JP4604426B2

JP4604426B2 - Control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP4604426B2
Application number: JP2001246140A
Authority: JP
Inventors: 洋筒井; 正猛市川; 正明西田
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 2001-08-14
Filing date: 2001-08-14
Publication date: 2011-01-05
Anticipated expiration: 2021-08-14
Also published as: JP2003056690A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動変速機の制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の自動変速機において、走行レンジが選択された状態で車両が停止した場合に、燃費を向上させるとともに車両に振動が発生するのを防止するために、走行レンジが選択されたとき係合されてエンジンに連結された流体伝動装置の出力を駆動輪に伝達するクラッチを解放する所謂ニュートラル制御を行い、運転者が発進しようとしてブレーキを離して制動力を一定値まで解放したとき油圧サーボ装置の油圧が漸増されて前記クラッチが係合されるようになっている。
【０００３】
即ち、ブレーキが離されて制動力が、図１０（ｃ）Ａ点に示す一定値まで低下されると、制御装置は前記クラッチの係合を開始するために、図１０（ｂ）Ｂ点に示すように油圧サーボ装置の油圧を所定値だけ増加する制御信号を送出する。ところが、クラッチの実際の係合は、油圧上昇の応答遅れ、クラッチプレート間の隙間などにより、図５（ｄ）に示すようにＡ点より微少時間Ｔだけ遅れる。通常の速度でブレーキを離した場合、図５（ｅ）に実線で示すように制動力が十分低下したＣ点でクラッチが駆動力の伝達を開始し、図５（ａ）に示すように流体伝動装置の入力側回転数Neに対し出力側回転数がＮｉが低下し始める。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、運転者がブレーキを素早く離した場合、図５（ｅ）に点線で示すように制動力が０になってもクラッチが駆動力を伝達しないので、運転者は、発進の意図に反して車両が走行を開始しない空走感を感じる。また、運転者がブレーキをゆっくり離した場合、図５（ｅ）に破線で示すように、運転者がブレーキを踏んでいる状態でクラッチが駆動力の伝達を開始して車両が走り出し、運転者が違和感を持つ不具合があった。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するため、請求項１に係る発明の構成上の特徴は、走行レンジが選択された状態で車両が停止した場合、走行レンジが選択されたとき係合されて流体伝動装置の出力を駆動輪に伝達するクラッチを解放させるニュートラル制御を行い、ブレーキの制動力が設定値まで解除されたとき前記クラッチの係合を行い前記ニュートラル制御を終了させる自動変速機の制御装置において、前記ブレーキの制動力を検出する制動力検出手段及び該制動力検出手段により検出された制動力の減速度を検出する制動力減速度検出手段を設け、該制動力の減速度の大きさに応じて前記設定値を設定することである。
【０００７】
請求項２に係る発明の構成上の特徴は、請求項１に記載の自動変速機の制御装置において、前記制動力の減速度が所定値以下の場合は前記設定値を一定にし、所定値以上の場合に前記減速度が大きくなると前記設定値を高くすることである。
【０００８】
請求項３に係る発明の構成上の特徴は、請求項１に記載の自動変速機の制御装置において、前記制動力を検出する制動力検出手段は、ブレーキ油圧又はブレーキストロークを検出することである。
【０００９】
【発明の作用・効果】
上記のように構成した請求項１に係る発明においては、停車中は、走行レンジが選択されたとき係合されて流体伝動装置の出力を駆動輪に伝達するクラッチを解放させ、ブレーキの制動力が設定値まで解除されたときクラッチの係合を行ってニュートラル制御を終了し、この設定値を前記制動力の減速度の大きさに応じて設定するようにしたので、運転者がブレーキを離す速度に拘わらず、制動力が略一定値に低下した時点からクラッチの係合を開始することができ、クラッチ係合のフィーリングを向上することができる。
【００１１】
上記のように構成した請求項２に係る発明においては、制動力の減速度が所定値以下の場合は設定値を一定にし、所定値以上になった場合に制動力の減速度が大きくなると設定値を高く設定し、制動力がこの設定値に低下したとき油圧サーボ装置の油圧の漸増を開始する制御信号を送出するようにしたので、ブレーキをゆっくり離したときクラッチの係合が必要以上に遅れることを防止することができる。
【００１２】
上記のように構成した請求項３に係る発明においては、ブレーキ油圧又はブレーキストロークを検出することによりブレーキの制動力を検出しているので、簡単な構成で制動力を確実に検出することができる。
【００１３】
【実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の実施形態を説明する。図１は本発明に係る自動変速機の制御装置により制御される自動変速機１０の一例を示すスケルトン図で、自動変速機１０は、図略のエンジンが入力側に連結される流体伝動装置としてのトルクコンバータ１１及びトルクコンバータ１１の出力側に連結された前進６速、後進１速の変速機構１２から構成されている。トルクコンバータ１１は、ポンプインペラ１３、タービンランナ１４、ステータ１５、ステータ１５を変速機構１２のケース１６に一方向の回転のみ許容して支承するワンウェイクラッチ１７、ワンウェイクラッチのインナレースをケース１６に固定するステータシャフト１８を備えている。１９はポンプインペラ１３とタービンランナ１４とを直結するロックアップクラッチである。
【００１４】
変速機構１２の主要部である変速プラネタリギヤＧは、ダブルピニオン型で、大径及び小径サンギヤＳ２，Ｓ３、大径サンギヤＳ２に直接噛合するとともに小径サンギヤＳ３にピニオンＰ３を介して噛合するロングピニオンＰ２、ロングピニオンＰ２及びピニオンＰ３を支持するキャリヤＣ２（Ｃ３）及びロングピニオンＰ２と噛合するリングギヤＲ２（Ｒ３）から構成されている。大径サンギヤＳ２は第１ブレーキB-1に連結され、キャリヤＣ２（Ｃ３）は第２クラッチC-2を介して入力軸２０に連結されるとともに、ケース１６に支持されたワンウェイクラッチＦ−１及びブレーキB-2に並列に連結されている。
