JP4797927B2 - Shift control device for automatic transmission - Google Patents

Shift control device for automatic transmission Download PDF

Info

Publication number
JP4797927B2
JP4797927B2 JP2006287450A JP2006287450A JP4797927B2 JP 4797927 B2 JP4797927 B2 JP 4797927B2 JP 2006287450 A JP2006287450 A JP 2006287450A JP 2006287450 A JP2006287450 A JP 2006287450A JP 4797927 B2 JP4797927 B2 JP 4797927B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
shift
shift control
input torque
value
command value
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2006287450A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2008106791A (en
Inventor
弘淳 遠藤
健太郎 格清
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Priority to JP2006287450A priority Critical patent/JP4797927B2/en
Publication of JP2008106791A publication Critical patent/JP2008106791A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP4797927B2 publication Critical patent/JP4797927B2/en
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Landscapes

  • Control Of Transmission Device (AREA)

Description

本発明は、所定の変速動作となるように入力トルクに応じて摩擦係合装置の係合力を学習補正する自動変速機の変速制御装置に関し、特に、変速実行時に入力トルクが変化した場合の変速制御に関するものである。   The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission that learns and corrects an engagement force of a friction engagement device in accordance with an input torque so as to achieve a predetermined shift operation, and in particular, a shift when an input torque changes during shift execution. It is about control.

複数の摩擦係合装置の係合、解放状態によって複数のギヤ段が成立させられる自動変速機に関し、解放側摩擦係合装置の解放および係合側摩擦係合装置の係合によって変速が達成されるクラッチツークラッチ変速を行う変速制御装置において、予め定められた変速動作となるように摩擦係合装置の係合力に関する指令値を学習補正することが提案されている。特許文献１に記載の装置はその一例で、入力回転速度が所望の軌跡に沿って変化するように係合側摩擦係合装置の油圧（係合力）をフィードバック制御するとともに、その時の油圧補正量に基づいて次回のフィードバック制御の初期値を学習補正するようになっている。また、摩擦係合装置のトルク容量は、スロットル弁開度等の入力トルクに応じて制御する必要があり、上記初期値の設定および学習補正も、入力トルクをパラメータとして行われる。
特開平３−３７４７０号公報 With respect to an automatic transmission in which a plurality of gear stages are established by engagement and release states of a plurality of friction engagement devices, a shift is achieved by releasing the release side friction engagement device and engaging the engagement side friction engagement device. In a shift control device that performs clutch-to-clutch shift, it has been proposed to learn and correct a command value related to the engagement force of a friction engagement device so as to achieve a predetermined shift operation. The device described in Patent Document 1 is one example, and feedback control is performed on the hydraulic pressure (engagement force) of the engagement side frictional engagement device so that the input rotation speed changes along a desired locus, and the hydraulic pressure correction amount at that time Based on this, the initial value of the next feedback control is learned and corrected. Further, the torque capacity of the friction engagement device needs to be controlled according to the input torque such as the throttle valve opening, and the initial value setting and learning correction are also performed using the input torque as a parameter.
JP-A-3-37470

ところで、上記学習補正に際して、予め定められた基準値に対して補正値のみを逐次学習補正するとともに、その補正値を基準値に加算して最終的な指令値を求める場合がある。その場合に、基準値については、変速制御開始後も入力トルクに応じて逐次変更するが、補正値については、変速制御開始時の入力トルクに応じて設定された初期値をそのまま持ち続けるようになっている。このため、ピストンの受圧面積やリターンスプリング力のばらつきなど、トルク容量の大小に拘らず補正値が略同じである場合には問題無いが、例えば摩擦材の摩擦係数μのようにトルク容量の大きさによって補正値が異なる場合には、変速制御開始後の入力トルクの変化によって適切な補正結果が得られなくなり、変速ショック等が発生する場合があった。   By the way, at the time of the learning correction, there is a case where only the correction value is sequentially learned and corrected with respect to a predetermined reference value, and the final command value is obtained by adding the correction value to the reference value. In this case, the reference value is sequentially changed according to the input torque even after the start of the shift control, but the correction value is kept so as to keep the initial value set according to the input torque at the start of the shift control. It has become. For this reason, there is no problem when the correction value is substantially the same regardless of the magnitude of the torque capacity, such as the pressure receiving area of the piston and the variation of the return spring force, but the torque capacity is large, such as the friction coefficient μ of the friction material. When the correction value differs depending on the situation, an appropriate correction result cannot be obtained due to a change in input torque after the start of the shift control, and a shift shock or the like may occur.

例えば、図１５は摩擦係数μが異なる場合の摩擦係合装置の油圧とトルク容量との関係を説明する図で、油圧が高い程摩擦係数μのばらつきに伴うトルク容量のズレ量は大きくなり、前記補正値も大きくなる。また、摩擦係数μが設定値（例えばμ＝０．１５）より小さいと、同じ油圧でもトルク容量が小さくなることから、油圧を増大させるように学習補正が行われる。このため、変速制御開始時の入力トルクが大きいと、油圧を増大させる方向に比較的大きな補正値が設定されるが、変速制御開始後に入力トルクが低下すると、それに伴って油圧指令値の基準値は小さくなるものの、補正値がそのままであると、油圧が十分に低下せず、タイアップにより急減速が生じたり変速遅れが生じたりすることがある。図１６は、低速ギヤ段から高速ギヤ段へ変速するアップ変速時のタイムチャートで、解放側油圧指令値ＳPB2 の待機圧指令値ＳPB2Wを入力トルクＴINに応じて学習補正する場合であり、実線は変速途中でアクセルＯＦＦとなって入力トルクＴINが低下した場合、破線は変速制御開始当初からアクセルＯＦＦで入力トルクＴINが低い場合であるが、変速制御開始時の入力トルクＴINに基づいて補正値を設定すると、入力トルクＴINが変速途中で低下した場合には、低下した後も補正値の差分だけ解放側油圧指令値ＳPB2 が大きいため、解放が遅くなって変速遅れが生じる。待機圧指令値ＳPB2Wからスウィープ制御へ移行する傾斜が急な領域Ｅは、入力トルクＴINの低下による解放側油圧指令値ＳPB2 の基準値の低下とスウィープとが重なっている部分である。また、このように変速遅れが生じた場合に、変速制御を強制的に終了する強制終了タイマが設定値に達すると、係合側油圧指令値ＳPB1 を最大圧まで一気に上昇させて係合側摩擦係合装置を強制的に係合させるため、その係合により入力回転速度（ＭＧ２回転速度）が急低下してショックが発生する。図１５の油圧Ｐend は、リターンスプリングと釣り合うリターンエンド圧である For example, FIG. 15 is a diagram for explaining the relationship between the hydraulic pressure of the friction engagement device and the torque capacity when the friction coefficient μ is different. The higher the hydraulic pressure, the larger the displacement of the torque capacity due to the variation of the friction coefficient μ. The correction value also increases. Further, if the friction coefficient μ is smaller than a set value (for example, μ = 0.15), the torque capacity is reduced even at the same hydraulic pressure, so learning correction is performed so as to increase the hydraulic pressure. For this reason, if the input torque at the start of the shift control is large, a relatively large correction value is set in the direction of increasing the hydraulic pressure. However, if the input torque decreases after the shift control starts, the reference value of the hydraulic pressure command value is accordingly accompanied. However, if the correction value is left as it is, the hydraulic pressure does not decrease sufficiently, and tie-up may cause rapid deceleration or shift delay. FIG. 16 is a time chart at the time of upshifting to shift from a low gear to a high gear, and is a case where the standby pressure command value S PB2W of the release side hydraulic command value S PB2 is learned and corrected according to the input torque T IN . The solid line indicates that the accelerator is turned off during the shift and the input torque T IN is reduced. The broken line is the case where the accelerator is OFF and the input torque T IN is low from the beginning of the shift control, but the input torque T IN when the shift control is started. If the input torque T IN is reduced during the shift, the release side hydraulic pressure command value SPB2 is large by the difference between the correction values even after the input torque T IN is reduced. Occurs. A region E having a steep slope that shifts from the standby pressure command value S PB2W to the sweep control is a portion where a decrease in the reference value of the release side hydraulic pressure command value S PB2 due to a decrease in the input torque T IN and a sweep overlap. Further, when a shift delay occurs as described above, when the forced end timer for forcibly terminating the shift control reaches a set value, the engagement side hydraulic pressure command value SPB1 is increased to the maximum pressure at a stroke, and the engagement side Since the friction engagement device is forcibly engaged, the input rotational speed (MG2 rotational speed) is suddenly reduced by the engagement, and a shock is generated. The hydraulic pressure Pend in FIG. 15 is a return end pressure balanced with the return spring.

なお、指令値そのものを逐次学習補正する場合に、変速制御開始当初の指令値を入力トルクの変化に拘らずそのまま用いて油圧制御を行う場合にも、入力トルクの変化で指令値が適合値からずれて変速遅れや変速ショック等の問題が発生することがある。また、係合側摩擦係合装置の係合力に関する指令値が、入力トルクの変化で適合値より低下した場合にも、変速遅れや変速ショック等の問題が発生することがある。   Note that when the command value itself is successively learned and corrected, even when hydraulic control is performed using the command value at the beginning of the shift control as it is regardless of the change in the input torque, the command value is changed from the appropriate value by the change in the input torque. The shift may cause problems such as shift delay and shift shock. Even when the command value related to the engagement force of the engagement side frictional engagement device falls below the matching value due to a change in input torque, problems such as shift delay and shift shock may occur.

本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、所定の変速動作となるように摩擦係合装置の係合力に関する指令値を学習補正する変速制御装置において、変速制御開始後に入力トルクが変化した場合でも適切に変速制御が行われるようにすることにある。   The present invention has been made in the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a shift control device that learns and corrects a command value related to an engagement force of a friction engagement device so as to achieve a predetermined shift operation. An object of the present invention is to appropriately perform the shift control even when the input torque changes after the control is started.

かかる目的を達成するために、第１発明は、(a) 解放側摩擦係合装置を解放するとともに係合側摩擦係合装置を係合して自動変速機を変速する変速制御手段と、(b) 前記自動変速機に入力される入力トルクを検出する入力トルク検出手段と、(c) 前記変速制御手段の変速制御により予め定められた変速動作で変速が行われるように、少なくとも前記解放側摩擦係合装置の係合力に関する指令値を前記入力トルクに応じて学習補正する学習手段と、(d) 前記変速制御手段による変速時に所定のタイミングの入力トルクにおける前記学習補正に基づいて前記指令値を設定する指令値設定手段と、を備えた自動変速機の変速制御装置において、(e) 前記変速制御手段による変速制御中の前記入力トルクの変化が所定基準を満たした場合には、前記解放側摩擦係合装置を強制的に解放する強制解放手段を備えており、且つ、(f) 前記学習手段は、前記指令値に対する補正値を前記入力トルクに応じて学習補正するもので、(g) 前記指令値設定手段は、前記入力トルクに応じて予め定められた基準値に前記補正値を加算して前記指令値を算出するとともに、その基準値については前記変速制御手段による変速制御中も前記入力トルクに応じて逐次更新するが、その補正値については変速制御開始当初の初期値をそのまま用いてその指令値を算出するもので、(h) 前記入力トルクの変化に応じて前記補正値を変更した場合のその補正値の変化量が予め定められた所定の補正変化量判定値よりも大きい場合に前記所定基準を満たしたと判断することを特徴とする。 To achieve this object, the first invention provides (a) a shift control means for releasing the disengagement side frictional engagement device and engaging the engagement side frictional engagement device to shift the automatic transmission; b) input torque detection means for detecting input torque input to the automatic transmission; and (c) at least the release side so that a shift is performed by a shift operation predetermined by the shift control of the shift control means. Learning means for learning and correcting a command value related to the engagement force of the friction engagement device according to the input torque; and (d) the command value based on the learning correction at an input torque at a predetermined timing during a shift by the shift control means. (E) when the change in the input torque during the shift control by the shift control means satisfies a predetermined criterion, the release control is performed. Side Comprises a forced release means for forcibly releasing the engagement device, and, (f) said learning means is for learning correcting the correction value for the command value to the input torque, (g) the The command value setting means calculates the command value by adding the correction value to a predetermined reference value according to the input torque, and the reference value is also input during the shift control by the shift control means. It is updated sequentially according to the torque, but the correction value is calculated using the initial value at the beginning of the shift control as it is, and (h) the correction value is changed according to the change in the input torque. If the change amount of the correction value is larger than a predetermined correction change amount determination value determined in advance, it is determined that the predetermined criterion is satisfied .

第２発明は、(a) 解放側摩擦係合装置を解放するとともに係合側摩擦係合装置を係合して自動変速機を変速する変速制御手段と、(b) 前記自動変速機に入力される入力トルクを検出する入力トルク検出手段と、(c) 前記変速制御手段の変速制御により予め定められた変速動作で変速が行われるように、前記摩擦係合装置の係合力に関する指令値を前記入力トルクに応じて学習補正する学習手段と、(d) 前記変速制御手段による変速時に所定のタイミングの入力トルクにおける前記学習補正に基づいて前記指令値を設定する指令値設定手段と、を備えた自動変速機の変速制御装置において、(e) 前記変速制御手段による変速制御中に所定の強制終了条件を満たした場合には、前記係合側摩擦係合装置を強制的に係合させて変速制御を終了させる変速強制終了手段と、(f) 前記変速制御手段による変速制御中の前記入力トルクの変化が所定基準を満たした場合には、前記変速強制終了手段により前記係合側摩擦係合装置を強制的に係合するタイミングが遅くなるように変更するタイミング変更手段と、を有することを特徴とする。   The second invention includes (a) a shift control means for releasing the disengagement side frictional engagement device and engaging the engagement side frictional engagement device to shift the automatic transmission; and (b) input to the automatic transmission. Input torque detection means for detecting the input torque to be performed, and (c) a command value relating to the engagement force of the friction engagement device so that a shift is performed in a predetermined shift operation by the shift control of the shift control means. Learning means for performing learning correction according to the input torque; and (d) command value setting means for setting the command value based on the learning correction at the input torque at a predetermined timing during the shift by the shift control means. (E) When a predetermined forced termination condition is satisfied during the shift control by the shift control means, the engagement-side frictional engagement device is forcibly engaged. Shift strength to end shift control And (f) when the change of the input torque during the shift control by the shift control means satisfies a predetermined reference, the engagement side frictional engagement device is forcibly engaged by the shift forced end means. Timing changing means for changing the timing so as to be delayed.

第３発明は、第２発明の自動変速機の変速制御装置において、前記入力トルクの変化量が予め定められた第１所定値よりも大きい場合に前記所定基準を満たしたと判断することを特徴とする。 According to a third aspect of the present invention , in the shift control device for an automatic transmission according to the second aspect, it is determined that the predetermined criterion is satisfied when the amount of change in the input torque is greater than a predetermined first predetermined value. To do.

第４発明は、第２発明または第３発明の自動変速機の変速制御装置において、(a) 前記学習手段は、前記指令値に対する補正値を前記入力トルクに応じて学習補正するもので、(b) 前記指令値設定手段は、前記入力トルクに応じて予め定められた基準値に前記補正値を加算して前記指令値を算出するとともに、その基準値については前記変速制御手段による変速制御中も前記入力トルクに応じて逐次更新するが、その補正値については変速制御開始当初の初期値をそのまま用いてその指令値を算出するもので、(c) 前記入力トルクの変化に応じて前記補正値を変更した場合のその補正値の変化量が予め定められた第２所定値よりも大きい場合に前記所定基準を満たしたと判断することを特徴とする。 According to a fourth aspect of the invention, in the shift control device for an automatic transmission according to the second or third aspect of the invention , (a) the learning means learns and corrects a correction value for the command value according to the input torque. b) The command value setting means calculates the command value by adding the correction value to a reference value determined in advance according to the input torque, and the reference value is being subjected to shift control by the shift control means. Are also sequentially updated according to the input torque, but the correction value is calculated using the initial value at the beginning of the shift control as it is, and (c) the correction is performed according to the change in the input torque. It is determined that the predetermined criterion is satisfied when the change amount of the correction value when the value is changed is larger than a predetermined second predetermined value.

