JP3860926B2 - Control device for automatic transmission for vehicle - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用自動変速機の変速段を自動的に切り換える車両用自動変速機の制御装置に関し、特に、オーバシュートを抑制するために係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を高める昇圧制御の作動による係合側油圧学習制御の不安定化を防止するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両用自動変速機では、１対の油圧式摩擦係合装置のうちの解放側油圧式摩擦係合装置の解放と係合側油圧式摩擦係合装置の係合とを重複的に実行させることによりギヤ段を切り換えるクラッチツウクラッチ変速が行われる場合がある。このようなクラッチツウクラッチ変速では、解放側油圧式摩擦係合装置の解放のタイミングと係合側油圧式摩擦係合装置の係合のタイミングとが適切なものとされる必要がある。解放側油圧式摩擦係合装置の解放が遅過ぎる或いは係合側油圧式摩擦係合装置の係合が早過ぎる場合には、急変速による変速ショックが発生し、解放側油圧式摩擦係合装置の解放が早過ぎる或いは係合側油圧式摩擦係合装置の係合が遅過ぎる場合には、エンジン回転速度の一時的上昇であるエンジンの吹き、すなわち自動変速機の入力軸回転速度の入力軸回転速度の変速後の値を越える一時的な上昇であるオーバシュートが発生し、それら急変速による変速ショック或いはオーバシュートは変速フィーリングを損なう変速ショックの原因となるからである。
【０００３】
このため、たとえば特開平８−２８５０６４号公報に記載されているように、前記クラッチツウクラッチアップ変速期間内に前記自動変速機の入力軸回転速度の入力軸回転速度の変速前の値を越える一時的な上昇であるオーバシュートを緩和するために次回のクラッチツウクラッチ変速期間の解放側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する解放側油圧学習制御手段と、前記クラッチツウクラッチ変速期間内に前記急変速による変速ショックを緩和するために自動変速機の入力軸回転速度の一次微分値すなわち低下率に基づいて次回のクラッチツウクラッチ変速期間の係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する係合側油圧学習制御手段とを設けることが提案されている。このようにすれば、オーバシュート或いは急変速による変速ショックが発生したとしても次回以後のクラッチツウクラッチ変速においてそれを抑制する方向に油圧式摩擦係合装置の係合圧が調節されるけれども、たとえば比較的大きなオーバシュートが発生した場合には、そのクラッチツウクラッチ変速期間内では何らそのオーバシュートが抑制されず、変速フィーリングの低下が避けられないという欠点があった。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、たとえば特開平６−３４１５３５号公報に記載されているように、オーバシュートが発生した場合にはたとえば係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を直ちに昇圧させることにより、クラッチツウクラッチ変速期間内でそのオーバシュートをリアルタイムで抑制する制御手段が提案されており、そのような制御手段を前記のような従来の制御装置に付加することが考えられる。しかしながら、このような場合には、オーバシュートを抑制するために制御手段により係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧が直ちに高められると、自動変速機の入力軸回転速度の低下率が大きくされるが、その入力軸回転速度の低下率に基づいて係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する係合側油圧学習制御手段は、その低下率が大きくされることすなわち急変速による変速ショックを抑制しようとして係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を低くする方向に学習補正を行うので、その係合側油圧学習制御手段による制御が不安定となり収束しないという不都合が発生する。
【０００５】
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、係合側油圧昇圧制御手段を設けても係合側油圧学習制御手段の制御が安定的に行われる車両用自動変速機の制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するための本発明の要旨とするところは、１対の油圧式摩擦係合装置のうちの解放側油圧式摩擦係合装置の解放と係合側油圧式摩擦係合装置の係合とを重複的に実行させることによりギヤ段を切り換えるクラッチツウクラッチ変速が行われる車両用自動変速機において、前記クラッチツウクラッチ変速期間内に前記自動変速機の入力軸回転速度の変速前の値を越える一時的な上昇であるオーバシュートを緩和するために次回のクラッチツウクラッチ変速期間の解放側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する解放側油圧学習制御手段と、前記クラッチツウクラッチ変速期間内に前記急変速による変速ショックを緩和するために前記自動変速機の入力軸回転速度の低下量に基づいて次回のクラッチツウクラッチ変速期間の係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する係合側油圧学習制御手段とを備える形式の車両用自動変速機の制御装置であって、(a) 前記オーバシュートが発生したか否かを判定するオーバシュート判定手段と、(b) そのオーバシュート判定手段によりオーバシュートが発生したと判定された場合には、そのオーバシュートを抑制するように前記係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を直ちに上昇させる係合側油圧昇圧制御手段と、(c) そのオーバシュート判定手段によりオーバシュートが発生したと判定された場合には、前記係合側油圧学習制御手段による制御を禁止する禁止手段とを、含むことにある。
【０００７】
【発明の効果】
このようにすれば、クラッチツウクラッチ変速期間内に自動変速機の入力軸回転速度の変速前の値を越える一時的な上昇であるオーバシュートを緩和するために次回のクラッチツウクラッチ変速期間の解放側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する解放側油圧学習制御手段と、そのクラッチツウクラッチ変速期間内に前記急変速による変速ショックを緩和するために前記自動変速機の入力軸回転速度の低下量に基づいて次回のクラッチツウクラッチ変速期間の係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する係合側油圧学習制御手段とを備える形式の車両用自動変速機の制御装置において、オーバシュート判定手段によりオーバシュートが発生したと判定された場合には、係合側油圧昇圧制御手段によりそのオーバシュートを抑制するように係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧が直ちに上昇させられるが、同時に、禁止手段により、係合側油圧学習制御手段による制御が禁止されるので、上記係合側油圧昇圧制御手段を設けたにも拘らず、その係合側油圧昇圧制御手段による入力軸回転速度の急低下に基づく変速ショックを抑制するための係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧の学習が防止されるので、その変速ショックを抑制するための係合側油圧学習制御手段の制御が発散することなく安定的に行われる。
【０００８】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、前記解放側油圧学習制御手段は、前記オーバシュートの度合いに基づいて解放側油圧を学習制御するものである。このようにすれば、単にオーバシュートの発生だけに基づいて解放側油圧を一定の補正量だけクラッチツウクラッチ変速毎に逐次補正する場合に比較して、オーバシュートの度合いに応じた補正量で学習補正が行われるので、速やかにオーバシュートが抑制される利点がある。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１０】
図１には、車両のエンジン１０に連結されるトルクコンバータ１２、自動変速機１４、差動歯車装置１６、上記自動変速機１４の変速段を制御する油圧制御装置すなわち油圧制御回路１８、その油圧制御回路１８を制御する変速用電子制御装置２０等が示されている。上記エンジン１０から出力された動力は、上記トルクコンバータ１２、上記自動変速機１４、上記差動歯車装置１６、左右の車軸２２および２４等を経て図示しない駆動輪へ伝達される。
【００１１】
