領域は、スロットル開度が上記第１の所定開度θ１と第２の所定開度θ２との間の領域に定められている。
【００３９】
ここで、比較のため、従来のロックアップクラッチの制御マップの具体的一例を図１１に示す。すなわち、トルクコンバータのロックアップクラッチのみスリップ制御し、フォワードクラッチ等の他の摩擦締結要素を車両の走行状態に応じて広範囲にスリップ制御しない場合である。
【００４０】
この図１１の従来の制御マップでは、ロックアップ領域は、スロットル開度が低開度側の所定開度θｘ以下で、かつ車速が高車速側の上記第２の所定車速Ｖ２以上の領域に定められている。ここで、上記所定開度θｘは、図１０に例示した第２の所定開度θ２と略同じ値である。また、スリップ領域は、スロットル開度が同じく低開度側の所定開度θｘ以下で、かつ車速が低車速側の上記第１の所定車速Ｖ１と高車速側の上記第２の所定車速Ｖ２との間の領域に定められている。さらに、スロットル開度がごく小さい（すなわち全閉又は開度ゼロ近傍の）減速領域は、低車速側から順に、コンバータ領域、スリップ領域、及びロックアップ領域に分割されている。
【００４１】
つまり、本実施形態で採用する図１０の制御マップは、図１１に例示した従来の制御マップに比べて、ロックアップ領域及びスリップ領域が拡大され、その分コンバータ領域が縮小されている。その主な理由は、図８、図９に例示したように、フォワードクラッチ５１を、走行中、全域に亘って（ただし本実施形態においては前述したように１〜３速の範囲に限られる。４速時は３−４クラッチ５３を使ってカバーする）スリップさせるようにしたからである。すなわち、前述したように、定常走行時であるときも、また非定常走行時であるときも、スリップ領域においては、フォワードクラッチ５１は、スリップ量が所定の目標スリップ量（ゼロを除く）に収束するようにフィードバック制御される。一方、締結領域においては、フォワードクラッチ５１は、弱締結状態とされて（目標スリップ量がゼロ狙い）、瞬間的なトルク変動時に限ってスリップすることが許容されている。よって、車両の走行中は、まず全域に亘って、フォワードクラッチ５１の自主的な（自然発生的な）スリップにより、瞬間的なトルク変動に伴うショックや振動等が吸収されると共に、特に低車速側においては、フォワードクラッチ５１をより積極的にスリップさせることにより、低車速側で目立ち易いトルク変動に伴うショックや振動等がより一層確実に吸収される。
【００４２】
このように、フォワードクラッチ５１の側で、ドライバビリティの向上（トルク変動に伴うショックや振動等の吸収）を全域に亘って担うようにしたから、ロックアップクラッチ２６のコンバータ領域を縮小することができ、その結果、ロックアップクラッチ２６の側で、燃費の向上を可及的に図ることができる。
【００４３】
再び図５のフローチャートに戻り、コントロールユニット１００は、上記のように、ステップＳ７で、ロックアップクラッチ２６の制御領域を設定したのち、ステップＳ８で、領域分類マップを用いて車両の走行状態を複数の領域Ａ〜Ｆのいずれかに分類する。ここで、領域分類マップの具体的１例を図１２に示す。この領域分類マップは、結局のところ、上記図８、図９に例示したフォワードクラッチ５１の制御マップと、図１０に例示したロックアップクラッチ２６の制御マップとを組み合わせて得られるもので、車速と、エンジン負荷を代表するパラメータの１つであるスロットル開度とに応じて、全域が複数（図例では６つ）の領域Ａ〜Ｆに予め分類されている。もっとも、スロットル開度がごく小さい（すなわち全閉又は開度ゼロ近傍の）減速領域Ｇと、ＰレンジやＮレンジが選択された非走行領域（駐停車領域）Ｎも併せて示されている。
【００４４】
すなわち、図１３にまとめたように、領域Ａは、上記図８、図９に例示したフォワードクラッチ５１の制御マップと、図１０に例示したロックアップクラッチ２６の制御マップとから明らかなように、ロックアップクラッチ２６をロックアップ状態とし、フォワードクラッチ５１をスリップ状態とする領域である。したがって、フォワードクラッチ５１の側でドライバビリティの向上を図りながら、ロックアップクラッチ２６の側で燃費の向上を図ることができる。
【００４５】
次に、領域Ｂは、ロックアップクラッチ２６もフォワードクラッチ５１も共にスリップ状態とする領域である。したがって、フォワードクラッチ５１の側でドライバビリティの向上を図りながら、ロックアップクラッチ２６の側で燃費の向上とドライバビリティの向上の両立を図ることができる。
【００４６】
次に、領域Ｃは、ロックアップクラッチ２６をコンバータ状態とし、フォワードクラッチ５１を、非定常走行時はスリップ状態、定常走行時は弱締結状態とする領域である。したがって、いずれの場合も、フォワードクラッチ５１の側でドライバビリティの向上を図りながら、ロックアップクラッチ２６の側でトルク増大作用（走り重視）を図ることができる。
【００４７】
次に、領域Ｄは、ロックアップクラッチ２６をコンバータ状態とし、フォワードクラッチ５１を弱締結状態とする領域である。したがって、フォワードクラッチ５１の側でドライバビリティの向上を図りながら、ロックアップクラッチ２６の側でトルク増大作用（走り重視）を図ることができる。
【００４８】
次に、領域Ｅは、ロックアップクラッチ２６をスリップ状態とし、フォワードクラッチ５１を弱締結状態とする領域である。したがって、フォワードクラッチ５１の側でドライバビリティの向上を図りながら、ロックアップクラッチ２６の側で燃費の向上とドライバビリティの向上の両立を図ることができる。
【００４９】
そして、領域Ｆは、ロックアップクラッチ２６をロックアップ状態とし、フォワードクラッチ５１を弱締結状態とする領域である。したがって、フォワードクラッチ５１の側でドライバビリティの向上を図りながら、ロックアップクラッチ２６の側で燃費の向上を図ることができる。
【００５０】
また、減速領域Ｇは、領域Ａと同様、ロックアップクラッチ２６をロックアップ状態とし、フォワードクラッチ５１をスリップ状態とする領域である。したがって、フォワードクラッチ５１の側でドライバビリティの向上を図りながら、ロックアップクラッチ２６の側で燃費の向上を図ることができる。
【００５１】
さらに、非走行領域Ｎは、ロックアップクラッチ２６をロックアップ状態とし、フォワードクラッチ５１を解放状態とする領域である。したがって、フォワードクラッチ５１の側で動力伝達を遮断しながら、ロックアップクラッチ２６の側でいち早い発進時動作に対応することができる。
【００５２】
再び図５のフローチャートに戻り、コントロールユニット１００は、上記のように、ステップＳ８で、車両の走行状態を領域分類したのち、ステップＳ９で、変速中か否かを判定し、ＮＯのとき、つまり非変速時はステップＳ１０に進んで、分類した領域に応じてフォワードクラッチ５１及びロックアップクラッチ２６を図１３の内容に従い制御し、ＹＥＳのとき、つまり変速時はステップＳ１１に進んで、別途変速制御を実行する。
【００５３】
ここで、上記ステップＳ１１の変速制御においては（特にフォワードクラッチ５１が関与する３〜４速間の変速制御においては）、フォワードクラッチ５１を変速達成のためにスリップ制御し、かつロックアップクラッチ２６を変速ショック吸収のためにスリップ制御する（このような変速中のスリップ連係制御は本発明に含まれない）。
【００５４】
一方、ステップＳ２でＹＥＳのとき、つまりＰレンジやＮレンジの非走行レンジが選択されているときは、ステップＳ１２で、車両の走行状態を非走行領域（駐停車領域）Ｎに分類したのち、ステップＳ１０に進んで、該領域Ｎに応じてフォワードクラッチ５１及びロックアップクラッチ２６を図１３の内容に従い制御する。また、ステップＳ３でＹＥＳのとき、つまりアクセルペダルが非踏み込みの減速走行であるときは、ステップＳ１３で、車両の走行状態をスロットル開度がごく小さい（すなわち全閉又は開度ゼロ近傍の）減速領域Ｇに分類したのち、ステップＳ９で非変速時であることを確認したうえでステップＳ１０に進んで、該領域Ｇに応じてフォワードクラッチ５１及びロックアップクラッチ２６を図１３の内容に従い制御する。
【００５５】
そして、このステップ１０におけるフォワードクラッチ５１及びロックアップクラッチ２６の制御は、およそ図６、図７にそれぞれ例示したフローチャートに従い行われる。まず、フォワードクラッチ５１においては、コントロールユニット１００は、図６のステップＳ２１で、各種センサ・スイッチ類１０１〜１０９からの入力信号により車両の状態量を検出したのち、ステップＳ２２で、実締結力ＦＦＷを算出する。この場合、実締結力ＦＦＷは、フォワードクラッチ５１に作用している油圧（すなわち外周側締結用油圧ＰＦＷ）と、摩擦板５１３…５１３間の摩擦面積Ｍと、同じく摩擦板５１３…５１３間の摩擦係数μとを乗じた値である。
【００５６】
次いで、ステップＳ２３で、上記状態量に応じて目標締結力ＦＦＷｏを設定したのち、ステップＳ２４で、目標締結力ＦＦＷｏが実締結力ＦＦＷより大きいか否かを判定し、大きい場合は、ステップＳ２５で、フォワードクラッチ５１が締結する方向に制御圧（外周側締結用油圧）ＰＦＷを変更（増大）し、小さい場合は、ステップＳ２６で、フォワードクラッチ５１が解放する方向に制御圧（外周側締結用油圧）ＰＦＷを変更（減少）する。
【００５７】
一方、ロックアップクラッチ２６においては、コントロールユニット１００は、図７のステップＳ３１で、各種センサ・スイッチ類１０１〜１０９からの入力信号により車両の状態量を検出したのち、ステップＳ３２で、実締結力ＦＬＵを算出する。この場合、実締結力ＦＬＵは、ロックアップクラッチ２６に作用している油圧（締結用油圧と制御圧（解放用油圧）ＰＬＵとの差圧）と、ロックアップクラッチ２６とコンバータケース２１との間の摩擦面積Ｍ′と、同じくロックアップクラッチ２６とコンバータケース２１との間の摩擦係数μ′とを乗じた値である。
【００５８】
次いで、ステップＳ３３で目標締結力ＦＬＵｏを設定したのち、ステップＳ３４で、目標締結力ＦＬＵｏが実締結力ＦＬＵより大きいか否かを判定し、大きい場合は、ステップＳ３５で、ロックアップクラッチ２６が締結する方向に制御圧（解放用油圧）ＰＬＵを変更（減少）し、小さい場合は、ステップＳ３６で、ロックアップクラッチ５１が解放する方向に制御圧（解放用油圧）ＰＬＵを変更（増加）する。
【００５９】
ところで、この自動変速機１０のコントロールユニット１００は、変速機が変速中でないと判断され、車速センサ１０４で検出された車速が所定の車速Ｖ１以下の領域、すなわち領域Ａ，Ｂ，Ｃでは、変速機１０への入力トルク（スロットル開度及びエンジン回転数に基づいて演算）に応じて、フォワードクラッチ５１の締結力制御と、ロックアップクラッチ２６の締結力制御とを連係して制御する。
【００６０】