【００１５】
変速機構１２の減速プラネタリギヤＧ１は、シングルピニオン型で、入力要素としてのリングギヤＲ１が入力軸２０に連結され、出力要素としてのキャリヤＣ１が第１クラッチC-1を介して小径サンギヤＳ３に連結されるとともに、第３クラッチC-3を介して大径サンギヤＳ２に連結され、サンギヤＳ１がケース１６に固定されて反力を受けるようになっている。
【００１６】
自動変速機１０の各クラッチ、ブレーキ及びワンウェイクラッチの係合、解放と各変速段との関係は図２の係合表に示すようになる。係合表における○印は係合、無印は解放、△印はエンジンブレーキ時のみの係合を示す。図３は各クラッチ、ブレーキ及びワンウエェイクラッチの係合により達成される変速段と、そのときのプラネタリギヤＧ，Ｇ１の各要素の回転数比との関係を示す速度線図である。
【００１７】
図２，３から明らかなように、第１速（１ｓｔ）は、クラッチ（C-1）の係合とワンウェイクラッチＦ−１の自動係合により達成される。入力軸２０の回転が減速プラネタリギヤＧ１により減速されたキャリヤＣ１の回転がクラッチC-1により変速プラネタリギヤＧの小径サンギヤＳ３に入力され、ワンウェイクラッチＦ−１により逆転を阻止されたキャリヤＣ２（Ｃ３）が反力を受け、リングギヤＲ２（Ｒ３）が最大減速比で減速回転されて出力軸２１に出力する。
【００１８】
第２速（２ｎｄ）は、クラッチC-1とブレーキB-1の係合により達成される。入力軸２０の回転が減速プラネタリギヤＧ１により減速されたキャリヤＣ１の回転がクラッチC-1経由で変速プラネタリギヤＧの小径サンギヤＳ３に入力され、ブレーキB-1の係合により回転を阻止された大径サンギヤＳ２が反力を受け、リングギヤＲ２（Ｒ３）が第２速に減速回転されて出力軸２１に出力する。このときの減速比は、図３に示すように、第１速（１ｓｔ）より小さくなる。
【００１９】
第３速（３ｒｄ）は、クラッチC-1とクラッチC-3との係合により達成される。入力軸２０の回転が減速プラネタリギヤＧ１により減速されたキャリヤＣ１の回転がクラッチC-1及びC-3により小径サンギヤＳ３と大径サンギヤＳ２に同時に入力されて変速プラネタリギヤＧが直結状態となり、リングギヤＲ２（Ｒ３）がキャリヤＣ１と同一回転数で回転されて出力軸２１に出力する。
【００２０】
第４速（４ｔｈ）は、クラッチC-1とクラッチC-2との係合により達成される。入力軸２０の回転がクラッチC-2により変速プラネタリギヤＧのキャリヤＣ２（Ｃ３）に直接入力され、入力軸２０の回転が減速プラネタリギヤＧ１により減速されたキャリヤＣ１の回転がクラッチC-1により変速プラネタリギヤＧのサンギヤＳ３に入力され、リングギヤＲ２（Ｒ３）が入力軸２０とキャリヤＣ１との中間の回転数に減速されて出力軸２１に出力する。
【００２１】
第５速（５ｔｈ）は、クラッチC-2とクラッチC-3との係合により達成される。入力軸２０の回転がクラッチC-2により変速プラネタリギヤＧのキャリヤＣ２（Ｃ３）に直接入力され、入力軸２０の回転が減速プラネタリギヤＧ１により減速されたキャリヤＣ１の回転が変速プラネタリギヤＧのクラッチC-3によりサンギヤＳ２に入力され、リングギヤＲ２（Ｒ３）が第５速に増速回転されて出力軸２１に出力する。
【００２２】
第６速（６ｔｈ）は、クラッチC-2とブレーキB-1との係合により達成される。入力軸２０の回転がクラッチC-2により変速プラネタリギヤＧのキャリヤＣ２（Ｃ３）に直接入力され、ブレーキB-1の係合により回転を阻止されたサンギヤＳ２が反力を受け、リングギヤＲ２（Ｒ３）が第６速に増速回転されて出力軸２１に出力する。
【００２３】
後進（Ｒ）は、クラッチC-3とブレーキB-2との係合により達成される。入力軸２０の回転が減速プラネタリＧ１により減速されたキャリヤＣ１の回転がクラッチC-3経由で変速プラネタリギヤＧのサンギヤＳ２に入力され、ブレーキB-2の係合により回転を阻止されたキャリヤＣ２（Ｃ３）が反力を受け、リングギヤＲ２（Ｒ３）が逆転されて出力軸２１に出力する。
【００２４】
上記自動変速機１０においては、クラッチC-1が、走行レンジである第１速が選択されたとき係合されてエンジンに連結された流体伝動装置であるトルクコンバータ１１の出力を出力軸２１を介して駆動輪に伝達するクラッチであり、走行レンジが選択された状態で車両が停止して出力軸２１の回転が阻止された場合、ニュートラル制御を行なうために解放されるようになっている。走行レンジが選択された状態でブレーキの制動力により車両が停止して第１速が成立され、ニュートラル制御されてクラッチC-1が解放された状態になると第１速から第２速が選択されるため発進時にブレーキが離された場合、登り坂で車両に後退方向の力が作用してもブレーキＢ１が出力軸２１の逆転を阻止するので、車両は後退することがなく、クラッチC-1が係合し始めて駆動力を伝達すると車両は円滑に発進する。なお、エンジンブレーキが必要なときにはブレーキB-2が係合され、キャリヤＣ２（Ｃ３）が正回転を阻止されて、出力軸２１からの回転がサンギヤＳ３、クラッチC-1、減速プラネタリＧ１、トルクコンバータ１１を経由してエンジンに伝達され、エンジンブレーキがかかる。
【００２５】
次に、クラッチC-1の油圧駆動部に給排される油圧を出力する油圧サーボ装置２６を図４に基づいて説明する。２５は運転者がシフトレバーを操作してニュートラルＮ、走行レンジD、後進レンジＲに手動で切り替えるマニュアルバルブで、ポートＰＬにオイルポンプからのライン圧が供給されている。マニュアルバルブ２５が走行レンジにシフトされたときポートＰＬと連通されるポートＤには、クラッチC-1の油圧駆動部に供給される油圧を出力する油圧サーボ装置２６の増幅弁２７の入力ポート２８及び切替弁２９のライン圧ポート３０が夫々接続されている。３１はオイルポンプからのライン圧が減圧弁を介して供給されるソレノイドモジュレータバルブで、所定圧に制御した油圧を油圧サーボ装置２６のリニアソレノイド調圧弁３２の入力ポート３３及び切替弁２９のポート３４に供給する。リニアソレノイド調圧弁３２は、リニアソレノイド３５が後述する制御装置から供給される制御信号である制御電流に応じて作動して弁体３６を圧縮バネ３７のバネ力とバランスするまで移動し、入力ポート３３から流入する所定圧に制御された油圧を絞って制御装置からの制御電流の増大につれて減少する制御油圧を出力ポート３８に生成する。