上記トルクコンバータ１２は、上記エンジン１０のクランク軸２６に連結されたポンプ翼車２８と、上記自動変速機１４の入力軸３０に連結され且つ流体を介してポンプ翼車２８から動力が伝達されるタービン翼車３２と、一方向クラッチ３４を介して位置固定のハウジング３６に固定された固定翼車３８と、ポンプ翼車２８およびタービン翼車３２を図示しないダンパを介して直結するロックアップクラッチ４０とを備えている。
【００１２】
上記自動変速機１４は、前進４速、後進１速のギヤ段が達成される多段変速機であり、上記入力軸３０と、一組のラビニヨ式遊星歯車装置４４と、そのラビニヨ式遊星歯車装置４４のリングギヤ４６とともに回転するリングギヤ４８と、エンジン１０からの駆動力を前記差動歯車装置１６へ出力し或いはそのリングギヤ４８と差動歯車装置１６との間で動力を伝達する出力軸として機能するカウンタ軸５０とを備えている。
【００１３】
上記ラビニヨ式遊星歯車装置４４は、１組のシングルピニオン遊星歯車装置５２と１組のダブルピニオン遊星歯車装置５４とが、キャリヤ５６と上記リングギヤ４６とを共用して成るものである。上記シングルピニオン遊星歯車装置５２は、サンギヤ５８と上記キャリヤ５６に取り付けられたプラネタリギヤ６０と上記リングギヤ４６とにより構成されている。また、上記ダブルピニオン遊星歯車５４は、サンギヤ６２と、相互に一体的に結合され且つ上記キャリヤ５６に回転可能な状態で取り付けられた第１ピニオンギヤ６４および第２ピニオンギヤ６６とにより構成されている。
【００１４】
上記シングルピニオン遊星歯車装置５２および上記ダブルピニオン遊星歯車装置５４の構成要素の一部は互いに一体的に連結されるだけでなく、３つのクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３によって互いに選択的に連結されるようになっている。また、上記シングルピニオン遊星歯車装置５２および上記ダブルピニオン遊星歯車装置５４の構成要素の一部は、３つのブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３によって前記ハウジング３６に選択的に連結され、さらに、それらの構成要素の一部は２つの一方向クラッチＦ１，Ｆ２によってその回転方向により上記ハウジング３６と係合させられる。なお、前記トルクコンバータ１２および前記自動変速機１４の上記カウンタ軸５０以外の部分は、上記入力軸３０等の軸心に対して対称的に構成されているため、図１においてはその軸心の下側を省略して示してある。
【００１５】
油圧式摩擦係合装置である上記クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３、ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３は、例えば多板式のクラッチや１本または巻付け方向が反対の２本のバンドを備えたバンドブレーキ等にて構成され、前記変速用電子制御装置２０からの指令に従って作動する前記油圧制御回路１８によりそれ等の摩擦係合および係合解除がそれぞれ制御されることにより、図２に示すように変速比γ（＝入力軸３０の回転数／カウンタ軸５０の回転数）がそれぞれ異なる前進４段・後進１段の変速段が得られる。図２の「１ST」、「２ND」、「３RD」、「４TH」は、それぞれ前進側の第１速ギヤ段，第２速ギヤ段，第３速ギヤ段，第４速ギヤ段を表しており、上記変速比γは第１速ギヤ段から第４速ギヤ段に向かうに従って順次小さくなる。また、図２において、「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、「２」、「Ｌ」は、シフトレバー８４の手動操作により択一的に選択されるパーキング（Ｐ）レンジ、リバース（Ｒ）レンジ、ニュートラル（Ｎ）レンジ、ドライブ（Ｄ）レンジ、セカンド（２）レンジ、ロー（Ｌ）レンジをそれぞれ示している。上記ＰレンジおよびＮレンジは車両を走行させないときに選択される非走行レンジであり、Ｒレンジ、Ｄレンジ、２レンジ、Ｌレンジは車両を後進或いは前進走行させるための走行レンジである。また、２レンジ、Ｌレンジは、車両の駆動力を高めるだけでなくエンジンブレーキを発生させるため、エンジンブレーキレンジでもある。
【００１６】
また、図２において、○印は係合或いは作動状態を示し、×印は開放或いは非作動状態を示している。Ｄレンジにおける第４速ギヤ段と第３速ギヤ段との間の変速は、２つの摩擦係合装置のうちの一方の開放作動と他方の係合作動により実現される所謂クラッチツウクラッチ変速であって、たとえば第４速ギヤ段から第３速ギヤ段への４→３ダウン変速は、クラッチＣ１の係合作動とブレーキＢ１の開放作動とがオーバラップ状態またはアンダーラップ状態で実行されることにより行われる。
【００１７】
上記油圧制御回路１８は、上記自動変速機１４のギヤ段の制御等に使用される３つのソレノイド弁ＳＶ１乃至ＳＶ３、後述のスロットル開度センサ７６により検出されたスロットル開度ＴＡに対応した大きさの制御油圧Ｐ_S を発生するリニアソレノイド弁ＳＬＴ、たとえば前記ロックアップクラッチ４０の摩擦係合、その摩擦係合の解除およびそのスリップ量等の制御のための油圧を発生するリニヤソレノイド弁ＳＬＵ、および油圧制御回路１８中の作動油の油温Ｔ_OIL を検出する作動油温検出装置として機能する油温センサ８８等を備えている。
【００１８】
前記変速用電子制御装置２０は、ＣＰＵ７０、ＲＡＭ７２、ＲＯＭ７４、図示しない入出力インターフェースなどを含む所謂マイクロコンピュータであって、それには、前記エンジン１０の図示しない吸気配管に設けられたスロットル弁の開度ＴＡを検出するスロットル開度センサ７６、上記エンジン１０の回転数Ｎ_E を検出するエンジン回転数センサ７８、前記タービン翼車３２の回転数Ｎ_T すなわち入力軸３０の回転数Ｎ_INを検出する入力軸回転数センサ８０、前記カウンタ軸５０の回転数Ｎ_C すなわち車速Ｖを検出するための車速センサ８２、シフトレバー８４の操作位置すなわちＬ、Ｓ、Ｄ、Ｎ、Ｒ、Ｐレンジのいずれかを検出する操作位置センサ８６、油圧制御回路１８内の作動油温度を検出する油温センサ８８から、スロットル開度ＴＡを表す信号、エンジン回転数Ｎ_E (r.p.m.)を表す信号、入力軸回転数Ｎ_IN(r.p.m.)を表す信号、出力軸回転数Ｎ_C (r.p.m.)すなわち車速Ｖを表す信号、シフトレバー８４の操作位置Ｐ_STを表す信号、油圧制御回路１８内の作動油温度Ｔ_OIL を表す信号がそれぞれ供給される。上記変速用電子制御装置２０のＣＰＵ７０は、予めＲＯＭ７４に記憶されたプログラムに従ってＲＡＭ７２を用いつつ上記入力信号を処理し、その処理結果に基づいて、たとえば、車両の走行状態の検出、上記電磁開閉弁ＳＶ１乃至ＳＶ３、リニヤソレノイド弁ＳＬＴおよびＳＬＵの制御等を実行する。
【００１９】
図３は、上記油圧制御回路１８の要部の構成を概略説明する図である。図３において、元圧発生装置９０は、エンジン１０によって回転駆動される油圧ポンプ９２から圧送される作動油の圧力をそのエンジン負荷に応じた値に調圧したライン油圧Ｐ_L を、各油圧式摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３の元圧としてシフト弁装置９４などへ出力する。マニアル弁９６は、シフトレバー８４に対して機械的に連結されたものであり、そのシフトレバー８４の走行レンジ選択操作に応答して上記ライン油圧Ｐ_L を切り換えることにより、選択された走行レンジに対応した油圧、たとえばＲレンジ圧、Ｄレンジ圧、２レンジ圧、Ｌレンジ圧をシフト弁装置９４へ出力する。また、電磁開閉弁ＳＶ１およびＳＶ２は、専らギヤ段を選択するために前記変速用電子制御装置２０によって作動させられることにより、信号圧をシフト弁装置９４へ出力する。
【００２０】
上記シフト弁装置９４は、マニアル弁９６からの走行レンジに対応した油圧と２つの第１電磁開閉弁ＳＶ１および第２電磁開閉弁ＳＶ２からの油圧信号とに基づいて変速時に切換作動させられる１−２シフト弁、２−３シフト弁、３−４シフト弁などを備えており、図２に示す作動に従って、各油圧式摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３へ係合油圧を選択的に供給する。それら油圧式摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３のうち、クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３およびブレーキＢ１、Ｂ２には、それらの係合油圧すなわち係合トルクの上昇を緩和するためのＣ１アキュムレータＡ_C1、Ｃ２アキュムレータＡ_C2、Ｃ３アキュムレータＡ_C3、Ｂ１アキュムレータＡ_B1、Ｂ２アキュムレータＡ_B2がそれぞれ接続されている。上記Ｃ１アキュムレータＡ_C1およびＢ１アキュムレータＡ_B1と、上記Ｃ２アキュムレータＡ_C2、Ｃ３アキュムレータＡ_C3、およびＢ２アキュムレータＡ_B2とには、変速用電子制御装置２０からの指令によって変化され得るライン油圧Ｐ_L がそのアキュム背圧としてそれぞれ供給されており、変速過渡期間内における各油圧式摩擦係合装置の係合油圧を調節する変速過渡制御が行われるようになっている。
【００２１】