すなわち、図１４に示すように、入力トルクが小さいときは、フォワードクラッチ５１の締結力を小さくし、ロックアップクラッチ２６の締結力を大きくする。また、上記入力トルクが大きくなるに従い、フォワードクラッチ５１の締結力を小から大への締結力特性で制御し、ロックアップクラッチ２６の締結力を大から小への締結力特性で制御する。なお、締結力特性を直線状の特性としているが、曲線状あるいは階段状の特性としてもよい。
【００６１】
これによれば、フォワードクラッチ５１とロックアップクラッチ２６とを低回転領域で入力トルクに応じて広範囲にスリップ制御して、その連係により、相反する燃費の向上（フォワードクラッチ５１やロックアップクラッチ２６をなるべくスリップさせないことで達成される）と、ドライバビリティの向上（逆にフォワードクラッチ５１やロックアップクラッチ２６をなるべくスリップさせることで達成される）とを高次元で両立させることが可能となる。
【００６２】
特に、入力トルクは運転者の加速要求やエンジンの運転状態等を反映するものであるから、この入力トルクに応じてフォワードクラッチ５１の締結力とロックアップクラッチ２６の締結力とを連係制御することによって、運転者の加速要求やエンジンの運転状態等が十分考慮された、バランスのよい、燃費向上効果とドライバビリティ向上効果との両立が達成される。
【００６３】
その場合に、入力トルクが小さいときは、フォワードクラッチ５１の締結力が小さくされるから、該フォワードクラッチ５１がスリップしやすくなって、トルク変動等による振動が吸収されやすくなる（ドライバビリティの向上）。また、同時に、ロックアップクラッチ２６の締結力が大きくされるから、トルクコンバータ２０の滑りによる動力のロスが軽減される（燃費の向上）。
【００６４】
しかも、入力トルクが大きくなるに従い、フォワードクラッチ５１の締結力が次第に大きくされるから、トルクが確実に伝達されることとなる（伝達効率の向上）。また、同時に、ロックアップクラッチ２６の締結力が次第に小さくされるから、トルクコンバータ２０によるトルク増大作用を効果的に利用することができるようになる（加速性能の向上）。
ところで、前述したフォワードクラッチ５１の締結力特性は、勾配センサ１０９で検出された勾配が大きくなる（上り勾配がきつくなる）に応じて、すなわち走行抵抗が大きくなるに応じて、図１５に矢印アで示すように、締結力が大きくなる方向へ補正され、ロックアップクラッチ２６の締結力特性は、走行抵抗が大きくなるに応じて、図１６に矢印イで示すように、締結力が小さくなる方向へ補正される。
【００６５】
これによれば、より大きなトルクが必要となる走行抵抗が大きいときほど、フォワードクラッチ５１の締結力が大きくされて、トルク伝達がより確実に行われると共に、ロックアップクラッチ２６の締結力が小さくされて、トルク増大作用がより大きくなり、状況に合致した連係制御が達成される。
【００６６】
ここで、本実施の形態においては、走行抵抗に基づいてフォワードクラッチ５１の締結力特性及びロックアップクラッチ２６の締結力特性を補正したが、アクセルの踏込速度にほぼ比例する単位時間当りのスロットル開度の変化量Δｔｖｏに基づいて補正してもよい。すなわち、フォワードクラッチ５１の締結力特性を、上記変化量Δｔｖｏが大きくなるに応じて、図１５に矢印アで示すように、締結力が大きくなる方向へ補正し、ロックアップクラッチ２６の締結力特性を、上記変化量Δｔｖｏが大きくなるに応じて、図１６に矢印イで示す示すように、締結力が小さくなる方向へ補正するのである。
【００６７】
これによれば、より大きなトルクが要求されているアクセルペダルの踏込速度が大きいときほど、フォワードクラッチ５１の締結力が大きくされて、トルク伝達がより確実に行われると共に、ロックアップクラッチ２６の締結力が小さくされて、トルク増大作用がより大きくなり、状況に合致した連係制御が達成される。
【００６８】
また、入力トルクに応じてフォワードクラッチ５１及びロックアップクラッチ２６の締結力を変更するようにしたが、入力トルクに応じてフォワードクラッチ５１及びロックアップクラッチ２６の目標スリップ量を変更するようにしてもよい。
【００６９】
なお、上記実施形態では、スリップ制御の対象としての摩擦締結要素として、フォワードクラッチ５１を利用したが、前述したように、これに代えて、あるいはこれと共に、３−４クラッチ５３をスリップ制御してもよい。また、変速段達成用の摩擦締結要素に限らず、始動クラッチや発進クラッチ等も好適にスリップ制御可能である。
【００７０】
また、上記実施形態では、変速機が自動変速機１０の場合であったが、これに代えて、無段変速機であってもよい。その場合、スリップ制御の対象としての摩擦締結要素として、前後進切換クラッチが好適に利用でき、さらには、ギヤードニュートラルが達成可能な無段変速機の場合は、ローモードクラッチやハイモードクラッチ等のモード切換用クラッチ等が好適に利用可能である。
【００７１】
【発明の効果】
以上、具体例を挙げて詳しく説明したように、本発明によれば、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路上に備えられた、入出力要素間のスリップ状態が制御可能な摩擦締結要素と、同じく入出力要素間のスリップ状態が制御可能な流体伝動装置のロックアップクラッチとを車速が低い（例えば低回転の）領域で広範囲に連係制御することにより、燃費の向上とドライバビリティの向上とを高次元で両立させることができる。本発明は、自動車等に搭載される自動変速機や無段変速機等の変速機一般の技術分野において幅広い産業上の利用可能性を有する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態に係る自動変速機の骨子図である。
【図２】上記自動変速機のトルクコンバータ及びロックアップクラッチの油圧制御回路を示す構造図である。
【図３】上記自動変速機のフォワードクラッチ及び油圧制御回路を示す構造図である。
【図４】上記自動変速機の制御システム構成図である。
【図５】上記ロックアップクラッチのスリップ制御とフォワードクラッチのスリップ制御との連係制御の具体的動作の１例を示すフローチャートである。
【図６】上記フォワードクラッチのスリップ制御（締結力制御）の具体的動作の１例を示すフローチャートである。
【図７】上記ロックアップクラッチのスリップ制御（締結力制御）の具体的動作の１例を示すフローチャートである。
【図８】上記フォワードクラッチの制御領域の設定に用いられる定常走行時用の制御マップの具体的１例を示す図である。
【図９】同じく非定常走行時用の制御マップの具体的１例を示す図である。
【図１０】上記ロックアップクラッチの制御領域の設定に用いられる制御マップの具体的１例を示す図である。
【図１１】同じく従来の制御マップの具体的１例を示す図である。
【図１２】車両の走行状態の領域分類に用いられる領域分類マップの具体的１例を示す図である。
【図１３】上記分類された領域毎の制御内容をまとめたテーブルである。
【図１４】入力トルクに対するフォワードクラッチ及びロックアップクラッチの締結力特性を示す図である。
【図１５】フォワードクラッチの締結力特性の補正図である。
【図１６】ロックアップクラッチの締結力特性の補正図である。
【符号の説明】
１エンジン
１０自動変速機
２０トルクコンバータ（流体伝動装置）
２６ロックアップクラッチ
３０，４０遊星歯車機構
５１フォワードクラッチ（摩擦締結要素）
５３３−４クラッチ（摩擦締結要素）
７１ロックアップクラッチ制御用デューティソレノイドバルブ（第２の制御手段）
８１フォワードクラッチ制御用デューティソレノイドバルブ（第１の制御手段）
１００コントロールユニット（判断手段、連係制御手段、踏込速度検出手段）
１０１スロットル開度センサ（入力トルク検出手段、踏込速度検出手段）
１０４車速センサ（車速検出手段）
１０９勾配センサ（走行抵抗検出手段）[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention belongs to the technical field of a transmission control device.
[0002]
[Prior art]
For example, in an automatic transmission mounted on an automobile or the like, a fluid transmission device such as a torque converter is provided on a power transmission path between an engine and drive wheels, and the transmission device includes an input element such as a pump and a turbine and the like. A lock-up clutch that directly connects to the output element is provided. The lock-up clutch is controlled based on the running state of the vehicle such as the engine load and the vehicle speed. For example, a low-load high-speed region is in a lock-up region, a high-load low-speed region is in a converter region, and a low-load medium rotation region is in a low-load medium rotation region. It is set in the slip area. In the lock-up region, the input element and the output element of the fluid transmission are completely fastened to improve fuel efficiency, and in the converter region, the input element and the output element are completely released to increase the torque. In the slip region, the input element and the output element are partially connected halfway, thereby achieving both improvement in fuel efficiency and improvement in drivability (for example, absorption of shock and vibration due to torque fluctuation). However, such a lock-up clutch is generally inferior in responsiveness and controllability, and therefore control accuracy, because the diameter is large, the volume of the piston chamber is large, the mass of the piston is large, and the surface runout of the piston is large. There are problems.