リニアソレノイド調圧弁３２の出力ポート３８は、増幅弁２７の制御ポート３９に接続されるとともに、切替弁２９の切替ポート４０に接続されている。増幅弁２７は、弁体４０が制御ポート３９から供給されて弁体４０の大径端面に作用するリニアソレノイド調圧弁３２の制御油圧による軸力が弁体４０の小径端面に作用する圧縮バネ４１のバネ力とフィードバック油圧による軸力とが釣り合う位置に移動され、入力ポート２８に供給されたライン圧を制御電流の減少につれて増大するリニアソレノイド調圧弁３２の制御油圧によって出力油圧Pcを出力し、出力ポート４２から切替弁２９の入力ポート４３に供給する。切替弁２９は、弁体４５が図示右半分位置にシフトされると、入力ポート４３を出力ポート４４に連通し、増幅弁２７からの出力油圧PcをクラッチC-1の油圧駆動部に供給し、弁体４５が図示左半分位置にシフトされると、ライン圧ポート３０を出力ポート４４に連通し、マニュアルバルブ２５のポートＤからのライン圧をクラッチC-1の油圧駆動部に供給し、クラッチC-1をライン圧によって係合状態に維持する。
【００２６】
自動変速機の制御装置を図5に示すブロック図に基づいて説明する。CPUを内蔵した制御装置５０は、エンジンの回転が伝達されるトルクコンバータ１１の入力側回転数Neを検出する入力側回転数センサ５１、クラッチC-1の入力側となるトルクコンバータ１１の出力側回転数Niを検出する出力側回転数センサ５２、アクセルの踏み込み量Ssを検出するスロットル開度センサ５３、ブレーキの踏み込み有無信号Bsを送出するフットブレーキセンサ５４、出力軸２０の回転数Ｎｖを検出する車速センサ５５、マニュアルバルブ２５が走行レンジＤにシフトされているか否かを示す信号Drを送出するレンジ位置センサ５６及びブレーキの制動力であるブレーキ油圧Bpを検出する制動力検出手段としてのブレーキ油圧センサ５７から各検出信号が入力され、これら検出信号に基づいて制御プログラムを実行し、制御信号である制御電流を油圧サーボ装置２６のリニアソレノイド調圧弁３２に出力するようになっている。なお、制動力検出手段は、ブレーキの制動力を間接的に示すブレーキピストンのストローク位置であるブレーキストロークを検出するストローク位置センサでもよい。
【００２７】
次に、本発明に係る自動変速機の制御装置の作動を図6に示すニュートラル制御プログラムのフロー図に基づいて説明する。制御装置５０は、第１速を成立させるとともに、入力側回転センサ５１、出力側回転センサ５２、スロットル開度センサ５３、フットブレーキセンサ５４、車速センサ５５、レンジ位置センサ５６、ブレーキ油圧センサ５７から各検出信号を取り込み（ステップ６１）、リリース待機制御の開始条件が成立したか否かチェックする（ステップ６２）。リリース待機制御の開始条件は、▲１▼トルクコンバータ１１の出力側回転数Niが待機制御回転数Ｎｗまで低下していること、即ち車速が停止直前の速度まで低下していること、▲２▼ブレーキが踏み込まれてフットブレーキセンサ５４からの信号Bsがオンとなっていること、▲３▼スロットル開度センサ５３からの信号Ssによりスロットル開度が実質的にゼロ、即ちアイドル状態であることが検出されていることの、３条件が全て成立することである。
【００２８】
リリース待機制御の開始条件が成立すると、制御装置５０は、クラッチC-1の油圧駆動部に供給される油圧をクラッチC-1を係合状態に維持する係合油圧Pl（ライン圧力）からクラッチC-1がスリップを開始する直前の油圧より若干大きい待機圧Pwに低下する（ステップ６３）。待機圧Pwは、トルクコンバータ１１の入力側回転数がエンジンのアイドル状態でのNei、出力側回転数Niが停車状態でゼロである場合にトルクコンバータ１１に発生する所謂ストールトルクTsに対して、クラッチC-1がスリップを開始するときの油圧サーボ装置２６の出力油圧Pcより若干高く設定される。制御装置５０は、待機圧Pwに対応する制御電流を油圧サーボ装置２６のリニアソレノイド３５に供給し、制御電流に応じた制御油圧がリニアソレノイド調圧弁３２の出力ポート３８に生成され、増幅弁２７は制御油圧に応じた待機圧Pwを切替弁２９に出力する。切替弁２９は、調圧弁３２から切替ポート４０に供給される制御油圧が制御電流に応じて低下するので、制御油圧と圧縮バネ４６のバネ力との和がソレノイドモジュレータバルブ３１からポート３４に供給される所定圧より小さくなり、弁体４５が図示右半分位置にシフトされるので、待機圧Pwが油圧サーボ装置２６からの出力油圧PcとしてクラッチC-1に供給される。
【００２９】
なお、エンジンのアイドル回転数は運転状況によって変化するので、エンジンのアイドル状態でのトルクコンバータ１１の入力側回転数Nei、延いてはストールトルクも変化し、ストールトルクに応じて待機圧Pwを変える必要がある。ストールトルクTsは、出力側回転数Niと入力側回転数Neとの比である速度比ｒとトルクコンバータ１１の伝達トルク比ｔとの図７に示す関係グラフに基づいて、速度比ｒが０のときのストールトルク比tsと、ストールトルク容量係数Csと、そのときの入力側回転数Neの２乗との積、Ts＝ts×Cs×Ne²となる。そして、待機圧Pwは、Pw＝Ts／Ｘ＋Ｙ＋αとなる。ここにおいて、Neはアイドル状態での入力側回転数Neiであり、ＸはクラッチC-1の油圧駆動部のピストンの面積にクラッチ板の有効半径、枚数及び摩擦係数の積を掛けた積であり、Ｙはクラッチ板が接触してクラッチC-1がスリップを開始する位置までピストンを移動させるために必要なストローク圧であり、αは余裕値である。
【００３０】
油圧サーボ装置２６の出力油圧Pcが待機圧Pwになると、制御装置５０は、車両が停止状態になったか否か判断する（ステップ６４）。停車状態であることは、例えば▲１▼ブレーキ油圧センサ５７により検出されたブレーキ油圧Bpが車両が動き出す直前のブレーキ油圧よりも大きくなっていること、▲２▼ブレーキが踏み込まれてフットブレーキセンサ５４からの信号Bsがオンとなっていること、▲３▼スロットル開度センサ５３からの信号Ssによりスロットル開度が実質的にゼロ、即ちアイドル状態であることが検出されていることの３条件が全て成立することで判断される。車両が停止状態になったと判定されると、フラグFSTOPが立てられ（ステップ６５）、リリース制御が開始され（ステップ６６）、制御装置５０は、油圧サーボ装置２６の出力油圧PcをクラッチC-1が係合状態からスリップ状態に移行する直前の出力油圧Psに急激に低下させた後に漸減して、クラッチC-1がスリップ状態から引きずり状態に移行した直後の油圧サーボ装置２６の引きずり油圧Prになるように、制御電流を引きずり油圧Prに対応する制御電流まで漸減してリニアソレノイド３５に供給する。出力油圧Pcが引きずり油圧Prまで低下すると（ステップ６７）、制御装置５０は、油圧サーボ装置２６の出力油圧Pcを引きずり油圧Prに維持するインニュートラル制御を行なうために、引きずり油圧Prに応じた制御電流をリニアソレノイド３５に継続して供給する（ステップ６８）。
