JP3946425B2 - Shift control device for automatic transmission - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行うよう構成された自動変速機の変速制御装置に関し、詳しくは、アクセルの踏み込みに伴うダウンシフト時の変速制御に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、異なる２つの摩擦係合要素の締結制御と解放制御とを同時に行う摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行うよう構成された自動変速機の変速制御装置が知られている（特開平６−３４１５２６号公報及び特開平９−１３３２０５号公報等参照）。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、車両の惰行走行状態（コースト状態）からアクセルの踏み込み操作がなされ、該踏み込み操作に伴ってダウンシフト要求が発生したときに、通常に摩擦係合要素の解放制御を開始させると、惰行状態から駆動力が加わる状態への過渡時でギヤのバックラッシュによって歯のコーストサイド側とアプライサイド側との間で変動する状態において解放制御が行われて伝達トルク容量が減少することによって、予期せぬ大きなトルク変動が生じる可能性があった。
【０００４】
本発明は上記問題点に鑑みなされたものであり、たとえ惰行走行状態からのアクセルの踏み込みに伴うダウンシフト時であっても、大きなトルク変動の発生を回避できる自動変速機の変速制御装置を提供することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
そのため請求項１記載の発明では、アクセルの踏み込みに伴うダウンシフト要求時であって、かつ、該ダウンシフト要求が発生したときに車両が惰行走行状態であったときに、前記解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正すると共に、前記所定期間を、惰行走行状態から駆動力が加わった走行状態に切り換わるまでの期間とする構成とした。かかる構成によると、パワーオンダウン要求時であって、然も、該要求が発生したときに惰行走行状態（コースト状態）であったときに、エンジンの駆動力が加わった走行状態に切り換わるまでの応答期間において、解放側摩擦係合要素の締結圧が増大補正され、エンジンの駆動力が加わった走行状態になると、解放側摩擦係合要素の締結圧を通常値に戻す。
【０００６】
請求項２記載の発明では、請求項１記載の発明において、前記惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態との判別を、自動変速機の入力軸トルクに基づいて行う構成とした。かかる構成によると、自動変速機の入力軸トルクが所定値よりも大きいか否かに基づいて惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態とを判別する。
【０００７】
請求項３記載の発明では、請求項１記載の発明において、前記惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態との判別を、エンジンの回転速度と自動変速機の入力軸回転速度との比較に基づいて行う構成とした。かかる構成によると、トルクコンバータを介してエンジン駆動力が伝達される構成において、エンジン出力トルクが自動変速機側に伝達される状態では、トルクコンバータを挟んでエンジン側の回転速度が高くなり、逆に、駆動輪側からエンジンが駆動される惰行走行時には、トルクコンバータを挟んで変速機側の回転速度が高くなるので、上記相関に基づいて惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態とを判別する。
【０００８】
請求項４記載の発明では、アクセルの踏み込みに伴うダウンシフト要求時であって、かつ、該ダウンシフト要求が発生したときに車両が惰行走行状態であったときに、前記解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正すると共に、前記惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態との判別を、自動変速機の入力軸トルクに基づいて行う構成とした。かかる構成によると、パワーオンダウン要求時であって、然も、該要求が発生したときに惰行走行状態（コースト状態）であったときに、解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正し、惰行走行状態（コースト状態）からエンジンの駆動力が加わった走行状態への過渡時における伝達トルク容量の減少を抑制する。ここで、自動変速機の入力軸トルクが所定値よりも大きいか否かに基づいて惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態とを判別する。
【００１０】
請求項５記載の発明では、請求項４記載の発明において、前記エンジン運転状態の変化が所定値に達するまでの期間を、前記自動変速機の入力軸トルクが所定値に達するまでの期間とする構成とした。かかる構成によると、アクセルの踏み込みに伴ってエンジンの発生トルクが上昇し、これに伴って自動変速機の入力軸トルクが上昇変化して所定値に達するまでの間、解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正し、前記入力軸トルクが所定値に達した時点で増大補正を停止する。
【００１１】
請求項６記載の発明では、アクセルの踏み込みに伴うダウンシフト要求時であって、かつ、該ダウンシフト要求が発生したときに車両が惰行走行状態であったときに、前記解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正すると共に、前記惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態との判別を、エンジンの回転速度と自動変速機の入力軸回転速度との比較に基づいて行う構成とした。
【００１２】
かかる構成によると、パワーオンダウン要求時であって、然も、該要求が発生したときに惰行走行状態（コースト状態）であったときに、解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正し、惰行走行状態（コースト状態）からエンジンの駆動力が加わった走行状態への過渡時における伝達トルク容量の減少を抑制する。ここで、トルクコンバータを介してエンジン駆動力が伝達される構成において、エンジン出力トルクが自動変速機側に伝達される状態では、トルクコンバータを挟んでエンジン側の回転速度が高くなり、逆に、駆動輪側からエンジンが駆動される惰行走行時には、トルクコンバータを挟んで変速機側の回転速度が高くなるので、上記相関に基づいて惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態とを判別する。
【００１３】
請求項７記載の発明では、請求項６記載の発明において、前記所定期間を、前記エンジンの回転速度が所定値に達するまでの期間とする構成とした。かかる構成によると、アクセルの踏み込みに伴ってエンジン回転速度が上昇変化して所定値に達するまで間、解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正し、エンジン回転速度が所定値に達した時点で増大補正を停止する。請求項８記載の発明では、請求項１〜７のいずれか１つに記載の発明において、前記解放側の締結圧の増大補正量を、アクセルの踏み込みに伴う自動変速機の入力軸トルクの変化量に応じて決定する構成とした。かかる構成によると、解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正するときの補正量が、アクセルが踏み込まれてエンジン発生トルクが上昇することによる入力軸トルクの上昇分に応じて決定される。
【００１４】
請求項９記載の発明では、請求項８記載の発明において、前記アクセルの踏み込みに伴う自動変速機の入力軸トルクの変化量を、スロットル開度に基づいて推定する構成とした。かかる構成によると、スロットル開度から入力軸トルクを推定し、アクセルの踏み込みに伴う入力軸トルクの変化量を推定する。請求項１０記載の発明では、請求項１〜９のいずれか１つに記載の発明において、解放制御の初期に、解放側摩擦係合要素の締結圧を非変速時の締結圧から所定時間で解放初期圧にまで漸減させる構成であって、前記解放初期圧を増大補正することで解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正する構成とした。
【００１５】
かかる構成によると、解放制御が開始されると、解放側摩擦係合要素の締結圧が、非変速時の締結圧から解放初期圧にまで所定時間で漸減制御されるが、パワーオンダウン時に解放側圧の漸減目標である解放初期圧を所定期間だけ増大補正することで、非変速時の締結圧から解放初期圧に向けての締結圧の減少速度が遅く修正され、結果、解放側摩擦係合要素の締結圧が増大補正される。
【００１６】
【発明の効果】
請求項１記載の発明によると、惰行走行状態からのパワーオンダウン要求時に、惰行走行状態からエンジンの駆動力が加わった走行状態への過渡時において、解放側摩擦係合要素の締結圧を高く保つことができ、変速制御中に大きなトルク変動を招くことを回避でき、かつ、惰行走行状態からエンジンの駆動力が加わった走行状態に切り換わってから解放側摩擦係合要素の締結圧の増大補正を停止するので、締結圧の増大補正が必要以上に継続されることがなく、かつ、大きなトルク変動を招くことを確実に回避できるという効果がある。
【００１７】
請求項２記載の発明によると、惰行走行状態とエンジンの駆動力が加わった走行状態とを、変速機の入力軸トルクに基づいて正確に判断できるという効果がある。請求項３記載の発明によると、惰行走行状態とエンジンの駆動力が加わった走行状態とを、エンジン回転速度と変速機の入力軸回転速度との相関から正確に判断できるという効果がある。
【００１８】
請求項４記載の発明によると、惰行走行状態からのパワーオンダウン要求時に、惰行走行状態からエンジンの駆動力が加わった走行状態への過渡時において、解放側摩擦係合要素の締結圧を高く保つことができ、変速制御中に大きなトルク変動を招くことを回避でき、かつ、惰行走行状態とエンジンの駆動力が加わった走行状態とを、変速機の入力軸トルクに基づいて正確に判断できるという効果がある。請求項５記載の発明によると、アクセルの踏み込みに見合った運転状態になるまでの過渡期間を、変速機の入力軸トルクから的確に判断できるという効果がある。
【００１９】
請求項６記載の発明によると、惰行走行状態からのパワーオンダウン要求時に、惰行走行状態からエンジンの駆動力が加わった走行状態への過渡時において、解放側摩擦係合要素の締結圧を高く保つことができ、変速制御中に大きなトルク変動を招くことを回避でき、かつ、惰行走行状態とエンジンの駆動力が加わった走行状態とを、エンジン回転速度と変速機の入力軸回転速度との相関から正確に判断できるという効果がある。請求項７記載の発明によると、アクセルの踏み込みに見合った運転状態になるまでの過渡期間を、エンジン回転速度の変化から的確に判断できるという効果がある。請求項８記載の発明によると、トルク変動の発生を回避するのに必要充分なだけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正することができるという効果がある。
【００２０】
請求項９記載の発明によると、アクセルの踏み込みに伴う入力軸トルクの変化量を簡便に推定することができるという効果がある。請求項１０記載の発明によると、解放制御を進行させつつ、トルク変動を回避するための締結圧の増大補正を行わせることができるという効果がある。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下に本発明の実施の形態を説明する。
図１は、実施の形態における自動変速機の変速機構を示すものであり、エンジンの出力がトルクコンバータ１を介して変速機構２に伝達される構成となっている。
【００２２】
前記変速機構２は、２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２、３組の多板クラッチＨ／Ｃ，Ｒ／Ｃ，Ｌ／Ｃ、１組のブレーキバンド２＆４／Ｂ、１組の多板式ブレーキＬ＆Ｒ／Ｂ、１組のワンウェイクラッチＬ／ＯＷＣで構成される。