[0003]
On the other hand, it is known that various other types of friction fastening elements are disposed on a power transmission path between the engine and the drive wheels, and the friction fastening elements are controlled to a predetermined slip state. The frictional engagement element referred to here includes, for example, a clutch for achieving a shift speed such as a forward clutch used for switching a power transmission path of a planetary gear mechanism to achieve a plurality of shift speeds, and an engine and a fluid transmission device. Start or start clutch used to reduce or increase the rotational load on the engine by connecting or disconnecting the power transmission between the transmission and the fluid transmission and the transmission, or mainly used with a continuously variable transmission A forward / reverse switching clutch that is used to reverse the output rotation of the transmission in forward and reverse directions, and is used in combination with a continuously variable transmission that can achieve geared neutral. A low mode clutch and a high mode clutch used for switching to a high mode with a small size are included. Generally, such a friction fastening element has a smaller diameter, a smaller volume of the piston chamber, a smaller mass of the piston, and a smaller surface runout of the piston as compared with the lock-up clutch of the fluid transmission, so that the responsiveness and the like are improved. It has the advantage of excellent controllability and, consequently, excellent control accuracy.
[0004]
For example, in Patent Document 1, in order to improve fuel economy and suppress idle vibration, a friction engagement element (forward clutch) that achieves a first forward speed when idling is stopped in a D range is called neutral control. It is described that control is performed to a predetermined slip state. This reduces the load torque applied to the engine as a reaction to the creep phenomenon, thereby improving fuel economy and suppressing idle vibration. Further, in order to optimize the line pressure and optimize the transmission efficiency, Patent Document 2 discloses that the weakest frictional engagement element, in other words, the frictional engagement element that requires the highest operating pressure is a very small amount (the frictional engagement element It is described that slipping is performed so as not to reduce the durability: for example, 10 rpm.
[0005]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-304125 [Patent Document 2]
US Patent No. 5,400,678
[Problems to be solved by the invention]
Here, in the invention described in Patent Literature 1, slip control of the forward clutch is performed only when the vehicle is stopped, and the forward clutch is completely engaged when the vehicle starts or after the vehicle starts. Further, in the invention described in Patent Document 2, the slip control of the friction fastening element determines the line pressure at which the friction fastening element no longer slips by increasing the line pressure from the state where the friction fastening element is slipping. Done for. That is, conventionally, even though the frictional engagement element is slip-controlled, it is performed only in a very limited number of situations and purposes. Needless to say, the slip control of the frictional engagement element and the slip control of the lock-up clutch have not been linked and controlled.
[0007]
However, in order to absorb a shock during shifting, control of slip control of a frictional engagement element to achieve shifting and sliding of a lock-up clutch for a short time is conventionally known. However, since the friction engagement element is excellent in responsiveness and control accuracy as described above, if the friction engagement element is slip-controlled in a wider range, for example, in conjunction with the slip control of a lock-up clutch and the like, it is contradictory. It is possible to achieve both high fuel efficiency and drivability improvement (which means absorption of shocks and vibrations due to torque fluctuation as described above) at a high level. In particular, in a region where the vehicle speed is low (for example, at a low rotation speed), shocks and vibrations due to torque fluctuations are easily conspicuous. Therefore, if the slip control of the friction engagement element and the slip control of the lock-up clutch are linked and controlled in such a region, A great improvement in drivability is expected.