第１発明の自動変速機の変速制御装置は、入力トルクに応じて定められた基準値に補正値を加算して解放側摩擦係合装置の係合力に関する指令値を算出するとともに、基準値については変速制御中も入力トルクに応じて逐次更新するが、補正値については変速制御開始当初の初期値をそのまま用いて指令値を算出するもので、変速制御手段による変速制御中の入力トルクの変化で補正値が適合値から外れて過大になると、解放側摩擦係合装置の解放遅れに起因して変速遅れや変速ショックを生じる可能性がある。これに対し、その変速制御中の入力トルクの変化が所定基準を満たした場合、具体的には入力トルクの変化に応じて補正値を変更した場合のその補正値の変化量が所定の補正変化量判定値よりも大きい場合には、解放側摩擦係合装置が強制的に解放されて変速が進行させられるため、入力トルクの変化に起因する補正値の不適合により変速遅れや変速ショックが発生することが防止される。その場合に、本発明では単に解放側摩擦係合装置を強制的に解放するだけで良いため、特別なチューニング（設計変更など）が不要で、変速遅れや変速ショックを簡易に回避することができる。 The shift control device for the automatic transmission according to the first aspect of the invention calculates a command value related to the engagement force of the disengagement friction engagement device by adding a correction value to a reference value determined according to the input torque, and the reference value Is updated sequentially according to the input torque even during the shift control, but the correction value calculates the command value using the initial value at the beginning of the shift control as it is, and the change of the input torque during the shift control by the shift control means If the correction value deviates from the appropriate value and becomes excessive, there is a possibility that a shift delay or a shift shock may occur due to the release delay of the release side frictional engagement device. On the other hand, when the change in the input torque during the shift control satisfies a predetermined standard , specifically, the amount of change in the correction value when the correction value is changed according to the change in the input torque is a predetermined correction change. If the amount is larger than the amount determination value , the disengagement side frictional engagement device is forcibly released and the shift is advanced, so that a shift delay or a shift shock occurs due to a mismatch of the correction value caused by a change in the input torque. It is prevented. In that case, in the present invention, it is only necessary to forcibly release the disengagement side frictional engagement device, so that no special tuning (design change or the like) is required, and shift delay and shift shock can be easily avoided. .

第２発明の自動変速機の変速制御装置においては、変速制御手段による変速制御中の入力トルクの変化が所定基準を満たした場合には、変速強制終了手段により係合側摩擦係合装置を強制的に係合するタイミングが遅くなるように変更するため、解放側摩擦係合装置の解放遅れや係合側摩擦係合装置の係合遅れに起因して変速遅れが生じても、強制終了の前に係合側摩擦係合装置が適正に係合させられるようになり、強制終了による変速ショックが防止される。その場合に、本発明では単に変速強制終了手段による係合側摩擦係合装置の強制係合タイミングを遅くするだけで良いため、特別なチューニング（設計変更など）が不要で、変速ショックを簡易に回避することができる。   In the shift control device for an automatic transmission according to the second aspect of the present invention, when the change in input torque during the shift control by the shift control means satisfies a predetermined reference, the engagement side frictional engagement device is forced by the shift forced end means. Since the engagement timing is changed so as to be delayed, even if a shift delay occurs due to the release delay of the release-side friction engagement device or the engagement delay of the engagement-side friction engagement device, the forced termination is stopped. The engagement-side friction engagement device is properly engaged before, and a shift shock due to forced termination is prevented. In that case, in the present invention, it is only necessary to delay the forced engagement timing of the engagement side frictional engagement device by the shift forced termination means, so no special tuning (design change or the like) is required, and the shift shock can be simplified. It can be avoided.

第３発明では、入力トルクそのものの変化量が予め定められた第１所定値よりも大きい場合に所定基準を満たしたと判断するため、一層簡易に処理を行うことかできる。第４発明は、基準値に補正値を加算して指令値を設定する場合で、入力トルクの変化に応じて変化する補正値の変化量が予め定められた第２所定値よりも大きい場合に所定基準を満たしたと判断するため、入力トルクの変化に起因する補正値の不適合による変速遅れや変速ショックを一層適切に防止することができる。   In the third invention, since it is determined that the predetermined standard is satisfied when the change amount of the input torque itself is larger than a predetermined first predetermined value, the process can be performed more easily. According to a fourth aspect of the present invention, when the command value is set by adding the correction value to the reference value, and the amount of change in the correction value that changes in accordance with the change in the input torque is greater than a predetermined second predetermined value Since it is determined that the predetermined standard is satisfied, it is possible to more appropriately prevent a shift delay and a shift shock due to a mismatch of a correction value caused by a change in input torque.

自動変速機は、複数の摩擦係合装置の係合、解放状態によって変速比が異なる複数のギヤ段を成立させることができる有段の変速機で、例えば遊星歯車式変速機や複数の入力切換クラッチを有する平行軸式変速機などが好適に用いられ、少なくとも一部の変速で解放側摩擦係合装置を解放するとともに係合側摩擦係合装置を係合して変速するクラッチツークラッチ変速が行われるものであれば良い。また、複数のクラッチツークラッチ変速が行われる場合、必ずしも総てのクラッチツークラッチ変速に適用される必要はなく、一部のクラッチツークラッチ変速に適用するだけでも差し支えない。この自動変速機には、エンジンや電動モータ等の駆動源からトルクが入力される。   An automatic transmission is a stepped transmission that can establish a plurality of gear stages with different gear ratios depending on the engagement and disengagement states of a plurality of friction engagement devices, such as a planetary gear type transmission or a plurality of input switches. A parallel shaft transmission having a clutch or the like is preferably used, and a clutch-to-clutch shift that releases a disengagement side frictional engagement device and engages and engages an engagement side frictional engagement device with at least some of the shifts. Anything can be done. Further, when a plurality of clutch-to-clutch shifts are performed, the clutch-to-clutch shift need not necessarily be applied to all clutch-to-clutch shifts. Torque is input to the automatic transmission from a drive source such as an engine or an electric motor.

係合側摩擦係合装置および解放側摩擦係合装置としては油圧式のものが好適に用いられ、例えばソレノイド弁によって油圧すなわち係合力が所定の変化パターンで変化するように制御されるが、電磁式等の他の摩擦係合装置を用いることもできる。係合側摩擦係合装置および解放側摩擦係合装置は、油圧シリンダ等のアクチュエータによって係合させられる単板式或いは多板式のクラッチやブレーキ、ベルト式のブレーキなどである。   As the engagement-side friction engagement device and the release-side friction engagement device, a hydraulic type is preferably used. For example, the hydraulic pressure, that is, the engagement force is controlled by a solenoid valve so as to change in a predetermined change pattern. Other friction engagement devices, such as a formula, can also be used. The engagement-side friction engagement device and the release-side friction engagement device are a single plate type or multiple plate type clutch or brake, a belt type brake, or the like that is engaged by an actuator such as a hydraulic cylinder.

摩擦係合装置の係合力に関する指令値は、例えば変速制御開始時の油圧初期値やフィードバック制御開始時の油圧初期値、定圧待機圧、スウィープ制御する際の油圧の変化率の他、定圧待機の継続時間や、スウィープ制御を開始するまでの待機時間など、係合力に関する種々の制御要素が対象となる。第１発明では、少なくとも解放側摩擦係合装置の係合力に関する指令値が学習補正されるが、解放側および係合側の両方の摩擦係合装置の係合力に関する指令値を学習補正することもできる。第２発明では、解放側および係合側の少なくとも一方の摩擦係合装置の係合力に関する指令値が学習補正されれば良い。   The command value related to the engagement force of the friction engagement device is, for example, the initial value of the hydraulic pressure at the start of the shift control, the initial value of the hydraulic pressure at the start of the feedback control, the constant pressure standby pressure, the change rate of the hydraulic pressure at the time of sweep control, and the constant pressure standby Various control elements related to the engagement force such as the duration time and the waiting time until the sweep control is started are targeted. In the first invention, at least the command value related to the engagement force of the disengagement side frictional engagement device is learned and corrected, but the command value related to the engagement force of both the disengagement side and engagement side frictional engagement devices can also be learned and corrected. it can. In the second aspect of the present invention, it is sufficient that the command value related to the engagement force of at least one friction engagement device on the release side and the engagement side is corrected by learning.

上記指令値の学習補正としては、例えば入力回転速度が所定の変化パターンに従って変化するように油圧をフィードバック制御する際の補正量に基づいてフィードバック制御の油圧初期値を補正したり、変速所要時間や入力回転速度の吹き量などが所定の範囲内となるように定圧待機圧や定圧待機時間、スウィープ開始時間、スウィープ制御の変化率等を補正する場合など、種々の学習補正が知られている。   As the learning correction of the command value, for example, the initial value of the feedback control hydraulic pressure is corrected based on the correction amount when the hydraulic pressure is feedback controlled so that the input rotation speed changes according to a predetermined change pattern, the shift required time, Various learning corrections are known, such as a case where a constant pressure standby pressure, a constant pressure standby time, a sweep start time, a sweep control change rate, and the like are corrected so that the input rotation speed blow amount is within a predetermined range.

上記学習補正は、少なくとも入力トルクをパラメータとして行われるが、アップ変速かダウン変速か、或いはどのギヤ段からどのギヤ段への変速かの変速の種類毎に行うことが望ましい。油圧制御回路の油温など車両状態や運転状態を表す他の物理量をパラメータとして学習補正を行うことも可能である。   The learning correction is performed using at least the input torque as a parameter, but it is desirable to perform the learning correction for each type of shift, that is, upshift or downshift, or from which gear stage to which gear stage. It is also possible to perform learning correction using other physical quantities representing the vehicle state and driving state such as the oil temperature of the hydraulic control circuit as parameters.

学習手段は、第１発明、第４発明では予め定められた基準値に対して補正値のみを逐次学習補正するように構成されるが、他の発明の実施に際しては、油圧初期値や待機圧、待機時間等の指令値そのものを逐次学習補正するなど、種々の態様を採用できる。 The learning means is configured to sequentially learn and correct only the correction value with respect to a predetermined reference value in the first invention and the fourth invention. Various modes such as sequentially learning correction of the command value itself such as the standby time can be adopted.

入力トルク検出手段は、センサなどでトルクを検出するものでも良いが、例えば電動モータからトルクが入力される場合は、そのモータ電流などから算出することもできる。駆動源として内燃機関を備えている場合は、スロットル弁開度や吸入空気量などから算出（推定）することも可能である。   The input torque detecting means may detect the torque with a sensor or the like. For example, when torque is input from an electric motor, it can be calculated from the motor current. When an internal combustion engine is provided as a drive source, it can be calculated (estimated) from the throttle valve opening, the intake air amount, and the like.

指令値設定手段は、例えば変速制御開始時の入力トルクにおける学習補正値に基づいて指令値を設定するように構成される。第２発明、第３発明では、学習補正値は指令値そのものであっても良いが、第１発明や第４発明のように指令値（基準値）に対する補正値であっても良い。また、第２発明、第３発明では、変速中は、入力トルクの変化に拘らずその学習補正値に基づいて予め定められた油圧制御パターン等に従って油圧制御が行われても良いが、第１発明や第４発明のように基準値については入力トルクに応じて逐次更新されるようにすることも可能である。 The command value setting means is configured to set the command value based on, for example, a learning correction value in the input torque at the start of the shift control. In the second and third inventions, the learning correction value may be the command value itself, but may be a correction value for the command value (reference value) as in the first and fourth inventions. In the second and third inventions, during the shift, the hydraulic control may be performed according to a hydraulic control pattern or the like determined in advance based on the learned correction value regardless of the change in the input torque . As in the invention and the fourth invention, the reference value can be sequentially updated according to the input torque.

強制解放手段は、変速制御開始当初の入力トルクが大きく、その入力トルクに応じて解放側摩擦係合装置の補正値が比較的大きく増大補正された場合に、変速制御中に入力トルクが低下して補正値が適合値よりも高くなり、解放側摩擦係合装置が適切に解放されない場合を想定したもので、その解放側摩擦係合装置を強制的に解放することにより変速が進行させられる。強制解放手段は、解放側摩擦係合装置の係合力が０となるように指令値を変更するものでも良いが、補正値を実際の入力トルクに応じた値に変更するだけでも良いなど、種々の態様を採用できる。 Forced release means is greater input torque shift control beginning is, when the compensation value of the disengagement side frictional engagement device according to the input torque is relatively large increase correction, the input torque is reduced during the shift control As a result, the correction value becomes higher than the conforming value, and the release-side frictional engagement device is assumed not to be released properly, and the shift is advanced by forcibly releasing the release-side frictional engagement device. . Force releasing means may be one that changes the command value so that the engagement force becomes 0 the disengagement side frictional engagement device, such as may simply changed to values corresponding to the actual input torque compensation values, Various modes can be adopted.

変速強制終了手段の強制終了条件は、例えば変速制御開始時からの経過時間などで、入力トルクの大きさや駆動状態か被駆動状態か、アップ変速かダウン変速か、或いは変速の種類等に応じて適宜設定される。変速制御中においても、入力トルクの変化等に応じて逐次変更されるようにすることもできる。   The forced termination condition of the shift forced termination means is, for example, the elapsed time from the start of shift control, depending on the magnitude of the input torque, whether it is driven or driven, upshift or downshift, or the type of shift, etc. Set as appropriate. Even during the shift control, it can be changed sequentially according to the change of the input torque or the like.

タイミング変更手段による強制係合タイミングの変更幅は、予め一定値が定められても良いが、入力トルクの変化量や補正値の変化量に応じて異なる変更幅でタイミングを変更するようにしても良い。第２発明は、変速中の入力トルクの変化で解放側摩擦係合装置の係合力に関する指令値が適合値より高くなったり、係合側摩擦係合装置の係合力に関する指令値が適合値より低くなったりして、変速の進行が遅れる場合を想定したものである。   The change range of the forced engagement timing by the timing changing means may be a predetermined value in advance, but the timing may be changed with a different change width according to the change amount of the input torque or the change amount of the correction value. good. In the second aspect of the invention, the command value related to the engagement force of the disengagement side frictional engagement device becomes higher than the conforming value due to the change of the input torque during shifting, or the command value related to the engagement force of the engagement side frictional engagement device is greater than the conformance value. It is assumed that the shift progresses behind due to the lowering.

強制解放手段やタイミング変更手段は、変速制御中の入力トルクの変化、特に低下が所定基準を満たすか否かを判定する判定手段の判定結果に従って処理を行うように構成される。所定基準は、入力トルクの変化によって指令値や補正値が適合値から外れる場合で、例えば解放側摩擦係合装置が適切に解放されない場合や、係合側摩擦係合装置が適切に係合しない場合であり、予め実験やシミュレーション等によって設定される。 The forcible release means and the timing change means are configured to perform processing according to the determination result of the determination means for determining whether or not the change in input torque during the shift control, in particular, the reduction satisfies a predetermined criterion. The predetermined reference is when the command value or the correction value deviates from the appropriate value due to a change in the input torque. For example, when the disengagement side frictional engagement device is not properly released or when the engagement side frictional engagement device is not properly engaged This is a case, and is set in advance by experiment, simulation, or the like.

以下、本発明の実施例を、図面を参照しつつ詳細に説明する。
図１は、本発明が適用された車両用のハイブリッド駆動装置１０を説明する図である。図１において、主駆動源である第１駆動源１２のトルクが出力部材として機能する出力軸１４に伝達され、その出力軸１４から差動歯車装置１６を介して左右一対の駆動輪１８にトルクが伝達されるようになっている。また、このハイブリッド駆動装置１０には、走行のための駆動力を出力する力行制御およびエネルギを回収するための回生制御を選択的に実行可能な第２モータ・ジェネレータＭＧ２が第２駆動源２０として設けられており、この第２モータ・ジェネレータＭＧ２は自動変速機２２を介して上記出力軸１４に連結されている。したがって、第２モータ・ジェネレータＭＧ２から出力軸１４へ伝達されるトルクが、その自動変速機２２で設定される変速比γs （＝ＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２／出力軸１４の回転速度ＮOUT ）に応じて増減されるようになっている。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a diagram for explaining a hybrid drive device 10 for a vehicle to which the present invention is applied. In FIG. 1, the torque of the first drive source 12, which is the main drive source, is transmitted to an output shaft 14 that functions as an output member, and torque is output from the output shaft 14 to a pair of left and right drive wheels 18 via a differential gear device 16. Is transmitted. In the hybrid drive device 10, a second motor / generator MG 2 capable of selectively executing power running control for outputting driving force for traveling and regenerative control for recovering energy is used as the second drive source 20. The second motor / generator MG <b> 2 is connected to the output shaft 14 via the automatic transmission 22. Accordingly, the torque transmitted from the second motor generator MG2 to output shaft 14, depending on the (rotational speed N OUT of the rotational speed NMG2 / output shaft 14 of the = MG2) gear ratio γs set in the automatic transmission 22 It is designed to increase or decrease.