なお、上記シフト弁装置９４とクラッチＣ１およびＣ１アキュムレータＡ_C1との間には、第３電磁開閉弁ＳＶ３からの油圧信号およびブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1に基づいてそれらの間の流通抵抗を切り換えることにより車両状態に応じてクラッチＣ１の係合タイミングまたは解放タイミングを調節するための、オリフィスを備えた複数の油路とそれら複数の油路を切り換える油路切換弁とを備えたオリフィス切換弁装置９８が、設けられている。
【００２２】
図４は、前記油圧制御回路１８のうち、前記クラッチＣ１や前記ブレーキＢ１等に供給される作動油の元圧であるライン油圧Ｐ_L を発生させる元圧発生装置９０を詳しく説明する図である。図４において、エンジン１０によって回転駆動されることにより油圧ポンプ９２は、還流した作動油をストレーナ１００を介して吸引することによりライン圧調圧弁１０２へ圧送する。
【００２３】
ライン圧調圧弁１０２は、プランジャ１１０と、そのプランジャ１１０に当接した状態で軸方向の移動可能に設けられて入力ポートｂと出力ポートｄとの間を開閉するスプール弁子１１２と、そのスプール弁子１１２をばね受板１１４を介して閉弁方向に付勢するスプリング１１６とを備えており、その入力ポートｂに供給される前記油圧ポンプ９２からの作動油の油圧を、リニヤソレノイド弁ＳＬＴから上記入力ポートａに供給される制御油圧Ｐ_S に基づいて、エンジン１０の負荷すなわち自動変速機１４の入力トルクに対応した大きさのライン油圧Ｐ_L に調圧する。上記ライン圧調圧弁１０２の入力ポートｃには、上記入力ポートｂの油圧がフィードバック油圧として供給されている。上記スプリング１１６の付勢力をＷ_REG 、上記スプール弁子１１２のランド１１８の環状の受圧面の面積をＡ_REG1、上記スプール弁子１１２を出力ポートｄの閉弁方向に付勢するプランジャ１１０の受圧面の面積をＡ_REG2とすれば、上記ライン油圧Ｐ_L は次式（１）で表される。ここで、（１）式は、上記ライン油圧Ｐ_L が上記制御油圧Ｐ_S に比例して発生させられることを示している。制御油圧Ｐ_S がエンジン負荷、或いは自動変速機１４の入力トルクＴ_INの大きさを表す通常の場合には、上記ライン油圧Ｐ_L は、油圧式摩擦係合装置のすべりが発生しない範囲で必要且つ充分な値となるようなエンジン負荷、或いは自動変速機１４の入力トルクＴ_INの大きさに対応した大きさとなる通常の調圧値に調圧されている。
【００２４】
【数１】
Ｐ_L ＝（Ａ_REG2／Ａ_REG1）・Ｐ_S ＋Ｗ_REG ／Ａ_REG1 ・・・（１）
【００２５】
上記リニアソレノイド弁ＳＬＴは、その入力ポートａと出力ポートｂとの間を開閉するスプール弁子１２０と、そのスプール弁子１２０を開弁方向に付勢するスプリング１２２とを備えている。上記入力ポートａには、一定圧Ｐ_SOL が供給され、その一定圧Ｐ_SOL が変速用電子制御装置２０からリニアソレノイドＳ_SLT へ出力される励磁電流に対応して調圧された油圧として前記制御油圧Ｐ_S が出力ポートｂにおいて発生させられる。上記リニアソレノイドＳ_SLT の励磁電流に応じて上記スプール弁子１２０を上記出力ポートｂの閉弁方向へ付勢する付勢力をＦ_I 、上記スプリング１２２の付勢力をＷ_SLT 、スプール弁子１２０のランド１２４の環状の受圧面の面積をＡ_SLT とすると、上記ランド１２４とランド１２６との間の油室１２８と上記出力ポートｂとは油路１３０によって連通させられていて、ランド１２４の環状の受圧面に作用する油圧は上記制御油圧Ｐ_S となっているので、上記制御油圧Ｐ_S は式（２）で表される。
【００２６】
【数２】
Ｐ_S ＝Ｗ_SLT ／Ａ_SLT −Ｆ_I ／Ａ_SLT ・・・（２）
【００２７】
図４において、減圧弁１３２は、入力ポートａと出力ポートｂとの間を開閉するスプール弁子１３６と、そのスプール弁子１３６を開弁方向に付勢するスプリング１３８とを備え、その入力ポートａに供給される上記ライン油圧Ｐ_L を、上記一定圧Ｐ_SOL に調圧してその出力ポートｂに発生させ、上記リニヤソレノイド弁ＳＬＴ、前記リニヤソレノイド弁ＳＬＵなどへ供給する。上記減圧弁１３２の入力ポートｃには、上記出力ポートｂの油圧がフィードバック油圧として供給されている。上記一定圧Ｐ_SOL は、上記スプール弁子１３６の上記入力ポートｃに連通する受圧面積をＡ_MOD 、上記スプリング１３８の付勢力をＷ_MOD とすれば、式（３）で表される一定圧となる。
【００２８】
【数３】
Ｐ_SOL ＝Ｗ_MOD ／Ａ_MOD ・・・（３）
【００２９】
図５は、前記変速用電子制御装置２０の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図５において、変速点制御手段１４２は、シフトレバー８４の走行レンジ選択操作に対応して予め選択された変速線図から、車速センサ８８から得られた車速Ｖとスロットル開度ＴＡ、燃料噴射量Ｆ、吸入空気量Ｑ、アクセルペダル操作量などのいずれかにより表されるエンジン負荷とに基づいて自動変速機１４の変速判断を行う。たとえば、実際の車速Ｖを表す車速軸とエンジン負荷を表すエンジン負荷軸とから成る二次元座標において、実際の車速Ｖとエンジン負荷とを表す点が変速線を横切ってその変速線により区分されたいずれのギヤ段領域へ入ったかに基づいて変速判断を行う。したがって、実際の車速Ｖとエンジン負荷とを表す点がたとえば３→４アップ変速線を高車速側へ越えた場合には、３→４アップ変速が判断される。
【００３０】
変速過渡制御手段１４４は、変速フィーリングを高めるために、上記変速点制御手段１４２からの変速出力に応答して変速過程の油圧式摩擦係合装置の係合圧を制御する。すなわち、上記変速過渡制御手段１４４では、たとえば上記変速点制御手段１４２により３→４アップ変速が判断された場合には、図６のタイムチャートに示すように、３→４アップ変速に関与するクラッチＣ１の解放とブレーキＢ１の係合とが適切なタイミングで実行されるように、クラッチツウクラッチ変速の進行度合いに応じてクラッチＣ１の係合圧Ｐ_C1とブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1とを基本的に発生させる。
【００３１】
オーバシュート判定手段１４６は、上記３→４アップ変速期間中におけるエンジンの吹きが発生したか否か、すなわち図６の破線に示すようなエンジン回転速度Ｎ_E すなわちタービン回転速度Ｎ_T （＝入力軸回転速度Ｎ_IN）が変速前の第３速ギヤ段における値（Ｎ_O ×Ｇ₃ ）を一時的に越える所謂オーバシュートＦが発生したか否かを、そのオーバシュートＦの大きさ（すなわち振幅或いは度合い）Ａ_O が所定値Ａ₁ を越えたか否かに基づいて判定する。
【００３２】
解放側油圧学習制御手段１４８は、上記３→４アップ変速期間において上記オーバシュート判定手段１４６によりオーバシュートＦが発生したと判定された場合には、次回の３→４アップ変速期間内のオーバシュートＦを抑制するために、解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１から作動油が抜けるタイミングが遅くなるように、次回の３→４アップ変速期間においてオリフィス切換弁装置９８の駆動タイミングの補正を行い、変速期間内のクラッチＣ１の係合圧Ｐ_C1をそれまでよりも高くすることにより、クラッチＣ１の解放を遅らせる。
【００３３】
係合側油圧昇圧制御手段１５０は、上記３→４アップ変速期間において上記オーバシュート判定手段１４６によりオーバシュートＦが発生したと判定された場合には、ブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1を調節するアキュムレータＡ_B1の背圧（＝Ｐ_L ）を制御するリニヤソレノイド弁ＳＬＴの駆動電流或いはデューティ比に対応する駆動信号Ｄ_SLT を所定量だけ直ちに低下側へ変化させる。これにより係合側油圧式摩擦係合装置であるブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1が直ちに上昇させられてオーバシュートＦが応急的に緩和される。なお、リニヤソレノイド弁ＳＬＴは、それに供給される駆動信号Ｄ_SLT が大きくなるほどそれから出力される制御圧Ｐ_S が小さくなる特性を備えている。
【００３４】
禁止手段１５２は、上記３→４アップ変速期間において上記オーバシュート判定手段１４６によりオーバシュートＦが発生したと判定された場合には、係合側油圧学習制御手段１５４の学習制御を禁止する。オーバシュートＦの発生時にはそれを直ちに抑制することを目的とした上記係合側油圧昇圧制御手段１５０による係合圧Ｐ_B1のリアルタイムの昇圧制御により急変速による変速ショック発生時のような入力軸回転速度Ｎ_INの急低下が発生するため、そのような入力軸回転速度Ｎ_INの急低下に基づく誤った学習制御を防止するためである。
【００３５】