[0008]
Therefore, the present invention provides a friction fastening element provided on a power transmission path between an engine and a driving wheel, the slip state between input and output elements being controllable, and the slip state between input and output elements being similarly controllable. It is an object of the present invention to control the lock-up clutch of a fluid transmission device in a wide range in a low vehicle speed range to achieve both high fuel efficiency and high drivability at a high level. Hereinafter, the present invention will be described in detail including other problems.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
That is, the invention according to claim 1 of the present application is a friction coupling element having a controllable slip state between input and output elements and a slip between input and output elements on a power transmission path between the engine and the drive wheels. A control device for a transmission including a lock-up clutch of a fluid transmission device whose state can be controlled, wherein the first control means controls a slip state of the frictional engagement element, and controls a slip state of the lock-up clutch. Second control means for detecting torque input to the fluid transmission, input torque detection means for detecting torque input to the hydraulic power transmission, vehicle speed detection means for detecting vehicle speed, determination means for determining that the vehicle is not shifting, and the determination means When it is determined that the vehicle is not shifting, the vehicle speed detected by the vehicle speed detection means is equal to or less than a predetermined vehicle speed, and the vehicle speed is determined according to the input torque detected by the input torque detection means. Wherein the the comprising a fastening force control of the friction engagement element by the control means, and a linkage control unit that controls in conjunction with a fastening force control of the lock-up clutch according to the second control means.
[0010]
According to the present invention, only in the non-shifting state, in the region below the predetermined vehicle speed (for example, in the low rotation region), the first state of controlling the slip state of the frictional engagement element of the transmission according to the input torque to the fluid transmission is controlled. And the second control means for controlling the slip state of the lock-up clutch of the fluid transmission device are controlled in cooperation with each other, so that the frictional engagement element and the lock-up clutch are controlled in accordance with the input torque in a low rotation range. By controlling the slip over a wide range and improving the fuel economy (which can be achieved by minimizing the frictional engagement element and the lock-up clutch as much as possible) and improving the drivability (conversely, the frictional engagement element And achieved by slipping the lock-up clutch as much as possible) at a high level.
[0011]
In particular, since the input torque reflects the driver's request for acceleration, the operating state of the engine, and the like, the engagement force of the power transmission friction engagement element and the engagement force of the lock-up clutch are linked and controlled according to the input torque. By doing so, it is possible to achieve a good balance between the fuel consumption improving effect and the drivability improving effect in consideration of the driver's acceleration request and the engine operating state.
[0012]
Here, the fact that the condition for non-shifting is added as a condition for performing the above-described linkage control is that, as described above, during shifting in the first place, the frictional engagement element is slip-controlled to achieve the shifting, and the lock-up is performed. This is for the purpose of clarifying that such conventional slip control is not included in the present invention because the clutch may be subjected to slip control to absorb a shift shock.
[0013]
Next, according to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, when the input torque detected by the input torque detecting means is small, the linkage control means controls the friction engagement element by the first control means. And the engagement force of the lock-up clutch by the second control means is increased, and as the input torque increases, the engagement force of the friction engagement element by the first control means is changed from small to large. It is characterized in that the control is performed by the engagement force characteristic and the engagement force of the lock-up clutch by the second control means is controlled by the large to small engagement force characteristic.
[0014]
According to the present invention, when the input torque is small, the fastening force of the friction fastening element is reduced, so that the friction fastening element easily slips and vibration due to torque fluctuation or the like is easily absorbed (drivability is reduced). Improvement). At the same time, since the engagement force of the lock-up clutch is increased, power loss due to slippage of the torque converter is reduced (improved fuel efficiency).
[0015]
Moreover, as the input torque increases, the fastening force of the friction fastening element gradually increases, so that the torque can be transmitted reliably (improvement in transmission efficiency). At the same time, the engagement force of the lock-up clutch is gradually reduced, so that the torque increasing effect of the torque converter can be effectively used (improvement of acceleration performance).
[0016]
Next, according to a third aspect of the present invention, in the second aspect of the present invention, there is provided a running resistance detecting means for detecting a running resistance of the vehicle, and the linkage control means includes a running resistance detected by the detecting means. In accordance with the increase, the fastening force characteristic of the frictional engagement element by the first control means is corrected to increase the engagement force, and the engagement force characteristic of the lock-up clutch by the second control means is decreased by the engagement force. It is characterized in that correction is made to
[0017]
According to the present invention, as the running resistance requiring a larger torque is larger, the fastening force of the friction fastening element is increased, the torque transmission is performed more reliably, and the fastening force of the lock-up clutch is reduced. As a result, the torque increasing effect is further increased, and the cooperative control suitable for the situation is achieved.
[0018]
Next, according to a fourth aspect of the present invention, in accordance with the second aspect of the present invention, there is provided a stepping speed detecting means for detecting a stepping speed of an accelerator pedal, and the link control means is provided with a stepping speed detected by the detecting means. As the value increases, the fastening force characteristic of the frictional engagement element by the first control means is corrected to increase the engagement force, and the engagement force characteristic of the lock-up clutch by the second control means decreases. It is characterized by correcting in the direction.
[0019]
According to the present invention, as the stepping speed of the accelerator pedal, for which a larger torque is required, is increased, the engagement force of the friction engagement element is increased, so that the torque transmission is performed more reliably and the engagement of the lock-up clutch is performed. The force is reduced, the torque increasing effect is greater, and a coordinated control that is tailored to the situation is achieved.
[0020]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
In the present embodiment, the present invention is applied to the automatic transmission 10 shown in FIG. The automatic transmission 10 has a torque converter 20 as a fluid transmission device to which the output of the engine 1 is input, and two planetary gear mechanisms 30 and 40 to which the output of the torque converter 20 is input. As shown in Table 1, by selectively operating a plurality of frictional engagement elements 51 to 55 such as clutches and brakes for switching the power transmission paths of the gear mechanisms 30 and 40 and the one-way clutch 56, the first to fourth speeds of the D range, The first to third speeds of the range, the first and second speeds of the L range, and the reverse speed of the R range are achieved ("O" in the table indicates operation).
[0021]
[Table 1]

[0022]
The torque converter 20 includes a case 21 connected to the engine output shaft 2, a pump 22 fixed to the case 21 as an input element, and a turbine 23 as an output element arranged to face the pump 22. And the stator 25 disposed between the pump 22 and the turbine 23, and the rotation of the turbine 23 is output to the planetary gear mechanisms 30 and 40 via the turbine shaft 27. The stator 25 is supported by the transmission case 11 via the one-way clutch 24 and performs a torque increasing action. The torque converter 20 includes a lock-up clutch 26 that directly connects the pump 22 and the turbine 23 as described later. Further, an oil pump 12 driven by the engine 1 via a converter case 21 is provided.
[0023]
A forward clutch 51 is provided between the turbine shaft 27 and the sun gear 31 of the first planetary gear mechanism 30, and a reverse clutch 52 is provided between the turbine shaft 27 and the sun gear 41 of the second planetary gear mechanism 40. A 3-4 clutch 53 is provided between the planetary gear mechanism 40 and the carrier 42. The 2-4 brake 54 fixes the sun gear 41 of the second planetary gear mechanism 40. The ring gear 33 of the first planetary gear mechanism 30 and the carrier 42 of the second planetary gear mechanism 40 are connected, and a low reverse brake 55 and a one-way clutch 56 are arranged in parallel between the ring gear 33 and the transmission case 11. I have. The carrier 32 of the first planetary gear mechanism 30 and the ring gear 43 of the second planetary gear mechanism 40 are connected, and the output gear 13 is connected to them. The output gear 13 meshes with the input gear 61 of the differential device 60 via the two

intermediate gears

14 and 15, and the rotation of the output gear 13 is transmitted from the left and right axles 62 and 63 via the differential device 60 (not shown). It is transmitted to the drive wheels.
[0024]
As shown in FIG. 2, the lock-up clutch 26 of the torque converter 20 is specifically located between the converter case 21 and the turbine 23. Lock-up clutch 26 directly connects engine output shaft 2 and turbine shaft 27 via converter case 21. The lock-up clutch 26 is fixed to the turbine 23, and is constantly urged in the fastening direction by the pressure of the hydraulic oil in the fastening chamber 26a in the converter case 21 and in the release direction by the pressure of the hydraulic oil in the release chamber 26b. Be energized.