上記自動変速機２２は、変速比γs が「１」より大きい複数段を成立させることができるように構成されており、第２モータ・ジェネレータＭＧ２からトルクを出力する力行時にはそのトルクを増大させて出力軸１４へ伝達することができるので、第２モータ・ジェネレータＭＧ２が一層低容量もしくは小型に構成される。これにより、例えば車速増加に伴って出力軸１４の回転速度ＮOUT が高くなった場合には、第２モータ・ジェネレータＭＧ２の運転効率を良好な状態に維持するために、変速比γs を小さくして第２モータ・ジェネレータＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２を低下させ、また、出力軸１４の回転速度ＮOUT が低下した場合には、変速比γs を大きくして第２モータ・ジェネレータＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２を増大させる。 The automatic transmission 22 is configured to be able to establish a plurality of stages with a gear ratio γs larger than “1”, and increases the torque during powering to output torque from the second motor / generator MG2. Since it can be transmitted to the output shaft 14, the second motor / generator MG <b> 2 is further reduced in capacity or size. Thus, for example, when the rotational speed N OUT of the output shaft 14 increases as the vehicle speed increases, the speed ratio γs is decreased in order to maintain the operating efficiency of the second motor / generator MG2. reducing the rotational speed NMG2 of the second motor generator MG2 Te, Furthermore, when the rotational speed N OUT of the output shaft 14 is lowered, the rotational speed NMG2 of the second motor generator MG2 by increasing the gear ratio γs Increase.

上記自動変速機２２の変速時には、その自動変速機２２でトルクが低下したり、或いは回転速度の変化に伴う慣性トルクが生じたりし、これが出力軸１４のトルクすなわち出力軸トルクに影響する。そこで上記のハイブリッド駆動装置１０では、自動変速機２２による変速の際に第１駆動源１２のトルクを補正して出力軸１４のトルク変動を防止もしくは抑制するように制御される。   During the shift of the automatic transmission 22, torque is reduced in the automatic transmission 22 or inertia torque is generated due to a change in rotational speed, which affects the torque of the output shaft 14, that is, the output shaft torque. Therefore, the hybrid drive device 10 is controlled so as to prevent or suppress the torque fluctuation of the output shaft 14 by correcting the torque of the first drive source 12 at the time of shifting by the automatic transmission 22.

上記第１駆動源１２は、エンジン２４と、第１モータ・ジェネレータＭＧ１と、これらエンジン２４と第１モータ・ジェネレータＭＧ１との間でトルクを合成もしくは分配するための遊星歯車装置２６とを主体として構成されている。上記エンジン２４は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する公知の内燃機関であって、マイクロコンピュータを主体とするエンジン制御用の電子制御装置（Ｅ−ＥＣＵ）２８によって、スロットル弁開度や吸入空気量、燃料供給量、点火時期などの運転状態が電気的に制御されるように構成されている。上記電子制御装置２８には、アクセルペダル２７の操作量θacc を検出するアクセル操作量センサＡＳ、ブレーキペダル２９の操作の有無を検出するためのブレーキセンサＢＳ等からの検出信号が供給される。   The first drive source 12 mainly includes an engine 24, a first motor / generator MG1, and a planetary gear unit 26 for synthesizing or distributing torque between the engine 24 and the first motor / generator MG1. It is configured. The engine 24 is a known internal combustion engine that outputs power by burning fuel such as a gasoline engine or a diesel engine, and an engine control electronic control unit (E-ECU) 28 mainly composed of a microcomputer The operation state such as the throttle valve opening, the intake air amount, the fuel supply amount, and the ignition timing is electrically controlled. The electronic control device 28 is supplied with detection signals from an accelerator operation amount sensor AS that detects the operation amount θacc of the accelerator pedal 27, a brake sensor BS that detects whether or not the brake pedal 29 is operated, and the like.

上記第１モータ・ジェネレータＭＧ１は、たとえば同期電動機であって、駆動トルクを発生させる電動機としての機能と発電機としての機能とを選択的に生じるように構成され、インバータ３０を介してバッテリー、コンデンサなどの蓄電装置３２に接続されている。そして、マイクロコンピュータを主体とするモータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）３４によってそのインバータ３０が制御されることにより、第１モータ・ジェネレータＭＧ１の出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定されるようになっている。上記電子制御装置３４には、シフトレバー３５の操作位置を検出する操作位置センサＳＳ等からの検出信号が供給される。   The first motor / generator MG1 is, for example, a synchronous motor, and is configured to selectively generate a function as a motor for generating a driving torque and a function as a generator, and a battery, a capacitor via an inverter 30 Or the like. The inverter 30 is controlled by an electronic control unit (MG-ECU) 34 for controlling the motor generator mainly composed of a microcomputer, whereby the output torque or regenerative torque of the first motor / generator MG1 is adjusted or set. It has become so. The electronic control device 34 is supplied with a detection signal from an operation position sensor SS or the like that detects the operation position of the shift lever 35.

前記遊星歯車装置２６は、サンギヤＳ０と、そのサンギヤＳ０に対して同心円上に配置されたリングギヤＲ０と、これらサンギヤＳ０およびリングギヤＲ０に噛み合うピニオンギヤＰ０を自転可能に支持するキャリアＣ０とを三つの回転要素として備えて、公知の差動作用を生じるシングルピニオン型の遊星歯車機構である。遊星歯車装置２６は、エンジン２４および自動変速機２２と同心に設けられている。遊星歯車装置２６および自動変速機２２は中心線に対して略対称的に構成されているため、図１ではそれらの下半分が省略されている。   The planetary gear unit 26 rotates the sun gear S0, the ring gear R0 arranged concentrically with the sun gear S0, and the carrier C0 that rotatably supports the sun gear S0 and the pinion gear P0 meshing with the ring gear R0. This is a single pinion type planetary gear mechanism that is provided as an element and generates a known differential action. The planetary gear device 26 is provided concentrically with the engine 24 and the automatic transmission 22. Since the planetary gear unit 26 and the automatic transmission 22 are substantially symmetrical with respect to the center line, the lower half of them is omitted in FIG.

本実施例では、エンジン２４のクランク軸３６はダンパー３８を介して遊星歯車装置２６のキャリアＣ０に連結されている。これに対してサンギヤＳ０には第１モータ・ジェネレータＭＧ１が連結され、リングギヤＲ０には出力軸１４が連結されている。このキャリアＣ０は入力要素として機能し、サンギヤＳ０は反力要素として機能し、リングギヤＲ０は出力要素として機能している。   In the present embodiment, the crankshaft 36 of the engine 24 is connected to the carrier C0 of the planetary gear device 26 via a damper 38. On the other hand, the first motor / generator MG1 is connected to the sun gear S0, and the output shaft 14 is connected to the ring gear R0. The carrier C0 functions as an input element, the sun gear S0 functions as a reaction force element, and the ring gear R0 functions as an output element.

上記トルク合成分配機構として機能するシングルピニオン型の遊星歯車装置２６の各回転要素の回転速度の相対的関係は、図２の共線図により示される。この共線図において、縦軸Ｓ、縦軸Ｃ、および縦軸Ｒは、サンギヤＳ０の回転速度、キャリアＣ０の回転速度、およびリングギヤＲ０の回転速度をそれぞれ表す軸であり、縦軸Ｓ、縦軸Ｃ、および縦軸Ｒの相互の間隔は、縦軸Ｓと縦軸Ｃとの間隔を１としたとき、縦軸Ｃと縦軸Ｒとの間隔がギヤ比ρ（サンギヤＳ０の歯数ＺS ／リングギヤＲ０の歯数ＺR ）となるように設定されたものである。 The relative relationship of the rotational speeds of the rotating elements of the single pinion type planetary gear device 26 functioning as the torque combining and distributing mechanism is shown by the collinear diagram of FIG. In this alignment chart, the vertical axis S, the vertical axis C, and the vertical axis R are axes respectively representing the rotational speed of the sun gear S0, the rotational speed of the carrier C0, and the rotational speed of the ring gear R0. The distance between the axis C and the vertical axis R is such that when the distance between the vertical axis S and the vertical axis C is 1, the distance between the vertical axis C and the vertical axis R is the gear ratio ρ (the number of teeth Z of the sun gear S0). S / the number of teeth of the ring gear R0 (Z R )).

上記遊星歯車装置２６において、キャリアＣ０に入力されるエンジン２４の出力トルクに対して、第１モータ・ジェネレータＭＧ１による反力トルクがサンギヤＳ０に入力されると、出力要素となっているリングギヤＲ０には、エンジン２４から入力されたトルクより大きいトルクが現れるので、第１モータ・ジェネレータＭＧ１は発電機として機能する。また、リングギヤＲ０の回転速度（出力軸回転速度）ＮOUT が一定であるとき、第１モータ・ジェネレータＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１を上下に変化させることにより、エンジン２４の回転速度ＮＥを連続的に（無段階に）変化させることができる。図２の破線は、ＭＧ１の回転速度ＮＭＧ１を実線で示す値から下げたときにエンジン２４の回転速度ＮＥが低下する状態を示している。すなわち、エンジン２４の回転速度ＮＥを例えば燃費が最もよい回転速度に設定する制御を、第１モータ・ジェネレータＭＧ１を制御することによって実行することができる。この種のハイブリッド形式は、機械分配式あるいはスプリットタイプと称される。 In the planetary gear unit 26, when the reaction torque generated by the first motor / generator MG1 is input to the sun gear S0 with respect to the output torque of the engine 24 input to the carrier C0, the ring gear R0 serving as an output element is applied to the ring gear R0. Since a torque larger than the torque input from the engine 24 appears, the first motor / generator MG1 functions as a generator. Further, when the rotational speed (output shaft rotational speed) N OUT of the ring gear R0 is constant, the rotational speed NE of the engine 24 is continuously increased by changing the rotational speed NMG1 of the first motor / generator MG1 up and down ( Steplessly). The broken line in FIG. 2 shows a state where the rotational speed NE of the engine 24 decreases when the rotational speed NMG1 of MG1 is lowered from the value shown by the solid line. That is, the control for setting the rotational speed NE of the engine 24 to, for example, the rotational speed with the best fuel efficiency can be executed by controlling the first motor / generator MG1. This type of hybrid type is called mechanical distribution type or split type.

図１に戻って、前記自動変速機２２は、一組のラビニヨ型遊星歯車機構によって構成されている。すなわち自動変速機２２は、第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とが設けられており、その第１サンギヤＳ１にショートピニオンＰ１が噛合するとともに、そのショートピニオンＰ１がこれより軸長の長いロングピニオンＰ２に噛合し、そのロングピニオンＰ２が前記各サンギヤＳ１、Ｓ２と同心円上に配置されたリングギヤＲ１に噛合している。上記各ピニオンＰ１、Ｐ２は、共通のキャリアＣ１によって自転可能にそれぞれ保持されている。また、第２サンギヤＳ２がロングピニオンＰ２に噛合している。   Returning to FIG. 1, the automatic transmission 22 is constituted by a set of Ravigneaux type planetary gear mechanisms. That is, the automatic transmission 22 is provided with a first sun gear S1 and a second sun gear S2, and a short pinion P1 meshes with the first sun gear S1, and the short pinion P1 has a longer pinion with a longer axial length. The long pinion P2 meshes with a ring gear R1 disposed concentrically with the sun gears S1 and S2. Each of the pinions P1 and P2 is held by a common carrier C1 so as to be capable of rotating. Further, the second sun gear S2 meshes with the long pinion P2.

前記第２駆動源２０は、前記モータジェネレータ制御用の電子制御装置（ＭＧ−ＥＣＵ）３４によりインバータ４０を介して制御されることにより、アシスト用出力トルクあるいは回生トルクが調節或いは設定される電動機または発電機である第２モータ・ジェネレータＭＧ２から構成されており、第２サンギヤＳ２にはその第２モータ・ジェネレータＭＧ２が連結され、キャリアＣ１が出力軸１４に連結されている。第１サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とは、各ピニオンＰ１、Ｐ２と共にダブルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成し、また第２サンギヤＳ２とリングギヤＲ１とは、ロングピニオンＰ２と共にシングルピニオン型遊星歯車装置に相当する機構を構成している。   The second drive source 20 is controlled by an electronic control unit (MG-ECU) 34 for controlling the motor generator via an inverter 40, so that an electric motor whose assist output torque or regenerative torque is adjusted or set, or The second motor / generator MG2 is a generator. The second sun gear S2 is connected to the second motor / generator MG2, and the carrier C1 is connected to the output shaft 14. The first sun gear S1 and the ring gear R1 constitute a mechanism corresponding to a double pinion type planetary gear device together with the pinions P1 and P2, and the second sun gear S2 and the ring gear R1 together with the long pinion P2 constitute a single pinion type planetary gear. A mechanism corresponding to the apparatus is configured.

そして、自動変速機２２には、第１サンギヤＳ１を選択的に固定するためにその第１サンギヤＳ１と変速機ハウジング４２との間に設けられた第１ブレーキＢ１と、リングギヤＲ１を選択的に固定するためにそのリングギヤＲ１と変速機ハウジング４２との間に設けられた第２ブレーキＢ２とが備えられている。これらのブレーキＢ１、Ｂ２は摩擦力によって係合力を生じるいわゆる摩擦係合装置であり、多板形式の係合装置あるいはバンド形式の係合装置を採用することができる。そして、これらのブレーキＢ１、Ｂ２は、油圧アクチュエータ等により発生させられる係合圧に応じてそのトルク容量が連続的に変化するように構成されている。   The automatic transmission 22 selectively includes a first brake B1 provided between the first sun gear S1 and the transmission housing 42 and a ring gear R1 in order to selectively fix the first sun gear S1. A second brake B2 provided between the ring gear R1 and the transmission housing 42 is provided for fixing. These brakes B1 and B2 are so-called friction engagement devices that generate an engagement force by a friction force, and a multi-plate type engagement device or a band type engagement device can be adopted. And these brakes B1 and B2 are comprised so that the torque capacity may change continuously according to the engagement pressure generated by a hydraulic actuator or the like.

以上のように構成された自動変速機２２は、第２サンギヤＳ２が入力要素として機能し、またキャリアＣ１が出力要素として機能し、第１ブレーキＢ１が係合させられると「１」より大きい変速比γshの高速ギヤ段Ｈが達成され、第１ブレーキＢ１に替えて第２ブレーキＢ２が係合させられると、その高速ギヤ段Ｈの変速比γshより大きい変速比γslの低速ギヤ段Ｌが設定されるように構成されている。これらのギヤ段ＨおよびＬの間での変速は、車速Ｖや要求駆動力（もしくはアクセル操作量θacc ）などの走行状態に基づいて実行される。より具体的には、ギヤ段領域を予めマップ（変速線図）として定めておき、検出された運転状態に応じていずれかのギヤ段を設定するように制御される。その制御を行うためのマイクロコンピュータを主体とした変速制御用の電子制御装置（Ｔ−ＥＣＵ）４４が設けられている。   In the automatic transmission 22 configured as described above, the second sun gear S2 functions as an input element, the carrier C1 functions as an output element, and the first brake B1 is engaged. When the high speed gear stage H with the ratio γsh is achieved and the second brake B2 is engaged instead of the first brake B1, the low speed gear stage L with the speed ratio γsl larger than the speed ratio γsh of the high speed gear stage H is set. It is configured to be. The gear shift between these gear stages H and L is executed based on the running state such as the vehicle speed V and the required driving force (or the accelerator operation amount θacc). More specifically, the gear region is determined in advance as a map (shift diagram), and control is performed so as to set one of the gears according to the detected driving state. An electronic control unit (T-ECU) 44 for speed change control, which is mainly composed of a microcomputer for performing the control, is provided.