係合側油圧学習制御手段１５４は、上記３→４アップ変速期間において急変速により変速ショックが発生したか否かを、たとえば自動変速機１４の入力軸回転速度Ｎ_INの変化率すなわち一次微分値（絶対値）ＤＮ_INが所定の変速ショック判定値を越えたか否か、或いはその一次微分値ＤＮ_INの積算値ＤＤＮ_INが所定の変速ショック判定値を越えたか否かに基づいて判定し、急変速による変速ショックが発生したと判定された場合には、その変速ショックを緩和するために、次回の３→４アップ変速期間のブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1を調節するアキュムレータＡ_B1の背圧（＝Ｐ_L ）を制御するリニヤソレノイド弁ＳＬＴの駆動電流或いはデューティ比に対応する駆動信号Ｄ_SLT を、数式４に従って所定の学習補正量ｋ（ＤＤＮ_IN−ＤＤＮ_IN1 ）だけ増加側に補正する。これにより係合側油圧式摩擦係合装置であるブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1が低下させられてその係合が遅らされるので上記の変速ショックが好適に緩和される。図６の破線Ｔは、上記変速ショックによる入力軸回転速度Ｎ_INの急低下を示している。数式４から明らかなように、上記係合側油圧学習制御手段１５４では、変速ショックが学習制御により速やかに解消されるように、上記補正量ｋ（ＤＤＮ_IN−ＤＤＮ_IN1 ）が、上記変速ショックの度合いを示す一次微分値の積算値に応じて決定される。なお、数式４において、ｋは定数、ＤＤＮ_IN1 は制御目標値である。
【００３６】
【数４】
Ｄ_SLT ＝Ｄ_SLT ＋ｋ（ＤＤＮ_IN−ＤＤＮ_IN1 ） ・・・(4)
【００３７】
以下、変速用電子制御装置２０の制御作動の要部を図７を用いて説明する。図７は、クラッチツウクラッチ変速時のオーバシュートおよび変速ショックを抑制するための制御ルーチンを示している。
【００３８】
図７のＳＡ１では、加速操作中のクラッチツウクラッチアップ変速であるパワーオン３→４アップ変速期間中であるか否かが、たとえば変速過渡制御手段１４４の出力信号に基づいて判断される。このＳＡ１の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが、肯定される場合は、前記オーバシュート判定手段１４６に対応するＳＡ２において、上記３→４アップ変速期間中におけるエンジンの吹きが発生したか否か、すなわち図６の破線に示すようなオーバシュートＦが発生したか否かが、そのオーバシュートＦの大きさＡ_O が所定値Ａ₁ を越えたか否かに基づいて判定される。
【００３９】
上記ＳＡ２の判断が肯定される場合、すなわちオーバシュートＦが発生したと判定される場合には、前記係合側油圧昇圧制御手段１５０に対応するＳＡ３、および前記解放側油圧学習制御手段１４８に対応するＳＡ４が実行されるが、前記係合側油圧学習制御手段１５４に対応するＳＡ５の実行が禁止される。この点において、上記ＳＡ２は、前記禁止手段１５２にも対応している。
【００４０】
上記係合側油圧昇圧制御手段１５０に対応するＳＡ３においては、ブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1を調節するアキュムレータＡ_B1の背圧（＝Ｐ_L ）を制御するリニヤソレノイド弁ＳＬＴの駆動電流或いはデューティ比に対応する駆動信号Ｄ_SLT が所定量だけ直ちに低下側へ変化させられて、係合側油圧式摩擦係合装置であるブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1が直ちに上昇させられてオーバシュートＦが応急的に緩和される。
【００４１】
次いで、上記解放側油圧学習制御手段１４８に対応するＳＡ４においては、解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１から作動油が抜けるタイミングが遅くなるように、次回の３→４アップ変速期間におけるオリフィス切換弁装置９８の駆動タイミングが補正されてクラッチＣ１の係合圧Ｐ_C1がそれまでよりも高くされることにより、クラッチＣ１の解放が遅らされて次回の３→４アップ変速期間内のオーバシュートＦが抑制される。
【００４２】
しかし、前記ＳＡ２の判断が否定される場合は、前記係合側油圧学習制御手段１５４に対応するＳＡ５において、上記３→４アップ変速期間において変速ショックが発生したか否かが、自動変速機１４の出力軸トルクＴ_O の急低下の有無に基づいて判断され、変速ショックが発生したと判定された場合には、その変速ショックを緩和するために、次回の３→４アップ変速期間のブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1を調節するアキュムレータＡ_B1の背圧（＝Ｐ_L ）を制御するリニヤソレノイド弁ＳＬＴの駆動電流或いはデューティ比に対応する駆動信号Ｄ_SLT が、数式４に従って所定の学習補正量ｋ（ＤＤＮ_IN−ＤＤＮ_IN1 ）だけ増加側に補正される。
【００４３】
上述のように、本実施例によれば、オーバシュート判定手段１４６（ＳＡ２）によりオーバシュートＦが発生したと判定された場合には、係合側油圧昇圧制御手段１５０（ＳＡ３）によりそのオーバシュートＦを抑制するようにブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1が直ちに上昇させられるが、同時に、上記禁止手段１４６（ＳＡ２）により、係合側油圧学習制御手段１５４（ＳＡ５）による学習制御が禁止されるので、係合側油圧昇圧制御手段１５０（ＳＡ３）を設けたにも拘らず、その係合側油圧昇圧制御手段１５０（ＳＡ３）による入力軸回転速度Ｎ_INの低下に基づいて行われるブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1の学習が防止され、上記係合側油圧学習制御手段１５４（ＳＡ５）による変速ショックを抑制するための学習制御が発散することなく安定的に行われる。
【００４４】
また、本実施例によれば、前記解放側油圧学習制御手段１４８（ＳＡ４）は、オーバシュートＦの度合いを表す積分値ＤＤＮ_INに基づいてブレーキＢ１の係合圧Ｐ_B1を学習制御するものであることから、単にオーバシュートＦの発生だけに基づいて上記係合圧Ｐ_B1を一定の補正量だけクラッチツウクラッチ変速毎に逐次補正する場合に比較して、オーバシュートＦの度合いに応じた補正量で学習補正が行われるので、速やかにオーバシュートＦが抑制される利点がある。
【００４５】
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明したが、本発明はその他の態様においても適用され得るものである。
【００４６】
たとえば、前述の実施例の変速過渡制御では、クラッチツウクラッチ変速である３→４アップ変速について説明されていたが、２→３アップ変速などの他のクラッチツウクラッチ変速であってもよい。
【００４７】
また、前述の実施例の解放側油圧学習制御手段１４８では、オリフィス切換弁装置９８にによりクラッチＣ１内の作動油を解放させるタイミングが制御されていたが、そのクラッチＣ１に接続されたアキュムレータＡ_C1の背圧が制御されることにより上記解放タイミングが制御されてもよい。
【００４８】
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり、本発明はその主旨を逸脱しない範囲において種々の変更が加えられ得るものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例の制御装置を含む車両用動力伝達装置の構成を説明する図である。
【図２】図１の自動変速機において、それに備えられた摩擦係合装置の作動の組み合わせにより達成される変速段を説明する図である。
【図３】図１の自動変速機を制御する油圧制御装置の要部構成を概略説明するブロック図である。
【図４】図３の元圧発生装置の油圧回路構成を具体的に説明する油圧回路図である。
【図５】図１の変速用電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。
【図６】図１の変速用電子制御装置の変速過渡制御の作動を説明するタイムチャートである。
【図７】図１の変速用電子制御装置の制御作動を説明するフローチャートであって、変速ショック、オーバシュート抑制ルーチンを示す図である。
【符号の説明】
１４：自動変速機
１４６：オーバシュート判定手段
１４８：係合側油圧学習制御手段
１５０：係合側油圧昇圧制御手段
１５２：禁止手段
１５４：解放側油圧学習制御手段
Ｃ１：クラッチ（解放側油圧式摩擦係合装置）
Ｂ１：ブレーキ（係合側油圧式摩擦係合装置）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission for a vehicle that automatically switches the gear position of the automatic transmission for a vehicle, and more particularly, to reduce the engagement pressure of an engagement-side hydraulic friction engagement device in order to suppress overshoot. This is to prevent the engagement side hydraulic pressure learning control from becoming unstable due to the operation of the boosting control to be increased.