【００３１】
発進するためにフットブレーキが離されると、ブレーキの制動力であるブレーキ油圧Bpが、図８（ｃ）に示すように低下する。制御装置５０はブレーキ油圧Bpを微小時間毎にブレーキ油圧センサ５７から取り込み、微小時間毎のブレーキ油圧Bpの減圧度dBp、即ちブレーキ制動力の減速度を求める（ステップ６９）。ブレーキ油圧センサ５７により検出されたブレーキ油圧Bpの減圧度、即ちブレーキの制動力の減速度を検出する制動力減速度検出手段はステップ６９により構成される。そして、ブレーキ油圧Bpが減圧度dBpに係数ｘを掛けた設定値より低くなったか否かが微小時間毎に判断され（ステップ７０）、低くなった場合、制御装置５０は、油圧サーボ装置２６の出力油圧Pcの漸増を開始するために制御電流を若干ステップ状に増加してから漸増してアプライ制御を行う（ステップ７１）。係数ｘは図９に示すように、ブレーキ油圧Bpの減圧度dBpが所定値以下の場合は一定とし、所定値以上の場合は減圧度dBpが大きくなるにつれて大きな値に設定してあるので、制御装置５０が油圧サーボ装置２６の出力油圧Pcの漸増を開始するために漸増する制御電流の送出を開始するときのブレーキ油圧Bpは、減圧度ｄBpが所定値以下の場合は一定となり、所定値以上の場合は減圧度ｄBpが大きくなるにつれて高くなる。
【００３２】
これにより、運転者がブレーキを素早く離した場合、ブレーキ油圧Bpの減圧度ｄBpが大きくなり、図８（ｂ），（ｃ）に点線で示すようにブレーキ油圧Bpが高い時点で制御装置５０が油圧サーボ装置２６に出力油圧Pcの漸増を開始する制御信号を送出するので、図８（ｅ）に点線で示すようにブレーキ油圧Bpが略０になる点DでクラッチC-1は駆動力の伝達を開始し、運転者は空走感を感じることなく車両を発進することができる。また、運転者がブレーキをゆっくり離した場合、ブレーキ油圧Bpの減圧度ｄBpが小さくなり、図８（ｂ），（ｃ）に破線で示すようにブレーキ油圧Bpが低い時点で制御装置５０が油圧サーボ装置２６の出力油圧Pcの漸増を開始する制御信号を送出するので、図８（ｅ）に破線で示すようにブレーキ油圧Bpが略０になる点ＥでクラッチC-1は駆動力の伝達を開始し、運転者はブレーキを踏んでいるのに車両が発進するという違和感を感じることなく車両を発進することができる。
【００３３】
油圧サーボ装置２６の出力油圧Pcが待機圧Pwまで増加されてアプライ制御が終了すると、制御装置５０は、リニアソレノイド調圧弁３２のリニアソレノイド３５への制御電流の供給を停止するので、弁体３６は圧縮バネ３７により開放位置に移動し、出力ポート３８に発生する制御油圧がソレノイドモジュレータバルブ３１から供給される所定圧に上昇して切替弁２９の弁体４５が図示左位置にシフトされ、クラッチC-1はマニュアルバルブ２５からのライン圧が供給されて通常の係合状態となり、ニュートラル制御が終了する（ステップ７２）。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る自動変速機の制御装置により制御される自動変速機のスケルトン図である。
【図２】自動変速機の各変速段におけるクラッチ、ブレーキの係合表である。
【図３】自動変速機の各速度段におけるプラネタリギヤの各要素の回転数比を示す速度線図である。
【図４】クラッチC-1の油圧サーボ装置を示す図である。
【図５】自動変速機の制御装置を示すブロック図である。
【図６】ニュートラル制御プログラムのフロー図である。
【図７】速度比とトルク比、トルク容量係数を示す図である。
【図８】本発明に係る制御装置において、アプライ制御開始時の油圧サーボ装置の出力油圧、ブレーキ油圧、駆動力の状態を示すタイムチャートである。
【図９】ブレーキ油圧の減圧度に対してアプライ制御を開始するときのブレーキ油圧を示す図である。
【図１０】従来の制御装置において、アプライ制御開始時の油圧サーボ装置の出力油圧、ブレーキ油圧、駆動力の状態を示すタイムチャートである。
【符号の説明】
１０・・・自動変速機、１１・・・トルクコンバータ（流体伝動装置）、１２・・・変速機構、２０・・・入力軸、２１・・・出力軸、２５・・・マニュアルバルブ、２６・・・油圧サーボ装置、５０・・・制御装置、５１・・・入力側回転数センサ、５２・・・出力側回転数センサ、５６・・・レンジ位置センサ、５７・・・ブレーキ油圧センサ（制動力検出手段）、６８・・・制動力減速度検出手段、C-1・・・クラッチ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission.
[0002]
[Prior art]
In an automatic transmission such as an automobile, when the vehicle is stopped with the travel range selected, this is engaged when the travel range is selected to improve fuel efficiency and prevent the vehicle from vibrating. When the driver releases the brake and releases the braking force to a certain value by performing so-called neutral control that releases the clutch that transmits the output of the fluid transmission device connected to the engine to the drive wheel, the hydraulic servo device Is gradually increased so that the clutch is engaged.