上記電子制御装置４４には、作動油の温度ＴOIL を検出するための油温センサＴＳ、第１ブレーキＢ１の係合油圧を検出するための油圧スイッチＳＷ１、第２ブレーキＢ２の係合油圧を検出するための油圧スイッチＳＷ２、ライン圧ＰＬを検出するための油圧スイッチＳＷ３等からの検出信号が供給される。 The electronic control unit 44 includes an oil temperature sensor TS for detecting the temperature T OIL of the hydraulic oil, a hydraulic switch SW1 for detecting the engagement hydraulic pressure of the first brake B1, and an engagement hydraulic pressure of the second brake B2. Detection signals are supplied from the hydraulic switch SW2 for detecting, the hydraulic switch SW3 for detecting the line pressure PL, and the like.

図３は、上記自動変速機２２を構成しているラビニヨ型遊星歯車機構についての各回転要素の相互関係を表すために４本の縦軸Ｓ１、縦軸Ｒ１、縦軸Ｃ１、および縦軸Ｓ２を有する共線図を示している。それら縦軸Ｓ１、縦軸Ｒ１、縦軸Ｃ１、および縦軸Ｓ２は、第１サンギヤＳ１の回転速度、リングギヤＲ１の回転速度、キャリアＣ１の回転速度、および第２サンギヤＳ２の回転速度をそれぞれ示すためのものである。   FIG. 3 shows four vertical axes S1, R1, R1, C1, and S2 in order to show the mutual relationship between the rotating elements of the Ravigneaux type planetary gear mechanism constituting the automatic transmission 22. The collinear diagram which has is shown. The vertical axis S1, the vertical axis R1, the vertical axis C1, and the vertical axis S2 respectively indicate the rotational speed of the first sun gear S1, the rotational speed of the ring gear R1, the rotational speed of the carrier C1, and the rotational speed of the second sun gear S2. Is for.

以上のように構成された自動変速機２２では、第２ブレーキＢ２によってリングギヤＲ１が固定されると、低速ギヤ段Ｌが設定され、第２モータ・ジェネレータＭＧ２の出力したアシストトルクがそのときの変速比γslに応じて増幅されて出力軸１４に付加される。これに替えて、第１ブレーキＢ１によって第１サンギヤＳ１が固定されると、低速ギヤ段Ｌの変速比γslよりも小さい変速比γshを有する高速ギヤ段Ｈが設定される。この高速ギヤ段Ｈにおける変速比も「１」より大きいので、第２モータ・ジェネレータＭＧ２の出力したアシストトルクがその変速比γshに応じて増大させられて出力軸１４に付加される。   In the automatic transmission 22 configured as described above, when the ring gear R1 is fixed by the second brake B2, the low speed gear stage L is set, and the assist torque output from the second motor / generator MG2 changes the speed at that time. Amplified according to the ratio γsl and added to the output shaft 14. Instead, when the first sun gear S1 is fixed by the first brake B1, the high speed gear stage H having a speed ratio γsh smaller than the speed ratio γsl of the low speed gear stage L is set. Since the gear ratio at the high speed gear stage H is also larger than “1”, the assist torque output from the second motor / generator MG2 is increased according to the gear ratio γsh and applied to the output shaft 14.

なお、各ギヤ段Ｌ、Ｈが定常的に設定されている状態では、出力軸１４に付加されるトルクは、第２モータ・ジェネレータＭＧ２の出力トルクを各変速比に応じて増大させたトルクとなるが、自動変速機２２の変速過渡状態では各ブレーキＢ１、Ｂ２でのトルク容量や回転速度変化に伴う慣性トルクなどの影響を受けたトルクとなる。また、出力軸１４に付加されるトルクは、第２モータ・ジェネレータＭＧ２の駆動状態では正トルクとなり、被駆動状態では負トルクとなる。   In the state where the gears L and H are constantly set, the torque applied to the output shaft 14 is the torque obtained by increasing the output torque of the second motor / generator MG2 in accordance with each gear ratio. However, in the shift transition state of the automatic transmission 22, the torque is affected by the torque capacity at each brake B1, B2 and the inertia torque accompanying the change in rotational speed. The torque applied to the output shaft 14 is a positive torque when the second motor / generator MG2 is driven, and is a negative torque when the second motor / generator MG2 is driven.

図４は、上記各ブレーキＢ１、Ｂ２の係合解放によって自動変速機２２の変速を自動的に制御するための変速用油圧制御回路５０を示している。この油圧制御回路５０には、エンジン２４のクランク軸３６に作動的に連結されることによりそのエンジン２４により回転駆動されるメカニカル式油圧ポンプ４６と、電動機４８ａとそれにより回転駆動されるポンプ４８ｂを備えた電動式油圧ポンプ４８とを油圧源として備えており、それらメカニカル式油圧ポンプ４６および電動式油圧ポンプ４８は、図示しないオイルパンに還流した作動油をストレーナ５２を介して吸入し、或いは還流油路５３を介して直接還流した作動油を吸入してライン圧油路５４へ圧送する。上記還流した作動油の油温ＴOIL を検出するための油温センサＴＳが、油圧制御回路５０が形成されているバルブボデー５１に設けられているが、他の部位に設けられても良い。 FIG. 4 shows a shift hydraulic control circuit 50 for automatically controlling the shift of the automatic transmission 22 by disengaging the brakes B1 and B2. The hydraulic control circuit 50 includes a mechanical hydraulic pump 46 that is operatively connected to the crankshaft 36 of the engine 24 and is rotationally driven by the engine 24, an electric motor 48a, and a pump 48b that is rotationally driven thereby. The mechanical hydraulic pump 46 and the electric hydraulic pump 48 suck or return the working oil returned to the oil pan (not shown) via the strainer 52. The working oil directly refluxed through the oil passage 53 is sucked and pumped to the line pressure oil passage 54. Although the oil temperature sensor TS for detecting the oil temperature T OIL of the recirculated hydraulic oil is provided in the valve body 51 in which the hydraulic control circuit 50 is formed, it may be provided in another part.

ライン圧調圧弁５６は、リリーフ形式の調圧弁であって、ライン圧油路５４に接続された供給ポート５６ａとドレン油路５８に接続された排出ポート５６ｂとの間を開閉するスプール弁子６０と、そのスプール弁子６０の閉弁方向の推力を発生させるスプリング６２を収容すると同時にライン圧ＰＬの設定圧を高く変更するときに電磁開閉弁６４を介してモジュール圧油路６６内のモジュール圧ＰＭを受け入れる制御油室６８と、ライン圧油路５４に接続されてスプール弁子６０の開弁方向の推力を発生させるフィードバック油室７０とを備え、低圧および高圧の２種類のいずれかの一定のライン圧ＰＬを出力する。上記ライン圧油路５４には、ライン圧ＰＬが高圧側の値であるときにオン作動し、低圧側の値以下であるときにオフ作動する油圧スイッチＳＷ３が設けられている。   The line pressure regulating valve 56 is a relief type regulating valve, and is a spool valve element 60 that opens and closes between a supply port 56 a connected to the line pressure oil passage 54 and a discharge port 56 b connected to the drain oil passage 58. And a spring 62 for generating a thrust force in the valve closing direction of the spool valve element 60, and at the same time, when the set pressure of the line pressure PL is changed to a high value, the module pressure in the module pressure oil passage 66 is set via the electromagnetic on-off valve 64. A control oil chamber 68 that receives PM, and a feedback oil chamber 70 that is connected to the line pressure oil passage 54 and generates thrust in the valve opening direction of the spool valve element 60, are fixed in one of two types of low pressure and high pressure The line pressure PL is output. The line pressure oil passage 54 is provided with a hydraulic switch SW3 that is turned on when the line pressure PL is a value on the high pressure side and turned off when the line pressure PL is equal to or less than the value on the low pressure side.

モジュール圧調圧弁７２は、上記ライン圧ＰＬを元圧とし、そのライン圧ＰＬの変動に拘わらず、低圧側のライン圧ＰＬよりも低く設定された一定のモジュール圧ＰＭをモジュール圧油路６６に出力する。第１ブレーキＢ１を制御するための第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１および第２ブレーキＢ２を制御するための第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２は、上記モジュール圧ＰＭを元圧として電子制御装置４４からの指令値である駆動電流ＩSOL1およびＩSOL2に応じた制御圧ＰＣ１およびＰＣ２を出力する。   The module pressure regulating valve 72 uses the line pressure PL as a source pressure, and a constant module pressure PM set lower than the line pressure PL on the low pressure side is supplied to the module pressure oil passage 66 regardless of the fluctuation of the line pressure PL. Output. The first linear solenoid valve SLB1 for controlling the first brake B1 and the second linear solenoid valve SLB2 for controlling the second brake B2 are command values from the electronic control unit 44 using the module pressure PM as a source pressure. Control pressures PC1 and PC2 corresponding to certain drive currents ISOL1 and ISOL2 are output.

第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１は、非通電時において入力ポートと出力ポートとの間が開弁（連通）される常開型（Ｎ／Ｏ）の弁特性を備え、図５に示すように、駆動電流ＩSOL1の増加に伴って出力される制御圧ＰＣ１が低下させられる。図５に示すように、第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１の弁特性には、駆動電流ＩSOL1が所定値Ｉa を超えるまで出力される制御圧ＰＣ１が低下しない不感帯Ａが設けられている。第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２は、非通電時において入力ポートと出力ポートとの間が閉弁（遮断）される常閉型（Ｎ／Ｃ）の弁特性を備え、図６に示すように、駆動電流ＩSOL2の増加に伴って出力される制御圧ＰＣ２が増加させられる。図６に示すように、第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２の弁特性には、駆動電流ＩSOL2が所定値Ｉb を超えるまで出力される制御圧ＰＣ２が増加しない不感帯Ｂが設けられている。   The first linear solenoid valve SLB1 has a normally open (N / O) valve characteristic that opens (communicates) between the input port and the output port when not energized, and is driven as shown in FIG. The control pressure PC1 output as the current ISOL1 increases is lowered. As shown in FIG. 5, the valve characteristic of the first linear solenoid valve SLB1 is provided with a dead zone A in which the control pressure PC1 output until the drive current ISOL1 exceeds a predetermined value Ia does not decrease. The second linear solenoid valve SLB2 has a normally closed (N / C) valve characteristic in which the input port and the output port are closed (shut off) when not energized, and is driven as shown in FIG. The control pressure PC2 output as the current ISOL2 increases is increased. As shown in FIG. 6, the valve characteristic of the second linear solenoid valve SLB2 is provided with a dead zone B in which the control pressure PC2 output until the drive current ISOL2 exceeds a predetermined value Ib does not increase.

Ｂ１コントロール弁７６は、ライン圧油路５４に接続された入力ポート７６ａおよびＢ１係合油圧ＰＢ１を出力する出力ポート７６ｂとの間を開閉するスプール弁子７８と、そのスプール弁子７８を開弁方向に付勢するために上記第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１からの制御圧ＰＣ１を受け入れる制御油室８０と、スプール弁子７８を閉弁方向に付勢するスプリング８２を収容し、出力圧であるＢ１係合油圧ＰＢ１を受け入れるフィードバック油室８４とを備え、ライン圧油路５４内のライン圧ＰＬを元圧として、第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１からの制御圧ＰＣ１に応じた大きさのＢ１係合油圧ＰＢ１を出力し、インターロック弁として機能するＢ１アプライコントロール弁８６を通してブレーキＢ１に供給する。   The B1 control valve 76 opens and closes the spool valve element 78 that opens and closes between the input port 76a connected to the line pressure oil passage 54 and the output port 76b that outputs the B1 engagement hydraulic pressure PB1. The control oil chamber 80 for receiving the control pressure PC1 from the first linear solenoid valve SLB1 for energizing in the direction and the spring 82 for energizing the spool valve element 78 in the valve closing direction are housed, and the output pressure is B1. A feedback oil chamber 84 for receiving the engagement hydraulic pressure PB1, and the B1 engagement hydraulic pressure having a magnitude corresponding to the control pressure PC1 from the first linear solenoid valve SLB1 using the line pressure PL in the line pressure oil passage 54 as a source pressure. PB1 is output and supplied to the brake B1 through the B1 apply control valve 86 that functions as an interlock valve.

Ｂ２コントロール弁９０は、ライン圧油路５４に接続された入力ポート９０ａおよびＢ２係合油圧ＰＢ２を出力する出力ポート９０ｂとの間を開閉するスプール弁子９２と、そのスプール弁子９２を開弁方向に付勢するために上記第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２からの制御圧ＰＣ２を受け入れる制御油室９４と、スプール弁子９２を閉弁方向へ付勢するスプリング９６を収容し、出力圧であるＢ２係合油圧ＰＢ２を受け入れるフィードバック油室９８とを備え、ライン圧油路５４内のライン圧ＰＬを元圧として、第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２からの制御圧ＰＣ２に応じた大きさのＢ２係合油圧ＰＢ２を出力し、インターロック弁として機能するＢ２アプライコントロール弁１００を通してブレーキＢ２に供給する。   The B2 control valve 90 opens and closes the spool valve element 92 that opens and closes between the input port 90a connected to the line pressure oil passage 54 and the output port 90b that outputs the B2 engagement hydraulic pressure PB2. A control oil chamber 94 that receives the control pressure PC2 from the second linear solenoid valve SLB2 for biasing in the direction and a spring 96 that biases the spool valve element 92 in the valve closing direction are housed, and the output pressure is B2. A feedback oil chamber 98 for receiving the engagement hydraulic pressure PB2, and the B2 engagement hydraulic pressure having a magnitude corresponding to the control pressure PC2 from the second linear solenoid valve SLB2 using the line pressure PL in the line pressure oil passage 54 as a source pressure. PB2 is output and supplied to the brake B2 through the B2 apply control valve 100 that functions as an interlock valve.

Ｂ１アプライコントロール弁８６は、Ｂ１コントロール弁７６から出力されたＢ１係合油圧ＰＢ１を受け入れる入力ポート８６ａおよび第１ブレーキＢ１に接続された出力ポート８６ｂとの間を開閉するスプール弁子１０２と、そのスプール弁子１０２を開弁方向に付勢するためにモジュール圧ＰＭを受け入れる油室１０４と、そのスプール弁子１０２を閉弁方向へ付勢するスプリング１０６を収容し且つＢ２コントロール弁９０から出力されたＢ２係合油圧ＰＢ２を受け入れる油室１０８とを備え、第２ブレーキＢ２を係合させるためのＢ２係合油圧ＰＢ２が供給されるまでは開弁状態とされるが、そのＢ２係合油圧ＰＢ２が供給されると閉弁状態に切り換えられて、第１ブレーキＢ１の係合が阻止される。   The B1 apply control valve 86 includes a spool valve element 102 that opens and closes between an input port 86a that receives the B1 engagement hydraulic pressure PB1 output from the B1 control valve 76 and an output port 86b that is connected to the first brake B1. An oil chamber 104 that receives the module pressure PM to urge the spool valve element 102 in the valve opening direction and a spring 106 that urges the spool valve element 102 in the valve closing direction are housed and output from the B2 control valve 90. And an oil chamber 108 that receives the B2 engagement hydraulic pressure PB2, and is opened until the B2 engagement hydraulic pressure PB2 for engaging the second brake B2 is supplied, but the B2 engagement hydraulic pressure PB2 Is supplied, the valve is switched to the closed state, and the engagement of the first brake B1 is blocked.