前記２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２は、それぞれ、サンギヤＳ１，Ｓ２、リングギヤｒ１，ｒ２及びキャリアｃ１，ｃ２よりなる単純遊星歯車である。
【００２３】
前記遊星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１は、リバースクラッチＲ／Ｃにより入力軸ＩＮに結合可能に構成される一方、ブレーキバンド２＆４／Ｂによって固定可能に構成される。
前記遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２は、入力軸ＩＮに直結される。
前記遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１は、ハイクラッチＨ／Ｃにより入力軸Ｉに結合可能に構成される一方、前記遊星歯車組Ｇ２のリングギヤｒ２が、ロークラッチＬ／Ｃにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１に結合可能に構成され、更に、ロー＆リバースブレーキＬ＆Ｒ／Ｂにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１を固定できるようになっている。
【００２４】
そして、出力軸ＯＵＴには、前記遊星歯車組Ｇ１のリングギヤｒ１と、前記遊星歯車組Ｇ２のキャリアｃ２とが一体的に直結されている。
上記構成の変速機構２において、１速〜４速及び後退は、図２に示すように、各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせによって実現される。
尚、図２において、丸印が締結状態を示し、記号が付されていない部分は開放状態とすることを示すが、特に、１速におけるロー＆リバースブレーキＬ＆Ｒ／Ｂの黒丸で示される締結状態は、１レンジでのみの締結を示すものとする。
【００２５】
前記図２に示す各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせによると、例えば、４速から３速へのダウンシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行う共にロークラッチＬ／Ｃの締結を行い、３速から２速へのダウンシフト時には、ハイクラッチＨ／Ｃの解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになり、２速から３速へのアップシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行うと共にハイクラッチＨ／Ｃの締結を行い、３速から４速へのアップシフト時には、ロークラッチＬ／Ｃの解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになる。
【００２６】
上記のように、クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要素）の締結制御と解放制御とを同時に制御して摩擦係合要素の掛け替えを行う変速を掛け替え変速と称するものとする。
前記各クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要素）は、供給油圧によって動作するようになっており、各クラッチ・ブレーキに対する供給油圧は、図３に示すソレノイドバルブユニット１１に含まれる各種ソレノイドバルブによって調整される。
【００２７】
前記ソレノイドバルブユニット１１の各種ソレノイドバルブを制御するＡ／Ｔコントローラ１２には、Ａ／Ｔ油温センサ１３，アクセル開度センサ１４，車速センサ１５，タービン回転センサ１６，エンジン回転センサ１７，エアフローメータ１８等からの検出信号が入力され、これらの検出結果に基づいて、各摩擦係合要素における係合油圧を制御する。
【００２８】
尚、図３において、符号２０は、前記自動変速機と組み合わされるエンジンを示す。
ここで、アクセルの踏み込みに伴うダウンシフト（以下、パワーオンダウンという）時における掛け替え変速制御の様子を、図４のタイムチャートを参照しつつ、図５〜図１７のフローチャートに従って説明する。
【００２９】
図５のフローチャートは、締結側摩擦係合要素と解放側摩擦係合要素とに共通のメイン制御ルーチンを示す。
ステップＳ１では、パワーオンダウンの要求が発生したか否かを判別する。
Ａ／Ｔコントローラ１２には、車速ＶＳＰとアクセル開度（スロットル開度）とに応じて変速段を設定した変速マップが予め記憶されており、例えば、現在（変速前）の変速段と前記変速マップから検索した変速段とが異なり、かつ、それがダウンシフト方向であって、然も、アクセルが全閉でない状態を、パワーオンダウンの変速要求として判断する。
【００３０】
パワーオンダウンの変速要求が判別されると、ステップＳ２へ進み、変速機構の入力軸回転速度（タービン回転速度）と出力軸回転速度（車速）との比として算出されるそのときのギヤ比（ギヤ比＝入力軸回転速度／出力軸回転速度）が、変速前のギヤ比に基づいて設定されるフィードバック（Ｆ／Ｂ）開始ギヤ比よりも高くなっているか否かを判別する。
【００３１】
前記のギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも高いか否かの判別は、解放側の摩擦係合要素の滑りによるギヤ比の変化し始めを判断するものであり、前記Ｆ／Ｂ開始ギヤ比は、変速前のギヤ比よりも僅かに高いギヤ比として設定される。
ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比以下であるときには（パワーオンダウンの変速要求が発生した時点からギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比になるまでの間は）、ステップＳ３の準備フェーズ処理を実行させる。
【００３２】
前記ステップＳ３の準備フェーズ処理は、解放側の処理と締結側の処理とに分かれ、解放側の準備フェーズ処理は、図６〜図９のフローチャートに示される。
図６のフローチャートにおいて、ステップＳ３１では、パワーオンダウンの変速要求が発生した時点において、車両が惰行走行状態（コースト状態）であったか、エンジン駆動力が加わった走行状態（以下、エンジン駆動状態という）であったかを判別する。
【００３３】
ステップＳ３１で、パワーオンダウンの変速要求が発生した時点で、エンジン駆動状態であったと判別されると、ステップＳ３４へ進み、後述する解放初期油圧Ｐｏ１を算出するときに用いる余裕代(1)として、通常値（例えば1.2）をセットする。
尚、摩擦係合要素の指示圧は、基本的に、臨界圧×余裕代として算出される構成になっており、余裕代として１を超える値を設定すれば、そのときの入力軸トルクを伝達できるトルク容量が確保されることになり、余裕代(1)としてより大きな値を設定することは、解放側摩擦係合要素の指示圧（締結圧）を増大補正することに相当する。
【００３４】
一方、ステップＳ３１で、パワーオンダウンの変速要求が発生した時点で、惰行走行状態であったと判別されると、ステップＳ３２へ進む。
ステップＳ３２では、惰行走行状態からエンジン駆動状態に切り換わったか否かを判別し、エンジン駆動状態に切り換わるまではステップＳ３３へ進み、エンジン駆動状態に切り換わったことが判別されると、前記ステップＳ３４へ進む。
【００３５】
ステップＳ３３では、前記余裕代(1)として、前記通常値よりも大きな惰行時用補正値をセットする。
即ち、惰行走行状態でパワーオンダウンの変速要求が発生した場合には、エンジン駆動状態に切り換わるまでの間、前記余裕代(1)として通常よりも大きな値が設定され、エンジン駆動状態に切り換わった後は、前記余裕代(1)が通常値に切り換えられる。一方、エンジン駆動状態でパワーオンダウンの変速要求が発生した場合には、前記余裕代(1)として当初から通常値が設定される。
【００３６】
尚、惰行走行状態でパワーオンダウンの変速要求が発生し、その後、所定時間以上経過してもエンジン駆動状態への切り換わりが判別されない場合には、前記余裕代(1)を強制的に通常値に戻すようにすると良い。
前記惰行時用補正値は、通常値（例えば1.2）よりも大きな固定値（例えば1.4）としても良いが、アクセルの踏み込みに伴う変速機の入力軸トルクの変化量に応じて設定することがより好ましい。
【００３７】
アクセルが大きく踏み込まれ、大きく入力軸トルクが変化するときには、より解放側油圧を高く保持しておかないと、トルク変動を招くことになるので、入力軸トルクの変化量が大きいときほど、惰行時用補正値としてより大きな値を設定する。
具体的には、図７のフローチャートに示すようにして、惰行時用補正値、即ち、パワーオンダウンの変速要求が発生した時点において惰行走行状態であったときに用いる余裕代(1)を設定する。
【００３８】
図７のフローチャートにおいて、ステップＳ３５１では、アクセル踏み込み後のスロットル開度とそのときのエンジン回転速度とに基づいて推定されるエンジン発生トルクと、トルクコンバータのトルク比とから、アクセル踏み込み後の定常状態での入力軸トルクを推定する。
ステップＳ３５２では、後述する指示圧の演算に用いるために逐次演算される入力軸トルクのパワーオンダウン判断時の値を読み込む。
【００３９】
尚、後述する指示圧の演算のための入力軸トルクの演算においては、吸入空気量・エンジン回転速度から推定されるエンジンの出力トルクと、トルクコンバータのトルク比とから入力軸トルクを推定するが、スロットル開度・エンジン回転速度に基づいて推定されるエンジン発生トルクと、トルクコンバータのトルク比とに基づく推定値に、なまし処理（１次遅れ補正）を施して入力軸トルクを推定させる構成であっても良い。
【００４０】
ステップＳ３５３では、前記ステップＳ３５１で求めたアクセル踏み込み後の定常状態での入力軸トルクと、前記ステップＳ３５２で求めたパワーオンダウン判断時の入力軸トルクとの偏差ΔＴを演算する。
ステップＳ３５４では、予め前記偏差ΔＴに応じて惰行時用補正値（惰行時用余裕代(1)）を記憶したテーブルを参照し、前記ステップＳ３５３で演算した偏差ΔＴ（入力軸トルクの変化量）に対応する惰行時用補正値（惰行時用余裕代(1)）を検索する。
【００４１】
ここで、前記偏差ΔＴが大きいときほど、前記惰行時用補正値（惰行時用余裕代(1)）としてより大きな値が設定されるようになっている。
尚、簡易的には、パワーオンダウン判断前後のスロットル開度（アクセル開度）の偏差が大きいときほど、惰行時用補正値（惰行時用余裕代(1)）としてより大きな値を設定する構成としても良い。
【００４２】
また、スロットル開度（アクセル開度）の開方向への変化速度が大きいときほど、惰行時用補正値（惰行時用余裕代(1)）としてより大きな値を設定する構成としても良く、更に、開度変化量と開速度との双方から惰行時用補正値（惰行時用余裕代(1)）を決定する構成としても良い。
上記のようにして余裕代(1)を設定すると、ステップＳ３５へ進み、解放初期油圧Ｐｏ１を下式に従って演算する。
【００４３】
Ｐｏ１＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o×余裕代(1)）＋Prtn-o
ここで、Ｋ１は、解放側の摩擦係合要素の伝達トルク容量を油圧に変換するための係数である。
また、Ｔｔは、変速機構の入力軸トルクの推定値であり、吸入空気量・エンジン回転速度から推定されるエンジンの出力トルクと、トルクコンバータのトルク比とから推定される。
【００４４】
Ｔr-oは、前記入力軸トルクＴｔに対して、摩擦係合要素が滑りを生じる臨界伝達トルク容量を求めるための臨界トルク比である。
Prtn-oは、解放側のスタンバイ圧（解放側リターンスプリング圧）であり、摩擦係合要素毎に予め記憶される。
本実施形態では、変速前の油圧から前記解放初期油圧Ｐｏ１まで低下させた後、前記解放初期油圧Ｐｏ１を基準に臨界圧を下回る油圧にまで解放側油圧を漸減させる。
【００４５】
ステップＳ３６では、変速の種類毎に設定される所定時間ＴＩＭＥＲ１だけ、解放制御の開始から経過しているか否かを判別する。
前記所定時間ＴＩＭＥＲ１内であれば、ステップＳ３７へ進み、解放側摩擦係合要素の非変速時油圧Ｐｏ０を算出する。
前記非変速時油圧Ｐｏ０は、
Ｐｏ０＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o×余裕代(0)）＋Prtn-o
として算出される。
【００４６】
前記余裕代(0)は、例えば3.0程度の値として予め記憶されている。