[0003]
That is, when the brake is released and the braking force is reduced to the constant value shown in FIG. 10 (c) point A, the control device starts the engagement of the clutch. As shown, a control signal for increasing the hydraulic pressure of the hydraulic servo apparatus by a predetermined value is transmitted. However, the actual engagement of the clutch is delayed by a minute time T from the point A as shown in FIG. 5 (d) due to a delay in response to an increase in hydraulic pressure and a gap between the clutch plates. When the brake is released at the normal speed, the clutch starts to transmit the driving force at the point C where the braking force is sufficiently reduced as shown by the solid line in FIG. 5 (e), and as shown in FIG. The output side rotational speed Ni begins to decrease with respect to the input side rotational speed Ne of the transmission.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, when the driver quickly releases the brake, the clutch does not transmit the driving force even when the braking force becomes zero as shown by the dotted line in FIG. 5 (e). I feel that the vehicle is not running. Further, when the driver slowly releases the brake, as shown by a broken line in FIG. 5E, the clutch starts to transmit the driving force while the driver is stepping on the brake, and the vehicle starts running. However, there was a problem with discomfort.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problem, the structural feature of the invention according to claim 1 is that when the vehicle stops in a state where the travel range is selected, the vehicle is engaged when the travel range is selected and the fluid transmission device is In the automatic transmission control device, performing neutral control for releasing the clutch that transmits the output to the drive wheels, and engaging the clutch when the braking force of the brake is released to a set value and ending the neutral control. A braking force detecting means for detecting the braking force of the brake and a braking force deceleration detecting means for detecting a deceleration of the braking force detected by the braking force detecting means are provided, according to the magnitude of the deceleration of the braking force. The setting value is set.
[0007]
The structural feature of the invention according to claim 2 is that in the control apparatus for an automatic transmission according to claim 1, when the deceleration of the braking force is equal to or less than a predetermined value, the set value is constant, and is equal to or greater than the predetermined value. In this case, when the deceleration increases, the set value is increased.
[0008]
The structural feature of the invention according to claim 3 is that in the automatic transmission control device according to claim 1, the braking force detection means for detecting the braking force detects a brake hydraulic pressure or a brake stroke. .
[0009]
[Operation and effect of the invention]
In the invention according to claim 1 configured as described above, when the vehicle is stopped, the clutch that is engaged when the travel range is selected and that transmits the output of the fluid transmission device to the drive wheel is released, and the braking force of the brake When is released to the set value, the clutch is engaged and the neutral control is terminated, and this set value is set according to the magnitude of the deceleration of the braking force, so the driver releases the brake. Regardless of the speed, the engagement of the clutch can be started from the time when the braking force decreases to a substantially constant value, and the feeling of clutch engagement can be improved.
[0011]
In the invention according to claim 2 configured as described above, when the braking force deceleration is not more than a predetermined value, the set value is constant, and when the braking force deceleration is not less than the predetermined value, the braking force deceleration is increased. The value is set high, and when the braking force drops to this setting value, a control signal to start gradually increasing the hydraulic pressure of the hydraulic servo device is sent, so when the brake is released slowly, the clutch is engaged more than necessary. Delays can be prevented.
[0012]
In the invention according to claim 3 configured as described above, since the braking force of the brake is detected by detecting the brake hydraulic pressure or the brake stroke, the braking force can be reliably detected with a simple configuration. .
[0013]
Embodiment
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram showing an example of an automatic transmission 10 controlled by a control device for an automatic transmission according to the present invention. The automatic transmission 10 is a fluid transmission device in which an unillustrated engine is connected to the input side. Torque converter 11 and a forward 6-speed transmission 1-speed transmission mechanism 12 connected to the output side of the torque converter 11. The torque converter 11 includes a pump impeller 13, a turbine runner 14, a stator 15, and a one-way clutch 17 that supports the stator 15 by allowing the case 16 of the speed change mechanism 12 to rotate in only one direction, and an inner race of the one-way clutch is fixed to the case 16. The stator shaft 18 is provided. A lockup clutch 19 directly connects the pump impeller 13 and the turbine runner 14.
[0014]
The transmission planetary gear G, which is the main part of the transmission mechanism 12, is a double pinion type, and directly meshes with the large-diameter and small-diameter sun gears S2 and S3 and the large-diameter sun gear S2, and meshes with the small-diameter sun gear S3 via the pinion P3. The long pinion P2 and the carrier C2 (C3) supporting the pinion P3 and the ring gear R2 (R3) meshing with the long pinion P2. The large-diameter sun gear S2 is connected to the first brake B-1, the carrier C2 (C3) is connected to the input shaft 20 via the second clutch C-2, and the one-way clutch F-1 supported by the case 16 And connected in parallel to the brake B-2.
[0015]
The speed reduction planetary gear G1 of the speed change mechanism 12 is a single pinion type, a ring gear R1 as an input element is connected to the input shaft 20, and a carrier C1 as an output element is connected to a small-diameter sun gear S3 via a first clutch C-1. In addition, it is connected to the large-diameter sun gear S2 via the third clutch C-3, and the sun gear S1 is fixed to the case 16 so as to receive a reaction force.
[0016]
The relationship between the engagement and release of each clutch, brake and one-way clutch of the automatic transmission 10 and each gear stage is as shown in the engagement table of FIG. In the engagement table, ◯ indicates engagement, no mark indicates release, and Δ indicates engagement only during engine braking. FIG. 3 is a velocity diagram showing the relationship between the shift speed achieved by engagement of each clutch, brake, and one-way clutch, and the rotational speed ratio of each element of the planetary gears G and G1 at that time.
[0017]
As is apparent from FIGS. 2 and 3, the first speed (1st) is achieved by the engagement of the clutch (C-1) and the automatic engagement of the one-way clutch F-1. The rotation of the carrier C1 whose rotation of the input shaft 20 has been decelerated by the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 of the transmission planetary gear G by the clutch C-1, and the carrier C2 (C3) whose reverse rotation is prevented by the one-way clutch F-1 Receives the reaction force, and the ring gear R2 (R3) is decelerated and rotated at the maximum reduction ratio and output to the output shaft 21.