[0025]
The hydraulic control circuit 70 of the lock-up clutch 26 is provided with a duty solenoid valve 71 and a shift valve 72 as control means for controlling the slip state of the lock-up clutch 26. The shift valve 72 has a control pressure supply line 73 adjusted by the duty solenoid valve 71, a pilot pressure supply line 74, a converter pressure supply line 75 adjusted to a constant pressure, and a lock chamber of the lock-up clutch 26. A fastening pressure line 76 leading to the release chamber 26b is connected to a fastening pressure line 76 leading to the release chamber 26b. When the pilot pressure is supplied from the pilot pressure line 74, as shown, the spool 72a of the shift valve 72 is positioned on the left side in the drawing against the urging force of the spring 72b, and the fastening pressure line 76 is connected to the converter pressure line 75. And the release pressure line 77 communicates with the control pressure line 73, respectively, so that the converter pressure is used for the engagement hydraulic pressure and the control pressure is used for the release hydraulic pressure.
[0026]
In this state, when the duty ratio (the ratio of the ON time in one ON-OFF cycle) applied to the duty solenoid valve 71 is increased, the control pressure (release hydraulic pressure) PLU decreases, and as a result, lock-up occurs. As the fastening force of the clutch 26 increases, the lock-up clutch 26 is finally completely engaged (lock-up state). On the other hand, as the duty ratio decreases, the control pressure PLU increases, and as a result, the engagement force of the lock-up clutch 26 decreases, and the lock-up clutch 26 is finally completely released (converter Status). Then, by controlling the duty ratio in the meantime, the control pressure PLU, and eventually the engagement force of the lock-up clutch 26 is adjusted, and the lock-up clutch 26 is partially engaged (slip state).
[0027]
In the present embodiment, at least the forward clutch 51 of the plurality of frictional engagement elements 51 to 55 for achieving the gear position is connected between the input element and the output element similarly to the lockup clutch 26 of the torque converter 20. The slip state is configured to be controllable. However, in the present embodiment, as clearly shown in Table 1 above, the forward clutch 51 is engaged only in the first to third speeds, so that the forward clutch 51 is engaged in the third to fourth speeds to cover the fourth speed. The clutch 53 is also configured so that the slip state between the input element and the output element can be controlled. Hereinafter, the forward clutch 51 will be described as an example, but the same applies to the 3-4 clutch 53 unless otherwise specified.
[0028]
That is, as shown in FIG. 3, the forward clutch 51 includes a drum 511 as an input element fixed to the turbine shaft 27 and an output spline-fitted to the component 310 of the sun gear 31 of the first planetary gear mechanism 30. A hub 512 as an element, a plurality of friction plates 513... 513 spline-fitted to the drum 511 and the hub 512, respectively, and a piston 514 housed in the drum 511 so as to be movable in the axial direction. An outer-side fastening chamber 515 and an inner-side fastening chamber 516 are formed between the piston 514 and the drum 511.
[0029]
The hydraulic control circuit 80 of the forward clutch 51 is provided with a duty solenoid valve 81 and a shift valve 82 as control means for controlling the slip state of the forward clutch 51. The duty solenoid valve 81 is connected to a line pressure supply line 83 and an outer peripheral side fastening pressure line 84 communicating with the outer peripheral side fastening chamber 515. Similarly, the shift valve 82 has a line pressure supply line 85, an inner peripheral side fastening pressure line 86 communicating with the inner peripheral side fastening chamber 516, and a control pressure supply line adjusted by the duty solenoid valve 81. 87 is connected. When the control pressure is not supplied from the control pressure supply line 87 to the shift valve 82, the spool 82a of the shift valve 82 is located on the left side in the drawing by the urging force of the spring 82b, as shown in FIG. The connection with the inner peripheral side fastening pressure line 86 is interrupted.
[0030]
In this state, when the duty ratio applied to the duty solenoid valve 81 is reduced, the control pressure (the outer peripheral side engagement hydraulic pressure) PFW increases, and as a result, the forward clutch 51 is moved to the outer peripheral side engagement chamber 515. Only by receiving the hydraulic pressure, the fastening operation proceeds relatively slowly. At this time, the spool 82a of the shift valve 82 also receives the above control pressure and moves rightward in the drawing against the urging force of the spring 82b. When the line pressure supply line 85 and the inner peripheral side fastening pressure line 86 finally communicate with each other by the rightward movement of the spool 82a, the operating pressure (the inner peripheral side engaging hydraulic pressure) of a magnitude corresponding to the degree of communication is increased. The forward clutch 51 is supplied to the circumferential side engagement chamber 516, and the forward clutch 51 receives the oil pressure in both the

engagement chambers

515 and 516, and the engagement operation proceeds relatively quickly. Therefore, the line pressure supply line 85 and the inner peripheral side engagement pressure line 86 are shut off with the shift valve 82 interposed within the range in which only the outer peripheral side engagement hydraulic pressure PFW is supplied to the forward clutch 51. By controlling the duty ratio of the duty solenoid valve 81 in this state, the engagement force of the forward clutch 51 can be accurately adjusted, and the slip control of the forward clutch 51 can be accurately performed.
[0031]
As shown in FIG. 4, the control unit 100 of the automatic transmission 10 detects a signal from the throttle opening sensor 101 for detecting the throttle opening of the engine 1 and the rotation speed Ne of the engine output shaft 2 as the engine rotation speed. From the engine rotation sensor 102, the signal from the turbine rotation sensor 103 for detecting the rotation speed Nt of the turbine shaft 27 as the turbine rotation speed, and the rotation speed of the output gear 13 (the output rotation speed of the planetary gear mechanisms 30, 40) as the vehicle speed. ), A signal from an oil temperature sensor 105 for detecting the temperature of hydraulic oil, a signal from a range switch 106 that is turned on in a range selected by the driver, and a non-depression of the accelerator pedal. A signal from the idle switch 107 to be turned on, a shake to be turned on when the brake pedal is depressed Signal from Kisuitchi 108, and inputs the signal from the slope sensor 109 for detecting a road gradient. Then, the control unit 100 sets a target shift speed based on the running state of the vehicle (especially, the throttle opening and the vehicle speed) indicated by the signals, and sets the friction engagement element so that the target shift speed is achieved. A control signal is output to shift control duty solenoid valves 81, 91... 91 for supplying and discharging the operating pressure to and from 51 to 55. When the vehicle is not shifting, the control unit 100 classifies the running state of the vehicle (particularly, the throttle opening and the vehicle speed) indicated by the signal into a plurality of regions, and according to the classification result, controls the lock-up clutch control. A control signal is output to the duty solenoid valve 71 for use and the duty solenoid valve 81 for control of the forward clutch, and the slip control of the lock-up clutch 26 and the slip control of the forward clutch 51 are linked and controlled.
[0032]
Hereinafter, an example of a specific operation of the linkage control will be described with reference to flowcharts of FIGS. First, in step S1, the control unit 100 detects a state quantity of the vehicle based on input signals from the various sensors and switches 101 to 109. Next, in step S2, it is determined whether the P range or the N range, that is, the non-travel range is selected, and if NO, that is, if the travel range such as the D range is selected, the process proceeds to step S3. . In step S3, it is determined whether or not the vehicle is decelerating, that is, whether or not the accelerator pedal is depressed. If NO, that is, if the accelerator pedal is depressed, the process proceeds to step S4. In step S4, it is determined whether or not steady running, that is, whether the control parameters of the engine 1 are stably changing without a large change. When YES, that is, during steady running, the process proceeds to step S5. When the vehicle is running (for example, when the vehicle is in a transient state such as when starting or accelerating), the process proceeds to step S6.
[0033]
In step S5, the control area of the forward clutch 51 is set using the steady state control map, and in step S6, the control area of the forward clutch 51 is set using the unsteady state control map. Here, a specific example of the steady state control map is shown in FIG. 8, and a specific example of the unsteady state control map is shown in FIG. In both maps, an engagement region in which the forward clutch 51 is engaged and a slip region in which the forward clutch 51 is slip-controlled are determined in advance according to the vehicle speed and the throttle opening which is one of the parameters representing the engine load. ing.