ステップＳ３８では、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１内での油圧勾配Ｒmp−Po1を、
Ｒmp−Po1＝（Ｐｏ０−Ｐｏ１）／ＴＩＭＥＲ１
として算出する。
【００４７】
そして、前記非変速時油圧Ｐｏ０から単位時間毎に（Ｒmp−Po1）だけ油圧を漸減させ、所定時間ＴＩＭＥＲ１が経過した時点で、解放初期油圧Ｐｏ１まで低下するようにする。
尚、解放初期油圧Ｐｏ１まで低下するまでの間で惰行走行状態からエンジン駆動状態に切り換えられ、余裕代(1)が切り換えられ解放初期油圧Ｐｏ１が変化するときには、そのときの指示圧から残りの時間で解放初期油圧Ｐｏ１まで低下させる油圧勾配を演算させることが好ましい。
【００４８】
ここで、前記解放初期油圧Ｐｏ１の演算に用いる余裕代(1)が、惰行走行状態でパワーオンダウンの変速要求が発生した場合に、より大きな値に設定されるから、惰行走行状態でパワーオンダウンの変速要求が発生した場合には、前記油圧を減少させる減少勾配Ｒmp−Po1が緩くなり、結果、通常よりも高い解放側油圧で推移することになる。
【００４９】
パワーオンダウンの変速要求が発生した時点で惰行走行状態であったときに、通常制御によって解放側摩擦係合要素の油圧（締結力）を漸減させると、惰行走行状態からエンジン駆動状態への過渡時でギヤのバックラッシュによって歯のコーストサイド側とアプライサイド側との間で変動する状態において解放側摩擦係合要素の締結力が弱まることになり、予期せぬ大きなトルク変動が生じる可能性がある。そこで、惰行走行状態からエンジン駆動状態への過渡時に、通常よりも解放側油圧を増大補正して、予期せぬ大きなトルク変動の発生を抑制するようにしてある。
【００５０】
尚、上記実施形態では、余裕代(1)の補正による解放初期油圧Ｐｏ１の補正によって、解放側摩擦係合要素の締結圧（油圧）を増大補正する構成としたが、パワーオンダウンの変速要求が発生した時点で惰行走行状態であったときに、エンジン駆動状態に移行するまでの間、通常よりも解放側指示圧が増大補正される構成であれば良く、増大補正の方法を上記実施形態に限定するものではなく、例えば、通常の余裕代(1)に基づいて演算される解放側油圧を補正する構成としても良い。
【００５１】
ステップＳ３９では、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも高いか否かを判別し、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１経過後で、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも高くなるまでの間は、ステップＳ４０，４１へ進む。
ステップＳ４０では、解放油圧Ｐｏ２を算出する。
前記解放油圧Ｐｏ２は、
Ｐｏ２＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o×余裕代(2)）＋Prtn-o
として算出されるものであり、前記余裕代(2)として1.0よりも小さい例えば0.8程度の値を用いる（余裕代(0)＞余裕代(1)＞０＞余裕代(2)）。
【００５２】
ステップＳ４１では、所定時間ＴＩＭＥＲ２内で、前記解放初期油圧Ｐｏ１から解放油圧Ｐｏ２まで低下させるための油圧ランプ勾配（単位時間当たりの油圧減少幅）を、
Ｒmp−Po２＝（Ｐｏ１−Ｐｏ２）／ＴＩＭＥＲ２
として算出する。
【００５３】
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１が経過した時点から所定時間ＴＩＭＥＲ２内で、かつ、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも高くなっていない状態では、単位時間毎に（Ｒmp−Po２）だけ油圧を減少させる。
ところで、前記ステップＳ３１及びステップＳ３２における惰行走行状態とエンジン駆動状態との判別は、図８のフローチャートに示すようにして行われる。
【００５４】
図８のフローチャートにおいて、ステップＳ３１１では、変速機の入力軸トルクが所定値よりも小さいか否かを判別する。
そして、ステップＳ３１１で変速機の入力軸トルクが所定値よりも小さいと判別されると、ステップＳ３１２へ進んで、惰行走行状態であると判定する。
一方、ステップＳ３１１で変速機の入力軸トルクが所定値以上であると判別されると、ステップＳ３１３へ進んで、エンジン駆動状態を判定する。
【００５５】
尚、変速機構の入力軸トルクは、センサで検出させても良いが、運転条件から推定させることができ、例えば吸入空気量・エンジン回転速度などから推定されるエンジンの出力トルクと、トルクコンバータのトルク比とから推定することができる。
上記のように、入力軸トルクに基づいて惰行走行状態とエンジン駆動状態との判別を行わせる構成の場合、パワーオンダウンの変速要求が発生した時点で入力軸トルクが所定値よりも小さいと、その後、入力軸トルクが所定値に達するまでの間、解放側摩擦係合要素の指示圧の演算に用いる余裕代(1)が増大補正されることになる。
【００５６】
また、前記ステップＳ３１及びステップＳ３２における惰行走行状態とエンジン駆動状態との判別は、図９のフローチャートに示すようにして行わせても良い。
図９のフローチャートにおいて、ステップＳ３２１は、エンジン回転速度が、タービン回転速度（変速機の入力軸回転速度）＋所定値ＨＹＳよりも低いか否かを判別する。
【００５７】
そして、ステップＳ３２１で、エンジン回転速度が、タービン回転速度＋所定値ＨＹＳよりも小さいと判別されると、ステップＳ３２２へ進んで、惰行走行状態であると判定する。
一方、ステップＳ３２１で、エンジン回転速度が、タービン回転速度＋所定値ＨＹＳ以上であると判別されると、ステップＳ３２３へ進んで、エンジン駆動状態を判定する。
【００５８】
上記のように、エンジン回転速度とタービン回転速度との比較に基づいて、惰行走行状態とエンジン駆動状態との判別を行わせる構成の場合、パワーオンダウンの変速要求が発生した時点で、エンジン回転速度がタービン回転速度＋所定値ＨＹＳよりも低いと、その後、エンジン回転速度がタービン回転速度＋所定値ＨＹＳに達するまでの間、解放側摩擦係合要素の指示圧の演算に用いる余裕代(1)が増大補正されることになる。
【００５９】
一方、締結側の準備フェーズ処理は、図１０のフローチャートに示される。
図１０のフローチャートは、締結側（低速段用）の準備フェーズ処理のルーチンを示すものであり、ステップＳ３４１では、変速判断から所定時間ＴＩＭＥＲ０だけ経過したか否かを判別する。
ステップＳ３４１で、変速判断から所定時間ＴＩＭＥＲ０が経過していないと判別されたときには、ステップＳ３４２へ進み、締結側の摩擦係合要素に対する油圧のプリチャージを行う。前記油圧のプリチャージ処理は、所定のプリチャージ圧を、前記所定時間ＴＩＭＥＲ０だけ継続的に出力する処理である。
【００６０】
前記所定時間ＴＩＭＥＲ０が経過すると、ステップＳ３４３で、ギヤ比が所定の締結開始ギヤ比(1)よりも大きくなったか否かを判別し、ギヤ比が締結開始ギヤ比(1)以下である間は、ステップＳ３４４へ進み、摩擦係合要素毎に予め記憶されているスタンバイ圧Ｐrtn-cの出力を行わせるスタンバイ圧処理を行わせる。
【００６１】
ここで、前記図５のフローチャートに戻って説明を続けると、ステップＳ２でギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも大きくなったと判別されると、ステップＳ２からステップＳ４へ進み、ギヤ比が、変速後のギヤ比よりの僅かに小さいＦ／Ｂ終了ギヤ比よりも大きくなっているか否かを判別する。
そして、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも大きくなっているものの、Ｆ／Ｂ終了ギヤ比以下であると判断される場合には、ステップＳ５のイナーシャフェーズ処理を実行する。
【００６２】
解放側についてのイナーシャフェーズ処理を、図１１のフローチャートに示してある。
図１１のフローチャートは、解放側のイナーシャフェーズ処理のメインルーチンを示し、ステップＳ５１では、解放側油圧の基本制御を行う。
前記基本制御では、解放側指示油圧Ｐｏ３を、
Ｐｏ３＝Ｋ１×（Ｔｔ−Ｔinr×HOSEI-VSP）×Ｔr-o＋Prtn-o
として算出する。
【００６３】
ここで、Ｔinrは、パワーオンダウンによる回転の増大変化に伴うイナーシャトルクであり、予め目標変速時間に応じたテーブルに記憶されている。
また、HOSEI-VSPは予め車速ＶＳＰに応じたテーブルに記憶されるイナーシャトルクの補正係数である。
ステップＳ５２では、前記解放側指示油圧Ｐｏ３を基本値として、タービン回転（rpm）を、変速開始からの経過時間に応じた目標タービン回転に一致させるためのタービン回転フィードバック制御を行う。
【００６４】
具体的には、変速開始からの経過時間に応じて目標ギヤ比を設定し、該目標ギヤ比と出力軸回転（車速ＶＳＰ）とから目標タービン回転を算出する。そして、実際のタービン回転と前記目標タービン回転との偏差から、例えば比例・積分・微分制御（ＰＩＤ制御）によってフィードバック補正分を算出し、前記解放側指示油圧Ｐｏ３を前記フィードバック補正分で補正する。
【００６５】
一方、締結側のイナーシャフェーズ処理は、図１２のフローチャートに示される。
図１２のフローチャートにおいて、ステップＳ６１では、ギヤ比が締結開始ギヤ比(1)を超えたか否かを判別し、締結開始ギヤ比(1)を超えるまでは、ステップＳ６２へ進み、準備フェーズのスタンバイ圧制御に続けて、締結側の油圧をスタンバイ圧Ｐrtn-cに保持するスタンバイ圧制御を行う。
【００６６】
ステップＳ６１では、ギヤ比が締結開始ギヤ比(1)を超えたと判別されると、ステップＳ６３でギヤ比が締結開始ギヤ比(2)（＞締結開始ギヤ比(1)）を超えたか否かを判別する。
そして、ギヤ比が締結開始ギヤ比(1)を超えてから締結開始ギヤ比(2)を超えるまでの間は、ステップＳ６４へ進み、トルクフェーズにおける掛け替え制御のための準備としての掛け替え準備制御を行う。
【００６７】
前記掛け替え準備制御では、イナーシャトルクＴinr及び車速に応じたイナーシャトルクＴinrの補正係数HOSEI-VSPを、前記解放側制御と同様にして設定し、イナーシャトルク相当の油圧を以下のようにして算出する。
【００６８】
そして、締結開始ギヤ比(1)から締結開始ギヤ比(2)まで変化する間において、スタンバイ圧Prtn-cから前記イナーシャトルク相当油圧まで上昇させる。
締結開始ギヤ比(2)を超えると、ステップＳ６５で判別される所定時間ＴＩＭＥＲ３内であるときに、ステップＳ６６へ進み、掛け替え制御を実行させる。
前記掛け替え制御においては、まず、締結側の油圧を時間と共に上昇させるためのランプＲmp-Tr(1)を、予め締結開始ギヤ比(2)を超えてからの経過時間に応じて記憶されているテーブルから検索する。
【００６９】
そして、前記ランプＲmp-Tr(1)、イナーシャトルクＴinr、推定入力トルクＴｔ等から、締結側指示圧Ｐｃ１を下式に従って演算する。
【００７０】
ここで、前記ランプＲmp-Tr(1)は最初０で、所定時間ＴＩＭＥＲ３経過後に１にまで上昇するので、Ｋ２×Ｔｔ×Ｔr-c×Ｒmp-Tr(1)は、最初０で、所定時間ＴＩＭＥＲ３経過後にＫ２×Ｔｔ×Ｔr-cとなる。また、Ｔr-o×Ｔinr×HOSEI-VSP×Ｋ１＋Prtn-cは、前記イナーシャトルク相当油圧であり、該イナーシャトルク相当油圧を初期圧として、所定時間ＴＩＭＥＲ３内でＫ２×Ｔｔ×Ｔr-cだけ油圧を増大変化させる。
【００７１】
ギヤ比が前記Ｆ／Ｂ終了ギヤ比を超えると、図５のフローチャートにおいて、ステップＳ４からステップＳ６へ進み、Ｆ／Ｂ終了ギヤ比を超えてから所定時間ＴＩＭＥＲ４が経過し、かつ、前記所定時間ＴＩＭＥＲ３が経過した時点から所定時間ＴＩＭＥＲ５が経過したか否かを判別する。
そして、いずれか一方が経過していない場合には、ステップＳ７へ進み、トルクフェーズ処理を実行する。
【００７２】
解放側におけるトルクフェーズ処理は、図１３のフローチャートに示してあり、ステップＳ７０１で、前記所定時間ＴＩＭＥＲ４で解放側の油圧を０にまで減少させるランプ制御を実行する。
具体的には、ギヤ比が前記Ｆ／Ｂ終了ギヤ比を超えた時点の解放側の油圧Po５と、前記所定時間ＴＩＭＥＲ４とから、油圧の減少勾配Ｒmp-Ｐo３を、
Ｒmp-Ｐo３＝（Po５−０）／ＴＩＭＥＲ４
として算出し、単位時間毎に前記Ｒmp-Ｐo３だけ油圧を減少させる。
【００７３】
一方、締結側におけるトルクフェーズ処理は、図１４のフローチャートに示される。