[0018]
The second speed (2nd) is achieved by engagement of the clutch C-1 and the brake B-1. The rotation of the input shaft 20 is decelerated by the reduction planetary gear G1 and the rotation of the carrier C1 is input to the small-diameter sun gear S3 of the transmission planetary gear G via the clutch C-1, and the large diameter is prevented from rotating by the engagement of the brake B-1. The sun gear S2 receives the reaction force, and the ring gear R2 (R3) is decelerated and rotated to the second speed and is output to the output shaft 21. The reduction ratio at this time is smaller than the first speed (1st) as shown in FIG.
[0019]
The third speed (3rd) is achieved by engagement of the clutch C-1 and the clutch C-3. The rotation of the input shaft 20 is decelerated by the speed reduction planetary gear G1, and the rotation of the carrier C1 is simultaneously input to the small diameter sun gear S3 and the large diameter sun gear S2 by the clutches C-1 and C-3. (R3) is rotated at the same rotational speed as the carrier C1 and is output to the output shaft 21.
[0020]
The fourth speed (4th) is achieved by engagement of the clutch C-1 and the clutch C-2. The rotation of the input shaft 20 is directly input to the carrier C2 (C3) of the transmission planetary gear G by the clutch C-2, and the rotation of the input shaft 20 is decelerated by the reduction planetary gear G1, and the rotation of the carrier C1 is transmitted by the clutch C-1 to the transmission planetary gear. The ring gear R2 (R3) is decelerated to an intermediate rotational speed between the input shaft 20 and the carrier C1 and output to the output shaft 21.
[0021]
The fifth speed (5th) is achieved by engagement of the clutch C-2 and the clutch C-3. The rotation of the input shaft 20 is directly input to the carrier C2 (C3) of the transmission planetary gear G by the clutch C-2, the rotation of the input shaft 20 is decelerated by the reduction planetary gear G1, and the rotation of the carrier C1 is the clutch C- of the transmission planetary gear G. 3 is input to the sun gear S2, and the ring gear R2 (R3) is rotated to the fifth speed and output to the output shaft 21.
[0022]
The sixth speed (6th) is achieved by engagement of the clutch C-2 and the brake B-1. The rotation of the input shaft 20 is directly input to the carrier C2 (C3) of the transmission planetary gear G by the clutch C-2, and the sun gear S2 whose rotation is prevented by the engagement of the brake B-1 receives a reaction force, and the ring gear R2 (R3 ) Is increased to the sixth speed and output to the output shaft 21.
[0023]
Reverse (R) is achieved by engagement of clutch C-3 and brake B-2. The rotation of the carrier C1 whose rotation of the input shaft 20 is decelerated by the deceleration planetary G1 is input to the sun gear S2 of the transmission planetary gear G via the clutch C-3, and the rotation of the carrier C2 (which is blocked by the engagement of the brake B-2) ( C3) receives the reaction force, and the ring gear R2 (R3) is reversed and output to the output shaft 21.
[0024]
In the automatic transmission 10, the output of the torque converter 11, which is a fluid transmission device that is engaged and connected to the engine when the clutch C- 1 is selected when the first speed that is the travel range is selected, is output to the output shaft 21. When the vehicle stops and the rotation of the output shaft 21 is prevented while the travel range is selected, the clutch is released to perform neutral control. When the travel range is selected, the vehicle is stopped by the braking force of the brake to establish the first speed, and when the neutral control is performed and the clutch C-1 is released, the first speed to the second speed are selected. Therefore, when the brake is released at the start, the brake B1 prevents the reverse rotation of the output shaft 21 even if a reverse force is applied to the vehicle on the uphill, so that the vehicle does not move backward, and the clutch C-1 When the vehicle starts to engage and transmits the driving force, the vehicle starts smoothly. When engine braking is required, the brake B-2 is engaged, the carrier C2 (C3) is prevented from rotating forward, and the rotation from the output shaft 21 is the sun gear S3, the clutch C-1, the deceleration planetary G1, the torque It is transmitted to the engine via the converter 11 and the engine brake is applied.
[0025]
Next, the hydraulic servo device 26 that outputs the hydraulic pressure supplied to and discharged from the hydraulic drive unit of the clutch C-1 will be described with reference to FIG. Reference numeral 25 denotes a manual valve that is manually switched to a neutral N, travel range D, and reverse range R by operating a shift lever by a driver. Line pressure from an oil pump is supplied to a port PL. When the manual valve 25 is shifted to the travel range, the port D communicated with the port PL has an input port 28 of the amplification valve 27 of the hydraulic servo device 26 that outputs the hydraulic pressure supplied to the hydraulic drive unit of the clutch C-1. The line pressure port 30 of the switching valve 29 is connected to each other. 31 is a solenoid modulator valve to which the line pressure from the oil pump is supplied via the pressure reducing valve. The hydraulic pressure controlled to a predetermined pressure is the input port 33 of the linear solenoid pressure regulating valve 32 of the hydraulic servo device 26 and the port 34 of the switching valve 29. To supply. The linear solenoid pressure regulating valve 32 operates until the linear solenoid 35 is actuated according to a control current which is a control signal supplied from a control device which will be described later, and moves the valve body 36 until the spring force of the compression spring 37 is balanced. The control hydraulic pressure that is controlled to a predetermined pressure flowing in from 33 is reduced, and a control hydraulic pressure that decreases as the control current from the control device increases is generated at the output port 38. The output port 38 of the linear solenoid pressure regulating valve 32 is connected to the control port 39 of the amplification valve 27 and to the switching port 40 of the switching valve 29. The amplifying valve 27 is a compression spring 41 in which the axial force due to the control hydraulic pressure of the linear solenoid pressure regulating valve 32 which is supplied from the control port 39 and acts on the large diameter end surface of the valve body 40 acts on the small diameter end surface of the valve body 40. The output hydraulic pressure Pc is output by the control hydraulic pressure of the linear solenoid pressure regulating valve 32, which is moved to a position where the spring force of the motor and the axial force due to the feedback hydraulic pressure are balanced, and the line pressure supplied to the input port 28 increases as the control current decreases, Supply from the output port 42 to the input port 43 of the switching valve 29. When the valve body 45 is shifted to the right half position in the figure, the switching valve 29 connects the input port 43 to the output port 44 and supplies the output hydraulic pressure Pc from the amplification valve 27 to the hydraulic drive unit of the clutch C-1. When the valve body 45 is shifted to the left half position in the figure, the line pressure port 30 is connected to the output port 44, and the line pressure from the port D of the manual valve 25 is supplied to the hydraulic drive unit of the clutch C-1. The clutch C-1 is maintained in the engaged state by the line pressure.
[0026]
The control device for the automatic transmission will be described based on the block diagram shown in FIG. The control device 50 with a built-in CPU includes an input side rotational speed sensor 51 that detects an input side rotational speed Ne of the torque converter 11 to which engine rotation is transmitted, and an output side of the torque converter 11 that is an input side of the clutch C-1. Output side rotation speed sensor 52 for detecting the rotation speed Ni, throttle opening sensor 53 for detecting the accelerator depression amount Ss, foot brake sensor 54 for transmitting a brake depression presence / absence signal Bs, and the rotation speed Nv of the output shaft 20 are detected. The vehicle speed sensor 55 for performing the operation, the range position sensor 56 for transmitting the signal Dr indicating whether or not the manual valve 25 is shifted to the travel range D, and the brake as the braking force detecting means for detecting the brake hydraulic pressure Bp as the braking force of the brake. Each detection signal is input from the hydraulic sensor 57, and a control program is executed based on these detection signals. And it outputs a control current to the linear solenoid regulating valve 32 of the hydraulic servo device 26. The braking force detection means may be a stroke position sensor that detects a brake stroke that is a stroke position of the brake piston that indirectly indicates the braking force of the brake.
[0027]
Next, the operation of the control device for the automatic transmission according to the present invention will be described based on the flow chart of the neutral control program shown in FIG. The control device 50 establishes the first speed, and from the input side rotation sensor 51, the output side rotation sensor 52, the throttle opening sensor 53, the foot brake sensor 54, the vehicle speed sensor 55, the range position sensor 56, and the brake hydraulic pressure sensor 57. Each detection signal is fetched (step 61), and it is checked whether or not a release standby control start condition is satisfied (step 62). The start condition of the release standby control is as follows: (1) The output side rotational speed Ni of the torque converter 11 is reduced to the standby control rotational speed Nw, that is, the vehicle speed is reduced to the speed immediately before the stop, and (2) The brake is depressed and the signal Bs from the foot brake sensor 54 is turned on. (3) The throttle opening is substantially zero by the signal Ss from the throttle opening sensor 53, that is, in an idle state. That is, all three conditions are satisfied.
[0028]
When the release standby control start condition is satisfied, the control device 50 clutches the hydraulic pressure supplied to the hydraulic drive portion of the clutch C-1 from the engagement hydraulic pressure Pl (line pressure) that maintains the clutch C-1 in the engaged state. C-1 drops to a standby pressure Pw that is slightly larger than the hydraulic pressure immediately before the start of slipping (step 63). The standby pressure Pw is a so-called stall torque Ts generated in the torque converter 11 when the input side rotational speed of the torque converter 11 is Nei when the engine is in an idle state and the output side rotational speed Ni is zero when the engine is stopped. The output hydraulic pressure Pc of the hydraulic servo device 26 when the clutch C-1 starts to slip is set slightly higher. The control device 50 supplies a control current corresponding to the standby pressure Pw to the linear solenoid 35 of the hydraulic servo device 26, and a control hydraulic pressure corresponding to the control current is generated at the output port 38 of the linear solenoid pressure regulating valve 32. Outputs the standby pressure Pw corresponding to the control hydraulic pressure to the switching valve 29. In the switching valve 29, the control hydraulic pressure supplied from the pressure regulating valve 32 to the switching port 40 decreases according to the control current, so the sum of the control hydraulic pressure and the spring force of the compression spring 46 is supplied from the solenoid modulator valve 31 to the port 34. Since the valve body 45 is shifted to the right half position in the figure, the standby pressure Pw is supplied to the clutch C-1 as the output hydraulic pressure Pc from the hydraulic servo device 26.
[0029]
Since the engine idling speed changes depending on the operating condition, the input side speed Nei of the torque converter 11 in the idling state of the engine, and consequently the stall torque, also changes, and the standby pressure Pw is changed according to the stall torque. There is a need. The stall torque Ts has a speed ratio r of 0 based on the relationship graph shown in FIG. 7 between the speed ratio r, which is the ratio between the output side rotational speed Ni and the input side rotational speed Ne, and the transmission torque ratio t of the torque converter 11. The product of the stall torque ratio ts, the stall torque capacity coefficient Cs, and the square of the input side rotational speed Ne at that time, Ts = ts × Cs × Ne ² . The standby pressure Pw is Pw = Ts / X + Y + α. Here, Ne is the input side rotational speed Nei in the idle state, and X is a product obtained by multiplying the area of the piston of the hydraulic drive part of the clutch C-1 by the product of the effective radius, the number of sheets and the friction coefficient of the clutch plate. , Y is a stroke pressure required to move the piston to a position where the clutch plate comes into contact and the clutch C-1 starts to slip, and α is a margin value.
[0030]
When the output hydraulic pressure Pc of the hydraulic servo device 26 reaches the standby pressure Pw, the control device 50 determines whether or not the vehicle has stopped (step 64). For example, (1) the brake oil pressure Bp detected by the brake oil pressure sensor 57 is greater than the brake oil pressure immediately before the vehicle starts to move, and (2) the foot brake sensor 54 is depressed when the brake is depressed. 3 is that the signal Bs from the throttle opening is ON, and (3) that the throttle opening is detected to be substantially zero, that is, in the idle state, from the signal Ss from the throttle opening sensor 53. Judgment is made when all are established. When it is determined that the vehicle has stopped, the flag FSTOP is set (step 65), release control is started (step 66), and the control device 50 applies the output hydraulic pressure Pc of the hydraulic servo device 26 to the clutch C-1. Gradually decreases to the output hydraulic pressure Ps immediately before the transition from the engaged state to the slip state, and then gradually decreases to the drag hydraulic pressure Pr of the hydraulic servo device 26 immediately after the clutch C-1 shifts from the slip state to the drag state. Thus, the control current is gradually reduced to the control current corresponding to the drag oil pressure Pr and supplied to the linear solenoid 35. When the output oil pressure Pc decreases to the drag oil pressure Pr (step 67), the control device 50 performs control according to the drag oil pressure Pr in order to perform the neutral control for maintaining the output oil pressure Pc of the hydraulic servo device 26 at the drag oil pressure Pr. Current is continuously supplied to the linear solenoid 35 (step 68).