また、上記Ｂ１アプライコントロール弁８６には、そのスプール弁子１０２が開弁位置（図４の中心線の右側に示す位置）であるときに閉じられ、逆にそのスプール弁子１０２が閉弁位置（図４の中心線の左側に示す位置）にあるときに開かれる一対のポート１１０ａおよび１１０ｂが設けられている。この一方のポート１１０ａにはＢ２係合油圧ＰＢ２を検出するための油圧スイッチＳＷ２が接続され、他方のポート１１０ｂには第２ブレーキＢ２が直接接続されている。この油圧スイッチＳＷ２は、Ｂ２係合油圧ＰＢ２が予め設定された高圧状態となるとオン状態となり、Ｂ２係合油圧ＰＢ２が予め設定された低圧状態以下となるとオフ状態に切り換えられるように構成されている。この油圧スイッチＳＷ２は、Ｂ１アプライコントロール弁８６を介して第２ブレーキＢ２に接続されているので、Ｂ２係合油圧ＰＢ２の異常と同時に、第１ブレーキＢ１の油圧系を構成する第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１、Ｂ１コントロール弁７６、Ｂ１アプライコントロール弁８６等の異常も判定可能となっている。   The B1 apply control valve 86 is closed when the spool valve element 102 is in the valve open position (the position shown on the right side of the center line in FIG. 4), and conversely, the spool valve element 102 is closed. A pair of ports 110a and 110b are provided that are opened when they are at the position shown on the left side of the center line in FIG. A hydraulic switch SW2 for detecting the B2 engagement hydraulic pressure PB2 is connected to the one port 110a, and a second brake B2 is directly connected to the other port 110b. The hydraulic switch SW2 is configured to be turned on when the B2 engagement hydraulic pressure PB2 is in a preset high pressure state and switched to an off state when the B2 engagement hydraulic pressure PB2 is equal to or lower than a preset low pressure state. . Since the hydraulic switch SW2 is connected to the second brake B2 via the B1 apply control valve 86, the first linear solenoid valve constituting the hydraulic system of the first brake B1 simultaneously with the abnormality of the B2 engagement hydraulic pressure PB2. Abnormalities in the SLB1, B1 control valve 76, B1 apply control valve 86, etc. can also be determined.

Ｂ２アプライコントロール弁１００も、Ｂ１アプライコントロール弁８６と同様に、Ｂ２コントロール弁９０から出力されたＢ２係合油圧ＰＢ２を受け入れる入力ポート１００ａおよび第２ブレーキＢ２に接続された出力ポート１００ｂとの間を開閉するスプール弁子１１２と、そのスプール弁子１１２を開弁方向に付勢するためにモジュール圧ＰＭを受け入れる油室１１４と、そのスプール弁子１１２を閉弁方向に付勢するスプリング１１６を収容し且つＢ１コントロール弁７６から出力されたＢ１係合油圧ＰＢ１を受け入れる油室１１８とを備え、第１ブレーキＢ１を係合させるためのＢ１係合油圧ＰＢ１が供給されるまでは開弁状態とされるが、そのＢ１係合油圧ＰＢ１が供給されると閉弁状態に切り換えられて、第２ブレーキＢ２の係合が阻止される。   Similarly to the B1 apply control valve 86, the B2 apply control valve 100 also has a gap between the input port 100a that receives the B2 engagement hydraulic pressure PB2 output from the B2 control valve 90 and the output port 100b connected to the second brake B2. A spool valve element 112 that opens and closes, an oil chamber 114 that receives the module pressure PM to urge the spool valve element 112 in the valve opening direction, and a spring 116 that urges the spool valve element 112 in the valve closing direction are accommodated. And an oil chamber 118 that receives the B1 engagement hydraulic pressure PB1 output from the B1 control valve 76, and is kept open until the B1 engagement hydraulic pressure PB1 for engaging the first brake B1 is supplied. However, when the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is supplied, the valve is switched to the closed state, and the second brake B2 If is prevented.

上記Ｂ２アプライコントロール弁１００にも、そのスプール弁子１１２が開弁位置（図４の中心線の右側に示す位置）であるときに閉じられ、逆にそのスプール弁子１１２が閉弁位置（図４の中心線の左側に示す位置）にあるときに開かれる一対のポート１２０ａおよび１２０ｂが設けられている。この一方のポート１２０ａにはＢ１係合油圧ＰＢ１を検出するための油圧スイッチＳＷ１が接続され、他方のポート１２０ｂには第１ブレーキＢ１が直接接続されている。この油圧スイッチＳＷ１は、Ｂ１係合油圧ＰＢ１が予め設定された高圧状態となるとオン状態となり、Ｂ１係合油圧ＰＢ１が予め設定された低圧状態以下となるとオフ状態に切り換えられるように構成されている。この油圧スイッチＳＷ１は、Ｂ２アプライコントロール弁１００を介して第１ブレーキＢ１に接続されているので、Ｂ１係合油圧ＰＢ１の異常と同時に、第２ブレーキＢ２の油圧系を構成する第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２、Ｂ２コントロール弁９０、Ｂ２アプライコントロール弁１００等の異常も判定可能となっている。   The B2 apply control valve 100 is also closed when the spool valve element 112 is in the open position (the position shown on the right side of the center line in FIG. 4), and conversely, the spool valve element 112 is closed (see FIG. A pair of ports 120a and 120b that are opened when the vehicle is at the position shown on the left side of the center line of FIG. A hydraulic switch SW1 for detecting the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is connected to the one port 120a, and a first brake B1 is directly connected to the other port 120b. The hydraulic switch SW1 is configured to be turned on when the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is in a preset high pressure state and switched to an off state when the B1 engagement hydraulic pressure PB1 is equal to or lower than a preset low pressure state. . Since the hydraulic switch SW1 is connected to the first brake B1 via the B2 apply control valve 100, the second linear solenoid valve constituting the hydraulic system of the second brake B2 simultaneously with the abnormality of the B1 engagement hydraulic pressure PB1. Abnormalities in the SLB2, B2 control valve 90, B2 apply control valve 100, etc. can also be determined.

図７は、以上のように構成された油圧制御回路５０の作動を説明する図表である。図７では、○印が励磁状態或いは係合状態を示し、×印が非励磁状態或いは解放状態を示している。すなわち、第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１および第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２が共に励磁状態とされることによって、第１ブレーキＢ１が解放状態に、第２ブレーキＢ２が係合状態とされ、自動変速機２２の低速ギヤ段Ｌが達成される。そして、第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１および第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２が共に非励磁状態とされることによって、第１ブレーキＢ１が係合状態に、第２ブレーキＢ２が解放状態とされ、自動変速機２２の高速ギヤ段Ｈが達成される。   FIG. 7 is a chart for explaining the operation of the hydraulic control circuit 50 configured as described above. In FIG. 7, a circle indicates an excited state or an engaged state, and a cross indicates a non-excited state or a released state. That is, when the first linear solenoid valve SLB1 and the second linear solenoid valve SLB2 are both excited, the first brake B1 is released and the second brake B2 is engaged. A low gear stage L is achieved. The first linear solenoid valve SLB1 and the second linear solenoid valve SLB2 are both de-energized, whereby the first brake B1 is engaged and the second brake B2 is released, and the automatic transmission 22 is engaged. The high speed gear stage H is achieved.

図８は、電子制御装置２８、３４および４４の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図８において、ハイブリッド制御手段１３０は、たとえば、キーがキースロットに挿入された後、ブレーキペダル２９が操作された状態でパワースイッチが操作されることにより制御が起動されると、アクセル操作量θacc に基づいて運転者の要求出力を算出し、低燃費で排ガス量の少ない運転となるようにエンジン２４および／または第２モータ・ジェネレータＭＧ２から要求出力を発生させる。たとえば、エンジン２４を最適燃費曲線上で作動させて駆動力を発生させるとともに、要求出力に対する不足分を第２モータ・ジェネレータＭＧ２でアシストするアシスト走行モード、エンジン２４を停止し専ら第２モータ・ジェネレータＭＧ２を駆動源とするモータ走行モード、エンジン２４の動力で第１モータ・ジェネレータＭＧ１により発電を行いながら第２モータ・ジェネレータＭＧ２を駆動源として走行する充電走行モード、エンジン２４の動力を機械的に駆動輪１８に伝えて走行するエンジン走行モード、等を走行状態に応じて切り換える。   FIG. 8 is a functional block diagram for explaining a main part of the control functions of the electronic control devices 28, 34 and 44. In FIG. 8, when the control is started by operating the power switch while the brake pedal 29 is operated, for example, after the key is inserted into the key slot, the hybrid control means 130 operates the accelerator operation amount θacc. Based on the above, the driver's required output is calculated, and the required output is generated from the engine 24 and / or the second motor / generator MG2 so as to achieve low fuel consumption and low exhaust gas operation. For example, the engine 24 is operated on the optimum fuel consumption curve to generate driving force, and the assist motor travel mode in which the second motor / generator MG2 assists the shortage with respect to the required output, and the engine 24 is stopped exclusively for the second motor / generator. A motor travel mode using MG2 as a drive source, a charge travel mode in which the first motor / generator MG1 generates power using the power of the engine 24 and travels using the second motor / generator MG2 as a drive source, and mechanical power of the engine 24 The engine running mode in which the vehicle travels by transmitting to the drive wheels 18 is switched according to the running state.

上記ハイブリッド制御手段１３０は、エンジン２４が最適燃費曲線上で作動するように第１モータ・ジェネレータＭＧ１によってエンジン２４の回転速度ＮＥを制御する。また、第２モータ・ジェネレータＭＧ２を駆動してトルクアシストする場合、車速Ｖが遅い状態では自動変速機２２を低速ギヤ段Ｌに設定して出力軸１４に付加するトルクを大きくし、車速Ｖが増大した状態では、自動変速機２２を高速ギヤ段Ｈに設定して第２モータ・ジェネレータＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２を相対的に低下させて損失を低減し、効率の良いトルクアシストを実行させる。さらに、コースト走行時には車両の有する慣性エネルギーで第１モータ・ジェネレータＭＧ１或いは第２モータ・ジェネレータＭＧ２を回転駆動することにより電力として回生し、蓄電装置３２にその電力を蓄える。   The hybrid control means 130 controls the rotational speed NE of the engine 24 by the first motor / generator MG1 so that the engine 24 operates on the optimum fuel consumption curve. Further, when torque assist is performed by driving the second motor / generator MG2, when the vehicle speed V is low, the automatic transmission 22 is set to the low gear L and the torque applied to the output shaft 14 is increased. In the increased state, the automatic transmission 22 is set to the high speed gear stage H, the rotational speed NMG2 of the second motor / generator MG2 is relatively lowered to reduce the loss, and efficient torque assist is executed. Further, when coasting, the first motor / generator MG1 or the second motor / generator MG2 is driven to rotate by inertial energy of the vehicle, and is regenerated as power, and the power is stored in the power storage device 32.

変速制御手段１３２は、たとえば図９に示す予め記憶された変速線図（変速マップ）から、車速Ｖおよび駆動力（要求出力）に基づいて自動変速機２２のギヤ段を決定し、決定されたギヤ段に切り換えるように第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２を制御する。図９の実線は、低速ギヤ段Ｌから高速ギヤ段Ｈへ切り換えるアップシフト線で、破線は高速ギヤ段Ｈから低速ギヤ段Ｌへ切り換えるダウンシフト線であり、所定のヒステリシスが設けられている。   The shift control means 132 determines the gear stage of the automatic transmission 22 based on the vehicle speed V and the driving force (required output) from, for example, a previously stored shift diagram (shift map) shown in FIG. The first brake B1 and the second brake B2 are controlled so as to switch to the gear stage. The solid line in FIG. 9 is an upshift line for switching from the low speed gear stage L to the high speed gear stage H, and the broken line is a downshift line for switching from the high speed gear stage H to the low speed gear stage L, and is provided with a predetermined hysteresis.

ライン圧制御手段１３４は、前記算出された運転者の要求出力が予め設定された出力判定値よりも大きい場合、或いは自動変速機２２の変速中すなわち変速過渡時である場合などでは、前記電磁開閉弁６４を閉状態から開状態に切り換えてモジュール圧ＰＭをライン圧調圧弁５６の油室６８内に供給してスプール弁子６０が閉弁方向に向かう推力を所定値増加させることにより、ライン圧ＰＬの設定圧を低圧状態から高圧状態へ切り換える。   The line pressure control means 134 performs the electromagnetic opening / closing operation when the calculated driver demand output is larger than a preset output judgment value, or when the automatic transmission 22 is shifting, i.e., when shifting. The valve 64 is switched from the closed state to the open state, the module pressure PM is supplied into the oil chamber 68 of the line pressure regulating valve 56, and the thrust toward the valve closing direction of the spool valve element 60 is increased by a predetermined value. Switch the set pressure of PL from the low pressure state to the high pressure state.

ここで、前記変速制御手段１３２は、前記図９に示す変速線図に従って自動変速機１４の変速すべきギヤ段が決定されると、現在のギヤ段からその変速すべきギヤ段への切換が実行されるように、ブレーキＢ１、Ｂ２の係合圧を所定の変化パターンに従って変化させるように前記油圧制御回路５０に信号（油圧指令値）を出力する。図１４は、低速ギヤ段Ｌから高速ギヤ段Ｈへ変速するＬ→Ｈクラッチツークラッチアップ変速を行う場合の油圧制御パターンの一例を説明する図で、係合側油圧式摩擦係合装置である第１ブレーキＢ１の係合圧ＰＢ１を上昇させて第１ブレーキＢ１を係合させるように、その係合圧ＰＢ１を直接制御する第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１に対して係合側油圧指令値ＳPB1 を出力する一方、解放側油圧式摩擦係合装置である第２ブレーキＢ２の係合圧ＰＢ２を低下させて第２ブレーキＢ２を解放するように、その係合圧ＰＢ２を直接制御する前記第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２に対して解放側油圧指令値ＳPB2 を出力する。 Here, when the gear stage to be shifted of the automatic transmission 14 is determined in accordance with the shift diagram shown in FIG. 9, the shift control means 132 switches from the current gear stage to the gear stage to be shifted. As executed, a signal (hydraulic command value) is output to the hydraulic control circuit 50 so as to change the engagement pressure of the brakes B1 and B2 according to a predetermined change pattern. FIG. 14 is a diagram for explaining an example of a hydraulic control pattern in the case of performing the L → H clutch-to-clutch up shift for shifting from the low speed gear stage L to the high speed gear stage H, and is an engagement side hydraulic friction engagement device. The engagement side hydraulic pressure command value S PB1 is applied to the first linear solenoid valve SLB1 that directly controls the engagement pressure PB1 so that the engagement pressure PB1 of the first brake B1 is increased to engage the first brake B1. Is output, while the engagement pressure PB2 is directly controlled so as to release the second brake B2 by reducing the engagement pressure PB2 of the second brake B2, which is a release-side hydraulic friction engagement device. The release side hydraulic pressure command value S PB2 is output to the linear solenoid valve SLB2.

そして、係合側油圧指令値ＳPB1 は、変速制御開始点ｔ0 から所定時間経過後に所定時間ｔB1W の間だけ作動油を速やかに供給するファーストフィル指令値と、そのファーストフィルに続いて係合圧ＰＢ１を第１ブレーキＢ１の係合開始圧よりも低く設定された所定の定圧待機圧ＰＢ１Ｗとする待機圧指令値ＳPB1Wと、入力回転速度である第２モータ・ジェネレータＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２が低速ギヤ段Ｌの同期回転速度ｌｏｄｏｋｉ（＝γsl×ＮOUT ）より低くなってイナーシャ相の開始判定が為されたら、その回転速度ＮＭＧ２が予め設定された一定の変化率で連続的に降下するように係合圧ＰＢ１をフィードバック制御するフィードバック指令値と、回転速度ＮＭＧ２が高速ギヤ段Ｈの同期回転速度ｈｉｄｏｋｉ（＝γsh×ＮOUT ）と一致して変速終了判定が為された後に、係合圧ＰＢ１を最大係合圧まで上昇させて第１ブレーキＢ１を完全係合させる終了処理指令値（時間ｔ3 ）と、を備えている。なお、図１４の係合側油圧指令値ＳPB1 は、係合圧ＰＢ１に対応するもので、常開型（Ｎ／Ｏ）の弁特性を有する第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１の励磁電流は逆の変化特性となる。 Then, the engagement-side oil pressure command value S PB1 has a fast fill command value supplied quickly hydraulic fluid only during a predetermined time t B1W after a predetermined time has elapsed from the shift control start point t 0, following its fast fill engaging A standby pressure command value S PB1W that makes the combined pressure PB1 a predetermined constant pressure standby pressure PB1W set lower than the engagement start pressure of the first brake B1, and a rotational speed NMG2 of the second motor generator MG2 that is an input rotational speed Becomes lower than the synchronous rotational speed lodoki (= γsl × N OUT ) of the low-speed gear stage L, and the inertia phase start determination is made, the rotational speed NMG2 continuously decreases at a predetermined constant rate of change. The feedback command value for feedback control of the engagement pressure PB1 and the rotational speed NMG2 coincide with the synchronous rotational speed hidoki (= γsh × N OUT ) of the high-speed gear stage H. After the shift end determination is made, an end process command value (time t 3 ) for raising the engagement pressure PB1 to the maximum engagement pressure and completely engaging the first brake B1 is provided. Note that the engagement side hydraulic pressure command value S PB1 in FIG. 14 corresponds to the engagement pressure PB1, and the excitation current of the first linear solenoid valve SLB1 having a normally open (N / O) valve characteristic is reversed. It becomes a change characteristic.