図１４のフローチャートにおいて、ステップＳ８１では、ギヤ比が締結開始ギヤ比(2）を超えてから所定時間ＴＩＭＥＲ３が経過したか否かを判別する。
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ３が経過していない場合には、ステップＳ８２へ進み、イナーシャフェーズでの処理に続けて掛け替え制御を継続させる。
【００７４】
ステップＳ８１で前記所定時間ＴＩＭＥＲ３が経過していると判別されたときには、ステップＳ８３へ進み、前記所定時間ＴＩＭＥＲ３が経過した時点から更に所定時間ＴＩＭＥＲ５が経過したか否かを判別する。
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ５内であれば、ステップＳ８４へ進み、棚圧制御を実行する。
【００７５】
前記棚圧制御では、まず、変速後の締結側摩擦係合要素のトルク分担比の設定を行い、次いで下式に従って締結側の指示圧Ｐｃ２を算出する。
【００７６】
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ６が経過していない場合には、ステップＳ９の終了フェーズ処理を実行する。
解放側の終了フェーズ処理は、図１５のフローチャートに示され、ステップＳ９０１では、トルクフェーズ終了時点における解放側の油圧（＝０）を保持させる処理を行う。
【００７７】
一方、締結側の終了フェーズ処理は、図１６のフローチャートに示される。
図１６のフローチャートにおいて、ステップＳ９１では、終了フェーズ処理に移行してから所定時間ＴＩＭＥＲ６が経過していないと判別されると、ステップＳ９２へ進んで締結側の終了フェーズ処理を実行する。
前記締結側の終了フェーズ処理では、まず、締結側の摩擦係合要素の伝達トルク容量を、トルクフェーズ終了時点における値（臨界圧）から前記所定時間ＴＩＭＥＲ６で例えば1.2倍にまで増大させるランプＲmp-Ｔr(2)の設定を行う。
【００７８】
そして、前記ランプＲmp-Ｔr(2)に基づき締結側の指示圧を、下式に従って算出する。
【００７９】
尚、パワーダウンシフト要求発生時に惰行走行状態であった場合に、エンジン駆動状態に切り換わるまで、解放側の油圧（締結圧）を増大補正する構成であれば、掛け替え変速における解放制御及び締結制御の詳細を上記のものに限定するものではない。
また、簡易的には、パワーオンダウンシフト要求発生時に、惰行走行状態であるか否かを判定することなく、常に一定時間だけ解放側の油圧（締結圧）を増大補正する構成としても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態における自動変速機の変速機構を示す図。
【図２】前記変速機構における摩擦係合要素の締結状態の組み合わせと変速段との相関を示す図。
【図３】前記自動変速機の制御系を示すシステム図。
【図４】実施の形態における摩擦係合要素の掛け替えによる変速の様子を示すタイムチャート。
【図５】実施の形態における摩擦係合要素の掛け換え変速制御の様子を示すフローチャート。
【図６】解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理を示すフローチャート。
【図７】惰行時用の余裕代(1)の入力軸トルク変化量に応じた設定制御を示すフローチャート。
【図８】惰行状態とエンジン駆動状態との判別処理を示すフローチャート。
【図９】惰行状態とエンジン駆動状態との判別処理を示すフローチャート。
【図１０】締結側摩擦係合要素の準備フェーズ処理を示すフローチャート。
【図１１】解放側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理を示すフローチャート。
【図１２】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理を示すフローチャート。
【図１３】解放側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理を示すフローチャート。
【図１４】締結側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理を示すフローチャート。
【図１５】解放側摩擦係合要素の終了フェーズ処理を示すフローチャート。
【図１６】締結側摩擦係合要素の終了フェーズ処理を示すフローチャート。
【符号の説明】
１…トルクコンバータ
２…変速機構
１１…ソレノイドバルブユニット
１２…Ａ／Ｔコントローラ
１３…Ａ／Ｔ油温センサ
１４…アクセル開度センサ
１５…車速センサ
１６…タービン回転センサ
１７…エンジン回転センサ
１８…エアフローメータ
２０…エンジン
Ｇ１，Ｇ２…遊星歯車
Ｈ／Ｃ…ハイクラッチ
Ｒ／Ｃ…リバースクラッチ
Ｌ／Ｃ…ロークラッチ
２＆４／Ｂ…２速／４速バンドブレーキ
Ｌ＆Ｒ／Ｂ…ロー＆リバースブレーキ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission configured to perform a shift by changing friction engagement elements, and more particularly to a shift control during downshift accompanying depression of an accelerator.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, there is known a shift control device for an automatic transmission configured to perform a shift by switching friction engagement elements that simultaneously perform fastening control and release control of two different friction engagement elements (Japanese Patent Laid-Open No. Hei 6). -341526 and JP-A-9-133205).
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when the accelerator is depressed from the coasting state (coast state) and a downshift request is generated along with the depression operation, the coasting state is normally started when the release control of the friction engagement element is started. As a result of the release control in the state where the gear fluctuates between the coast side and the apply side due to the backlash of the gear during the transition from the state to the state where the driving force is applied, the transmission torque capacity is reduced. Large torque fluctuations could occur.
[0004]
The present invention has been made in view of the above problems, and provides a shift control device for an automatic transmission that can avoid the occurrence of large torque fluctuations even during a downshift accompanying depression of an accelerator from a coasting traveling state. The purpose is to do.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, in the first aspect of the invention, when a downshift is requested when the accelerator is depressed.And when the vehicle is coasting when the downshift request occurs,The fastening pressure of the release side frictional engagement element is increased and corrected for a predetermined period from the start of the release control.In addition, the predetermined period is a period from the coasting traveling state to the switching to the traveling state to which driving force is applied.The configuration. According to such a configuration,At the time of request for power on / down, when the request is generated, the coasting state (coast state), and in the response period until switching to the traveling state to which the driving force of the engine is applied, When the engagement pressure of the disengagement side frictional engagement element is corrected to be increased and the driving state of the engine is applied, the engagement pressure of the disengagement side frictional engagement element is returned to the normal value.
[0006]
In invention of
[0007]
In invention of
[0008]
In invention of
[0010]
Claim5In the described invention,In the invention of
[0011]
Claim6In the described invention,When a downshift is requested when the accelerator is depressed, and when the vehicle is coasting when the downshift request is generated, the release-side frictional engagement element is provided for a predetermined period from the start of the release control. In addition, the coasting traveling state and the traveling state to which driving force is applied are determined based on a comparison between the engine rotational speed and the input shaft rotational speed of the automatic transmission.The configuration.
[0012]