[0002]
[Prior art]
In an automatic transmission for a vehicle, release of a release-side hydraulic friction engagement device and engagement of an engagement-side hydraulic friction engagement device of a pair of hydraulic friction engagement devices are executed in an overlapping manner. There is a case where a clutch-to-clutch shift for switching the gear stage is performed. In such clutch-to-clutch shifting, it is necessary that the release timing of the release-side hydraulic friction engagement device and the engagement timing of the engagement-side hydraulic friction engagement device be appropriate. When the release-side hydraulic friction engagement device is released too late or the engagement-side hydraulic friction engagement device is engaged too early, a shift shock due to a sudden shift occurs, and the release-side hydraulic friction engagement device If the release of the engagement is too early or the engagement of the engagement side hydraulic friction engagement device is too late, the engine speed is temporarily increased, that is, the input shaft of the automatic transmission input shaft rotation speed This is because an overshoot that is a temporary increase exceeding the value after the shift of the rotational speed occurs, and the shift shock or overshoot due to the sudden shift causes a shift shock that impairs the shift feeling.
[0003]
For this reason, for example, as described in JP-A-8-285064, during the clutch-to-clutch up shift period, the input shaft rotational speed of the automatic transmission temporarily exceeds the value before the shift of the input shaft rotational speed. Release-side hydraulic learning control means for correcting the engagement pressure of the release-side hydraulic friction engagement device in the next clutch-to-clutch shift period by learning to alleviate overshoot, which is a typical increase, and the clutch-to-clutch shift In order to relieve the shift shock due to the sudden shift within the period, the engagement side hydraulic friction engagement device of the clutch-to-clutch shift period of the next clutch-to-clutch shift period based on the first-order differential value, that is, the decrease rate of the input shaft rotation speed of the automatic transmission It has been proposed to provide an engagement side hydraulic pressure learning control means for correcting the engagement pressure by learning. In this way, even if a shift shock due to overshoot or sudden shift occurs, the engagement pressure of the hydraulic friction engagement device is adjusted in a direction to suppress it in the clutch-to-clutch shift after the next time. When a relatively large overshoot occurs, there is a disadvantage that the overshoot is not suppressed at all during the clutch-to-clutch shift period, and a reduction in shift feeling cannot be avoided.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
Incidentally, as described in JP-A-6-341535, for example, when an overshoot occurs, the clutch-to-clutch is immediately increased by, for example, immediately increasing the engagement pressure of the engagement-side hydraulic friction engagement device. Control means for suppressing the overshoot in real time within the shift period has been proposed, and it is conceivable to add such control means to the conventional control apparatus as described above. However, in such a case, if the engagement pressure of the engagement-side hydraulic friction engagement device is immediately increased by the control means in order to suppress overshoot, the rate of decrease in the input shaft rotation speed of the automatic transmission is reduced. The engagement-side hydraulic pressure learning control means that corrects the engagement pressure of the engagement-side hydraulic friction engagement device by learning based on the decrease rate of the input shaft rotation speed is increased. That is, learning correction is performed in the direction of lowering the engagement pressure of the engagement-side hydraulic friction engagement device in an attempt to suppress the shift shock due to sudden shift, so that the control by the engagement-side oil pressure learning control means becomes unstable and converges. Inconvenience occurs.
[0005]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a vehicle in which the engagement side hydraulic pressure learning control means is stably controlled even when the engagement side hydraulic pressure boosting control means is provided. It is to provide a control device for an automatic transmission.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
To achieve this object, the gist of the present invention is to disengage the release-side hydraulic friction engagement device and the engagement-side hydraulic friction engagement device of the pair of hydraulic friction engagement devices. In a vehicle automatic transmission in which a clutch-to-clutch shift is performed by switching the gear stage by overlapping execution, the automatic transmission is within the clutch-to-clutch shift period. Input shaft rotation speed Shifting in front Release side hydraulic pressure learning control means for correcting the engagement pressure of the release side hydraulic friction engagement device in the next clutch-to-clutch shift period by learning in order to relieve overshoot that is a temporary rise exceeding the value of To alleviate a shift shock due to the sudden shift within the clutch-to-clutch shift period Based on the reduction amount of the input shaft rotation speed of the automatic transmission A control device for an automatic transmission for a vehicle, comprising: an engagement side hydraulic pressure learning control means for correcting an engagement pressure of an engagement side hydraulic friction engagement device during a next clutch-to-clutch shift period by learning; (a) Overshoot determination means for determining whether or not the overshoot has occurred, and (b) When the overshoot determination means determines that overshoot has occurred, the overshoot is suppressed. The engagement-side hydraulic pressure increase control means for immediately increasing the engagement pressure of the engagement-side hydraulic friction engagement device, and (c) when the overshoot determination means determines that an overshoot has occurred, And prohibiting means for prohibiting the control by the engagement side hydraulic pressure learning control means.
[0007]
【The invention's effect】
In this way, Release-side hydraulic friction engagement in the next clutch-to-clutch shift period to alleviate overshoot, which is a temporary rise exceeding the pre-shift value of the input shaft rotation speed of the automatic transmission within the clutch-to-clutch shift period Release side hydraulic pressure learning control means for correcting the engagement pressure of the device by learning, and a reduction amount of the input shaft rotation speed of the automatic transmission in order to relieve the shift shock due to the sudden shift during the clutch-to-clutch shift period. In a control device for an automatic transmission for a vehicle, comprising: an engagement side hydraulic pressure learning control means for correcting the engagement pressure of the engagement side hydraulic friction engagement device in the next clutch-to-clutch shift period based on learning; When it is determined by the overshoot determining means that an overshoot has occurred, the engagement pressure of the engagement side hydraulic friction engagement device immediately increases so as to suppress the overshoot by the engagement side hydraulic pressure increase control means. Let Is However, at the same time, the control by the engagement side hydraulic pressure learning control means is prohibited by the prohibiting means. Engagement hydraulic pressure Despite the provision of boost control means, Engagement hydraulic pressure Learning of the engagement pressure of the engagement side hydraulic friction engagement device for suppressing the shift shock based on the sudden decrease in the input shaft rotation speed by the boost control means is prevented. The control of the combined oil pressure learning control means is stably performed without divergence.
[0008]
Other aspects of the invention
Here, preferably, the release side oil pressure learning control means learns and controls the release side oil pressure based on the degree of the overshoot. In this way, learning is performed with a correction amount corresponding to the degree of overshoot, as compared with the case where the release side hydraulic pressure is corrected sequentially for each clutch-to-clutch shift based on the occurrence of overshoot. Since correction is performed, there is an advantage that overshoot is quickly suppressed.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0010]
FIG. 1 shows a torque converter 12, an automatic transmission 14, a differential gear device 16, a hydraulic control device for controlling the gear stage of the automatic transmission 14, that is, a hydraulic control circuit 18, and its hydraulic pressure. A shift electronic control unit 20 and the like for controlling the control circuit 18 are shown. The power output from the engine 10 is transmitted to drive wheels (not shown) through the torque converter 12, the automatic transmission 14, the differential gear device 16, the left and right axles 22 and 24, and the like.
[0011]
The torque converter 12 is connected to a pump impeller 28 connected to the crankshaft 26 of the engine 10 and an input shaft 30 of the automatic transmission 14, and power is transmitted from the pump impeller 28 via a fluid. A turbine impeller 32, a fixed impeller 38 fixed to a position-fixed housing 36 via a one-way clutch 34, and a lockup clutch 40 directly connecting the pump impeller 28 and the turbine impeller 32 via a damper (not shown). And.
[0012]
The automatic transmission 14 is a multi-stage transmission that achieves four forward speeds and one reverse speed, and includes the input shaft 30, a pair of Ravigneaux planetary gear units 44, and a Ravigneaux planetary gear unit thereof. The ring gear 48 that rotates together with the ring gear 46 and the driving force from the engine 10 is output to the differential gear device 16 or functions as an output shaft that transmits power between the ring gear 48 and the differential gear device 16. And a counter shaft 50.
[0013]
The Ravigneaux type planetary gear device 44 is configured such that a set of single pinion planetary gear devices 52 and a set of double pinion planetary gear devices 54 share a carrier 56 and the ring gear 46. The single pinion planetary gear device 52 includes a sun gear 58, a planetary gear 60 attached to the carrier 56, and the ring gear 46. The double pinion planetary gear 54 includes a sun gear 62 and a first pinion gear 64 and a second pinion gear 66 which are integrally coupled to each other and attached to the carrier 56 in a rotatable state.