また、解放側油圧指令値ＳPB2 は、変速制御開始から時間ｔB2W の間だけ係合圧ＰＢ２を変速制御開始前の最大係合圧よりも低く且つ第２ブレーキＢ２の解放開始圧よりも高く設定された所定の定圧待機圧ＰＢ２Ｗとする待機圧指令値ＳPB2Wと、定圧待機後に係合圧ＰＢ２を一定の変化率で減少させて第２ブレーキＢ２を徐々に解放するスウィープ指令値と、を備えている。この解放側油圧指令値ＳPB2 は、入力トルクＴINの変化に伴って逐次変更されるようになっており、待機圧指令値ＳPB2Wからスウィープ指令値へ移行する傾斜が急な領域Ｅは、入力トルクＴINの低下による解放側油圧指令値ＳPB2 の低下とスウィープとが重なっている部分である。上記時間ｔB2W は、所定の定圧待機圧ＰＢ２Ｗに維持する待機圧保持時間であるとともに、変速制御開始から係合圧ＰＢ２を連続的に変化（減少）させるまでの時間すなわち変速制御開始から係合圧ＰＢ２のスウィープ制御が開始されるまでのスウィープ制御開始時間でもある。図１４の解放側油圧指令値ＳPB2 は、係合圧ＰＢ２に対応するもので、常閉型（Ｎ／Ｃ）の弁特性を有する第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２の励磁電流は同じ変化特性となる。 Further, the release side hydraulic pressure command value S PB2 is such that the engagement pressure PB2 is lower than the maximum engagement pressure before the start of the shift control and higher than the release start pressure of the second brake B2 only for the time t B2W from the start of the shift control. A standby pressure command value S PB2W for setting a predetermined constant pressure standby pressure PB2W, and a sweep command value for gradually releasing the second brake B2 by decreasing the engagement pressure PB2 at a constant change rate after waiting for a constant pressure. I have. The release side hydraulic pressure command value S PB2 is sequentially changed with the change of the input torque T IN , and the region E in which the inclination of transition from the standby pressure command value S PB2W to the sweep command value is steep is as follows: it is lowered and a portion where the sweep overlap the release side hydraulic pressure command value S PB2 due to a decrease in the input torque T iN. The time t B2W is the standby pressure holding time for maintaining the predetermined constant pressure standby pressure PB2W, and the time from the start of the shift control until the engagement pressure PB2 is continuously changed (decreased), that is, from the start of the shift control to the engagement. This is also the sweep control start time until the sweep control of the pressure PB2 is started. The release side hydraulic pressure command value S PB2 in FIG. 14 corresponds to the engagement pressure PB2, and the exciting current of the second linear solenoid valve SLB2 having the normally closed (N / C) valve characteristic has the same change characteristic. .

このように、Ｌ→Ｈクラッチツークラッチアップ変速において、前記変速制御手段１３２が、解放側油圧式摩擦係合装置である第２ブレーキＢ２の係合圧ＰＢ２を低下させるとともに係合側油圧式摩擦係合装置である第１ブレーキＢ１の係合圧ＰＢ１を上昇させる際に、例えば定圧待機圧ＰＢ１Ｗが低過ぎたり定圧待機圧ＰＢ２Ｗが高過ぎたりすると変速が遅くなって変速所要時間が長くなり、定圧待機圧ＰＢ１Ｗが高過ぎるとタイアップ状態となって変速ショックが発生したり、ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦材の劣化を招いたりする。また、入力トルクＴINが高いパワーＯＮ状態では、定圧待機圧ＰＢ１Ｗ或いはＰＢ２Ｗが低過ぎると、第２モータ・ジェネレータＭＧ２と出力軸１４とが切り離されたニュートラル状態となり、第２モータ・ジェネレータＭＧ２の回転速度ＮＭＧ２がオーバーシュート（上昇）して吹き上がったり、その後の第１ブレーキＢ１の係合によってその回転速度ＮＭＧ２が降下させられる際に変速ショックが発生したり、変速時間が長くなったりする一方、定圧待機圧ＰＢ１Ｗ或いはＰＢ２Ｗが高過ぎると、タイアップ状態となって変速ショックが発生したり、ブレーキＢ１、Ｂ２の摩擦材の劣化を招いたりする。 In this way, in the L → H clutch-to-clutch upshift, the shift control means 132 reduces the engagement pressure PB2 of the second brake B2 that is a disengagement side hydraulic friction engagement device, and also engage side hydraulic friction. When increasing the engagement pressure PB1 of the first brake B1 that is the engagement device, for example, if the constant pressure standby pressure PB1W is too low or the constant pressure standby pressure PB2W is too high, the shift becomes slow and the shift required time becomes long. If the constant pressure standby pressure PB1W is too high, a tie-up state occurs and a shift shock occurs, or the friction materials of the brakes B1 and B2 are deteriorated. In the power ON state where the input torque T IN is high, if the constant pressure standby pressure PB1W or PB2W is too low, the second motor / generator MG2 and the output shaft 14 are separated from each other, and the second motor / generator MG2 is turned off. While the rotational speed NMG2 overshoots (rises) and blows up, or when the rotational speed NMG2 is lowered by the subsequent engagement of the first brake B1, a shift shock occurs or the shift time becomes long, If the constant pressure standby pressure PB1W or PB2W is too high, a tie-up state occurs and a shift shock occurs, or the friction materials of the brakes B1 and B2 are deteriorated.

したがって、上記定圧待機圧ＰＢ１Ｗ或いはＰＢ２Ｗを適当に調整することにより、オーバーシュートやタイアップ、変速遅れ等の変速フィーリングの悪化を防止することができる。このため、本実施例では、それ等の定圧待機圧ＰＢ１ＷおよびＰＢ２Ｗに関する待機圧指令値ＳPB1W、ＳPB2Wを学習制御によって補正することにより、各部の個体差や経時変化に拘らず、オーバーシュートやタイアップ、或いは変速遅れ等の変速フィーリングの悪化を抑制するようにしている。なお、待機圧指令値ＳPB1WおよびＳPB2Wの何れか一方のみを学習補正するだけでも良いし、ファーストフィル時間ｔB1W やスウィープ制御開始時間ｔB2W 、或いはそのスウィープ制御時の油圧の変化率など、係合圧ＰＢ１、ＰＢ２に関する他の制御要素（指令値）を学習補正することも可能である。係合圧ＰＢ１、ＰＢ２は係合力に相当する。 Therefore, by appropriately adjusting the constant pressure standby pressure PB1W or PB2W, it is possible to prevent deterioration of the shift feeling such as overshoot, tie-up, and shift delay. Therefore, in this embodiment, the standby pressure command values S PB1W and S PB2W related to the constant pressure standby pressures PB1W and PB2W are corrected by learning control, so that overshoot and Deterioration of shift feeling such as tie-up or shift delay is suppressed. Only one of the standby pressure command values S PB1W and S PB2W may be learned and corrected, the first fill time t B1W , the sweep control start time t B2W , or the change rate of the oil pressure during the sweep control, etc. It is also possible to learn and correct other control elements (command values) related to the engagement pressures PB1 and PB2. The engagement pressures PB1 and PB2 correspond to the engagement force.

上記待機圧指令値ＳPB1WおよびＳPB2Wを用いた油圧制御や、その待機圧指令値ＳPB1W、ＳPB2Wの学習制御を行うため、前記変速制御用の電子制御装置４４は、待機圧指令値算出手段１４０、基準値記憶装置１４２、補正値設定手段１４４、補正値記憶装置１４６、学習手段１４８、および入力トルク検出手段１５０を機能的に備えている。 Hydraulic control and using the standby pressure command value S PB1W and S PB2W, the standby pressure command value S PB1W, for performing learning control S PB2W, the electronic control unit 44 for the shift control, calculates a standby pressure command value Means 140, a reference value storage unit 142, a correction value setting unit 144, a correction value storage unit 146, a learning unit 148, and an input torque detection unit 150 are functionally provided.

上記基準値記憶装置１４２には、例えば図１０の(a) に示すように待機圧指令値ＳPB1W、ＳPB2Wの基礎となる基準値ｐａｋ、ｐｄｋが入力トルクＴINをパラメータとして予め記憶されており、補正値記憶装置１４６には、例えば図１０の(b) に示すように上記基準値ｐａｋ、ｐｄｋを補正するための補正値ｐａｈ、ｐｄｈが入力トルクＴINをパラメータとして予め記憶されている。基準値ｐａｋ、ｐｄｋは、予め実験やシミュレーション等によって求められる図１５に示すような油圧とトルク容量との関係などから設定されるが、補正値ｐａｈ、ｐｄｈは、実際の変速時の変速動作、例えばオーバーシュートの有無や程度、変速所要時間等が予め定められた範囲内になるように、学習手段１４８により逐次書き換えられるようになっており、補正値記憶装置１４６は例えばＥＥＰＲＯＭ等によって構成される。両記憶装置１４２、１４６における入力トルクＴINの区分けは同じであっても良いし、異なる区分けとすることもできる。係合側と解放側とで、入力トルクＴINの区分けを変えることもできる。また、これ等の基準値ｐａｋ、ｐｄｋおよび補正値ｐａｈ、ｐｄｈは、アップ変速かダウン変速かの変速の種類毎に定められている。なお、作動油の油温ＴOIL など、変速制御に影響する他のパラメータを考慮して設定することもできる。 In the reference value storage device 142, for example, as shown in FIG. 10 (a), reference values pak and pdk serving as a basis for the standby pressure command values S PB1W and S PB2W are stored in advance using the input torque T IN as a parameter. In the correction value storage device 146, for example, as shown in FIG. 10B, correction values pah and pdh for correcting the reference values pak and pdk are stored in advance using the input torque T IN as a parameter. . The reference values pak and pdk are set based on the relationship between the hydraulic pressure and the torque capacity as shown in FIG. 15 obtained in advance by experiments and simulations, etc., but the correction values pah and pdh are the shift operation during the actual shift, For example, the learning means 148 sequentially rewrites the presence / absence and level of overshoot, the required shift time, etc. within a predetermined range, and the correction value storage device 146 is configured by, for example, an EEPROM or the like. . The division of the input torque T IN in both the storage devices 142 and 146 may be the same or different. The classification of the input torque T IN can be changed between the engagement side and the release side. Further, these reference values pak and pdk and correction values pah and pdh are determined for each type of shift, upshift or downshift. It is also possible to set in consideration of other parameters that affect the shift control, such as the oil temperature T OIL of the hydraulic oil.

待機圧指令値算出手段１４０は、入力トルク検出手段１５０によって検出された自動変速機２２の入力トルクＴIN、すなわち第２モータ・ジェネレータＭＧ２のモータトルク（駆動電流など）に応じて基準値記憶装置１４２から対応する基準値ｐａｋ、ｐｄｋを読み込むとともに、補正値設定手段１４４により設定された補正値ｐａｈ、ｐｄｈを基準値ｐａｋ、ｐｄｋに加算することにより、前記待機圧指令値ＳPB1W、ＳPB2Wを算出する。その場合に、基準値ｐａｋ、ｐｄｋについては、変速中も入力トルクＴINに応じて逐次読み込むが、補正値ｐａｈ、ｐｄｈについては、入力トルクＴINの変化に拘らず変速制御開始時（時間ｔ0 ）に入力トルクＴINに応じて補正値設定手段１４４により設定された初期値をそのまま用いて待機圧指令値ＳPB1W、ＳPB2Wを算出する。そして、前記変速制御手段１３２は、この待機圧指令値算出手段１４０によって逐次算出される待機圧指令値ＳPB1W、ＳPB2Wを用いて、前記ブレーキＢ１、Ｂ２の定圧待機時における油圧制御および解放側の第２ブレーキＢ２のスウィープ制御を実行する。この待機圧指令値算出手段１４０は指令値設定手段に相当する。 The standby pressure command value calculation means 140 is a reference value storage device according to the input torque T IN of the automatic transmission 22 detected by the input torque detection means 150, that is, the motor torque (drive current, etc.) of the second motor / generator MG2. The corresponding reference values pak and pdk are read from 142, and the correction values pah and pdh set by the correction value setting means 144 are added to the reference values pak and pdk, whereby the standby pressure command values S PB1W and S PB2W are obtained. calculate. In this case, the reference values pak and pdk are sequentially read according to the input torque T IN even during the shift, but the correction values pah and pdh are read when the shift control is started regardless of the change of the input torque T IN (time t 0 ), the standby pressure command values S PB1W and S PB2W are calculated using the initial values set by the correction value setting means 144 according to the input torque T IN as they are. Then, the shift control means 132 uses the standby pressure command values S PB1W and S PB2W sequentially calculated by the standby pressure command value calculation means 140 to control the hydraulic pressure and release side during the constant pressure standby of the brakes B1 and B2. The sweep control of the second brake B2 is executed. This standby pressure command value calculation means 140 corresponds to a command value setting means.

ここで、このように補正値ｐａｈ、ｐｄｈが、入力トルクＴINの変化に拘らず変速制御開始時（時間ｔ0 ）に補正値設定手段１４４により設定された初期値に維持されると、待機圧指令値ＳPB1W、ＳPB2Wやその後のスウィープ制御などにおける油圧指令値ＳPB1 、ＳPB2 の算出処理は容易になるものの、入力トルクＴINの変化に起因して油圧指令値ＳPB1 、ＳPB2 が適合値から外れ、変速動作が損なわれる可能性がある。すなわち、例えば解放側の第２ブレーキＢ２の摩擦材の摩擦係数μが設定値（例えばμ＝０．１５）からずれた場合、図１５に示すように、油圧が高い程摩擦係数μのばらつきに伴うトルク容量のズレ量が大きくなるため、前記学習手段１４８によって補正される解放側補正値ｐｄｈの絶対値も入力トルクＴINが大きい程大きくなる。その場合に、摩擦係数μが設定値（μ＝０．１５）より小さいと、同じ油圧でもトルク容量が小さくなることから、解放側補正値ｐｄｈを増大させるように学習補正が行われ、変速制御開始時（時間ｔ0 ）の入力トルクＴINが大きいと、その解放側補正値ｐｄｈに基づいて待機圧指令値ＳPB2Wが比較的大きく増大補正されるが、図１４のように変速途中でアクセルＯＦＦになるなどして入力トルクＴINが低下すると、それに伴って待機圧指令値ＳPB2Wの基準値ｐｄｋは小さくなるものの、補正値ｐｄｈはそのままであり、その待機圧指令値ＳPB2Wに基づいてスウィープ指令値が算出されるため、図１４に破線で示すように解放側油圧指令値ＳPB2 の低下が遅くなり、変速遅れが生じたり変速ショックが発生したりすることがある。 Here, if the correction values pah and pdh are maintained at the initial values set by the correction value setting means 144 at the start of the shift control (time t 0 ) regardless of the change in the input torque T IN , pressure command value S PB1W, although calculation of the hydraulic pressure command value S PB1, S PB2, such as in S PB2W and subsequent sweep control is facilitated, the hydraulic pressure command value S PB1 due to a change in the input torque T iN, S PB2 May deviate from the conforming value, and the shifting operation may be impaired. That is, for example, when the friction coefficient μ of the friction material of the second brake B2 on the release side deviates from a set value (for example, μ = 0.15), as shown in FIG. Since the amount of torque capacity shift increases, the absolute value of the release side correction value pdh corrected by the learning means 148 also increases as the input torque T IN increases. In this case, if the friction coefficient μ is smaller than the set value (μ = 0.15), the torque capacity is reduced even at the same hydraulic pressure. Therefore, learning correction is performed to increase the disengagement side correction value pdh, and shift control is performed. If the input torque T IN at the start (time t 0 ) is large, the standby pressure command value S PB2W is corrected to be relatively large on the basis of the release side correction value pdh. However, as shown in FIG. When the input torque T IN decreases due to, for example, turning OFF, the reference value pdk of the standby pressure command value S PB2W decreases accordingly, but the correction value pdh remains as it is, and based on the standby pressure command value S PB2W Since the sweep command value is calculated, as shown by the broken line in FIG. 14, the decrease of the release side hydraulic command value SPB2 is delayed, and a shift delay may occur or a shift shock may occur.