According to such a configuration,When the power-on-down request is made and the coasting state (coast state) is generated when the request is generated, the engagement pressure of the release-side frictional engagement element is applied for a predetermined period from the start of the release control. The increase correction is performed to suppress a decrease in the transmission torque capacity at the time of transition from the coasting traveling state (coast state) to the traveling state where the driving force of the engine is applied. here,In the configuration in which the engine driving force is transmitted via the torque converter, when the engine output torque is transmitted to the automatic transmission side, the rotational speed on the engine side becomes high across the torque converter, and conversely the driving wheel side During coasting driving when the engine is driven, the rotational speed on the transmission side is increased across the torque converter, and therefore the coasting traveling state and the traveling state to which driving force is applied are determined based on the correlation.
[0013]
Claim7In the described invention,The invention according to claim 6 is configured such that the predetermined period is a period until the rotational speed of the engine reaches a predetermined value. According to this configuration, when the engine rotational speed reaches a predetermined value until the engine rotational speed reaches a predetermined value by increasing the engine rotational speed as the accelerator is depressed, the engine rotational speed reaches a predetermined value. To stop the increase correction. In invention of
[0014]
Claim9In the described invention,In the invention of
[0015]
According to this configuration, when the release control is started, the engagement pressure of the release side frictional engagement element is gradually reduced in a predetermined time from the engagement pressure at the time of non-shifting to the release initial pressure, but is released at the time of power-on down. By increasing and correcting the initial release pressure, which is the target of gradually decreasing the side pressure, for a predetermined period, the decrease speed of the engagement pressure from the engagement pressure at the time of non-shift to the initial release pressure is corrected, resulting in the release-side frictional engagement. The fastening pressure of the element is corrected to increase.
[0016]
【The invention's effect】
According to the invention of
[0017]
According to invention of
[0018]
Claim4According to the described invention,When the power on / down request from the coasting traveling state is requested, the fastening pressure of the disengagement side frictional engagement element can be kept high during the transition from the coasting traveling state to the traveling state in which the driving force of the engine is applied. It is possible to avoid inducing large torque fluctuations and to accurately determine the coasting traveling state and the traveling state to which the driving force of the engine is applied based on the input shaft torque of the transmission.effective.According to the fifth aspect of the present invention, there is an effect that the transition period until the driving state commensurate with the depression of the accelerator can be accurately determined from the input shaft torque of the transmission.
[0019]
Claim6According to the described invention,When the power on / down request from the coasting traveling state is requested, the fastening pressure of the disengagement side frictional engagement element can be kept high during the transition from the coasting traveling state to the traveling state in which the driving force of the engine is applied. Can avoid large torque fluctuations, andThere is an effect that the coasting traveling state and the traveling state to which the driving force of the engine is applied can be accurately determined from the correlation between the engine rotational speed and the input shaft rotational speed of the transmission.According to the seventh aspect of the present invention, there is an effect that the transition period until the driving state commensurate with the depression of the accelerator can be accurately determined from the change in the engine speed.Claim8According to the described invention, there is an effect that the fastening pressure of the release side frictional engagement element can be increased and corrected as much as necessary to avoid occurrence of torque fluctuation.
[0020]
Claim9According to the described invention, there is an effect that it is possible to easily estimate the amount of change in the input shaft torque accompanying the depression of the accelerator. Claim10According to the described invention, there is an effect that the fastening pressure increase correction for avoiding the torque fluctuation can be performed while the release control is advanced.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
FIG. 1 shows a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment, and an engine output is transmitted to a
[0022]
The
The two sets of planetary gears G1 and G2 are simple planetary gears composed of sun gears S1 and S2, ring gears r1 and r2, and carriers c1 and c2, respectively.
[0023]
The sun gear S1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft IN by a reverse clutch R / C, and is configured to be fixed by a
The sun gear S2 of the planetary gear set G2 is directly connected to the input shaft IN.