[0014]
Some components of the single pinion planetary gear device 52 and the double pinion planetary gear device 54 are not only integrally connected to each other but also selectively connected to each other by three clutches C1, C2, and C3. It has become. In addition, some of the components of the single pinion planetary gear device 52 and the double pinion planetary gear device 54 are selectively connected to the housing 36 by three brakes B1, B2, and B3. Is engaged with the housing 36 by the rotational direction of the two one-way clutches F1 and F2. The portions other than the counter shaft 50 of the torque converter 12 and the automatic transmission 14 are configured symmetrically with respect to the axis of the input shaft 30 and the like. The lower side is omitted.
[0015]
The clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2, B3, which are hydraulic friction engagement devices, are, for example, a multi-plate clutch or a band brake having one or two bands with opposite winding directions. As shown in FIG. 2, the gear ratio γ is controlled by controlling the frictional engagement and disengagement of the hydraulic control circuit 18 that is configured in accordance with a command from the shift electronic control unit 20. There are obtained four forward speeds and one reverse speed gear stages (= the rotational speed of the input shaft 30 / the rotational speed of the counter shaft 50). “1ST”, “2ND”, “3RD”, and “4TH” in FIG. 2 represent the first speed gear stage, the second speed gear stage, the third speed gear stage, and the fourth speed gear stage on the forward side, respectively. The gear ratio γ is gradually reduced from the first gear to the fourth gear. In FIG. 2, “P”, “R”, “N”, “D”, “2”, and “L” are parking (P) ranges that are alternatively selected by manual operation of the shift lever 84. , Reverse (R) range, neutral (N) range, drive (D) range, second (2) range, and low (L) range, respectively. The P range and N range are non-traveling ranges that are selected when the vehicle is not traveling, and the R range, D range, 2 range, and L range are travel ranges for causing the vehicle to travel backward or forward. The 2 range and the L range are engine brake ranges because they not only increase the driving force of the vehicle but also generate an engine brake.
[0016]
Further, in FIG. 2, ◯ indicates an engaged or activated state, and X indicates an opened or inactivated state. The speed change between the fourth speed gear stage and the third speed gear stage in the D range is a so-called clutch-to-clutch speed change realized by an opening operation of one of the two friction engagement devices and an engagement operation of the other. Thus, for example, the 4 → 3 downshift from the fourth gear to the third gear is performed in the overlapped state or the underlapped state of the engagement operation of the clutch C1 and the release operation of the brake B1. Is done.
[0017]
The hydraulic control circuit 18 has a size corresponding to a throttle opening TA detected by three solenoid valves SV1 to SV3 and a throttle opening sensor 76, which will be described later, used for controlling the gear stage of the automatic transmission 14 and the like. Control hydraulic pressure P _S A linear solenoid valve SLT that generates a hydraulic pressure, for example, a linear solenoid valve SLU that generates a hydraulic pressure for controlling the frictional engagement of the lockup clutch 40, the release of the frictional engagement, the slip amount, and the like, and the hydraulic control circuit 18 Oil temperature T _OIL An oil temperature sensor 88 that functions as a hydraulic oil temperature detection device for detecting the oil temperature is provided.
[0018]
The shift electronic control unit 20 is a so-called microcomputer including a CPU 70, a RAM 72, a ROM 74, an input / output interface (not shown), and the like, and includes an opening degree of a throttle valve provided in an intake pipe (not shown) of the engine 10. Throttle opening sensor 76 for detecting TA, engine speed N _E The engine speed sensor 78 for detecting the engine speed and the rotational speed N of the turbine impeller 32. _T That is, the rotational speed N of the input shaft 30 _IN The input shaft rotational speed sensor 80 for detecting the rotational speed N of the counter shaft 50 _C That is, the vehicle speed sensor 82 for detecting the vehicle speed V, the operation position of the shift lever 84, that is, the operation position sensor 86 for detecting any of the L, S, D, N, R, and P ranges, and the hydraulic oil in the hydraulic control circuit 18 From the oil temperature sensor 88 that detects the temperature, a signal indicating the throttle opening TA, the engine speed N _E (rpm) signal, input shaft speed N _IN (rpm) signal, output shaft rotation speed N _C (rpm), that is, a signal indicating the vehicle speed V, the operation position P of the shift lever 84 _ST , A hydraulic oil temperature T in the hydraulic control circuit 18 _OIL Are respectively provided. The CPU 70 of the shift electronic control unit 20 processes the input signal using the RAM 72 in accordance with a program stored in the ROM 74 in advance, and detects, for example, the traveling state of the vehicle, the electromagnetic on-off valve based on the processing result. Control of SV1 to SV3, linear solenoid valves SLT and SLU, and the like are executed.
[0019]
FIG. 3 is a diagram schematically illustrating the configuration of the main part of the hydraulic control circuit 18. In FIG. 3, the source pressure generator 90 is a line oil pressure P obtained by adjusting the pressure of hydraulic oil pumped from a hydraulic pump 92 that is rotationally driven by the engine 10 to a value corresponding to the engine load. _L Is output to the shift valve device 94 or the like as the original pressure of each of the hydraulic friction engagement devices C1, C2, C3, B1, B2, and B3. The manual valve 96 is mechanically connected to the shift lever 84, and in response to a travel range selection operation of the shift lever 84, the line hydraulic pressure P is described above. _L Is switched to output the hydraulic pressure corresponding to the selected travel range, for example, the R range pressure, the D range pressure, the 2 range pressure, and the L range pressure, to the shift valve device 94. Further, the electromagnetic on-off valves SV1 and SV2 are operated by the shift electronic control unit 20 exclusively to select the gear stage, thereby outputting a signal pressure to the shift valve unit 94.
[0020]
The shift valve device 94 is switched at the time of shifting based on the hydraulic pressure corresponding to the travel range from the manual valve 96 and the hydraulic signals from the two first electromagnetic on-off valves SV1 and SV2. 2 shift valve, 2-3 shift valve, 3-4 shift valve and the like, and according to the operation shown in FIG. 2, the hydraulic pressure is applied to each hydraulic friction engagement device C1, C2, C3, B1, B2, B3. Selectively supply. Among these hydraulic frictional engagement devices C1, C2, C3, B1, B2, B3, the clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2 are provided to alleviate an increase in their engagement hydraulic pressure, that is, engagement torque. C1 accumulator A _C1 C2 accumulator A _C2 C3 accumulator A _C3 , B1 accumulator A _B1 , B2 accumulator A _B2 Are connected to each other. C1 accumulator A _C1 And B1 accumulator A _B1 And the C2 accumulator A _C2 C3 accumulator A _C3 , And B2 accumulator A _B2 The line hydraulic pressure P that can be changed by a command from the shift electronic control unit 20 _L Are respectively supplied as the accum back pressure, and the shift transient control for adjusting the engagement hydraulic pressure of each hydraulic friction engagement device in the shift transient period is performed.
[0021]
The shift valve device 94 and the clutches C1 and C1 accumulator A _C1 Between the hydraulic pressure signal from the third electromagnetic on-off valve SV3 and the engagement pressure P of the brake B1. _B1 And a plurality of oil passages with orifices for adjusting the engagement timing or the release timing of the clutch C1 according to the vehicle state by switching the flow resistance between them and the oil for switching the plurality of oil passages An orifice switching valve device 98 having a path switching valve is provided.
[0022]
FIG. 4 shows a line oil pressure P which is a source pressure of hydraulic oil supplied to the clutch C1, the brake B1, etc. in the oil pressure control circuit 18. _L It is a figure explaining in detail the original pressure generator 90 which generates. In FIG. 4, the hydraulic pump 92 is driven to rotate by the engine 10, and sucks the recirculated hydraulic oil through the strainer 100, thereby pumping it to the line pressure regulating valve 102.
[0023]
The line pressure regulating valve 102 includes a plunger 110, a spool valve element 112 that is provided so as to be movable in the axial direction in contact with the plunger 110, and opens and closes between the input port b and the output port d, and the spool And a spring 116 for urging the valve element 112 in the valve closing direction via the spring receiving plate 114, and the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump 92 supplied to the input port b is changed to a linear solenoid valve SLT. Control oil pressure P supplied to the input port a from _S On the basis of the load of the engine 10, that is, the line hydraulic pressure P corresponding to the input torque of the automatic transmission 14. _L Adjust pressure. The input port c of the line pressure regulating valve 102 is supplied with the hydraulic pressure of the input port b as a feedback hydraulic pressure. The biasing force of the spring 116 is W _REG , The area of the annular pressure receiving surface of the land 118 of the spool valve element 112 is A _REG1 The area of the pressure receiving surface of the plunger 110 that urges the spool valve element 112 in the valve closing direction of the output port d is represented by A _REG2 Then, the line hydraulic pressure P _L Is represented by the following equation (1). Here, the equation (1) is the above line hydraulic pressure P _L Is the control hydraulic pressure P _S It is shown that it is generated in proportion to Control hydraulic pressure P _S Is the engine load or the input torque T of the automatic transmission 14 _IN In the normal case of representing the size of the line oil pressure P _L Is an engine load that is a necessary and sufficient value within a range in which slippage of the hydraulic friction engagement device does not occur, or an input torque T of the automatic transmission 14 _IN The pressure is adjusted to a normal pressure adjustment value that corresponds to the size of.