図１６のタイムチャートの実線は図１４の破線に相当するもので、第２ブレーキＢ２の解放遅れによる変速遅れや変速ショックを説明する図である。図１６の破線は、変速制御開始当初からアクセルＯＦＦで入力トルクＴINが低い場合で、実線で示すように入力トルクＴINが変速途中で低下した場合には、低下した後も、変速制御開始時（時間ｔ0 ）における入力トルクＴINの相違に伴う解放側補正値ｐｄｈの差分だけ解放側油圧指令値ＳPB2 が大きいため、第２ブレーキＢ２の解放が遅くなって変速遅れが生じるのである。待機圧指令値ＳPB2Wからスウィープ制御へ移行する傾斜が急な領域Ｅは、入力トルクＴINの低下による解放側油圧指令値ＳPB2 の基準値ｐｄｋの低下とスウィープとが重なっている部分である。また、このように変速遅れが生じた場合に、変速制御を強制的に終了する強制終了タイマが設定値に達すると（図１４の時間ｔ2 、図１６の時間ｔ1 ）、変速強制終了手段１５２（図８参照）により係合側油圧指令値ＳPB1 が最大圧まで一気に上昇させられ、係合側の第１ブレーキＢ１が強制的に係合させられるため、その係合によりＭＧ２回転速度ＮＭＧ２が急低下してショックが発生する。強制終了タイマの設定値は強制終了条件に相当し、例えば入力トルクＴINに応じて駆動状態か被駆動状態か等により設定され、変速制御中においても入力トルクＴINの変化に応じて変更される。 The solid line in the time chart of FIG. 16 corresponds to the broken line of FIG. 14, and is a diagram for explaining a shift delay and a shift shock due to a release delay of the second brake B2. Broken line in FIG. 16, when the input torque T IN accelerator OFF from the shift control beginning is low, when the input torque T IN, as shown by the solid line is decreased in the process of the shifting, even after the reduction, the shift control start when (time t 0) by the difference of the release side correction value pdh with the difference of the input torque T iN for large release side hydraulic pressure command value S PB2 in, than it shift delay occurs release is too slow for the second brake B2 . The region E where the inclination of the transition from the standby pressure command value S PB2W to the sweep control is steep is a portion where the decrease of the reference value pdk of the release side hydraulic pressure command value S PB2 due to the decrease of the input torque T IN and the sweep overlap. . Further, when such a shift delay occurs, abort timer ends the shift control forcibly and reaches the set value (time t 2 in FIG. 14, the time t 1 in FIG. 16), the shift abort means 152 (see FIG. 8) raises the engagement side hydraulic pressure command value S PB1 to the maximum pressure at once, and the engagement-side first brake B1 is forcibly engaged. Therefore, the engagement causes the MG2 rotational speed NMG2 to be engaged. Suddenly drops and a shock occurs. Set value of the forced end timer corresponds to the forced termination condition, for example in accordance with the input torque T IN is set by and whether the driving state or the driven state, is also changed according to the change of the input torque T IN in the shift control in The

このような第２ブレーキＢ２の解放遅れに起因する変速遅れや変速ショックを防止するため、本実施例の変速制御用電子制御装置４４は、図８に示すように、更に解放不良判定手段１６０、強制解放手段１６２、およびタイミング変更手段１６４を機能的に備えている。解放不良判定手段１６０は図１１のフローチャートに従って信号処理を実行し、強制解放手段１６２は図１２のフローチャートに従って信号処理を実行し、タイミング変更手段１６４は図１３のフローチャートに従って信号処理を実行する。   In order to prevent such a shift delay and shift shock caused by the release delay of the second brake B2, the shift control electronic control unit 44 of this embodiment further includes a release failure determination means 160, as shown in FIG. Forcibly releasing means 162 and timing changing means 164 are functionally provided. The release failure determining means 160 executes signal processing according to the flowchart of FIG. 11, the forced release means 162 executes signal processing according to the flowchart of FIG. 12, and the timing changing means 164 executes signal processing according to the flowchart of FIG.

解放不良判定手段１６０によって実行される図１１のステップＳ１では、例えば前記変速制御手段１３２からの油圧指令値ＳPB1 、ＳPB2 の出力状態、或いは変速制御中であることを表す変速フラグ等により、変速中か否かを判断し、変速中でなければ解放不良判定フラグ＝ＯＦＦとして信号処理を終了するが、変速中の場合にはステップＳ２以下を実行する。ステップＳ２では、変速制御開始時（時間ｔ0 ）からの入力トルクＴINの変化量（低下量）ΔＴINを算出する。ステップＳ３では、入力トルクＴINの変化に伴って前記解放側補正値ｐｄｈを変更した場合の変化量Δｐｄｈ、すなわち現在の入力トルクＴINにおける解放側補正値ｐｄｈを図１０(b) の補正値マップから求め、変速制御開始時に設定された解放側補正値ｐｄｈとの差（低下量）を算出する。また、ステップＳ４では、変速制御開始時（時間ｔ0 ）からの経過時間ｔｋｅｉｋａを算出する。 In step S1 of FIG. 11 executed by the release failure determination means 160, for example, by the output state of the hydraulic pressure command values S PB1 and S PB2 from the shift control means 132 or a shift flag indicating that shift control is being performed, etc. It is determined whether or not the gear is being changed. If the gear is not being changed, the release failure determination flag is set to OFF and the signal processing is terminated. However, if the gear is being changed, steps S2 and after are executed. In step S2, a change amount (decrease amount) ΔT IN of the input torque T IN from the start of the shift control (time t 0 ) is calculated. In step S3, the variation Δpdh of changing the release side correction value pdh with a change in the input torque T IN, i.e. the correction value shown in FIG. 10 (b) the release side correction value pdh at the current input torque T IN A difference (decrease amount) from the release side correction value pdh set at the start of the shift control is calculated from the map. In step S4, and it calculates the elapsed time tkeika from during the shift control start (time t 0).

次のステップＳ５では、上記入力トルク変化量ΔＴINが予め定められた所定値１より大きいか否かを判断し、ステップＳ６では、上記解放側補正値変化量Δｐｄｈが予め定められた所定値２より大きいか否かを判断し、ステップＳ７では、上記経過時間ｔｋｅｉｋａが予め定められた所定値３より大きいか否かを判断する。そして、それ等のステップＳ５〜Ｓ７の判断が何れもＹＥＳ（肯定）の場合には、ステップＳ８で解放不良判定フラグ＝ＯＮとする。ステップＳ５〜Ｓ７の判断が何れもＹＥＳ（肯定）であることが、第２ブレーキＢ２を強制解放するための所定基準を満たす場合で、上記所定値１〜３は、第２ブレーキＢ２の解放遅れに起因して著しい変速遅れが生じたり変速ショックが発生したりすることがないように、予め実験やシミュレーション等によって定められている。なお、ステップＳ５〜Ｓ７の順番は、適宜変更することが可能である。また、ステップＳ７を省略したり、ステップＳ５およびＳ６の何れか一方のみに基づいて判断したりすることも可能である。上記所定値１は、第３発明の第１所定値に相当し、所定値２は、第１発明の補正変化量判定値、第４発明の第２所定値に相当する。 In the next step S5, it is determined whether or not the input torque change amount ΔT IN is larger than a predetermined value 1, and in step S6, the release side correction value change amount Δpdh is determined to be a predetermined value 2. In step S7, it is determined whether or not the elapsed time tkeika is greater than a predetermined value 3. If the determinations in steps S5 to S7 are all YES (affirmed), the release failure determination flag is set to ON in step S8. If the determinations in steps S5 to S7 are all YES (affirm), the predetermined criteria for forcibly releasing the second brake B2 are satisfied, and the predetermined values 1 to 3 are the release delay of the second brake B2. It is determined in advance by experiments, simulations, or the like so that no significant shift delay or shift shock occurs due to the above. Note that the order of steps S5 to S7 can be changed as appropriate. It is also possible to omit step S7 or make a determination based on only one of steps S5 and S6. The predetermined value 1 corresponds to the first predetermined value of the third invention, and the predetermined value 2 corresponds to the correction change amount determination value of the first invention and the second predetermined value of the fourth invention.

強制解放手段１６２によって実行される図１２のステップＲ１では、前記ステップＳ１と同様に変速中か否かを判断し、変速中の場合にはステップＲ２以下を実行する。ステップＲ２では、解放側油圧指令値ＳPB2 が０より大きいか否かを判断し、解放側油圧指令値ＳPB2 が０より大きければステップＲ３を実行する。ステップＲ３では、前記解放不良判定フラグ＝ＯＮか否かを判断し、解放不良判定フラグ＝ＯＮの場合には、ステップＲ４で解放側油圧指令値ＳPB2 ＝０とすることにより、第２ブレーキＢ２の油圧ＰＢ２を強制的にドレーンして速やかに解放する。図１４の時間ｔ1 は、ステップＲ４が実行されて解放側油圧指令値ＳPB2 ＝０とされた時間であり、これにより変速が強制的に進行させられ、破線で示す場合に比較して変速遅れが抑制される。なお、解放側油圧指令値ＳPB2 ＝０とする代りに、現在の入力トルクＴINにおける解放側補正値ｐｄｈを用いて解放側油圧指令値ＳPB2 を設定したり、スウィープ制御よりも急な所定の変化率で低下させたりするようにしても良い。 In step R1 of FIG. 12 executed by the forcible release means 162, it is determined whether or not a gear shift is being performed as in step S1. If a gear shift is being performed, step R2 and subsequent steps are executed. In step R2, it is determined whether greater than the release side hydraulic pressure command value S PB2 0, executes step R3 when the release side hydraulic pressure command value S PB2 is greater than 0. In step R3, it is determined whether or not the release failure determination flag is ON. If the release failure determination flag is ON, the second brake B2 is set by setting the release side hydraulic pressure command value S PB2 = 0 in step R4. The oil pressure PB2 is forcibly drained and released promptly. Time t 1 in FIG. 14 is the time when step R4 is executed and the release side hydraulic pressure command value S PB2 = 0 is set, so that the shift is forcibly advanced and the shift is performed as compared with the case indicated by the broken line. Delay is suppressed. Instead of setting the release side hydraulic pressure command value S PB2 = 0, the release side hydraulic pressure command value S PB2 is set using the release side correction value pdh at the current input torque T IN, or a predetermined value that is steeper than the sweep control. It may be reduced at a change rate of.

タイミング変更手段１６４によって実行される図１３のステップＱ１では、前記ステップＳ１と同様に変速中か否かを判断し、変速中の場合にはステップＱ２以下を実行する。ステップＱ２では、前記解放不良判定フラグ＝ＯＮか否かを判断し、解放不良判定フラグ＝ＯＮの場合には、ステップＱ３で前記変速強制終了手段１５２の強制終了タイマの設定値を大きくすることにより、第１ブレーキＢ１の強制係合タイミングを遅らせる。この設定値の増加幅は、予め一定値が定められても良いが、前記入力トルク変化量ΔＴINや解放側補正値変化量Δｐｄｈに応じて異なる増加幅で変更するようにしても良い。これにより、解放側の第２ブレーキＢ２の解放遅れで変速の進行が遅くなった場合でも、変速制御開始からの経過時間ｔｋｅｉｋａが強制終了タイマの設定値に達する前に、係合側の第１ブレーキＢ１が係合させられてＬ→Ｈクラッチツークラッチアップ変速が適正に終了させられるようになる。図１４の時間ｔ3 は、このようにＬ→Ｈクラッチツークラッチアップ変速が適正に終了させられた変速制御終了時間である。 In step Q1 of FIG. 13 executed by the timing changing means 164, it is determined whether or not a gear shift is being performed in the same manner as in step S1. In step Q2, it is determined whether or not the release failure determination flag is ON. If the release failure determination flag is ON, the setting value of the forced end timer of the shift forced end means 152 is increased in step Q3. The forcible engagement timing of the first brake B1 is delayed. The increase range of the set value may be determined in advance, but may be changed with a different increase amount according to the input torque change amount ΔT IN or the release side correction value change amount Δpdh. As a result, even if the progress of the shift is delayed due to the release delay of the second brake B2 on the release side, the first time on the engagement side before the elapsed time tkeika from the start of the shift control reaches the set value of the forced end timer. The brake B1 is engaged, and the L → H clutch-to-clutch up shift is properly terminated. The time t 3 in FIG. 14 is the shift control end time when the L → H clutch-to-clutch up shift is properly ended in this way.

このように、本実施例の自動変速機の変速制御装置においては、変速制御手段１３２による変速制御中の入力トルクＴINの変化が所定基準を満たした場合、すなわちステップＳ５〜Ｓ７の判断が何れもＹＥＳ（肯定）となった場合には、解放不良判定手段１６０によりステップＳ８で解放不良判定フラグ＝ＯＮとされる。そして、その時点で解放側油圧指令値ＳPB2 ＞０の場合には、強制解放手段１６２によりステップＲ４で解放側油圧指令値ＳPB2 ＝０とされ、解放側の第２ブレーキＢ２が強制的に解放されるため、図１４に実線で示すように変速が速やかに進行させられ、入力トルクＴINの低下により解放側油圧指令値ＳPB2 が適合値から外れて過大になった場合に、第２ブレーキＢ２の解放遅れに起因する変速遅れが抑制されるとともに、その変速遅れに伴って強制終了タイマが設定値に到達し、変速強制終了手段１５２により係合側の第１ブレーキＢ１が強制係合させらて変速ショックを生じる可能性が低くなる。その場合に、解放側の第２ブレーキＢ２を強制的に解放するだけで良いため、特別なチューニング（設計変更など）が不要で、変速遅れや変速ショックを簡易に回避することができる。 As described above, in the shift control device for the automatic transmission according to the present embodiment, when the change in the input torque T IN during the shift control by the shift control unit 132 satisfies the predetermined criterion, that is, any of the determinations in steps S5 to S7 is performed. If YES also (Yes), the release failure determination means 160 sets the release failure determination flag = ON in step S8. If the release side hydraulic pressure command value S PB2 > 0 at that time, the forcible release means 162 sets the release side hydraulic pressure command value S PB2 = 0 in step R4, and the release side second brake B2 is forcibly set. to be released, if the shift is caused to proceed rapidly, as shown by the solid line, due to a decrease in the input torque T iN is the release side hydraulic pressure command value S PB2 becomes excessive off the adaptation values in FIG. 14, the second The shift delay due to the release delay of the brake B2 is suppressed, the forced end timer reaches a set value with the shift delay, and the first brake B1 on the engagement side is forcibly engaged by the shift forced end means 152. Therefore, the possibility of causing a shift shock is reduced. In this case, since it is only necessary to forcibly release the second brake B2 on the disengagement side, no special tuning (design change or the like) is required, and a shift delay or a shift shock can be easily avoided.

解放不良判定手段１６０により解放不良判定フラグ＝ＯＮとされた時にはまた、タイミング変更手段１６４によりステップＱ３が実行され、変速強制終了手段１５２による第１ブレーキＢ１の強制係合タイミングが遅くされるため、第２ブレーキＢ２の解放不良による変速遅れに拘らず、強制終了タイマが設定値に達して強制係合させられる前に第１ブレーキＢ１が適正に係合させられるようになり、強制係合による変速ショックが一層効果的に防止される。その場合に、変速強制終了手段１５２の強制終了タイマの設定値を変更するだけで良いため、特別なチューニング（設計変更など）が不要で、変速ショックを簡易に回避することができる。   When the release failure determination flag is set to ON by the release failure determination means 160, step Q3 is executed by the timing changing means 164, and the forced engagement timing of the first brake B1 by the shift forced end means 152 is delayed. Regardless of the shift delay due to the release failure of the second brake B2, the first brake B1 is properly engaged before the forced end timer reaches the set value and is forcibly engaged. Shock is prevented more effectively. In this case, since it is only necessary to change the set value of the forced end timer of the shift forced end means 152, no special tuning (design change or the like) is required, and a shift shock can be easily avoided.