[0034]
In the steady-state control map of FIG. 8, the slip region is defined as a region where the throttle opening is equal to or less than the predetermined opening θ1 on the low opening side and the vehicle speed is equal to or less than the predetermined vehicle speed V1 on the low vehicle speed side. The predetermined vehicle speed V1 is a constant value irrespective of the throttle opening, whereas the predetermined opening θ1 increases as the vehicle speed increases (that is, the vehicle tends to rise to the right). In the unsteady state control map of FIG. 9, the slip region is expanded to a higher throttle opening side than the above steady state control map. In this case, the larger the throttle opening, the lower the vehicle speed L1 that defines the boundary between the slip region and the engagement region.
[0035]
In the present embodiment, the forward clutch 51 is in a weakly engaged state in the above-described engagement region (the hydraulic pressure for achieving this is predetermined depending on the load and rotation). As a result, when the torque passing through the forward clutch 51 fluctuates instantaneously, the forward clutch 51 slips instantaneously, and shocks, vibrations, and the like accompanying the torque fluctuation are absorbed. On the other hand, in the slip region, the forward clutch 51 is feedback-controlled so that the slip amount converges on a predetermined target slip amount. As shown in FIGS. 8 and 9, the deceleration region where the throttle opening is extremely small (that is, when the throttle is fully closed or near zero opening) is a slip region regardless of the vehicle speed, that is, over the entire vehicle speed. ing.
[0036]
Returning to the flowchart of FIG. 5, as described above, the control unit 100 sets the control area of the forward clutch 51 in step S5 or S6, and then in step S7, uses the control map to Set the control area of Here, one specific example of the control map is shown in FIG. In the control map for the lock-up clutch 26, similarly to the control maps for the forward clutch 51 illustrated in FIGS. 8 and 9, the vehicle speed and the throttle opening degree, which is one of the parameters representative of the engine load, are set. Accordingly, a lock-up region in which the lock-up clutch 26 is completely engaged, a converter region in which the lock-up clutch 26 is completely released, and a slip region in which the lock-up clutch 26 is partially engaged are predetermined.
[0037]
In the control map of FIG. 10, the lock-up region is defined as a region where the throttle opening is equal to or less than the predetermined opening θ2 on the low opening side regardless of the vehicle speed, that is, over the entire vehicle speed. Here, the second predetermined opening degree θ2 is set to an opening degree smaller than the first predetermined opening degree θ1 that defines the slip region of the forward clutch 51 illustrated in FIGS. The second predetermined opening degree θ2 also increases as the vehicle speed increases, similarly to the first predetermined opening degree θ1. In this case, the second predetermined opening degree θ2 is a step difference between the predetermined vehicle speed V1 that determines the slip region of the forward clutch 51 illustrated in FIGS. 8 and 9 and the second predetermined vehicle speed V2 that is higher than the predetermined vehicle speed V1. Is attached. However, such a characteristic is only an example, and there may be no step. Further, as shown in FIG. 10, the deceleration region where the throttle opening is extremely small (that is, the position is fully closed or near zero opening) is a lock-up region regardless of the vehicle speed, that is, over the entire vehicle speed. .
[0038]
In the control map of FIG. 10, the slip region is also determined regardless of the vehicle speed, that is, over the entire vehicle speed. In this case, the slip region is defined as a region where the throttle opening is between the first predetermined opening θ1 and the second predetermined opening θ2.
[0039]
Here, for comparison, FIG. 11 shows a specific example of a control map of a conventional lock-up clutch. That is, this is a case where only the lock-up clutch of the torque converter is slip-controlled, and other frictional engagement elements such as the forward clutch are not slip-controlled over a wide range according to the running state of the vehicle.
[0040]
In the conventional control map of FIG. 11, the lockup region is defined as a region where the throttle opening is equal to or less than the predetermined opening θx on the low opening side and the vehicle speed is equal to or higher than the second predetermined vehicle speed V2 on the high vehicle speed side. Have been. Here, the predetermined opening degree θx is substantially the same value as the second predetermined opening degree θ2 illustrated in FIG. Further, the slip range is the same as the first predetermined vehicle speed V1 on the low vehicle speed side and the second predetermined vehicle speed V2 on the high vehicle speed side when the throttle opening is also equal to or less than the predetermined opening θx on the low opening side. Is defined in the area between. Further, the deceleration region where the throttle opening is extremely small (that is, the position is fully closed or near zero opening) is divided into a converter region, a slip region, and a lockup region in order from the low vehicle speed side.
[0041]
That is, in the control map of FIG. 10 employed in the present embodiment, the lock-up region and the slip region are enlarged and the converter region is reduced accordingly, as compared with the conventional control map illustrated in FIG. The main reason for this is that, as illustrated in FIGS. 8 and 9, the forward clutch 51 is moved over the entire range during traveling (however, in the present embodiment, the range is limited to the first to third speeds as described above). At the 4th speed, the 3-4 clutch 53 is used to cover). That is, as described above, in the slip region, the forward clutch 51 causes the slip amount to converge to the predetermined target slip amount (except for zero) both during steady running and during unsteady running. Feedback control. On the other hand, in the engagement region, the forward clutch 51 is in a weakly engaged state (target slip amount is aimed at zero), and is allowed to slip only during an instantaneous torque change. Therefore, during traveling of the vehicle, shocks and vibrations due to instantaneous torque fluctuations are absorbed by the voluntary (naturally occurring) slip of the forward clutch 51 over the entire region, and particularly at low vehicle speeds. By positively slipping the forward clutch 51 on the side, shocks, vibrations, and the like due to torque fluctuation that are conspicuous on the low vehicle speed side are more reliably absorbed.
[0042]
As described above, the drivability is improved (absorption of shocks and vibrations due to torque fluctuations) on the entire side of the forward clutch 51, so that the converter area of the lock-up clutch 26 can be reduced. As a result, the fuel efficiency can be improved as much as possible on the lock-up clutch 26 side.
[0043]
Returning to the flowchart of FIG. 5 again, the control unit 100 sets the control area of the lock-up clutch 26 in step S7 as described above, and then in step S8, uses the area classification map to determine a plurality of traveling states of the vehicle. Are classified into any one of the regions A to F. Here, FIG. 12 shows a specific example of the area classification map. After all, this area classification map is obtained by combining the control map of the forward clutch 51 illustrated in FIGS. 8 and 9 and the control map of the lock-up clutch 26 illustrated in FIG. The entire area is classified in advance into a plurality (six in the example in the figure) of areas A to F in accordance with the throttle opening which is one of the parameters representative of the engine load. However, the deceleration region G in which the throttle opening is extremely small (that is, the position is fully closed or in the vicinity of zero opening) and the non-traveling region (parking / stopping region) N in which the P range or the N range is selected are also shown.
[0044]
That is, as summarized in FIG. 13, the area A is apparent from the control map of the forward clutch 51 illustrated in FIGS. 8 and 9 and the control map of the lock-up clutch 26 illustrated in FIG. This is an area where the lock-up clutch 26 is in the lock-up state and the forward clutch 51 is in the slip state. Therefore, it is possible to improve fuel efficiency on the lock-up clutch 26 side while improving drivability on the forward clutch 51 side.
[0045]
Next, a region B is a region where both the lock-up clutch 26 and the forward clutch 51 are in a slip state. Therefore, while improving the drivability on the side of the forward clutch 51, both the improvement of fuel efficiency and the improvement of the drivability on the side of the lock-up clutch 26 can be achieved.
[0046]
Next, a region C is a region in which the lock-up clutch 26 is set in the converter state, and the forward clutch 51 is set in the slip state during unsteady running, and in the weakly engaged state during steady running. Therefore, in any case, the drivability can be improved on the side of the forward clutch 51 and the torque increasing effect (driving emphasis) can be achieved on the side of the lock-up clutch 26.
[0047]
Next, a region D is a region where the lock-up clutch 26 is set to the converter state and the forward clutch 51 is set to the weakly-engaged state. Therefore, it is possible to improve the drivability on the side of the forward clutch 51 and to increase the torque (emphasis on running) on the side of the lock-up clutch 26.
[0048]
Next, an area E is an area in which the lock-up clutch 26 is set in the slip state and the forward clutch 51 is set in the weakly-engaged state. Therefore, while improving the drivability on the side of the forward clutch 51, both the improvement of fuel efficiency and the improvement of the drivability on the side of the lock-up clutch 26 can be achieved.