[0024]
[Expression 1]
P _L = (A _REG2 / A _REG1 ) ・ P _S + W _REG / A _REG1 ... (1)
[0025]
The linear solenoid valve SLT includes a spool valve element 120 that opens and closes between the input port a and the output port b, and a spring 122 that urges the spool valve element 120 in the valve opening direction. The input port a has a constant pressure P _SOL Is supplied and its constant pressure P _SOL From the electronic control unit 20 for shifting to the linear solenoid S _SLT The control hydraulic pressure P as the hydraulic pressure adjusted in accordance with the excitation current output to _S Is generated at output port b. Linear solenoid S above _SLT The biasing force that biases the spool valve element 120 in the valve closing direction of the output port b in accordance with the exciting current of F is F _I The urging force of the spring 122 is W _SLT The area of the annular pressure receiving surface of the land 124 of the spool valve element 120 is A _SLT Then, the oil chamber 128 between the land 124 and the land 126 and the output port b are communicated with each other by an oil passage 130, and the oil pressure acting on the annular pressure receiving surface of the land 124 is the control oil pressure P. _S Therefore, the control oil pressure P _S Is represented by equation (2).
[0026]
[Expression 2]
P _S = W _SLT / A _SLT -F _I / A _SLT ... (2)
[0027]
In FIG. 4, the pressure reducing valve 132 includes a spool valve element 136 that opens and closes between the input port a and the output port b, and a spring 138 that urges the spool valve element 136 in the valve opening direction. Line hydraulic pressure P supplied to a _L The constant pressure P _SOL Pressure is generated at the output port b and supplied to the linear solenoid valve SLT, the linear solenoid valve SLU, and the like. The oil pressure of the output port b is supplied to the input port c of the pressure reducing valve 132 as a feedback oil pressure. Above constant pressure P _SOL Indicates the pressure receiving area communicating with the input port c of the spool valve element 136 as A _MOD The urging force of the spring 138 is W _MOD Then, it becomes a constant pressure represented by Formula (3).
[0028]
[Equation 3]
P _SOL = W _MOD / A _MOD ... (3)
[0029]
FIG. 5 is a functional block diagram for explaining a main part of the control function of the shift electronic control device 20. In FIG. 5, the shift point control means 142 includes a vehicle speed V, a throttle opening degree TA, and a fuel injection amount obtained from the vehicle speed sensor 88 from a shift diagram preselected in response to the travel range selection operation of the shift lever 84. The shift determination of the automatic transmission 14 is performed based on the engine load represented by any of F, intake air amount Q, accelerator pedal operation amount, and the like. For example, in a two-dimensional coordinate system composed of a vehicle speed axis representing the actual vehicle speed V and an engine load axis representing the engine load, the points representing the actual vehicle speed V and the engine load are separated by the shift line across the shift line. A shift determination is made based on which gear range is entered. Therefore, if the point representing the actual vehicle speed V and the engine load exceeds, for example, the 3 → 4 upshift line to the high vehicle speed side, the 3 → 4 upshift is determined.
[0030]
The shift transient control means 144 controls the engagement pressure of the hydraulic friction engagement device during the shift process in response to the shift output from the shift point control means 142 in order to enhance the shift feeling. That is, in the shift transient control means 144, for example, when the 3 → 4 up shift is determined by the shift point control means 142, the clutch involved in the 3 → 4 up shift as shown in the time chart of FIG. The engagement pressure P of the clutch C1 is determined according to the degree of progress of the clutch-to-clutch shift so that the release of C1 and the engagement of the brake B1 are executed at an appropriate timing. _C1 And engagement pressure P of brake B1 _B1 Is basically generated.
[0031]
The overshoot determination means 146 determines whether or not engine blow has occurred during the 3 → 4 upshift period, that is, the engine speed N as indicated by the broken line in FIG. _E That is, turbine rotational speed N _T (= Input shaft rotation speed N _IN ) Is the value (N _O × G _Three ) Whether or not a so-called overshoot F that temporarily exceeds the magnitude of the overshoot F (ie, amplitude or degree) A _O Is the predetermined value A ₁ Judgment is made based on whether or not.
[0032]
When the overshoot determination unit 146 determines that the overshoot F has occurred during the 3 → 4 upshift period, the release side hydraulic pressure learning control unit 148 overshoots within the next 3 → 4 upshift period. In order to suppress F, the drive timing of the orifice switching valve device 98 is corrected in the next 3 → 4 upshift period so that the timing at which hydraulic oil is released from the clutch C1 that is the release side hydraulic friction engagement device is delayed. The engagement pressure P of the clutch C1 during the shift period _C1 Is made higher than before to release the clutch C1.
[0033]
When the overshoot determination unit 146 determines that the overshoot F has occurred during the 3 → 4 upshift period, the engagement side hydraulic pressure increase control unit 150 determines the engagement pressure P of the brake B1. _B1 Accumulator A _B1 Back pressure (= P _L Drive signal D corresponding to the drive current or duty ratio of linear solenoid valve SLT for controlling _SLT Is immediately changed to the lower side by a predetermined amount. As a result, the engagement pressure P of the brake B1, which is an engagement-side hydraulic friction engagement device, is obtained. _B1 Is immediately raised, and the overshoot F is quickly reduced. The linear solenoid valve SLT has a drive signal D supplied to it. _SLT The control pressure P output from the larger the _S It has the characteristic that becomes small.
[0034]
The prohibiting means 152 prohibits the learning control of the engagement side hydraulic pressure learning control means 154 when the overshoot determining means 146 determines that the overshoot F has occurred during the 3 → 4 upshift period. When the overshoot F occurs, the engagement pressure P by the engagement-side hydraulic pressure increase control means 150 for the purpose of immediately suppressing it. _B1 The input shaft rotation speed N at the time of occurrence of a shift shock due to a sudden shift by real-time boost control of _IN Of the input shaft speed N _IN This is to prevent erroneous learning control based on a sudden drop in the learning rate.
[0035]
The engagement side hydraulic pressure learning control means 154 determines whether or not a shift shock has occurred due to a sudden shift in the 3 → 4 upshift period, for example, the input shaft rotational speed N of the automatic transmission 14. _IN Rate of change, that is, first derivative (absolute value) DN _IN Has exceeded a predetermined shift shock judgment value, or its first derivative DN _IN Integrated value DDN _IN Is determined based on whether or not a predetermined shift shock determination value has been exceeded. If it is determined that a shift shock due to a sudden shift has occurred, the next 3 → 4 upshift is performed to reduce the shift shock. Engagement pressure P of brake B1 during period _B1 Accumulator A _B1 Back pressure (= P _L Drive signal D corresponding to the drive current or duty ratio of linear solenoid valve SLT for controlling _SLT In accordance with Equation 4, a predetermined learning correction amount k (DDN _IN -DDN _IN1 ) Only to increase. As a result, the engagement pressure P of the brake B1, which is an engagement-side hydraulic friction engagement device, is obtained. _B1 Is lowered and its engagement is delayed, so that the shift shock is preferably mitigated. The broken line T in FIG. 6 indicates the input shaft rotational speed N due to the shift shock. _IN Shows a sharp decline. As is apparent from Equation 4, the engagement side hydraulic pressure learning control means 154 corrects the correction amount k (DDN) so that the shift shock is quickly eliminated by learning control. _IN -DDN _IN1 ) Is determined according to the integrated value of the first derivative value indicating the degree of the shift shock. In Equation 4, k is a constant and DDN _IN1 Is a control target value.
[0036]
[Expression 4]
D _SLT = D _SLT + K (DDN _IN -DDN _IN1 ) ···(Four)
[0037]
The main part of the control operation of the shift electronic control unit 20 will be described below with reference to FIG. FIG. 7 shows a control routine for suppressing overshoot and shift shock during clutch-to-clutch shift.
[0038]
In SA1 of FIG. 7, it is determined, for example, based on the output signal of the shift transient control means 144 whether or not the power-on 3 → 4 up shift period, which is the clutch-to-clutch up shift during the acceleration operation, is in progress. If the determination at SA1 is negative, this routine is terminated. If the determination is affirmative, the engine blow occurs during the 3 → 4 upshift period at SA2 corresponding to the overshoot determination means 146. Whether the overshoot F as shown by the broken line in FIG. _O Is the predetermined value A ₁ Judgment is made based on whether or not.