A carrier c1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft I by a high clutch H / C, while a ring gear r2 of the planetary gear set G2 is a carrier of the planetary gear set G1 by a low clutch L / C. The carrier c1 of the planetary gear set G1 can be fixed by a low & reverse brake L & R / B.
[0024]
A ring gear r1 of the planetary gear set G1 and a carrier c2 of the planetary gear set G2 are directly and integrally connected to the output shaft OUT.
In the
In FIG. 2, the circles indicate the engaged state, and the parts not marked with the symbol indicate that they are in the open state. In particular, the engaged state indicated by the black circle of the low & reverse brake L & R / B in the first speed. Indicates fastening in only one range.
[0025]
According to the combination of engagement states of the clutches and brakes shown in FIG. 2, for example, at the time of downshift from the 4th speed to the 3rd speed, the
[0026]
As described above, a shift in which the friction engagement element is switched by simultaneously controlling the engagement control and the release control of the clutch / brake (friction engagement element) is referred to as a switching shift.
The clutches and brakes (friction engagement elements) are operated by supply hydraulic pressures, and the supply hydraulic pressures for the clutches and brakes are adjusted by various solenoid valves included in the
[0027]
The A /
[0028]
In FIG. 3,
Here, the state of the change gear shift control at the time of downshift accompanying the depression of the accelerator (hereinafter referred to as power-on down) will be described according to the flowcharts of FIGS. 5 to 17 with reference to the time chart of FIG.
[0029]
The flowchart of FIG. 5 shows a main control routine common to the engagement side frictional engagement element and the release side frictional engagement element.
In step S1, it is determined whether or not a power-on down request has occurred.
The A /
[0030]
When the power on / down speed change request is determined, the process proceeds to step S2 where the gear ratio (current speed) calculated as a ratio between the input shaft rotational speed (turbine rotational speed) and the output shaft rotational speed (vehicle speed) of the speed change mechanism. It is determined whether or not the gear ratio = input shaft rotation speed / output shaft rotation speed is higher than the feedback (F / B) start gear ratio set based on the gear ratio before the shift.
[0031]
The determination of whether or not the gear ratio is higher than the F / B start gear ratio is to determine the start of change of the gear ratio due to slipping of the disengagement friction engagement element, and the F / B start gear The ratio is set as a gear ratio that is slightly higher than the gear ratio before the shift.
When the gear ratio is equal to or less than the F / B start gear ratio (from the time when a power-on down gear shift request is generated until the gear ratio reaches the F / B start gear ratio), the preparation phase process of step S3 is executed. Let
[0032]
The preparation phase process of step S3 is divided into a release-side process and a fastening-side process, and the release-side preparation phase process is shown in the flowcharts of FIGS.
In the flowchart of FIG. 6, in step S31, the vehicle is in a coasting traveling state (coast state) or a traveling state in which engine driving force is applied (hereinafter referred to as an engine driving state) at the time when a power-on down shift request is generated. It was determined whether it was.
[0033]
If it is determined in step S31 that the engine is in an engine driving state at the time when a power on / down shift request is generated, the process proceeds to step S34, and a margin (1) used when calculating a release initial hydraulic pressure Po1 described later. Set a normal value (eg 1.2).
The indicated pressure of the friction engagement element is basically calculated as critical pressure x allowance. If a value exceeding 1 is set as the allowance, the input shaft torque at that time is transmitted. A torque capacity that can be secured is secured, and setting a larger value as the margin (1) corresponds to increasing the indicated pressure (fastening pressure) of the disengagement side frictional engagement element.
[0034]
On the other hand, if it is determined in step S31 that the vehicle is in the coasting traveling state at the time when a power on / down shift request is generated, the process proceeds to step S32.
In step S32, it is determined whether or not the coasting traveling state has been switched to the engine driving state, and the process proceeds to step S33 until the engine driving state is switched, and if it is determined that the engine driving state has been switched, Proceed to S34.
[0035]
In step S33, a coasting correction value larger than the normal value is set as the margin allowance (1).
In other words, when a power on / down shift request is generated in the coasting state, a value larger than normal is set as the margin (1) until switching to the engine driving state, and the engine driving state is switched to. After the change, the margin (1) is switched to the normal value. On the other hand, when a power on / down shift request is generated in the engine drive state, a normal value is set as the margin (1) from the beginning.
[0036]
In addition, if a power on / down shift request is generated in the coasting state and the switch to the engine driving state is not determined after a predetermined time, the margin (1) is forcibly set to normal. It is better to return to the value.
The coasting correction value may be a fixed value (e.g., 1.4) that is larger than a normal value (e.g., 1.2), but may be set according to the amount of change in the input shaft torque of the transmission that accompanies the depression of the accelerator. preferable.
[0037]
When the accelerator is stepped on greatly and the input shaft torque changes greatly, unless the release side hydraulic pressure is kept higher, torque fluctuation will occur. A larger value is set as the correction value for use.
Specifically, as shown in the flowchart of FIG. 7, the coasting correction value, that is, the margin (1) used when the vehicle is in the coasting traveling state at the time when the power on / down shift request is generated is set. To do.
[0038]
In the flowchart of FIG. 7, in step S351, the steady state after the accelerator is depressed from the engine generated torque estimated based on the throttle opening after the accelerator is depressed and the engine speed at that time and the torque ratio of the torque converter. Estimate the input shaft torque at.
In step S352, the value at the time of power-on-down determination of the input shaft torque that is sequentially calculated for use in the calculation of the indicated pressure described later is read.
[0039]
In calculating the input shaft torque for calculating the command pressure described later, the input shaft torque is estimated from the engine output torque estimated from the intake air amount and the engine rotational speed and the torque ratio of the torque converter. A configuration in which the estimated value based on the engine generated torque estimated based on the throttle opening / engine speed and the torque ratio of the torque converter is subjected to a smoothing process (primary delay correction) to estimate the input shaft torque. It may be.
[0040]
In step S353, a deviation ΔT between the input shaft torque in the steady state after the accelerator is depressed obtained in step S351 and the input shaft torque at the time of power-on-down judgment obtained in step S352 is calculated.
In step S354, a deviation ΔT (amount of change in input shaft torque) calculated in step S353 is referred to with reference to a table in which correction values for coasting (marine margin for coasting (1)) are stored in advance according to the deviation ΔT. Search for coasting correction value (coast margin (1)) corresponding to.
[0041]
Here, the larger the deviation ΔT, the larger the coasting correction value (coasting margin (1)) is set.
For simplicity, the larger the deviation of the throttle opening (accelerator opening) before and after the power-on-down determination, the larger the coasting correction value (coasting margin (1)) is set. It is good also as a structure.
[0042]
In addition, as the speed of change of the throttle opening (accelerator opening) in the opening direction is larger, the coasting correction value (coiling margin (1)) may be set to a larger value. The coasting correction value (coasting margin (1)) may be determined from both the opening change amount and the opening speed.
When the margin (1) is set as described above, the process proceeds to step S35, and the release initial hydraulic pressure Po1 is calculated according to the following equation.
[0043]
Po1 = K1 × (Tt × Tr-o × margin (1)) + Prtn-o
Here, K1 is a coefficient for converting the transmission torque capacity of the frictional engagement element on the release side into hydraulic pressure.
Tt is an estimated value of the input shaft torque of the speed change mechanism, and is estimated from the engine output torque estimated from the intake air amount and the engine rotational speed and the torque ratio of the torque converter.
[0044]
Tr-o is a critical torque ratio for obtaining a critical transmission torque capacity at which the friction engagement element slips with respect to the input shaft torque Tt.
Prtn-o is a release-side standby pressure (release-side return spring pressure), and is stored in advance for each friction engagement element.
In the present embodiment, after the hydraulic pressure before the shift is lowered to the release initial hydraulic pressure Po1, the release side hydraulic pressure is gradually reduced to a hydraulic pressure lower than the critical pressure based on the release initial hydraulic pressure Po1.
[0045]
In step S36, it is determined whether or not a predetermined time TIMER1 set for each shift type has elapsed since the start of the release control.
If it is within the predetermined time TIMER1, the process proceeds to step S37, and the non-shifting hydraulic pressure Po0 of the disengagement side frictional engagement element is calculated.
The non-shifting hydraulic pressure Po0 is:
Po0 = K1 × (Tt × Tr-o × allowance (0)) + Prtn-o
Is calculated as
[0046]
The margin (0) is stored in advance as a value of about 3.0, for example.
In step S38, the hydraulic gradient Rmp-Po1 within the predetermined time TIMER1 is
Rmp-Po1 = (Po0-Po1) / TIMER1
Calculate as
[0047]
Then, the hydraulic pressure is gradually reduced by (Rmp-Po1) every unit time from the non-shifting hydraulic pressure Po0, and when the predetermined time TIMER1 has elapsed, the hydraulic pressure is reduced to the release initial hydraulic pressure Po1.
Incidentally, when the coasting running state is switched from the coasting running state to the engine driving state until the release initial hydraulic pressure Po1 is lowered, and the margin (1) is switched and the release initial hydraulic pressure Po1 changes, the remaining time from the command pressure at that time It is preferable to calculate a hydraulic pressure gradient that decreases to the release initial hydraulic pressure Po1.
[0048]
Here, since the margin (1) used for the calculation of the initial release hydraulic pressure Po1 is set to a larger value when a power on / down shift request is generated in the coasting traveling state, the power on in the coasting traveling state is set. When a down shift request is generated, the decreasing gradient Rmp-Po1 for decreasing the hydraulic pressure becomes loose, and as a result, the pressure changes on the release side higher than usual.
[0049]
If the oil pressure (fastening force) of the disengagement side frictional engagement element is gradually reduced by normal control when the coasting state is in effect at the time when a power-on down shift request is generated, the transition from the coasting state to the engine drive state occurs. In some cases, the engagement force of the disengagement side frictional engagement element weakens in a state where the gear backlash fluctuates between the coast side and the apply side of the tooth, which may cause unexpected large torque fluctuations. is there. Therefore, during the transition from the coasting traveling state to the engine driving state, the release side hydraulic pressure is corrected to be increased more than usual so as to suppress the occurrence of unexpected large torque fluctuations.
[0050]
In the above embodiment, the fastening pressure (hydraulic pressure) of the disengagement friction engagement element is increased and corrected by correcting the initial release hydraulic pressure Po1 by correcting the margin allowance (1). When the vehicle is in the coasting running state at the time of occurrence of the engine, any configuration may be used in which the release-side command pressure is corrected to be increased more than usual until the engine is driven. For example, the release side hydraulic pressure calculated based on the normal margin (1) may be corrected.
[0051]
In step S39, it is determined whether or not the gear ratio is higher than the F / B start gear ratio. After the predetermined time TIMER1 has elapsed, until the gear ratio becomes higher than the F / B start gear ratio, step S39 is performed. Proceed to S40, 41.
In step S40, the release hydraulic pressure Po2 is calculated.
The release hydraulic pressure Po2 is
Po2 = K1 × (Tt × Tr-o × margin (2)) + Prtn-o
For example, a value of about 0.8 smaller than 1.0 is used as the margin allowance (2) (margin allowance (0)> room allowance (1)> 0> room allowance (2)).
[0052]
In step S41, within a predetermined time TIMER2, a hydraulic ramp gradient (hydraulic pressure reduction per unit time) for decreasing from the initial release hydraulic pressure Po1 to the release hydraulic pressure Po2 is as follows.
Rmp-Po2 = (Po1-Po2) / TIMER2
Calculate as
[0053]
Then, in the state where the predetermined time TIMER1 has elapsed and within the predetermined time TIMER2 and the gear ratio is not higher than the F / B start gear ratio, the hydraulic pressure is decreased by (Rmp-Po2) per unit time. Let
Incidentally, the discrimination between the coasting running state and the engine driving state in the steps S31 and S32 is performed as shown in the flowchart of FIG.
[0054]
In the flowchart of FIG. 8, in step S311, it is determined whether or not the input shaft torque of the transmission is smaller than a predetermined value.
If it is determined in step S311 that the input shaft torque of the transmission is smaller than the predetermined value, the process proceeds to step S312 to determine that the vehicle is in a coasting traveling state.
On the other hand, if it is determined in step S311 that the input shaft torque of the transmission is greater than or equal to a predetermined value, the process proceeds to step S313 to determine the engine drive state.
[0055]
The input shaft torque of the speed change mechanism may be detected by a sensor, but can be estimated from operating conditions. For example, the output torque of the engine estimated from the intake air amount, the engine rotational speed, etc., and the torque converter It can be estimated from the torque ratio.
As described above, in the configuration in which the coasting traveling state and the engine driving state are determined based on the input shaft torque, when the input shaft torque is smaller than a predetermined value at the time when the power on / down shift request is generated, Thereafter, until the input shaft torque reaches a predetermined value, the margin (1) used for calculating the indicated pressure of the disengagement side frictional engagement element is increased and corrected.
[0056]
Further, the determination of the coasting traveling state and the engine driving state in the steps S31 and S32 may be performed as shown in the flowchart of FIG.
In the flowchart of FIG. 9, step S321 determines whether or not the engine rotation speed is lower than the turbine rotation speed (transmission input shaft rotation speed) + predetermined value HYS.
[0057]
If it is determined in step S321 that the engine rotation speed is smaller than the turbine rotation speed + predetermined value HYS, the process proceeds to step S322, where it is determined that the vehicle is in a coasting traveling state.
On the other hand, if it is determined in step S321 that the engine rotation speed is equal to or higher than the turbine rotation speed + predetermined value HYS, the process proceeds to step S323 to determine the engine drive state.
[0058]
As described above, in the case of a configuration in which the coasting traveling state and the engine driving state are discriminated based on the comparison between the engine rotational speed and the turbine rotational speed, the engine rotation is performed at the time when a power-on down shift request is generated. If the speed is lower than the turbine rotational speed + predetermined value HYS, then a margin (1 for use in calculating the indicated pressure of the disengagement side frictional engagement element until the engine rotational speed reaches the turbine rotational speed + predetermined value HYS. ) Is corrected to increase.
[0059]
On the other hand, the preparation phase process on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
The flowchart of FIG. 10 shows a routine of the preparation phase process for the engagement side (for low speed stage). In step S341, it is determined whether or not a predetermined time TIMER0 has elapsed since the shift determination.
When it is determined in step S341 that the predetermined time TIMER0 has not elapsed since the shift determination, the process proceeds to step S342, and hydraulic pressure precharging is performed on the engagement side frictional engagement element. The hydraulic precharge process is a process of continuously outputting a predetermined precharge pressure for the predetermined time TIMER0.
[0060]
When the predetermined time TIMER0 has elapsed, it is determined in step S343 whether or not the gear ratio has become larger than a predetermined engagement start gear ratio (1), and while the gear ratio is equal to or less than the engagement start gear ratio (1). Then, the process proceeds to step S344, where standby pressure processing is performed to output the standby pressure Prtn-c stored in advance for each friction engagement element.
[0061]
Here, returning to the flowchart of FIG. 5 to continue the description, if it is determined in step S2 that the gear ratio has become larger than the F / B start gear ratio, the process proceeds from step S2 to step S4, where the gear ratio is It is determined whether or not the F / B end gear ratio is slightly smaller than the gear ratio after the shift.
If the gear ratio is larger than the F / B start gear ratio but is determined to be equal to or less than the F / B end gear ratio, the inertia phase process of step S5 is executed.
[0062]
The inertia phase process for the release side is shown in the flowchart of FIG.
The flowchart of FIG. 11 shows the main routine of the release-side inertia phase process. In step S51, basic control of the release-side hydraulic pressure is performed.
In the basic control, the release side command hydraulic pressure Po3 is
Po3 = K1 × (Tt-Tinr × HOSEI-VSP) × Tr-o + Prtn-o
Calculate as
[0063]
Here, Tinr is an inertia torque associated with an increasing change in rotation due to power on / down, and is stored in advance in a table corresponding to the target shift time.
HOSEI-VSPIs an inertia torque correction coefficient stored in advance in a table corresponding to the vehicle speed VSP.
In step S52, turbine rotation feedback control is performed to match the turbine rotation (rpm) with the target turbine rotation corresponding to the elapsed time from the start of the shift, with the release side command hydraulic pressure Po3 as a basic value.
[0064]
Specifically, the target gear ratio is set according to the elapsed time from the start of the shift, and the target turbine rotation is calculated from the target gear ratio and the output shaft rotation (vehicle speed VSP). Then, from the deviation between the actual turbine rotation and the target turbine rotation, a feedback correction amount is calculated by, for example, proportional / integral / differential control (PID control), and the release-side command hydraulic pressure Po3 is corrected by the feedback correction amount.
[0065]
On the other hand, the inertia phase process on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
In the flowchart of FIG. 12, in step S61, it is determined whether or not the gear ratio exceeds the engagement start gear ratio (1), and the process proceeds to step S62 until the engagement start gear ratio (1) is exceeded. Subsequent to the pressure control, standby pressure control is performed to maintain the engagement side hydraulic pressure at the standby pressure Prtn-c.
[0066]
If it is determined in step S61 that the gear ratio has exceeded the engagement start gear ratio (1), whether or not the gear ratio has exceeded the engagement start gear ratio (2) (> engagement start gear ratio (1)) in step S63. Is determined.
Then, during the period from when the gear ratio exceeds the engagement start gear ratio (1) until it exceeds the engagement start gear ratio (2), the process proceeds to step S64, and the changeover preparation control as preparation for changeover control in the torque phase is performed. Do.
[0067]
In the changeover preparation control, the inertia torque Tinr and the correction coefficient HOSEI- of the inertia torque Tinr according to the vehicle speedVSPIs set in the same manner as in the release side control, and the hydraulic pressure equivalent to the inertia torque is calculated as follows.
[0068]
Then, while changing from the engagement start gear ratio (1) to the engagement start gear ratio (2), the standby pressure Prtn-c is increased to the inertia equivalent pressure.
If the engagement start gear ratio (2) is exceeded, when it is within the predetermined time TIMER3 determined in step S65, the process proceeds to step S66 and the change control is executed.
In the switching control, first, a ramp Rmp-Tr (1) for increasing the engagement-side hydraulic pressure with time is stored in advance according to the elapsed time after exceeding the engagement start gear ratio (2). Search from the table.
[0069]
Then, from the lamp Rmp-Tr (1), the inertia torque Tinr, the estimated input torque Tt, etc., the engagement side command pressure Pc1 is calculated according to the following equation.
[0070]
Here, the ramp Rmp-Tr (1) is initially 0 and rises to 1 after the predetermined time TIMER3 has elapsed, so K2 × Tt × Tr-c × Rmp-Tr (1) is initially 0 and the predetermined time After TIMER3 has elapsed, K2 × Tt × Tr-c. Tr-o x Tinr x HOSEI-VSPXK1 + Prtn−c is the inertia torque equivalent oil pressure, and the oil pressure is increased and changed by K2 × Tt × Tr-c within a predetermined time TIMER3 with the inertia torque equivalent oil pressure as an initial pressure.
[0071]
When the gear ratio exceeds the F / B end gear ratio, the process proceeds from step S4 to step S6 in the flowchart of FIG. 5, a predetermined time TIMER4 elapses after the F / B end gear ratio is exceeded, and the predetermined time It is determined whether or not a predetermined time TIMER5 has elapsed since the time TIMER3 passed.
And when either one has not passed, it progresses to Step S7 and performs torque phase processing.
[0072]
The torque phase process on the release side is shown in the flowchart of FIG. 13, and in step S701, ramp control is performed to reduce the release side hydraulic pressure to 0 in the predetermined time TIMER4.
Specifically, from the release-side hydraulic pressure Po5 when the gear ratio exceeds the F / B end gear ratio and the predetermined time TIMER4, the hydraulic pressure decrease gradient Rmp-Po3 is obtained.
Rmp-Po3 = (Po5-0) / TIMER4
And the hydraulic pressure is decreased by Rmp-Po3 per unit time.
[0073]
On the other hand, the torque phase process on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
In the flowchart of FIG. 14, in step S81, it is determined whether or not a predetermined time TIMER3 has elapsed since the gear ratio exceeded the engagement start gear ratio (2).
If the predetermined time TIMER3 has not elapsed, the process proceeds to step S82, and the switching control is continued following the process in the inertia phase.
[0074]
When it is determined in step S81 that the predetermined time TIMER3 has elapsed, the process proceeds to step S83, and it is determined whether or not the predetermined time TIMER5 has further elapsed since the predetermined time TIMER3 has elapsed.
And if it is in the said predetermined time TIMER5, it will progress to step S84 and will perform shelf pressure control.
[0075]
In the shelf pressure control, first, the torque sharing ratio of the engagement-side frictional engagement element after the shift is set, and then the engagement-side command pressure Pc2 is calculated according to the following equation.
[0076]
If the predetermined time TIMER6 has not elapsed, the end phase process of step S9 is executed.
The release-side end phase process is shown in the flowchart of FIG. 15. In step S901, the release-side hydraulic pressure (= 0) at the end of the torque phase is held.
[0077]
On the other hand, the end phase processing on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
In the flowchart of FIG. 16, in step S91, if it is determined that the predetermined time TIMER6 has not elapsed since the transition to the end phase process, the process proceeds to step S92 to execute the end phase process on the fastening side.
In the engagement-side end phase process, first, a ramp Rmp− that increases the transmission torque capacity of the engagement-side friction engagement element from a value (critical pressure) at the end of the torque phase to, for example, 1.2 times at the predetermined time TIMER6. Set Tr (2).
[0078]
Then, the command pressure on the engagement side is calculated according to the following equation based on the lamp Rmp-Tr (2).
[0079]
In addition, if it is a coasting traveling state when a power downshift request is generated, the release control and the engagement control in the change gear shift can be performed as long as the release side hydraulic pressure (engagement pressure) is corrected until the engine driving state is switched. The details are not limited to those described above.
Further, simply, when the power-on downshift request is generated, the release side hydraulic pressure (fastening pressure) may be always increased and corrected for a predetermined time without determining whether the vehicle is in the coasting traveling state.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment.
FIG. 2 is a diagram showing a correlation between a combination of engagement states of friction engagement elements in the speed change mechanism and a gear position;
FIG. 3 is a system diagram showing a control system of the automatic transmission.
FIG. 4 is a time chart showing a state of shifting by changing friction engagement elements in the embodiment.
FIG. 5 is a flowchart showing a state of switching shift control of friction engagement elements in the embodiment.
FIG. 6 is a flowchart showing preparation phase processing for a release-side frictional engagement element.
FIG. 7 is a flowchart showing setting control according to an input shaft torque change amount of a margin margin (1) for coasting.
FIG. 8 is a flowchart showing a discrimination process between a coasting state and an engine driving state.
FIG. 9 is a flowchart showing a discrimination process between a coasting state and an engine driving state.
FIG. 10 is a flowchart showing a preparation phase process of a fastening side frictional engagement element.
FIG. 11 is a flowchart showing inertia phase processing of a disengagement side frictional engagement element.
FIG. 12 is a flowchart showing inertia phase processing of the engagement side frictional engagement element.
FIG. 13 is a flowchart showing torque phase processing of the release side frictional engagement element.
FIG. 14 is a flowchart showing torque phase processing of the engagement side frictional engagement element.
FIG. 15 is a flowchart showing end phase processing of the disengagement side frictional engagement element.
FIG. 16 is a flowchart showing end phase processing of the engagement side frictional engagement element.
[Explanation of symbols]
1 ... Torque converter
2 ... Transmission mechanism
11 ... Solenoid valve unit
12 ... A / T controller
13 ... A / T oil temperature sensor
14 ... accelerator opening sensor
15 ... Vehicle speed sensor
16 ... Turbine rotation sensor
17 ... Engine rotation sensor
18 ... Air flow meter
20 ... Engine
G1, G2 ... Planetary gear
H / C ... High clutch
R / C ... Reverse clutch
L / C ... Low clutch
2 & 4 / B ... 2 speed / 4 speed band brake
L & R / B ... Low & Reverse Brake
Claims (10)
アクセルの踏み込みに伴うダウンシフト要求時であって、かつ、該ダウンシフト要求が発生したときに車両が惰行走行状態であったときに、前記解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正すると共に、前記所定期間を、惰行走行状態から駆動力が加わった走行状態に切り換わるまでの期間とすることを特徴とする自動変速機の変速制御装置。In a shift control device for an automatic transmission configured to perform shift by switching friction engagement elements that simultaneously perform engagement control and release control of two different friction engagement elements,
When a downshift is requested when the accelerator is depressed , and when the vehicle is coasting when the downshift request is generated, the release-side frictional engagement element is provided for a predetermined period from the start of the release control. A shift control device for an automatic transmission , wherein the predetermined pressure is increased and corrected , and the predetermined period is a period from a coasting traveling state to a traveling state to which driving force is applied .
アクセルの踏み込みに伴うダウンシフト要求時であって、かつ、該ダウンシフト要求が発生したときに車両が惰行走行状態であったときに、前記解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正すると共に、前記惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態との判別を、自動変速機の入力軸トルクに基づいて行うことを特徴とする自動変速機の変速制御装置。In a shift control device for an automatic transmission configured to perform shift by switching friction engagement elements that simultaneously perform engagement control and release control of two different friction engagement elements,
When a downshift is requested when the accelerator is depressed , and when the vehicle is coasting when the downshift request is generated, the release-side frictional engagement element is provided for a predetermined period from the start of the release control. A shift control apparatus for an automatic transmission , wherein the fastening pressure of the automatic transmission is corrected to be increased , and the coasting traveling state and the traveling state to which driving force is applied are determined based on an input shaft torque of the automatic transmission.
アクセルの踏み込みに伴うダウンシフト要求時であって、かつ、該ダウンシフト要求が発生したときに車両が惰行走行状態であったときに、前記解放制御の開始から所定期間だけ解放側摩擦係合要素の締結圧を増大補正すると共に、前記惰行走行状態と駆動力が加わった走行状態との判別を、エンジンの回転速度と自動変速機の入力軸回転速度との比較に基づいて行うことを特徴とする自動変速機の変速制御装置。In a shift control device for an automatic transmission configured to perform shift by switching friction engagement elements that simultaneously perform engagement control and release control of two different friction engagement elements,
When a downshift is requested when the accelerator is depressed , and when the vehicle is coasting when the downshift request is generated, the release-side frictional engagement element is provided for a predetermined period from the start of the release control. And the discrimination of the coasting traveling state and the traveling state to which the driving force is applied is performed based on a comparison between the rotational speed of the engine and the rotational speed of the input shaft of the automatic transmission. A shift control device for an automatic transmission.
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