[0049]
The area F is an area where the lock-up clutch 26 is in the lock-up state and the forward clutch 51 is in the weakly-engaged state. Therefore, it is possible to improve fuel efficiency on the lock-up clutch 26 side while improving drivability on the forward clutch 51 side.
[0050]
Similarly to the area A, the deceleration area G is an area where the lock-up clutch 26 is in the lock-up state and the forward clutch 51 is in the slip state. Therefore, it is possible to improve fuel efficiency on the lock-up clutch 26 side while improving drivability on the forward clutch 51 side.
[0051]
Further, the non-traveling area N is an area where the lock-up clutch 26 is in the lock-up state and the forward clutch 51 is in the released state. Therefore, while the power transmission is cut off on the forward clutch 51 side, the lock-up clutch 26 can cope with the quick start operation.
[0052]
Returning to the flowchart of FIG. 5 again, the control unit 100 classifies the running state of the vehicle into regions in step S8 as described above, and then determines in step S9 whether or not a shift is in progress. When the shift is not performed, the process proceeds to step S10, and the forward clutch 51 and the lock-up clutch 26 are controlled according to the contents of FIG. 13 according to the classified area. Execute
[0053]
Here, in the shift control in step S11 (particularly in shift control between the third and fourth speeds in which the forward clutch 51 is involved), the slip control of the forward clutch 51 is performed to achieve the shift, and the lock-up clutch 26 is shifted. Slip control is performed to absorb shift shock (such slip linkage control during shifting is not included in the present invention).
[0054]
On the other hand, if YES in step S2, that is, if the non-traveling range such as the P range or the N range is selected, the driving state of the vehicle is classified into the non-traveling area (parking / stopping area) N in step S12. Proceeding to step S10, the forward clutch 51 and the lock-up clutch 26 are controlled in accordance with the content of FIG. If YES in step S3, that is, if the accelerator pedal is not depressed and the vehicle is being decelerated, in step S13, the vehicle is decelerated with a very small throttle opening (that is, near full throttle or near zero opening). After the classification into the area G, it is confirmed in step S9 that the shift is not being performed, and the process proceeds to step S10, where the forward clutch 51 and the lock-up clutch 26 are controlled according to the area G in accordance with the contents of FIG.
[0055]
The control of the forward clutch 51 and the lock-up clutch 26 in step 10 is performed according to flowcharts illustrated in FIGS. 6 and 7, respectively. First, in the forward clutch 51, the control unit 100 detects the state quantity of the vehicle based on the input signals from the various sensors / switches 101 to 109 in step S21 in FIG. Is calculated. In this case, the actual engagement force FFW is determined by the hydraulic pressure acting on the forward clutch 51 (that is, the outer peripheral side engagement hydraulic pressure PFW), the friction area M between the friction plates 513... 513, and the friction between the friction plates 513. This is a value multiplied by the coefficient μ.
[0056]
Next, in step S23, after setting the target fastening force FFWo according to the state quantity, it is determined in step S24 whether the target fastening force FFWo is greater than the actual fastening force FFW. The control pressure (outer peripheral side engagement hydraulic pressure) PFW is changed (increased) in the direction in which the forward clutch 51 is engaged, and if it is smaller, the control pressure (outer peripheral side engagement hydraulic pressure) is released in the step S26 in the direction in which the forward clutch 51 is released. ) Change (decrease) PFW.
[0057]
On the other hand, in the lock-up clutch 26, the control unit 100 detects the state quantity of the vehicle based on the input signals from the various sensors / switches 101 to 109 in step S31 in FIG. Calculate FLU. In this case, the actual engagement force FLU is determined by the hydraulic pressure acting on the lock-up clutch 26 (the differential pressure between the engagement hydraulic pressure and the control pressure (disengagement hydraulic pressure) PLU) between the lock-up clutch 26 and the converter case 21. Is multiplied by the friction area μ ′ between the lock-up clutch 26 and the converter case 21.
[0058]
Next, after setting the target engagement force FLUo in step S33, it is determined in step S34 whether or not the target engagement force FLUo is greater than the actual engagement force FLU. If the target engagement force FLUo is larger, the lock-up clutch 26 is engaged in step S35. The control pressure (release hydraulic pressure) PLU is changed (decreased) in the direction in which the lock-up clutch 51 is released (step S36).
[0059]
By the way, the control unit 100 of the automatic transmission 10 determines that the transmission is not shifting, and in a region where the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 104 is equal to or lower than the predetermined vehicle speed V1, that is, in regions A, B, and C, In accordance with the input torque to the machine 10 (calculated based on the throttle opening and the engine speed), the control of the engagement force of the forward clutch 51 and the engagement force control of the lock-up clutch 26 are coordinated and controlled.
[0060]
That is, as shown in FIG. 14, when the input torque is small, the engagement force of the forward clutch 51 is reduced, and the engagement force of the lock-up clutch 26 is increased. Further, as the input torque increases, the engagement force of the forward clutch 51 is controlled by a small to large engagement force characteristic, and the engagement force of the lock-up clutch 26 is controlled by a large to small engagement force characteristic. Although the fastening force characteristic is a linear characteristic, it may be a curved or stepped characteristic.
[0061]
According to this, the forward clutch 51 and the lock-up clutch 26 are slip-controlled in a wide range according to the input torque in a low rotation region, and the cooperation therebetween improves the conflicting fuel consumption (the forward clutch 51 and the lock-up clutch 26 It is possible to achieve both high levels of drivability (achieved by preventing slipping as much as possible) and improvement of drivability (achieved by slipping forward clutch 51 and lockup clutch 26 as much as possible).
[0062]
In particular, since the input torque reflects a driver's acceleration request, the operating state of the engine, and the like, it is necessary to link and control the engagement force of the forward clutch 51 and the engagement force of the lock-up clutch 26 according to the input torque. As a result, a well-balanced fuel economy improvement effect and drivability improvement effect can be achieved in consideration of the driver's acceleration request and the engine operating state.
[0063]
In this case, when the input torque is small, the engagement force of the forward clutch 51 is reduced, so that the forward clutch 51 easily slips and vibration due to torque fluctuation or the like is easily absorbed (improvement of drivability). . At the same time, since the fastening force of the lock-up clutch 26 is increased, power loss due to slippage of the torque converter 20 is reduced (improvement of fuel efficiency).
[0064]
Moreover, as the input torque increases, the engagement force of the forward clutch 51 gradually increases, so that the torque is transmitted reliably (improvement in transmission efficiency). At the same time, the fastening force of the lock-up clutch 26 is gradually reduced, so that the torque increasing effect of the torque converter 20 can be effectively used (improvement of acceleration performance).
By the way, the above-described engagement force characteristics of the forward clutch 51 show the arrow A in FIG. 15 as the gradient detected by the gradient sensor 109 increases (the uphill gradient becomes steeper), that is, as the running resistance increases. As shown in FIG. 16, the fastening force is corrected in the direction of increasing the fastening force, and the fastening force characteristic of the lock-up clutch 26 changes in the direction in which the fastening force decreases as the running resistance increases, as indicated by the arrow A in FIG. Is corrected to
[0065]
According to this, as the running resistance that requires a larger torque is larger, the engagement force of the forward clutch 51 is increased, the torque transmission is more reliably performed, and the engagement force of the lock-up clutch 26 is reduced. As a result, the torque increasing effect is further increased, and the cooperative control suitable for the situation is achieved.
[0066]
Here, in the present embodiment, the engagement force characteristics of the forward clutch 51 and the engagement force characteristics of the lock-up clutch 26 are corrected based on the running resistance. However, the throttle opening per unit time, which is substantially proportional to the accelerator pedal depression speed, is corrected. The correction may be made based on the degree of change Δtvo. That is, the engagement force characteristic of the forward clutch 51 is corrected in the direction in which the engagement force increases as indicated by an arrow A in FIG. Is corrected in the direction in which the fastening force decreases as indicated by the arrow A in FIG. 16 as the change amount Δtvo increases.
[0067]
According to this, as the depression speed of the accelerator pedal requiring a larger torque is higher, the engagement force of the forward clutch 51 is increased, so that the torque transmission is performed more reliably and the engagement of the lock-up clutch 26 is performed. The force is reduced, the torque increasing effect is greater, and a coordinated control that is tailored to the situation is achieved.
[0068]
Further, the engagement force of the forward clutch 51 and the lock-up clutch 26 is changed according to the input torque, but the target slip amount of the forward clutch 51 and the lock-up clutch 26 may be changed according to the input torque. Good.
[0069]
In the above-described embodiment, the forward clutch 51 is used as the frictional engagement element as a target of the slip control. However, as described above, the 3-4 clutch 53 is slip-controlled instead of or together with this. Is also good. In addition, the slip control can be suitably performed not only on the frictional engagement element for achieving the shift speed, but also on the starting clutch, the starting clutch and the like.
[0070]
Further, in the above-described embodiment, the transmission is the automatic transmission 10, but the transmission may be a continuously variable transmission instead. In that case, a forward / reverse switching clutch can be suitably used as a frictional engagement element as a target of slip control, and further, in the case of a continuously variable transmission capable of achieving geared neutral, a low mode clutch, a high mode clutch, etc. A mode switching clutch or the like can be suitably used.
[0071]
【The invention's effect】
As described above in detail with reference to specific examples, according to the present invention, a frictional engagement element provided on a power transmission path between an engine and a drive wheel and capable of controlling a slip state between input and output elements. Similarly, the lockup clutch of the fluid transmission device capable of controlling the slip state between the input and output elements and the lockup clutch in a wide range in a region where the vehicle speed is low (for example, at a low rotation speed) are controlled in a wide range, thereby improving fuel efficiency and drivability. And can be compatible at a high level. INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention has wide industrial applicability in the general technical field of transmissions such as automatic transmissions and continuously variable transmissions mounted on automobiles and the like.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram of an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a structural diagram showing a hydraulic pressure control circuit of a torque converter and a lock-up clutch of the automatic transmission.
FIG. 3 is a structural diagram showing a forward clutch and a hydraulic control circuit of the automatic transmission.
FIG. 4 is a configuration diagram of a control system of the automatic transmission.
FIG. 5 is a flowchart showing one example of a specific operation of the link control of the slip control of the lock-up clutch and the slip control of the forward clutch.
FIG. 6 is a flowchart showing an example of a specific operation of slip control (engagement force control) of the forward clutch.
FIG. 7 is a flowchart showing an example of a specific operation of slip control (engagement force control) of the lock-up clutch.
FIG. 8 is a diagram showing a specific example of a control map for steady running used for setting the control area of the forward clutch.
FIG. 9 is a diagram showing a specific example of a control map for unsteady running.
FIG. 10 is a diagram showing a specific example of a control map used for setting the control region of the lock-up clutch.
FIG. 11 is a diagram showing a specific example of a conventional control map.
FIG. 12 is a diagram showing a specific example of an area classification map used for area classification of a traveling state of a vehicle.
FIG. 13 is a table summarizing control contents for each of the classified areas.
FIG. 14 is a diagram showing a relationship between input torque and engagement force characteristics of a forward clutch and a lock-up clutch.
FIG. 15 is a correction diagram of the engagement force characteristic of the forward clutch.
FIG. 16 is a correction diagram of the engagement force characteristic of the lock-up clutch.
[Explanation of symbols]
1 engine 10 automatic transmission 20 torque converter (fluid transmission)
26 Lock-up clutch 30, 40 Planetary gear mechanism 51 Forward clutch (friction fastening element)
53 3-4 clutch (friction fastening element)
71 Duty Solenoid Valve for Lockup Clutch Control (Second Control Means)
81 Duty solenoid valve for forward clutch control (first control means)
100 control unit (judgment means, linkage control means, stepping speed detection means)
101 Throttle opening sensor (input torque detecting means, stepping speed detecting means)
104 Vehicle speed sensor (vehicle speed detecting means)
109 Gradient sensor (running resistance detecting means)

Claims

エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路上に、入出力要素間のスリップ状態が制御可能な摩擦締結要素と、同じく入出力要素間のスリップ状態が制御可能な流体伝動装置のロックアップクラッチとを備える変速機の制御装置であって、上記摩擦締結要素のスリップ状態を制御する第１の制御手段と、上記ロックアップクラッチのスリップ状態を制御する第２の制御手段と、流体伝動装置に入力されるトルクを検出する入力トルク検出手段と、車速を検出する車速検出手段と、非変速時であることを判断する判断手段と、該判断手段で非変速時であると判断されたとき、上記車速検出手段で検出された車速が所定車速以下の領域で、上記入力トルク検出手段で検出された入力トルクに応じて、上記第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力制御と、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力制御とを連係して制御する連係制御手段とを備えることを特徴とする変速機の制御装置。On the power transmission path between the engine and the drive wheels, a friction engagement element capable of controlling the slip state between the input and output elements, and a lock-up clutch of a fluid transmission device capable of controlling the slip state between the input and output elements as well. A first control means for controlling a slip state of the friction engagement element, a second control means for controlling a slip state of the lock-up clutch, and an input to the fluid transmission device. Input torque detecting means for detecting the torque to be applied, vehicle speed detecting means for detecting the vehicle speed, determining means for determining that the vehicle is not shifting, and when the determining means determines that the gear is not shifting, In a region where the vehicle speed detected by the vehicle speed detecting means is equal to or less than a predetermined vehicle speed, the first control means controls the engagement force of the frictional engagement element according to the input torque detected by the input torque detecting means. When the control device for a transmission, characterized in that it comprises a linkage control means for controlling in conjunction with a fastening force control of the lock-up clutch according to the second control means.

連係制御手段は、入力トルク検出手段で検出された入力トルクが小さいときは、第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力を小さくし、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力を大きくすると共に、上記入力トルクが大きくなるに従い、第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力を小から大への締結力特性で制御し、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力を大から小への締結力特性で制御することを特徴とする請求項１に記載の変速機の制御装置。When the input torque detected by the input torque detection means is small, the linkage control means reduces the engagement force of the friction engagement element by the first control means and increases the engagement force of the lock-up clutch by the second control means. In addition, as the input torque increases, the engagement force of the friction engagement element by the first control means is controlled by a small to large engagement force characteristic, and the engagement force of the lock-up clutch by the second control means is increased. The control device for a transmission according to claim 1, wherein the control is performed based on a characteristic of a fastening force from a small to a small force.

車両の走行抵抗を検出する走行抵抗検出手段を備え、連係制御手段は、上記検出手段で検出された走行抵抗が大きくなるに応じて、第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力特性を締結力が大きくなる方向へ補正し、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力特性を締結力が小さくなる方向へ補正することを特徴とする請求項２に記載の変速機の制御装置。Running resistance detecting means for detecting the running resistance of the vehicle, wherein the linkage control means engages the fastening force characteristic of the frictional engagement element by the first control means as the running resistance detected by the detecting means increases. The transmission control device according to claim 2, wherein the correction is performed in a direction in which the force increases, and the engagement force characteristic of the lock-up clutch by the second control means is corrected in a direction in which the engagement force decreases.

アクセルペダルの踏込速度を検出する踏込速度検出手段を備え、連係制御手段は、上記検出手段で検出された踏込速度が大きくなるに応じて、第１の制御手段による摩擦締結要素の締結力特性を締結力が大きくなる方向へ補正し、第２の制御手段によるロックアップクラッチの締結力特性を締結力が小さくなる方向へ補正することを特徴とする請求項２に記載の変速機の制御装置。Stepping speed detecting means for detecting the stepping speed of the accelerator pedal is provided, and the linking control means changes the engaging force characteristic of the frictional engagement element by the first control means as the stepping speed detected by the detecting means increases. 3. The transmission control device according to claim 2, wherein the engagement force is corrected in a direction in which the engagement force increases, and the engagement force characteristic of the lock-up clutch by the second control means is corrected in a direction in which the engagement force decreases.