[0039]
When the determination of SA2 is affirmative, that is, when it is determined that overshoot F has occurred, SA3 corresponding to the engagement side hydraulic pressure increase control means 150 and the release side hydraulic pressure learning control means 148 correspond. SA4 to be executed is executed, but execution of SA5 corresponding to the engagement side hydraulic pressure learning control means 154 is prohibited. In this respect, the SA2 also corresponds to the prohibiting means 152.
[0040]
In SA3 corresponding to the engagement-side hydraulic pressure increase control means 150, the engagement pressure P of the brake B1 _B1 Accumulator A _B1 Back pressure (= P _L Drive signal D corresponding to the drive current or duty ratio of linear solenoid valve SLT for controlling _SLT Is immediately changed to a lower side by a predetermined amount, and the engagement pressure P of the brake B1 which is an engagement-side hydraulic friction engagement device is _B1 Is immediately raised, and the overshoot F is quickly reduced.
[0041]
Next, in SA4 corresponding to the release side hydraulic pressure learning control means 148, in the next 3 → 4 up shift period, the timing at which the hydraulic oil is released from the clutch C1, which is the release side hydraulic friction engagement device, is delayed. The driving timing of the orifice switching valve device 98 is corrected, and the engagement pressure P of the clutch C1 is corrected. _C1 Is made higher than before, the release of the clutch C1 is delayed, and the overshoot F in the next 3 → 4 upshift period is suppressed.
[0042]
However, if the determination at SA2 is negative, the automatic transmission 14 determines whether or not a shift shock has occurred during the 3 → 4 upshift period at SA5 corresponding to the engagement-side hydraulic pressure learning control means 154. Output shaft torque T _O When it is determined that a shift shock has occurred, in order to alleviate the shift shock, the engagement pressure P of the brake B1 during the next 3 → 4 upshift period is determined. _B1 Accumulator A _B1 Back pressure (= P _L Drive signal D corresponding to the drive current or duty ratio of linear solenoid valve SLT for controlling _SLT Is a predetermined learning correction amount k (DDN) according to Equation 4. _IN -DDN _IN1 ) Is corrected to the increasing side.
[0043]
As described above, according to the present embodiment, when it is determined that the overshoot F is generated by the overshoot determination unit 146 (SA2), the overshoot is performed by the engagement side hydraulic pressure increase control unit 150 (SA3). The engagement pressure P of the brake B1 so as to suppress F _B1 However, at the same time, learning control by the engagement side hydraulic pressure learning control means 154 (SA5) is prohibited by the prohibition means 146 (SA2), so that the engagement side hydraulic pressure increase control means 150 (SA3) is controlled. Despite being provided, the input shaft rotation speed N by the engagement side hydraulic pressure increase control means 150 (SA3). _IN The engagement pressure P of the brake B1 performed based on the decrease in _B1 Learning is suppressed, and the learning control for suppressing the shift shock by the engagement side hydraulic pressure learning control means 154 (SA5) is stably performed without divergence.
[0044]
Further, according to the present embodiment, the release side hydraulic pressure learning control means 148 (SA4) has an integral value DDN indicating the degree of overshoot F. _IN On the basis of the engagement pressure P of the brake B1 _B1 Therefore, the engagement pressure P is simply based on the occurrence of the overshoot F. _B1 Since the learning correction is performed with the correction amount corresponding to the degree of the overshoot F, compared to the case where the constant correction amount is sequentially corrected for each clutch-to-clutch shift, there is an advantage that the overshoot F is quickly suppressed. is there.
[0045]
As mentioned above, although one Example of this invention was described based on drawing, this invention can be applied also in another aspect.
[0046]
For example, in the shift transition control of the above-described embodiment, the clutch-to-clutch shift 3 → 4 up shift has been described, but another clutch-to-clutch shift such as a 2 → 3 up shift may be used.
[0047]
In the release side hydraulic pressure learning control means 148 of the above-described embodiment, the timing at which the orifice switching valve device 98 releases the hydraulic oil in the clutch C1 is controlled, but the accumulator A connected to the clutch C1 is controlled. _C1 The release timing may be controlled by controlling the back pressure.
[0048]
The above description is only an example of the present invention, and the present invention can be variously modified without departing from the gist of the present invention.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration of a vehicle power transmission device including a control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram for explaining a shift speed achieved by a combination of operations of friction engagement devices provided in the automatic transmission of FIG. 1;
FIG. 3 is a block diagram schematically illustrating a main configuration of a hydraulic control device that controls the automatic transmission of FIG. 1;
4 is a hydraulic circuit diagram for specifically explaining a hydraulic circuit configuration of the source pressure generating device of FIG. 3; FIG.
FIG. 5 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function of the shift electronic control device of FIG. 1;
6 is a time chart for explaining the operation of the shift transient control of the shift electronic control device of FIG. 1; FIG.
7 is a flowchart illustrating a control operation of the shift electronic control device of FIG. 1, and is a diagram illustrating a shift shock and overshoot suppression routine. FIG.
[Explanation of symbols]
14: Automatic transmission
146: Overshoot determination means
148: Engagement side hydraulic pressure learning control means
150: Engagement side hydraulic pressure increase control means
152: Prohibited means
154: Release side hydraulic pressure learning control means
C1: Clutch (release hydraulic friction engagement device)
B1: Brake (engagement side hydraulic friction engagement device)

Claims (2)

１対の油圧式摩擦係合装置のうちの解放側油圧式摩擦係合装置の解放と係合側油圧式摩擦係合装置の係合とを重複的に実行させることにより上段側ギヤ段へ切り換えるクラッチツウクラッチアップ変速が行われる車両用自動変速機において、前記クラッチツウクラッチ変速期間内に前記自動変速機の入力軸回転速度の変速前の値を越える一時的な上昇であるオーバシュートを緩和するために次回のクラッチツウクラッチ変速期間の解放側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する解放側油圧学習制御手段と、前記クラッチツウクラッチ変速期間内に急変速による変速ショックを緩和するために前記自動変速機の入力軸回転速度の低下量に基づいて次回のクラッチツウクラッチ変速期間の係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を学習により補正する係合側油圧学習制御手段とを備える形式の車両用自動変速機の制御装置であって、
前記オーバシュートが発生したか否かを判定するオーバシュート判定手段と、 該オーバシュート判定手段によりオーバシュートが発生したと判定された場合には、そのオーバシュートを抑制するように前記係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧を直ちに上昇させる係合側油圧昇圧制御手段と、
該オーバシュート判定手段によりオーバシュートが発生したと判定された場合には、前記係合側油圧学習制御手段による制御を禁止する禁止手段と
を、含むことを特徴とする車両用自動変速機の制御装置。Of the pair of hydraulic friction engagement devices, the release-side hydraulic friction engagement device is released and the engagement-side hydraulic friction engagement device is engaged repeatedly to switch to the upper gear stage. In a vehicle automatic transmission in which clutch-to-clutch upshift is performed, overshoot, which is a temporary increase exceeding the pre-shift value of the input shaft rotation speed of the automatic transmission, is alleviated within the clutch-to-clutch shift period. Therefore, the release side hydraulic pressure learning control means for correcting the engagement pressure of the release side hydraulic friction engagement device in the next clutch-to-clutch shift period by learning, and the shift shock due to the sudden shift in the clutch-to-clutch shift period are alleviated. learning the engagement pressure of the next clutch-period of the engaging-side friction engagement device based on the decrease amount of the input shaft rotation speed of the automatic transmission to A correction control device for a vehicular automatic transmission of the type comprising an engaging-side oil pressure learning control means for,
Overshoot determining means for determining whether or not the overshoot has occurred; and when the overshoot determining means determines that overshoot has occurred, the engagement side hydraulic pressure is controlled so as to suppress the overshoot. Engagement-side hydraulic pressure increase control means for immediately increasing the engagement pressure of the friction engagement device;
And a prohibiting means for prohibiting the control by the engagement side hydraulic pressure learning control means when the overshoot judgment means determines that an overshoot has occurred. apparatus. 前記解放側油圧学習制御手段は、前記オーバシュートの度合いに基づいて解放側油圧を学習制御するものである請求項１の車両用自動変速機の制御装置。  2. The control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the release side hydraulic pressure learning control means is configured to perform learning control of the release side hydraulic pressure based on the degree of the overshoot.

Images