[0031]
When the foot brake is released for starting, the brake hydraulic pressure Bp, which is the braking force of the brake, decreases as shown in FIG. The control device 50 takes in the brake oil pressure Bp from the brake oil pressure sensor 57 every minute time, and obtains the pressure reduction level dBp of the brake oil pressure Bp every minute time, that is, the deceleration of the brake braking force (step 69). The braking force deceleration detecting means for detecting the degree of pressure reduction of the brake hydraulic pressure Bp detected by the brake hydraulic pressure sensor 57, that is, the deceleration of the braking force of the brake is constituted by Step 69. Then, it is determined every minute time whether or not the brake hydraulic pressure Bp is lower than the set value obtained by multiplying the pressure reduction degree dBp by the coefficient x (step 70). In order to start gradually increasing the output hydraulic pressure Pc, the control current is slightly increased stepwise, and then gradually applied to perform the apply control (step 71). As shown in FIG. 9, the coefficient x is constant when the degree of pressure reduction dBp of the brake hydraulic pressure Bp is equal to or less than a predetermined value, and is set to a larger value when the degree of pressure reduction dBp is larger than the predetermined value. The brake hydraulic pressure Bp when the device 50 starts sending the control current that gradually increases to start gradually increasing the output hydraulic pressure Pc of the hydraulic servo device 26 is constant when the degree of pressure reduction dBp is less than or equal to a predetermined value, and is greater than or equal to the predetermined value. In this case, it increases as the degree of decompression dBp increases.
[0032]
As a result, when the driver quickly releases the brake, the degree of pressure reduction dBp of the brake hydraulic pressure Bp increases, and the control device 50 is activated when the brake hydraulic pressure Bp is high as shown by the dotted lines in FIGS. Since the control signal for starting the gradual increase of the output hydraulic pressure Pc is sent to the hydraulic servo device 26, the clutch C-1 has the driving force at the point D where the brake hydraulic pressure Bp becomes substantially 0 as shown by the dotted line in FIG. The transmission is started, and the driver can start the vehicle without feeling idle. Further, when the driver slowly releases the brake, the degree of pressure reduction dBp of the brake hydraulic pressure Bp becomes small, and the control device 50 makes the hydraulic pressure when the brake hydraulic pressure Bp is low as shown by the broken lines in FIGS. Since the control signal for starting the gradual increase of the output hydraulic pressure Pc of the servo device 26 is sent, the clutch C-1 transmits the driving force at the point E where the brake hydraulic pressure Bp becomes substantially 0 as shown by the broken line in FIG. The driver can start the vehicle without feeling uncomfortable that the vehicle starts while stepping on the brake.
[0033]
When the output hydraulic pressure Pc of the hydraulic servo device 26 is increased to the standby pressure Pw and the apply control is finished, the control device 50 stops the supply of the control current to the linear solenoid 35 of the linear solenoid pressure regulating valve 32. Is moved to the open position by the compression spring 37, and the control oil pressure generated at the output port 38 rises to a predetermined pressure supplied from the solenoid modulator valve 31, and the valve body 45 of the switching valve 29 is shifted to the left position in the figure, and the clutch C-1 is supplied with the line pressure from the manual valve 25 to enter the normal engagement state, and the neutral control is completed (step 72).
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram of an automatic transmission controlled by a control device for an automatic transmission according to the present invention.
FIG. 2 is an engagement table of clutches and brakes at each gear position of the automatic transmission.
FIG. 3 is a speed diagram showing a rotation speed ratio of each element of the planetary gear at each speed stage of the automatic transmission.
FIG. 4 is a diagram showing a hydraulic servo device for a clutch C-1.
FIG. 5 is a block diagram showing a control device for an automatic transmission.
FIG. 6 is a flowchart of a neutral control program.
FIG. 7 is a diagram showing a speed ratio, a torque ratio, and a torque capacity coefficient.
FIG. 8 is a time chart showing states of output hydraulic pressure, brake hydraulic pressure, and driving force of the hydraulic servo device at the start of apply control in the control device according to the present invention.
FIG. 9 is a diagram showing brake oil pressure when apply control is started with respect to the degree of pressure reduction of the brake oil.
FIG. 10 is a time chart showing states of output hydraulic pressure, brake hydraulic pressure, and driving force of a hydraulic servo device at the start of apply control in a conventional control device.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Automatic transmission, 11 ... Torque converter (fluid transmission device), 12 ... Transmission mechanism, 20 ... Input shaft, 21 ... Output shaft, 25 ... Manual valve, 26. ..Hydraulic servo device, 50... Control device, 51... Input side rotation speed sensor, 52... Output side rotation speed sensor, 56. Power detection means), 68... Braking force deceleration detection means, C-1.

Claims

走行レンジが選択された状態で車両が停止した場合、走行レンジが選択されたとき係合されて流体伝動装置の出力を駆動輪に伝達するクラッチを解放させるニュートラル制御を行い、ブレーキの制動力が設定値まで解除されたとき前記クラッチの係合を行い前記ニュートラル制御を終了させる自動変速機の制御装置において、前記ブレーキの制動力を検出する制動力検出手段及び該制動力検出手段により検出された制動力の減速度を検出する制動力減速度検出手段を設け、該制動力の減速度の大きさに応じて前記設定値を設定することを特徴とする自動変速機の制御装置。 When the vehicle stops with the travel range selected, neutral control is performed to release the clutch that is engaged when the travel range is selected and transmits the output of the fluid transmission device to the drive wheels. In a control device for an automatic transmission that engages the clutch and terminates the neutral control when the set value is released, the braking force detecting means for detecting the braking force of the brake and the braking force detecting means A control device for an automatic transmission, comprising: braking force deceleration detecting means for detecting deceleration of braking force, and setting the set value according to the magnitude of deceleration of the braking force.

請求項１に記載の自動変速機の制御装置において、前記制動力の減速度が所定値以下の場合は前記設定値を一定にし、所定値以上の場合に前記減速度が大きくなると前記設定値を高くすることを特徴とする自動変速機の制御装置。2. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 1 , wherein when the braking force deceleration is not more than a predetermined value, the set value is constant, and when the braking force is not less than the predetermined value, the setting value is set when the deceleration increases. A control device for an automatic transmission, characterized by being raised.

請求項１に記載の自動変速機の制御装置において、前記制動力を検出する制動力検出手段は、ブレーキ油圧又はブレーキストロークを検出することを特徴とする自動変速機の制御装置。2. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 1 , wherein the braking force detection means for detecting the braking force detects a brake hydraulic pressure or a brake stroke.