また、本実施例では、入力トルク変化量ΔＴIN＞所定値１、解放側補正値変化量Δｐｄｈ＞所定値２、且つ経過時間ｔｋｅｉｋａ＞所定値３で、ステップＳ５〜Ｓ７の判断が何れもＹＥＳ（肯定）の場合に解放不良判定フラグ＝ＯＮとするため、入力トルクＴINの変化に起因する解放側補正値ｐｄｈの不適合による第２ブレーキＢ２の解放遅れを適切に判定することが可能で、その解放不良判定により第２ブレーキＢ２を強制解放するとともに第１ブレーキＢ１の強制係合タイミングを遅らせることにより、第２ブレーキＢ２の解放遅れに起因する変速遅れや第１ブレーキＢ１の強制係合による変速ショックを一層適切に防止することができる。 In this embodiment, the input torque change amount ΔT IN > predetermined value 1, the release-side correction value change amount Δpdh> predetermined value 2, and the elapsed time tkeika> predetermined value 3 are all determined as YES in steps S5 to S7. (Yes) to the released defect determination flag = oN when a, can be appropriately determine the release delay of the second brake B2 by incompatibility release side correction value pdh caused by a change in the input torque T iN, Due to the release failure determination, the second brake B2 is forcibly released and the forcible engagement timing of the first brake B1 is delayed, thereby causing a shift delay due to the release delay of the second brake B2 or the forcible engagement of the first brake B1. Shift shock can be prevented more appropriately.

なお、本実施例では解放不良判定フラグ＝ＯＮとなった場合に、強制解放手段１６２によりステップＲ４で第２ブレーキＢ２を強制解放するとともに、タイミング変更手段１６４によりステップＱ３で変速強制終了手段１５２による第１ブレーキＢ１の強制係合タイミングを遅らせるようになっているが、それ等の何れか一方を実施するだけでも良い。   In this embodiment, when the release failure determination flag = ON, the forcible release means 162 forcibly releases the second brake B2 in step R4, and the timing change means 164 uses the shift forcible end means 152 in step Q3. Although the forced engagement timing of the first brake B1 is delayed, only one of them may be performed.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。   As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this is an embodiment to the last, and this invention is implemented in the aspect which added various change and improvement based on the knowledge of those skilled in the art. Can do.

本発明が好適に適用されるハイブリッド駆動装置の概略構成を説明する図である。It is a figure explaining the schematic structure of the hybrid drive device to which this invention is applied suitably. 図１のハイブリッド駆動装置において、第１駆動源に備えられている遊星歯車装置の作動を説明する共線図である。FIG. 2 is a collinear diagram illustrating an operation of a planetary gear device provided in a first drive source in the hybrid drive device of FIG. 1. 図１のハイブリッド駆動装置において、第２駆動源と出力軸との間に設けられている自動変速機の複数のギヤ段を説明する共線図である。FIG. 2 is a collinear diagram illustrating a plurality of gear stages of an automatic transmission provided between a second drive source and an output shaft in the hybrid drive device of FIG. 1. 図１の自動変速機の変速制御を行う油圧制御回路の要部を説明する油圧回路図である。FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram illustrating a main part of a hydraulic control circuit that performs shift control of the automatic transmission of FIG. 1. 図４の第１リニアソレノイド弁ＳＬＢ１の油圧特性を説明する図である。It is a figure explaining the hydraulic characteristic of 1st linear solenoid valve SLB1 of FIG. 図４の第２リニアソレノイド弁ＳＬＢ２の油圧特性を説明する図である。It is a figure explaining the hydraulic characteristic of 2nd linear solenoid valve SLB2 of FIG. 図１の自動変速機の各ギヤ段と、それを成立させるためのリニアソレノイド弁およびブレーキの作動状態を示す作動表である。2 is an operation table showing each gear stage of the automatic transmission of FIG. 1 and operating states of a linear solenoid valve and a brake for establishing the gear stages. 図１のハイブリッド駆動装置に設けられている電子制御装置が備えている各種の機能を説明するブロック線図である。It is a block diagram explaining the various functions with which the electronic controller provided in the hybrid drive device of FIG. 1 is provided. 図８の変速制御手段によって行われる自動変速機の変速制御で用いられる変速線図（マップ）の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the shift map (map) used by the shift control of the automatic transmission performed by the shift control means of FIG. 図８の基準値記憶装置、補正値記憶装置にそれぞれ記憶されている基準値マップおよび補正値マップの一例を説明する図である。FIG. 9 is a diagram illustrating an example of a reference value map and a correction value map stored in the reference value storage device and the correction value storage device of FIG. 図８の解放不良判定手段の処理内容を具体的に説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the processing content of the release defect determination means of FIG. 8 concretely. 図８の強制解放手段の処理内容を具体的に説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the processing content of the forced release means of FIG. 8 concretely. 図８のタイミング変更手段の処理内容を具体的に説明するフローチャートである。FIG. 9 is a flowchart for specifically explaining the processing contents of the timing changing means in FIG. 8. FIG. アップ変速時に図１１〜図１３のフローチャートに従って信号処理が行われ、解放不良判定が為されて解放側摩擦係合装置が強制解放されるとともに、強制終了タイマの設定値が変更された場合のタイムチャートの一例を示す図である。Signal processing is performed in accordance with the flowcharts of FIGS. 11 to 13 at the time of upshifting, and when the disengagement failure determination is made and the disengagement side frictional engagement device is forcibly released, the time when the set value of the forcible end timer is changed It is a figure which shows an example of a chart. 油圧式摩擦係合装置のトルク特性を摩擦係数との関係で説明する図である。It is a figure explaining the torque characteristic of a hydraulic friction engagement device in relation to a friction coefficient. 解放側摩擦係合装置の解放遅れにより変速の進行が遅れるとともに、その変速遅れにより変速強制終了処理が為されて変速ショックが発生する場合のタイムチャートで、図１４に対応する図である。FIG. 15 is a time chart when a shift is delayed due to a release delay of the disengagement side frictional engagement device, and a shift shock is generated due to a shift forced termination process due to the shift delay, corresponding to FIG. 14.

符号の説明Explanation of symbols

２２：自動変速機 ４４：変速制御用の電子制御装置 １３２：変速制御手段 １４０：待機圧指令値算出手段（指令値設定手段） １４８：学習手段 １５０：入力トルク検出手段 １５２：変速強制終了手段 １６０：解放不良判定手段 １６２：強制解放手段 １６４：タイミング変更手段 Ｂ１：第１ブレーキ（係合側摩擦係合装置） Ｂ２：第２ブレーキ（解放側摩擦係合装置） ＴIN：入力トルク ＳPB2W：待機圧指令値（係合力に関する指令値） ｐｄｋ：解放側基準値 ｐｄｈ：解放側補正値 22: Automatic transmission 44: Electronic control device for shift control 132: Shift control means 140: Standby pressure command value calculation means (command value setting means) 148: Learning means 150: Input torque detection means 152: Forced shift end means 160 : Disengagement failure determination means 162: Forced release means 164: Timing change means B1: First brake (engagement side friction engagement device) B2: Second brake (release side friction engagement device) T IN : Input torque S PB2W : Standby pressure command value (command value related to engagement force) pdk: release side reference value pdh: release side correction value

Claims (4)

解放側摩擦係合装置を解放するとともに係合側摩擦係合装置を係合して自動変速機を変速する変速制御手段と、
前記自動変速機に入力される入力トルクを検出する入力トルク検出手段と、
前記変速制御手段の変速制御により予め定められた変速動作で変速が行われるように、少なくとも前記解放側摩擦係合装置の係合力に関する指令値を前記入力トルクに応じて学習補正する学習手段と、
前記変速制御手段による変速時に所定のタイミングの入力トルクにおける前記学習補正に基づいて前記指令値を設定する指令値設定手段と、
を備えた自動変速機の変速制御装置において、
前記変速制御手段による変速制御中の前記入力トルクの変化が所定基準を満たした場合には、前記解放側摩擦係合装置を強制的に解放する強制解放手段を備えており、且つ、
前記学習手段は、前記指令値に対する補正値を前記入力トルクに応じて学習補正するもので、
前記指令値設定手段は、前記入力トルクに応じて予め定められた基準値に前記補正値を加算して前記指令値を算出するとともに、該基準値については前記変速制御手段による変速制御中も前記入力トルクに応じて逐次更新するが、該補正値については変速制御開始当初の初期値をそのまま用いて該指令値を算出するもので、
前記入力トルクの変化に応じて前記補正値を変更した場合の該補正値の変化量が予め定められた所定の補正変化量判定値よりも大きい場合に前記所定基準を満たしたと判断する
ことを特徴とする自動変速機の変速制御装置。 Shift control means for releasing the release-side frictional engagement device and engaging the engagement-side frictional engagement device to shift the automatic transmission;
Input torque detection means for detecting input torque input to the automatic transmission;
Learning means for learning and correcting at least a command value related to the engagement force of the disengagement side frictional engagement device according to the input torque so that a shift is performed in a predetermined shift operation by the shift control of the shift control means;
Command value setting means for setting the command value based on the learning correction in the input torque at a predetermined timing during the shift by the shift control means;
In an automatic transmission shift control device comprising:
Forcibly releasing means for forcibly releasing the disengagement side frictional engagement device when a change in the input torque during the speed change control by the speed change control means satisfies a predetermined reference ; and
The learning means learns and corrects a correction value for the command value according to the input torque,
The command value setting means calculates the command value by adding the correction value to a predetermined reference value according to the input torque, and the reference value is also determined during the shift control by the shift control means. Although it is sequentially updated according to the input torque, the command value is calculated using the initial value at the beginning of the shift control as it is for the correction value.
It is determined that the predetermined criterion is satisfied when a change amount of the correction value when the correction value is changed according to the change of the input torque is larger than a predetermined correction change amount determination value set in advance. A shift control device for an automatic transmission. 解放側摩擦係合装置を解放するとともに係合側摩擦係合装置を係合して自動変速機を変速する変速制御手段と、
前記自動変速機に入力される入力トルクを検出する入力トルク検出手段と、
前記変速制御手段の変速制御により予め定められた変速動作で変速が行われるように、前記摩擦係合装置の係合力に関する指令値を前記入力トルクに応じて学習補正する学習手段と、
前記変速制御手段による変速時に所定のタイミングの入力トルクにおける前記学習補正に基づいて前記指令値を設定する指令値設定手段と、
を備えた自動変速機の変速制御装置において、
前記変速制御手段による変速制御中に所定の強制終了条件を満たした場合には、前記係合側摩擦係合装置を強制的に係合させて変速制御を終了させる変速強制終了手段と、
前記変速制御手段による変速制御中の前記入力トルクの変化が所定基準を満たした場合には、前記変速強制終了手段により前記係合側摩擦係合装置を強制的に係合するタイミングが遅くなるように変更するタイミング変更手段と、
を有することを特徴とする自動変速機の変速制御装置。 Shift control means for releasing the release-side frictional engagement device and engaging the engagement-side frictional engagement device to shift the automatic transmission;
Input torque detection means for detecting input torque input to the automatic transmission;
Learning means for learning and correcting a command value related to the engagement force of the friction engagement device in accordance with the input torque so that a shift is performed in a predetermined shift operation by the shift control of the shift control means;
Command value setting means for setting the command value based on the learning correction in the input torque at a predetermined timing during the shift by the shift control means;
In an automatic transmission shift control device comprising:
Shift forcible end means for forcibly engaging the engagement side frictional engagement device to end the shift control when a predetermined forcible end condition is satisfied during the shift control by the shift control means;
When the change of the input torque during the shift control by the shift control means satisfies a predetermined reference, the timing for forcibly engaging the engagement side frictional engagement device by the shift forced end means is delayed. Timing changing means to change to,
A shift control apparatus for an automatic transmission, comprising: 前記入力トルクの変化量が予め定められた第１所定値よりも大きい場合に前記所定基準を満たしたと判断する
ことを特徴とする請求項２に記載の自動変速機の変速制御装置。 The shift control apparatus for an automatic transmission according to claim 2, wherein when the amount of change in the input torque is greater than a predetermined first predetermined value, it is determined that the predetermined criterion is satisfied. 前記学習手段は、前記指令値に対する補正値を前記入力トルクに応じて学習補正するもので、
前記指令値設定手段は、前記入力トルクに応じて予め定められた基準値に前記補正値を加算して前記指令値を算出するとともに、該基準値については前記変速制御手段による変速制御中も前記入力トルクに応じて逐次更新するが、該補正値については変速制御開始当初の初期値をそのまま用いて該指令値を算出するもので、
前記入力トルクの変化に応じて前記補正値を変更した場合の該補正値の変化量が予め定められた第２所定値よりも大きい場合に前記所定基準を満たしたと判断する
ことを特徴とする請求項２または３に記載の自動変速機の変速制御装置。 The learning means learns and corrects a correction value for the command value according to the input torque,
The command value setting means calculates the command value by adding the correction value to a predetermined reference value according to the input torque, and the reference value is also determined during the shift control by the shift control means. Although it is sequentially updated according to the input torque, the command value is calculated using the initial value at the beginning of the shift control as it is for the correction value.
It is determined that the predetermined criterion is satisfied when a change amount of the correction value when the correction value is changed according to the change of the input torque is larger than a predetermined second predetermined value. Item 4. The shift control device for an automatic transmission according to Item 2 or 3 .
JP2006287450A 2006-10-23 2006-10-23 Shift control device for automatic transmission Expired - Fee Related JP4797927B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2006287450A JP4797927B2 (en) 2006-10-23 2006-10-23 Shift control device for automatic transmission

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2006287450A JP4797927B2 (en) 2006-10-23 2006-10-23 Shift control device for automatic transmission

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2008106791A JP2008106791A (en) 2008-05-08
JP4797927B2 true JP4797927B2 (en) 2011-10-19

Family

ID=39440319

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2006287450A Expired - Fee Related JP4797927B2 (en) 2006-10-23 2006-10-23 Shift control device for automatic transmission

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP4797927B2 (en)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5098935B2 (en) * 2008-09-30 2012-12-12 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 Control device for automatic transmission

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH06129528A (en) * 1992-10-15 1994-05-10 Toyota Motor Corp Speed change controller of automatic transmission
JPH10196776A (en) * 1996-12-28 1998-07-31 Toyota Motor Corp Control device for automatic transmission
JP4097890B2 (en) * 2000-09-18 2008-06-11 ジヤトコ株式会社 Shift control device for automatic transmission
JP3937282B2 (en) * 2000-09-18 2007-06-27 ジヤトコ株式会社 Shift control device for automatic transmission
JP2003207040A (en) * 2002-01-16 2003-07-25 Fuji Heavy Ind Ltd Control device of automatic transmission
JP2004060733A (en) * 2002-07-26 2004-02-26 Toyota Motor Corp Control unit of automatic transmission for vehicle

Also Published As

Publication number Publication date
JP2008106791A (en) 2008-05-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4618146B2 (en) Control device for automatic transmission for vehicle
JP4412346B2 (en) Drive control apparatus for hybrid vehicle
JP4341631B2 (en) Vehicle abnormality determination device
US8172018B2 (en) Control apparatus for vehicular power transmitting system
US20030171867A1 (en) Vehicle control apparatus
US7074158B2 (en) Shift control apparatus of automatic transmission of motor vehicle
JP4736826B2 (en) Shift control device for automatic transmission
JP4735457B2 (en) Control device for automatic transmission
JP4923595B2 (en) Vehicle control device
JP4274185B2 (en) Control device for hybrid drive
JP4375341B2 (en) Hydraulic control device for vehicle
JP4682991B2 (en) Hybrid vehicle driving force control device
JP4222373B2 (en) Hydraulic control device for hybrid vehicle
JP2008114803A (en) Controller for vehicle
JP4797927B2 (en) Shift control device for automatic transmission
JP5633176B2 (en) Control device for hybrid vehicle
JP2003254103A (en) Controller for vehicle
JP5195784B2 (en) Control device for automatic transmission for vehicle
JP2005042749A (en) Variable speed hydraulic system of automatic transmission
JP6720835B2 (en) Control device for hybrid vehicle

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20090612

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20101209

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20101214

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20110127

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20110705

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20110718

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140812

Year of fee payment: 3

R151 Written notification of patent or utility model registration

Ref document number: 4797927

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140812

Year of fee payment: 3

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees