JPH1182719A - Control device for automatic transmission - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To properly control the operational pressure at the time of back starting by setting the aiming hydraulic pressure at the time of transmission based on the inertia hydraulic pressure and the torque hydraulic pressure of back driving of an engine. SOLUTION: When the driving state (S1) of an automobile belongs to a no-load region (S3), the engine rotational frequency and the water temperature of the engine at the moment are applied to a map of a back driving torque (engine brake torque) of an engine and the engine brake torque is read out (S4). Further, the engine brake torque hydraulic pressure is read out of the obtained value (S5). Further, the aiming speed change time is read out based on the turbine rotational frequency at the time of transmission judgment (S6). After that, the aiming rotational frequency change ratio is computed (S7) and the absorbed inertia hydraulic pressure is read out (S8). The aiming hydraulic pressure (operational pressure) at the time of transmission is computed from the engine torque hydraulic pressure and the inertia hydraulic pressure and a signal is transmitted (S9). Consequently, the operational pressure at the time of transmission in the back driving state can properly be set.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】この発明は自動変速機の制御
装置、特に変速動作に関与する摩擦締結要素に供給する
作動圧を変速時に制御するようにしたものに関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a control device for an automatic transmission, and more particularly to a control device for controlling an operating pressure supplied to a frictional engagement element involved in a shift operation during a shift.

【０００２】[0002]

【従来の技術】自動車などに搭載される自動変速機は、
エンジン出力が入力されるトルクコンバータと、該コン
バータの出力によって駆動される変速機構とを組み合わ
せ、この変速機構の動力伝達経路をクラッチやブレーキ
などの複数の摩擦締結要素の選択的作動により切り換え
て、運転者の要求や運転状態に応じて所定の変速段へ自
動的に変速させるように構成したもので、この種の自動
変速機においては、上記摩擦締結要素に対する作動圧を
生成する油圧制御回路が備えられる。その場合に、この
油圧制御回路によって生成される作動圧が、摩擦締結要
素への入力トルクに対して低すぎると、該摩擦締結要素
のトルク容量が不足して所要のトルクを確実に伝達でき
ないことになる。逆に、作動圧が高すぎると、例えばオ
イルポンプを駆動するためのトルクが必要以上に大きく
なってエンジン出力が徒に消費されることになり、燃費
性能を悪化させることになる。2. Description of the Related Art Automatic transmissions mounted on automobiles and the like are:
A torque converter to which an engine output is input and a transmission mechanism driven by the output of the converter are combined, and the power transmission path of the transmission mechanism is switched by selective operation of a plurality of frictional engagement elements such as clutches and brakes, The automatic transmission is configured to automatically shift to a predetermined gear according to a driver's request or operating state.In this type of automatic transmission, a hydraulic control circuit that generates an operating pressure for the friction engagement element is provided. Be provided. In this case, if the operating pressure generated by the hydraulic control circuit is too low with respect to the input torque to the frictional engagement element, the torque capacity of the frictional engagement element is insufficient and the required torque cannot be transmitted reliably. become. Conversely, if the operating pressure is too high, for example, the torque for driving the oil pump becomes unnecessarily large, and the engine output is unnecessarily consumed, resulting in deterioration of fuel efficiency.

【０００３】これに対しては、一般には、摩擦締結要素
への入力トルクがエンジンの出力トルクに対応すること
に着目して、例えばエンジンの出力トルクを制御するス
ロットルパルプの開度に応じて作動圧を調整することに
より、該作動圧を摩擦締結要素の入力トルクに対応させ
ることが行われる。On the other hand, in general, attention is paid to the fact that the input torque to the frictional engagement element corresponds to the output torque of the engine, and for example, the operation is performed in accordance with the opening degree of the throttle pulp for controlling the output torque of the engine. By adjusting the pressure, the working pressure is made to correspond to the input torque of the friction fastening element.

【０００４】ところで、変速時においては、車速が殆ど
変化しないことから、目標ギヤ比を実現するために変速
機構の入力側回転数（タービン回転数）が変化する。こ
の場合、例えば入力側回転数が低下するシフトアップ変
速時においては、変速動作に関与する摩擦締結要素の受
持トルクが、回転低下のために要求されるイナーシャト
ルクの分だけ増大することになる。また、入力側回転数
が上昇するシフトダウン変速時においては、イナーシャ
トルクの分だけ当該摩擦締結要素の受持トルクが減少す
ることになる。Since the vehicle speed hardly changes at the time of shifting, the input-side rotation speed (turbine rotation speed) of the transmission mechanism changes to achieve the target gear ratio. In this case, for example, at the time of a shift-up shift in which the input-side rotational speed decreases, the torque received by the friction engagement element involved in the shift operation increases by the amount of inertia torque required for decreasing the rotation. . Also, during a downshift in which the input-side rotational speed increases, the torque received by the friction engagement element decreases by the amount of inertia torque.

【０００５】したがって、変速機構への入力トルクに基
づいて作動圧を設定するだけでは、変速時における最適
な作動圧が得られないことになり、摩擦締結要素の要求
油圧に対して作動圧が適切に対応せず、例えば作動圧が
要求油圧に対して相対的に高すぎることにより、変速時
間が短くなりすぎて不快な変速ショックを生じたり、作
動圧が要求油圧に対して相対的に低すぎることにより、
変速時間が長くなりすぎて変速フィーリングを悪化させ
ることが懸念される。Therefore, if the operating pressure is merely set based on the input torque to the speed change mechanism, the optimum operating pressure during shifting cannot be obtained. For example, when the operating pressure is too high relative to the required oil pressure, the shift time becomes too short to cause an uncomfortable shift shock, or the operating pressure is too low relative to the required oil pressure. By doing
It is feared that the shift time becomes too long and the shift feeling is deteriorated.

【０００６】このような問題に対しては、例えば特開平
７−１３９６１９号公報に開示されているように、変速
時における摩擦締結要素に対する作動圧を、一定時間で
変速動作が開始、終了するように、変速機構への入力ト
ルクと変速時における変速機構の回転変化に起因するイ
ナーシャトルクとを考慮して設定することが考えられて
いる。これは、変速時においては、エンジン回転数が変
速機構の出力回転数に対応した回転数となるように増減
速されることに着目したもので、これによれば過度の変
速ショックを生じさせることなく短時間の間に変速動作
を完了させることが期待される。To solve such a problem, for example, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 7-139609, the operating pressure on the frictional engagement element during shifting is changed so that the shifting operation starts and ends in a fixed time. In addition, it is considered that the setting is made in consideration of an input torque to the transmission mechanism and an inertia torque caused by a change in rotation of the transmission mechanism at the time of shifting. This focuses on the fact that during shifting, the engine speed is increased / decreased so as to be a speed corresponding to the output speed of the transmission mechanism, and this causes excessive shifting shock. It is expected that the shifting operation will be completed in a short time without any change.

【０００７】[0007]

【発明が解決しようとする課題】上記公報に記載されて
いるように、摩擦締結要素に対する変速時における作動
圧を変速機構への入力トルクとイナーシャトルクとを考
慮して設定するようにしたものにおいても、当該自動車
が慣性力で走行する逆駆動状態での変速時に次のような
問題が発生する。As described in the above-mentioned publication, the operating pressure at the time of shifting the frictional engagement element is set in consideration of the input torque to the transmission mechanism and the inertia torque. Also, the following problem occurs at the time of gear shifting in a reverse drive state in which the vehicle runs with inertia.

【０００８】すなわち、当該自動車の逆駆動状態におい
ては、いわば駆動輪がエンジンを駆動することになる。
したがって、例えばエンジンブレーキを作動させるため
にシフトダウンを行なったとすると、エンジンの抵抗に
逆らってエンジン回転数を変速後の回転数（同期回転
数）にまで上昇させなければならないことから、エンジ
ンの逆駆動トルクを考慮する必要がある。その場合に、
エンジンの逆駆動トルクは、エンジンの仕様やエンジン
回転数、冷却水温度などに大きく依存することになる。That is, in the reverse driving state of the vehicle, the driving wheels drive the engine, so to speak.
Therefore, for example, if a downshift is performed to operate the engine brake, the engine speed must be increased to the speed after the shift (synchronous speed) against the resistance of the engine. It is necessary to consider the driving torque. In that case,
The reverse drive torque of the engine greatly depends on the specifications of the engine, the engine speed, the temperature of the cooling water, and the like.

【０００９】しかしながら、従来においては、逆駆動状
態における変速時の作動圧を設定するに際して、逆駆動
トルクを一義的に規定して設定するようになっていた。
したがって、例えば抵抗の少ないエンジンに対応させて
変速時の作動圧をチューニングしていた場合に、ディー
ゼルエンジンのように抵抗の大きいエンジンに載せ換え
たとすると、変速時に摩擦締結要素に供給される作動圧
が相対的に低くなり、それに伴って該摩擦締結要素の変
速時におけるトルク容量が不足して変速時間が長くなっ
て変速フィーリングを悪化させることになる。However, conventionally, when setting the operating pressure at the time of shifting in the reverse driving state, the reverse driving torque is uniquely defined and set.
Therefore, for example, if the operating pressure during shifting is tuned to correspond to an engine with low resistance, and if the engine is replaced with a high-resistance engine such as a diesel engine, the operating pressure supplied to the friction engagement element during shifting is changed. Is relatively low, and accordingly, the torque capacity of the frictional engagement element at the time of shifting is insufficient, so that the shifting time is lengthened and the shift feeling is deteriorated.

【００１０】特に、変速時における作動圧を棚圧と称す
る中間圧に制御する場合には、通常時の作動圧へ移行さ
せる際に、エンジン回転数が同期回転数に完全に収束す
る前に摩擦締結要素が完全締結されることになって大き
な変速ショックが発生することになる。In particular, when the operating pressure at the time of shifting is controlled to an intermediate pressure called a shelf pressure, when shifting to the normal operating pressure, the friction before the engine speed completely converges on the synchronous speed is reached. When the fastening elements are completely fastened, a large shift shock occurs.

【００１１】この発明は、逆駆動状態での変速時におけ
る上記の問題に対処するもので、摩擦締結要素に供給す
る変速時の作動圧を逆駆動時においても適切に制御する
ことを課題とする。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention addresses the above-described problem during shifting in a reverse driving state, and has an object to appropriately control the operating pressure supplied to the frictional engagement element during shifting in reverse driving. .

【００１２】[0012]

【課題を解決するための手段】この発明は、上記課題を
解決するために次のように構成したことを特徴とする。Means for Solving the Problems The present invention is characterized by having the following configuration to solve the above-mentioned problems.

【００１３】すなわち、請求項１に記載の発明（以下、
「第１発明」という）は、作動油の給排により締結状態
が変更されて、エンジンと駆動輪との間に介設された変
速機構の動力伝達経路を切り換える油圧作動式の摩擦締
結要素を有する自動変速機の制御装置において、当該自
動車の走行状態を検出する走行状態検出手段と、該検出
手段で検出された走行状態に基づいて当該自動車がエン
ジン出力で駆動される正駆動状態か慣性力で走行する逆
駆動状態かを判定する駆動状態判定手段と、上記摩擦締
結要素に供給される作動圧を調整する作動圧調整手段
と、上記駆動状態判定手段で判定された当該自動車の変
速判定時における駆動状態が逆駆動状態のときに、エン
ジン回転数とエンジンの冷却水温度とに基づいてエンジ
ンの逆駆動トルクを推定するエンジン逆駆動トルク推定
手段と、該推定手段で推定されたエンジンの逆駆動トル
クと変速判定時における変速機構の入力側回転数とに基
づいて目標変速時間を設定する目標変速時間設定手段
と、該設定手段で設定された目標変速時間と当該変速時
における上記変速機構の入力側回転数の変化量とから入
力側回転数の目標回転変化率を演算して、その目標回転
変化率に基づいてイナーシャ油圧を設定するイナーシャ
油圧設定手段と、上記エンジン逆駆動トルク推定手段で
推定されたエンジンの逆駆動トルクに応じてエンジン逆
駆動トルク油圧を設定するエンジン逆駆動トルク油圧設
定手段と、上記摩擦締結要素が変速動作に関与する変速
時において、上記イナーシャ油圧とエンジン逆駆動トル
ク油圧とに基づいて変速時における目標油圧を設定する
目標油圧設定手段とを備えたことを特徴とする。That is, the invention according to claim 1 (hereinafter referred to as “the invention”)
The first invention) is a hydraulically operated frictional engagement element that changes the engagement state due to supply and discharge of hydraulic oil and switches a power transmission path of a transmission mechanism interposed between the engine and drive wheels. A driving state detecting means for detecting a running state of the vehicle, and a positive drive state or an inertia force in which the vehicle is driven by an engine output based on the running state detected by the detecting means. A driving state determining means for determining whether the vehicle is running in a reverse driving state, an operating pressure adjusting means for adjusting the operating pressure supplied to the friction engagement element, and a shift determination of the vehicle determined by the driving state determining means. An engine reverse drive torque estimating means for estimating an engine reverse drive torque based on the engine speed and the engine coolant temperature when the drive state is a reverse drive state, and the estimating means Target shift time setting means for setting a target shift time based on the estimated reverse drive torque of the engine and the input-side rotational speed of the shift mechanism at the time of the shift determination; a target shift time set by the setting means; An inertia oil pressure setting means for calculating a target rotation change rate of the input side rotation speed from the change amount of the input side rotation speed of the transmission mechanism at the time, and setting an inertia oil pressure based on the target rotation change rate; Engine reverse drive torque oil pressure setting means for setting engine reverse drive torque oil pressure in accordance with the engine reverse drive torque estimated by the reverse drive torque estimation means; Target oil pressure setting means for setting a target oil pressure at the time of shifting based on the oil pressure and the engine reverse drive torque oil pressure. To.

【００１４】また、請求項２に記載の発明（以下、「第
２発明」という）は、作動油の給排により締結状態が変
更されて、エンジンと駆動輪との間に介設された変速機
構の動力伝達経路を切り換える油圧作動式の摩擦締結要
素を有する自動変速機の制御装置において、当該自動車
の走行状態を検出する走行状態検出手段と、該検出手段
で検出された走行状態に基づいて当該自動車がエンジン
出力で駆動される正駆動状態か慣性力で走行する逆駆動
状態かを判定する駆動状態判定手段と、上記摩擦締結要
素に供給する作動圧を調整する作動圧調整手段と、エン
ジン回転数とエンジンの冷却水温度とに基づいてエンジ
ンの逆駆動トルクを推定するエンジン逆駆動トルク推定
手段と、変速判定時に目標変速時間を設定する目標変速
時間設定手段と、該設定手段で設定された目標変速時間
と変速時における上記変速機構の入力側回転数の変化量
とから入力側回転数の目標回転変化率を演算して、その
目標回転変化率に基づいてイナーシャ油圧を設定するイ
ナーシャ油圧設定手段と、上記目標回転変化率と変速機
構への入力トルクとから変速時目標トルクを演算して、
その目標トルクに基づいて入力トルク油圧を設定する入
力油圧設定手段と、上記エンジン逆駆動トルク推定手段
で推定されたエンジンの逆駆動トルクに応じてエンジン
逆駆動トルク油圧を設定するエンジン逆駆動トルク油圧
設定手段と、変速時における目標油圧を設定する目標油
圧設定手段とが備えられ、かつ上記摩擦締結要素が変速
動作に関与する変速時において、上記駆動状態判定手段
で判定された当該自動車の駆動状態が正駆動状態のとき
には、上記目標変速時間設定手段は、変速時の入力側回
転数の変化量と変速機構への入力トルクとに基づいて目
標変速時間を算出し、かつ目標油圧設定手段が、上記イ
ナーシャ油圧と入力トルク油圧とに基づいて目標油圧を
設定する一方、当該自動車の駆動状態が逆駆動状態のと
きには、上記目標変速時間設定手段は、変速判定時にお
ける変速機構の入力側回転数とエンジンの逆駆動トルク
とに基づいて目標変速時間を算出し、かつ目標油圧設定
手段が、上記イナーシャ油圧とエンジン逆駆動トルク油
圧とに基づいて目標油圧を設定することを特徴とする。According to a second aspect of the present invention (hereinafter referred to as "second invention"), the state of engagement is changed by the supply and discharge of hydraulic oil, and the speed change provided between the engine and the drive wheels is achieved. In a control device for an automatic transmission having a hydraulically operated frictional engagement element for switching a power transmission path of a mechanism, a traveling state detecting means for detecting a traveling state of the vehicle, and a traveling state detected by the detecting means. Drive state determining means for determining whether the vehicle is driven in a forward drive state driven by an engine output or in a reverse drive state in which the vehicle is driven by inertial force; operating pressure adjusting means for adjusting the operating pressure supplied to the friction engagement element; Engine reverse drive torque estimating means for estimating reverse drive torque of the engine based on the rotation speed and the engine coolant temperature, target shift time setting means for setting a target shift time when determining a shift, A target rotation change rate of the input-side rotation speed is calculated from the target shift time set by the setting means and the change amount of the input-side rotation speed of the transmission mechanism during the shift, and the inertia hydraulic pressure is calculated based on the target rotation change rate. Inertia oil pressure setting means for setting, and the target torque during shifting is calculated from the target rotation change rate and the input torque to the transmission mechanism,
Input hydraulic pressure setting means for setting the input torque hydraulic pressure based on the target torque; and engine reverse drive torque hydraulic pressure for setting the engine reverse drive torque hydraulic pressure in accordance with the engine reverse drive torque estimated by the engine reverse drive torque estimating means. Setting means, and a target oil pressure setting means for setting a target oil pressure at the time of shifting, and a driving state of the vehicle determined by the driving state determining means at the time of shifting in which the friction engagement element is involved in a shifting operation. Is in the forward drive state, the target shift time setting means calculates the target shift time based on the change amount of the input-side rotation speed during the shift and the input torque to the transmission mechanism, and the target oil pressure setting means, While the target hydraulic pressure is set based on the inertia hydraulic pressure and the input torque hydraulic pressure, when the driving state of the vehicle is in the reverse driving state, the target hydraulic pressure is set. The speed time setting means calculates a target shift time based on the input side rotation speed of the transmission mechanism and the engine reverse drive torque at the time of the shift determination, and the target oil pressure setting means calculates the inertia oil pressure and the engine reverse drive torque oil pressure. The target oil pressure is set based on the following.

【００１５】そして、請求項３に記載の発明（以下、
「第３発明」という）は、上記第１，第２発明におい
て、目標変速時間設定手段を、エンジンの逆駆動トルク
が大きいほど変速時間が長くなるように目標変速時間を
設定するように構成したことを特徴とする。The invention according to claim 3 (hereinafter referred to as "the invention")
In the "third invention", in the first and second inventions, the target shift time setting means is configured to set the target shift time so that the shift time becomes longer as the reverse drive torque of the engine is larger. It is characterized by the following.

【００１６】上記の構成によれば次のような作用が得ら
れる。According to the above configuration, the following operation can be obtained.

【００１７】すなわち、第１，第２発明のいずれにおい
ても、当該自動車の走行状態が逆駆動状態のときには、
エンジン回転数とエンジンの冷却水温度とに基づいてエ
ンジンの逆駆動トルクを推定し、その逆駆動トルクと変
速判定時における変速機構の入力側回転数とに基づいて
目標変速時間を設定して、該目標変速時間と変速判定時
の変速機構の入力側回転数の変化量とから入力側回転数
の目標回転変化率を演算して、その目標回転変化率に基
づいてイナーシャ油圧を設定する一方、上記エンジン逆
駆動トルクに応じてエンジン逆駆動トルク油圧を設定し
て、そのエンジン逆駆動トルク油圧と上記イナーシャ油
圧とに基づいて当該摩擦締結要素に供給する目標油圧を
設定するようにしているので、逆駆動状態における変速
時の作動圧が適切に設定されることになって、シフトダ
ウン変速時に作動圧が相対的に低すぎることによる変速
時間の長時間化が回避され、これにより変速フィーリン
グの悪化が防止されることになる。That is, in any of the first and second aspects of the present invention, when the running state of the vehicle is the reverse driving state,
Estimating the reverse drive torque of the engine based on the engine speed and the engine coolant temperature, setting a target shift time based on the reverse drive torque and the input-side speed of the transmission mechanism at the time of shift determination, While calculating the target rotation change rate of the input-side rotation speed from the target shift time and the change amount of the input-side rotation speed of the transmission mechanism at the time of the shift determination, and setting the inertia hydraulic pressure based on the target rotation change rate, Since the engine reverse drive torque hydraulic pressure is set according to the engine reverse drive torque, and the target hydraulic pressure supplied to the friction engagement element is set based on the engine reverse drive torque hydraulic pressure and the inertia hydraulic pressure. The operating pressure at the time of shifting in the reverse drive state is set appropriately, and the shift time is lengthened due to the operating pressure being relatively low during downshifting. Is avoided, deterioration of the shift feeling is to be prevented thereby.

【００１８】特に第２発明によれば、当該自動車の走行
状態が正駆動状態のときには、変速時の変速機構の入力
側回転数の変化量と変速機構への入力トルクとに基づい
て目標変速時間を設定して、該目標変速時間と変速機構
の入力側回転数の変化量とから算出した入力側回転数の
目標回転変化率に基づいてイナーシャ油圧を設定すると
ともに、上記目標回転変化率と変速機構への入力トルク
とから算出した変速時目標トルクに基づいて入力トルク
油圧を設定して、その入力トルク油圧とイナーシャ油圧
とに基づいて当該摩擦締結要素に供給する目標油圧を設
定するようにしているので、この場合においても変速時
の作動圧が適切に設定されることになる。According to the second aspect of the present invention, when the running state of the vehicle is a normal driving state, the target shift time is determined based on the amount of change in the input-side rotational speed of the speed change mechanism during the speed change and the input torque to the speed change mechanism. To set the inertia hydraulic pressure based on the target rotation change rate of the input rotation speed calculated from the target shift time and the change amount of the input rotation speed of the transmission mechanism. The input torque hydraulic pressure is set based on the shift target torque calculated from the input torque to the mechanism, and the target hydraulic pressure supplied to the friction engagement element is set based on the input torque hydraulic pressure and the inertia hydraulic pressure. Therefore, also in this case, the operating pressure at the time of shifting is appropriately set.

【００１９】そして、第３発明によれば、エンジンの逆
駆動トルクが大きいほど変速時間が長くなるように目標
変速時間を設定するようにしているので、エンジンの逆
駆動トルクが効果的に吸収されることになる。According to the third aspect of the present invention, the target shift time is set such that the shift time becomes longer as the reverse drive torque of the engine increases, so that the reverse drive torque of the engine is effectively absorbed. Will be.

【００２０】なお、逆駆動状態におけるシフトアップ変
速時においても、エンジンの逆駆動トルクとイナーシャ
トルクとを考慮して摩擦締結要素に供給する作動圧を設
定するようにしているので、変速時に作動圧が相対的に
高すぎることによる変速ショックも回避されることにな
る。In the upshifting in the reverse driving state, the operating pressure to be supplied to the frictional engagement element is set in consideration of the reverse driving torque of the engine and the inertia torque. The shift shock due to the relatively high gear ratio is also avoided.

【００２１】[0021]

【発明の実施の形態】図１に示すように、本発明が適用
される自動車１は、左右の前輪２ａ，２ｂが駆動輪とさ
れているとともに、エンジン３の出力トルクが自動変速
機４から差動装置５及び左右の駆動軸６ａ，６ｂを介し
て前輪２ａ，２ｂに伝達されるようになっている。エン
ジン３には、各気筒ごとに点火プラグ７…７が設けられ
ている。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS As shown in FIG. 1, an automobile 1 to which the present invention is applied has left and right front wheels 2a and 2b serving as drive wheels, and an output torque of an engine 3 from an automatic transmission 4. The power is transmitted to the front wheels 2a and 2b via the differential device 5 and the left and right drive shafts 6a and 6b. The engine 3 is provided with spark plugs 7... 7 for each cylinder.

【００２２】一方、上記自動変速機４は、図２にも示す
ように、エンジン３の出力軸８に連結されたトルクコン
バータ２０と、その出力トルク（タービントルク）が入
力される変速機構３０と、該機構３０の動力伝達経路を
切り換えるクラッチやブレーキなどの複数の摩擦締結要
素４１〜４６及びワンウェイクラッチ５１，５２と、上
記摩擦締結要素４１〜４６に選択的にライン圧を供給す
ることにより上記変速機構３０の変速比（変速段）を切
り換える油圧制御ユニット６０とを有し、これらにより
走行レンジとしてのＤ，Ｓ，Ｌ，Ｒの各レンジと、Ｄレ
ンジでの１〜４速、Ｓレンジでの１〜３速、Ｌレンジで
の１〜２速が得られるようになっている。On the other hand, as shown in FIG. 2, the automatic transmission 4 includes a torque converter 20 connected to the output shaft 8 of the engine 3 and a transmission mechanism 30 to which the output torque (turbine torque) is input. A plurality of frictional engagement elements 41 to 46 and one-way clutches 51 and 52, such as clutches and brakes, for switching the power transmission path of the mechanism 30, and a line pressure selectively supplied to the frictional engagement elements 41 to 46. A hydraulic control unit 60 for switching the speed ratio (gear position) of the speed change mechanism 30. These control the D, S, L, and R ranges as a travel range, and the first to fourth speeds and the S range in the D range. 1 to 2 speeds in the L range.

【００２３】上記トルクコンバータ２０は、エンジン出
力軸８に連結されたケース２１内に固設されたポンプ２
２と、該ポンプ２２に対向状に配置されて該ポンプ２２
により作動油を介して駆動されるタービン２３と、該ポ
ンプ２２とタービン２３との間に介設されるとともに変
速機ケース９にワンウェイクラッチ２４を介して支持さ
れてトルク増大作用を行うステータ２５と、上記ケース
２１とタービン２３との間に設けられ、該ケース２１を
介してエンジン出力軸８とタービン２３とを直結するロ
ックアップクラッチ２６とで構成されている。そして、
上記タービン２３の回転がタービンシャフト２７を介し
て変速機構３０側に出力されるようになっている。ここ
で、上記エンジン出力軸８にはタービンシャフト２７内
を貫通するポンプシャフト１０が連結され、該シャフト
１０により変速機４の反エンジン側端部に備えられたオ
イルポンプ１１が駆動されるようになっている。The torque converter 20 is a pump 2 fixed in a case 21 connected to the engine output shaft 8.
2 and the pump 22
And a stator 25 interposed between the pump 22 and the turbine 23 and supported by the transmission case 9 via the one-way clutch 24 to perform a torque increasing action. A lock-up clutch 26 is provided between the case 21 and the turbine 23 and directly connects the engine output shaft 8 and the turbine 23 via the case 21. And
The rotation of the turbine 23 is output to the transmission mechanism 30 via the turbine shaft 27. Here, a pump shaft 10 that penetrates through the inside of the turbine shaft 27 is connected to the engine output shaft 8 so that the oil pump 11 provided at the non-engine side end of the transmission 4 is driven by the shaft 10. Has become.

【００２４】一方、上記変速機構３０はラビニョ型プラ
ネクリギヤ装置で構成され、上記タービンシャフト２７
上に遊嵌合された小径のスモールサンギヤ３１と、該サ
ンギヤ３１の反エンジン側において同じくタービンシャ
フト２７上に遊嵌合された大径のラージサンギヤ３２
と、上記スモールサンギヤ３１に噛み合わされた複数個
のショートピニオンギヤ３３と、エンジン側の半部が該
ショートピニオンギヤ３３に噛合され、反エンジン側の
半部が上記ラージサンギヤ３２に噛合されたロングピニ
オンギヤ３４と、該ロングピニオンギヤ３４及び上記シ
ョートピニオンギヤ３３を回転自在に支持するキャリヤ
３５と、ロングピニオンギヤ３４に噛合されたリングギ
ヤ３６とで構成されている。On the other hand, the transmission mechanism 30 is composed of a Ravigneaux-type planetary gear device,
A small-diameter small sun gear 31 loosely fitted thereon, and a large-diameter large sun gear 32 loosely fitted on the turbine shaft 27 on the side opposite to the engine of the sun gear 31.
And a plurality of short pinion gears 33 meshed with the small sun gear 31, and a long pinion gear 34 meshed with the short half of the engine side with the short pinion gear 33 and the half of the opposite engine side with the large sun gear 32. And a carrier 35 rotatably supporting the long pinion gear 34 and the short pinion gear 33, and a ring gear 36 meshed with the long pinion gear 34.

【００２５】そして、上記タービンシャフト２７とスモ
ールサンギヤ３１との間に、フォワードクラッチ４１と
第１ワンウェイクラッチ５１とが直列に介設され、また
これらのクラッチ４１，５１に並列にコーストクラッチ
４２が介設されているとともに、タービンシャフト２７
とキャリヤ３５との間には３−４クラッチ４３が介設さ
れ、さらに該タービンシャフト２７とラージサンギヤ３
２との間にリバースクラッチ４４が介設されている。ま
た、上記ラージサンギヤ３２とリバースクラッチ４４と
の間にはラージサンギヤ３２を固定するバンドブレーキ
でなる２−４ブレーキ４５が設けられているとともに、
上記キャリヤ３５と変速機ケース９との間には、該キャ
リヤ３５の反力を受け止める第２ワンウェイクラッチ５
２と、キャリヤ３５を固定するローリバースブレーキ４
６とが並列に設けられている。そして、上記リングギヤ
３６が出力ギヤ１２に連結され、該出力ギヤ１２から差
動装置５を介して左右の前輪２ａ，２ｂに回転が伝達さ
れるようになっている。A forward clutch 41 and a first one-way clutch 51 are provided in series between the turbine shaft 27 and the small sun gear 31, and a coast clutch 42 is provided in parallel with the clutches 41 and 51. And the turbine shaft 27
A 3-4 clutch 43 is interposed between the turbine shaft 27 and the large sun gear 3.
2, a reverse clutch 44 is interposed. Further, between the large sun gear 32 and the reverse clutch 44, a 2-4 brake 45, which is a band brake for fixing the large sun gear 32, is provided.
A second one-way clutch 5 for receiving the reaction force of the carrier 35 is provided between the carrier 35 and the transmission case 9.
2 and a low reverse brake 4 for fixing the carrier 35
6 are provided in parallel. The ring gear 36 is connected to the output gear 12, and rotation is transmitted from the output gear 12 to the left and right front wheels 2 a and 2 b via the differential device 5.

【００２６】ここで、上記各クラッチやブレーキ等の摩
擦締結要素４１〜４６及びワンウェイクラッチ５１，５
２の作動状態と変速段との関係をまとめると、次の表１
に示すようになる。Here, the frictional engagement elements 41 to 46 such as the above-mentioned clutches and brakes and the one-way clutches 51 and 5 are provided.
Table 1 below summarizes the relationship between the operating state of No. 2 and the shift speed.
It becomes as shown in.

【００２７】[0027]

【表１】 さらに、上記エンジン３及び自動変速機４を統合制御す
るコントロールユニット（以下、ＥＣＵという）７０が
備えられている。このＥＣＵ７０は、当該自動車１の車
速を検出する車速センサ７１からの信号、エンジン３の
スロットルパルプの開度を検出するスロットルセンサ７
２からの信号、エンジン３の吸入空気量を検出するエア
フローセンサ７３からの信号、エンジン回転数を検出す
るエンジン回転センサ７４からの信号、エンジン３の冷
却水温度（エンジン水温）を検出する水温センサ７５か
らの信号、トルクコンバータ２０の出力回転数（タービ
ン回転数）を検出するタービン回転センサ７６からの信
号、セレクトレバー１３によるシフト位置（レンジ）を
検出するシフト位置センサ７７からの信号などを入力し
て、自動変速機４に対しては、油圧制御ユニット６０に
備えられた変速用ソレノイドパルプ６１…６１による変
速制御と、同じく油圧制御ユニット６０に備えられたデ
ューティソレノイドパルプ６２によるライン圧制御を行
なうとともに、エンジン３に対しては点火プラグ７…７
に対する点火制御などを行なうようになっている。[Table 1] Further, a control unit (hereinafter referred to as an ECU) 70 for integrally controlling the engine 3 and the automatic transmission 4 is provided. The ECU 70 includes a signal from a vehicle speed sensor 71 for detecting the speed of the vehicle 1 and a throttle sensor 7 for detecting the opening of the throttle pulp of the engine 3.
2, a signal from an air flow sensor 73 for detecting the amount of intake air of the engine 3, a signal from an engine rotation sensor 74 for detecting the engine speed, and a water temperature sensor for detecting a cooling water temperature (engine water temperature) of the engine 3. 75, a signal from a turbine rotation sensor 76 for detecting an output rotation speed (turbine rotation speed) of the torque converter 20, a signal from a shift position sensor 77 for detecting a shift position (range) by the select lever 13, and the like. Then, for the automatic transmission 4, the shift control by the shifting solenoid pulp 61 provided in the hydraulic control unit 60 and the line pressure control by the duty solenoid pulp 62 similarly provided in the hydraulic control unit 60 are performed. In addition to the spark plugs 7.
Igniting control and the like.

【００２８】ここで、上記油圧制御ユニット６０におけ
るライン圧制御部分の構成について説明する。Here, the configuration of the line pressure control portion in the hydraulic control unit 60 will be described.

【００２９】図３に示すように、上記オイルポンプ１１
から吐出される作動油の圧力を所定のライン圧に調整す
るレギュレータパルプ６３と、該レギュレータパルプ６
３に制御圧を供給するスロットルモデュレータパルプ６
４とが備えられている。このスロットルモデュレータパ
ルプ６４には、上記オイルポンプ１１から作動油が吐出
されるメインライン６５から該作動油を一定圧に減圧す
るレデューシングパルプ６６を介して導かれた一定圧ラ
イン６７が接続されているとともに、該モデュレータパ
ルプ６４から上記レギュレータパルプ６３の一端に設け
られた増圧ポート６３ａに増圧ライン６８が導かれてい
る。また、該スロットルモデュレータバルブ６４の一端
の制御ポート６４ａには、上記一定圧ライン６７から分
岐されたパイロットライン６９が接続されている。As shown in FIG. 3, the oil pump 11
Pulp 63 for adjusting the pressure of the hydraulic oil discharged from the pulp to a predetermined line pressure;
Throttle modulator pulp 6 for supplying control pressure to 3
4 are provided. The throttle modulator pulp 64 has a constant pressure line 67 led from a main line 65 through which the hydraulic oil is discharged from the oil pump 11 via a reducing pulp 66 for reducing the hydraulic oil to a constant pressure. While being connected, a pressure increasing line 68 is guided from the modulator pulp 64 to a pressure increasing port 63 a provided at one end of the regulator pulp 63. A pilot line 69 branched from the constant pressure line 67 is connected to a control port 64a at one end of the throttle modulator valve 64.

【００３０】そして、このパイロットライン６９に、図
１に示したライン圧制御用のデューティソレノイドパル
プ６２が設置されて、該デューティソレノイドパルプ６
２のデューティ率に応じたパイロット圧が上記スロット
ルモデュレータパルプ６４の制御ポート６４ａに導入さ
れることにより、上記一定圧ライン６７から供給された
一定圧が、該パイロット圧ないし上記デューティ率に応
じた圧力に調整された上で、増圧ライン６８を介してレ
ギュレータパルプ６３の増圧ポート６３ａに供給される
ようになっている。したがって、このレギュレータパル
プ６３によって圧力が調整されたライン圧は上記デュー
ティ率に応じた圧力となる。The duty solenoid pulp 62 for controlling line pressure shown in FIG.
2 is introduced into the control port 64a of the throttle modulator pulp 64 so that the constant pressure supplied from the constant pressure line 67 changes according to the pilot pressure or the duty ratio. After the pressure is adjusted to a predetermined value, the pressure is supplied to a pressure increasing port 63a of the regulator pulp 63 via a pressure increasing line 68. Therefore, the line pressure of which the pressure is adjusted by the regulator pulp 63 becomes a pressure corresponding to the duty ratio.

【００３１】次に、この実施形態に係る変速時のライン
圧制御を、図４のフローチャートを参照して説明する。Next, the line pressure control at the time of shifting according to this embodiment will be described with reference to the flowchart of FIG.

【００３２】すなわち、ＥＣＵ７０はステップＳ１で各
種信号を読み込んだ上で、ステップＳ２を実行して変速
指令がダウンシフトか否かを判定する。変速指令がダウ
ンシフトであると判定したときには、ステップＳ３に進
んで、図５に示すように予め車速Ｖｓとスロットル開度
θをパラメータとして設定された運転領域のマップに、
現実の車速Ｖｓ１とスロットル開度θ１とを照らし合わ
せることにより、これらが示す当該自動車１の運転状態
Ｓ１（Ｖｓ１，θ１）が上記運転領域マップに設定され
たノーロード領域Ｚｎｌに属するか否かを判定する。す
なわち、上記ダウンシフト変速が、エンジン３のスロッ
トルバルブが全閉状態で行なわれるマニュアルダウン変
速か、当該自動車１の停車直前に行なわれるコースティ
ングダウン変速かどうか判定するのである。ここで、上
記運転領域マップにおいては、右上がりの曲線で示した
ロードロードラインＬの下側がノーロード領域Ｚｎｌと
され、またロードロードラインＬの上側がロード領域Ｚ
ｌとされている。That is, after reading various signals in step S1, the ECU 70 executes step S2 to determine whether the shift command is a downshift. When it is determined that the shift command is a downshift, the process proceeds to step S3, and as shown in FIG. 5, a map of an operating region in which the vehicle speed Vs and the throttle opening θ are set in advance as parameters is provided.
By comparing the actual vehicle speed Vs1 with the throttle opening θ1, it is determined whether or not the operating state S1 (Vs1, θ1) of the vehicle 1 indicated by the actual vehicle speed Vs1 belongs to the no-load region Znl set in the driving region map. I do. That is, it is determined whether the downshift is a manual downshift that is performed with the throttle valve of the engine 3 fully closed or a coasting downshift that is performed immediately before the vehicle 1 stops. Here, in the above-mentioned operation region map, the lower side of the load load line L indicated by the curve rising to the right is the no-load region Znl, and the upper side of the load load line L is the load region Z.
l.

【００３３】ＥＣＵ７０は、上記ステップＳ３において
当該自動車１の運転状態Ｓ１がノーロード領域Ｚｎｌに
属すると判定したときには、ステップＳ４を実行するこ
とにより、図６に示すようにエンジン回転数Ｎｅとエン
ジン水温Ｔｗをパラメータとして予め設定されたエンジ
ン３の逆駆動トルク（以下、「エンブレトルク」とい
う）Ｔｅｂのマップに、現時点のエンジン回転数Ｎｅ１
とエンジン水温Ｔｗ１とを当てはめて、これらに対応す
るエンブレトルクＴｅｂ１を読み取る。ここで、上記エ
ンブレトルクのマップにおいては、エンジン回転数Ｎｅ
を固定した場合に、エンジン水温Ｔｗが低くなるほどエ
ンブレトルクＴｅｂが大きくなるように設定されてい
る。When the ECU 70 determines in step S3 that the operating state S1 of the vehicle 1 belongs to the no-load region Znl, the ECU 70 executes step S4 to execute the engine speed Ne and the engine coolant temperature Tw as shown in FIG. The current engine speed Ne1 is stored in a reverse drive torque (hereinafter referred to as “emblem torque”) map of the engine 3 set in advance by using
And the engine coolant temperature Tw1, and the corresponding emblem torque Teb1 is read. Here, in the map of the emblem torque, the engine speed Ne is shown.
Is fixed, the engine torque Tw is set to increase as the engine coolant temperature Tw decreases.

【００３４】ＥＣＵ７０は、ステップＳ５を実行して、
図７に示すように予めエンブレトルクＴｅｂをパラメー
タとして設定されたエンブレトルク油圧Ｐｅｂのマップ
に、上記ステップＳ４で求めたエンブレトルクＴｅｂ１
を当てはめて、このエンブレトルクＴｅｂ１に対応する
エンブレトルク油圧Ｐｅｂ１を読み取った後、ステップ
Ｓ６を実行して、図８に示すように、変速判定時点のタ
ービン回転数（初期タービン回転数）Ｎｔｓと上記エン
ブレトルクＴｅｂをパラメータとして予め設定した目標
変速時間Ｔｓｍのマップに、現時点の初期タービン回転
数Ｎｔｓ１とエンブレトルクＴｅｂ１とを当てはめて、
これらに対応する目標変速時間Ｔｓｍ１を読み取る。こ
こで、上記目標変速時間のマップにおいては、初期ター
ビン回転数Ｎｔｓが大きいほど、またエンブレトルクＴ
ｅｂが大きいほど目標変速時間Ｔｓｍが長くなるように
設定されている。The ECU 70 executes step S5,
As shown in FIG. 7, a map of the emblem torque oil pressure Peb set in advance with the emblem torque Teb as a parameter is added to the emblem torque Teb1 obtained in step S4.
After reading the engine torque oil pressure Peb1 corresponding to the engine torque Teb1, step S6 is executed, and as shown in FIG. 8, the turbine speed (initial turbine speed) Nts at the time of the shift determination and the above By applying the current initial turbine speed Nts1 and the emblem torque Teb1 to a map of the target shift time Tsm preset using the emblem torque Teb as a parameter,
The target shift time Tsm1 corresponding to these is read. Here, in the map of the target shift time, the larger the initial turbine speed Nts, the larger the emblem torque T
The target shift time Tsm is set to be longer as eb is larger.

【００３５】次いで、ＥＣＵ７０はステップＳ７を実行
してタービン回転数Ｎｔの目標回転変化率Ｒｔｍを算出
する。Next, the ECU 70 executes step S7 to calculate a target rotation change rate Rtm of the turbine speed Nt.

【００３６】すなわち、ＥＣＵ７０は、次の関係式
（１）に従って変速後の予測タービン回転数Ｎｔｏを算
出する。That is, the ECU 70 calculates the predicted turbine speed Nto after shifting according to the following relational expression (1).

【００３７】 Ｎｔｏ＝Ｎｔｓ・Ｇｏ／Ｇｓ …（１） ここで、Ｇｏは変速前のギヤ比、Ｇｓは変速後のギヤ比
を示す。Nto = Nts · Go / Gs (1) Here, Go indicates a gear ratio before the shift, and Gs indicates a gear ratio after the shift.

【００３８】そして、ＥＣＵ７０は上記予測タービン回
転数Ｎｔｏと初期タービン回転数Ｎｔｓと上記目標変速
時間Ｔｓｍとを次の関係式（２）に代入することにより
上記目標回転変化率Ｒｔｍを算出するのである。The ECU 70 calculates the target rotation change rate Rtm by substituting the predicted turbine speed Nto, the initial turbine speed Nts, and the target shift time Tsm into the following relational expression (2). .

【００３９】 Ｒｔｍ＝（Ｎｔｏ−Ｎｔｓ）／Ｔｓｍ …（２） 次に、ＥＣＵ７０は、ステップＳ８を実行して、図９に
示すように予め目標回転変化率Ｒｔｍをパラメータとし
て設定したイナーシャ油圧Ｐｉのマップに、上記ステッ
プＳ７で算出した目標回転変化率Ｒｔｍ１を当てはめ
て、このイナーシャ油圧Ｐｉに対応する吸収イナーシャ
油圧Ｐｉ１を読み取る。Rtm = (Nto−Nts) / Tsm (2) Next, the ECU 70 executes step S8, and as shown in FIG. 9, sets the target rotation change rate Rtm in advance as the parameter of the inertia hydraulic pressure Pi. The target inertia change rate Rtm1 calculated in step S7 is applied to the map, and the absorption inertia oil pressure Pi1 corresponding to the inertia oil pressure Pi is read.

【００４０】そして、ＥＣＵ７０はステップＳ９を実行
して、上記エンブレトルク油圧Ｐｅｂとイナーシャ油圧
Ｐｉとから次の関係式（３）に従って変速時目標油圧Ｐ
ｏを演算した後、ステップＳ１０を実行して変速時目標
油圧Ｐｏが得られるように油圧制御ユニット６０にライ
ン圧制御信号を出力する。Then, the ECU 70 executes step S9, and calculates the shift target hydraulic pressure P from the emblem torque hydraulic pressure Peb and the inertia hydraulic pressure Pi according to the following relational expression (3).
After calculating o, a step S10 is executed to output a line pressure control signal to the hydraulic control unit 60 so as to obtain the shift target oil pressure Po.

【００４１】 Ｐｏ＝Ｐｅｂ＋Ｐｉ …（３） 一方、ＥＣＵ７０は、上記ステップＳ２において変速指
令がダウンシフトでないと判定したとき、あるいはステ
ップＳ３において当該自動車１の運転状態がノーロード
状態でないと判定したときには、ステップＳ１１に移っ
て通常の変速時油圧を演算する。Po = Peb + Pi (3) On the other hand, if the ECU 70 determines in step S2 that the shift command is not a downshift, or determines in step S3 that the driving state of the vehicle 1 is not the no-load state, the ECU 70 proceeds to step S3. The process proceeds to S11 to calculate the normal shift hydraulic pressure.

【００４２】すなわち、ＥＣＵ７０は、次の関係式
（４）に従って変速前後のタービン回転数Ｎｔの回転変
化量△Ｎｔを算出するとともに、関係式（５）に従って
タービントルクＴｔを算出する。That is, the ECU 70 calculates the rotation change amount ΔNt of the turbine rotational speed Nt before and after the shift according to the following relational expression (4), and calculates the turbine torque Tt according to the relational expression (5).

【００４３】 △Ｎｔ＝Ｎｔｓ−Ｎｔｏ …（４） Ｔｔ＝（Ｎｔｓ／Ｎｅｓ）・Ｔｅ・ｔ …（５） ここで、Ｎｅｓは変速判定時のエンジン回転数、Ｔｅは
エンジントルク、ｔはトルクコンバータ２０のトルク増
大比を示す。ΔNt = Nts−Nto (4) Tt = (Nts / Nes) · Te · t (5) where Nes is the engine speed at the time of shift determination, Te is engine torque, and t is a torque converter. 20 shows a torque increase ratio of 20.

【００４４】その場合に、エンジントルクＴｅは次のよ
うにして求められる。In this case, the engine torque Te is obtained as follows.

【００４５】すなわち、正駆動状態でのエンジントルク
Ｔｅは、図１０に示すように点火時期Ｉｇについての２
次関数として近似することができ、これを式で示せば次
の近似式（６）となる。That is, the engine torque Te in the normal drive state is, as shown in FIG.
It can be approximated as a next function, which can be expressed by the following approximate expression (6).

【００４６】 Ｔｅ＝−Ａ・（Ｉｇ−Ｂ）²＋Ｃ …（６） ここで、Ａ，Ｂ，Ｃはエンジンの運転状態に応じて変化
する係数であって、図１１，図１２，図１３に示すよう
に、それぞれエンジン回転数Ｎｅと空気充填効率Ｃｅを
パラメータとするマップとして予め設定されている。Ｅ
ＣＵ７０は、まずエンジン回転数Ｎｅと吸入空気量Ｑと
から現時点の空気充填効率Ｃｅ１を求めるとともに、こ
の空気充填効率Ｃｅ１と現時点のエンジン回転数Ｎｅ１
とを用いて上記各マップから現時点のエンジンの運転状
態に対応した係数Ａ１，Ｂ１，Ｃ１を求める。そして、
これらの係数Ａ１，Ｂ１，Ｃ１と現時点の点火時期Ｉｇ
とを上記式（６）に代入することによりエンジントルク
Ｔｅを算出する。これにより、実際のエンジントルクＴ
ｅが精度よく求められることになる。Te = −A · (Ig−B) ² + C (6) where A, B, and C are coefficients that change according to the operating state of the engine, and are shown in FIGS. 11, 12, and 13. As shown in (1), a map is set in advance using the engine speed Ne and the air charging efficiency Ce as parameters. E
The CU 70 first obtains the current air charging efficiency Ce1 from the engine speed Ne and the intake air amount Q, and also calculates the air charging efficiency Ce1 and the current engine speed Ne1.
The coefficients A1, B1, and C1 corresponding to the current operating state of the engine are obtained from the above maps using And
These coefficients A1, B1, C1 and the current ignition timing Ig
Is substituted into the above equation (6) to calculate the engine torque Te. As a result, the actual engine torque T
e will be determined with high accuracy.

【００４７】次に、ＥＣＵ７０は、例えばタービントル
クＴｔと回転変化量△Ｎｔとに基づいて目標変速時間Ｔ
ｓｍを算出した上で、この目標変速時間Ｔｓｍと上記回
転変化量△Ｎｔとから次の関係式（７）に従って目標回
転変化率Ｒｔｍを演算する。Next, the ECU 70 determines the target shift time T based on, for example, the turbine torque Tt and the rotation change amount ΔNt.
After calculating sm, a target rotation change rate Rtm is calculated from the target shift time Tsm and the rotation change amount △ Nt according to the following relational expression (7).

【００４８】 Ｒｔｍ＝△Ｎｔ／Ｔｓｍ …（７） そして、ＥＣＵ７０は、タービントルクＴｔと目標回転
変化率Ｒｔｍとに基づいて変速時目標トルクＴｍを求め
た上で、この変速時目標トルクＴｍに対応する入力トル
ク油圧Ｐｔを設定する。Rtm = △ Nt / Tsm (7) Then, the ECU 70 obtains the shift target torque Tm based on the turbine torque Tt and the target rotation change rate Rtm, and then responds to the shift target torque Tm. Input torque hydraulic pressure Pt to be set.

【００４９】また、ＥＣＵ７０は上記目標回転変化率Ｒ
ｔｍに基づいてイナーシャ油圧Ｐｉを設定した上で、次
の関係式（８）に従って、このイナーシャ油圧Ｐｉと上
記入力トルク油圧Ｐｔとから変速時目標油圧Ｐｏを算出
することになる。The ECU 70 calculates the target rotation change rate R
After setting the inertia oil pressure Pi based on tm, the shift target oil pressure Po is calculated from the inertia oil pressure Pi and the input torque oil pressure Pt according to the following relational expression (8).

【００５０】 Ｐｏ＝Ｐｔ＋Ｐｉ …（８） このような構成によれば次のような作用が得られる。Po = Pt + Pi (8) According to such a configuration, the following operation can be obtained.

【００５１】すなわち、当該自動車の走行状態が逆駆動
状態のときにダウンシフトが行なわれるものとすると、
図１４（ｂ）の矢印（ア）で示すように、ダウンシフト
指令が発生した時点で変速時の油圧制御に移行し、同図
（ｄ）に示すようにエンジン回転数Ｎｅとエンジン水温
ＴｗとからエンブレトルクＴｅｂが推定されるととも
に、このエンブレトルクＴｅｂと変速判定時点における
初期タービン回転数Ｎｔｓとから、同図（ｅ）に示すよ
うに目標変速時間Ｔｓｍが設定されることになる。そし
て、この目標変速時間Ｔｓｍと変速判定時のタービン回
転数Ｎｔの回転変化量△Ｎｔ（＝Ｎｔｏ−Ｎｔｓ）とか
ら、同図（ｇ）に示すようにタービン回転数Ｎｔの目標
回転変化率Ｒｔｍが演算されるとともに、この目標回転
変化率Ｒｔｍに基づいて、同図（ｈ）に示すようにイナ
ーシャ油圧Ｐｉが設定されることになる。That is, if the downshift is performed when the running state of the vehicle is in the reverse drive state,
As shown by the arrow (a) in FIG. 14B, when the downshift command is generated, the control shifts to the hydraulic control for shifting, and as shown in FIG. 14D, the engine speed Ne and the engine coolant temperature Tw are changed. , The target shift time Tsm is set as shown in FIG. 3E from the emblem torque Teb and the initial turbine speed Nts at the time of the shift determination. Then, based on the target shift time Tsm and the amount of rotation change △ Nt (= Nto−Nts) of the turbine speed Nt at the time of shift determination, as shown in FIG. Is calculated, and based on the target rotation change rate Rtm, the inertia oil pressure Pi is set as shown in FIG.

【００５２】一方、上記エンブレトルクＴｅｂが、時間
の経過に伴って図１４（ｄ）の矢印（イ）で示すように
変化することから、該エンブレトルクＴｅｂに基づいて
設定されるエンブレトルク油圧Ｐｅｂも、同図（ｉ）の
矢印（ウ）で示すように変化する。したがって、このエ
ンブレトルク油圧Ｐｅｂと上記イナーシャ油圧Ｐｉとか
ら求められる出力圧Ｐｏが、図１４（ｊ）に示すように
変化することになる。On the other hand, the emblem torque Teb changes over time as shown by the arrow (a) in FIG. 14D, so that the emblem torque oil pressure Peb set based on the emblem torque Teb Also changes as shown by the arrow (c) in FIG. Therefore, the output pressure Po obtained from the emblem torque oil pressure Peb and the inertia oil pressure Pi changes as shown in FIG. 14 (j).

【００５３】このように、逆駆動状態でのシフトダウン
変速時の作動圧（出力圧Ｐｏ）が、エンブレトルク油圧
Ｐｅｂとイナーシャ油圧Ｐｉとに基づいて設定されるよ
うになっているので、作動圧が相対的に低すぎることに
よる変速時間の長時間化が回避され、これにより変速フ
ィーリングの悪化が防止されることになる。As described above, the operating pressure (output pressure Po) at the time of downshifting in the reverse driving state is set based on the emblem torque oil pressure Peb and the inertia oil pressure Pi. Is prevented from being prolonged due to a relatively low gear ratio, thereby preventing a deterioration in the shift feeling.

【００５４】また、上記したように、エンブレトルクＴ
ｅｂが大きいほど変速時間が長くなるように目標変速時
間Ｔｓｍが設定されるようになっているので、エンブレ
トルクＴｅｂが効果的に吸収されることになる。As described above, the emblem torque T
Since the target shift time Tsm is set so that the shift time becomes longer as eb is larger, the emblem torque Teb is effectively absorbed.

【００５５】[0055]

【発明の効果】以上のように、本発明によれば、当該自
動車の走行状態が逆駆動状態のときには、変速機構の入
力側回転数とエンジンの冷却水温度とに基づいてエンジ
ンの逆駆動トルクを推定し、その逆駆動トルクと変速判
定時における変速機構の入力側回転数とに基づいて目標
変速時間を設定して、該目標変速時間と変速判定時の変
速機構の入力側回転数の変化量とから入力側回転数の目
標回転変化率を演算して、その目標回転変化率に基づい
てイナーシャ油圧を設定する一方、上記エンジン逆駆動
トルクに応じてエンジン逆駆動トルク油圧を設定して、
そのエンジン逆駆動トルク油圧と上記イナーシャ油圧と
に基づいて当該摩擦締結要素に供給する目標油圧を設定
するようにしているので、逆駆動状態における変速時の
作動圧が適切に設定されることになって、シフトダウン
変速時に作動圧が相対的に低すぎることによる変速時間
の長時間化が回避され、これにより変速フィーリングの
悪化が防止されることになる。As described above, according to the present invention, when the running state of the vehicle is the reverse drive state, the reverse drive torque of the engine is determined based on the input side rotation speed of the transmission mechanism and the temperature of the engine coolant. Is estimated, and a target shift time is set based on the reverse drive torque and the input-side rotation speed of the transmission mechanism at the time of the shift determination, and the target shift time and the change of the input-side rotation speed of the transmission mechanism at the time of the shift determination are determined. Calculate the target rotation change rate of the input side rotation speed from the amount and set the inertia oil pressure based on the target rotation change rate, while setting the engine reverse drive torque hydraulic pressure according to the engine reverse drive torque,
Since the target hydraulic pressure to be supplied to the friction engagement element is set based on the engine reverse drive torque hydraulic pressure and the inertia hydraulic pressure, the operating pressure during shifting in the reverse drive state is appropriately set. Therefore, it is possible to prevent the shift time from being prolonged due to the operating pressure being relatively low during the downshift, thereby preventing deterioration in the shift feeling.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】 エンジン及び自動変速機の制御システム図で
ある。FIG. 1 is a control system diagram of an engine and an automatic transmission.

【図２】 自動変速機の骨子図である。FIG. 2 is a skeleton diagram of the automatic transmission.

【図３】 油圧制御ユニットのライン圧制御部分を示す
油圧回路図である。FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a line pressure control portion of the hydraulic control unit.

【図４】 変速時のライン圧制御を示すフローチャート
図である。FIG. 4 is a flowchart illustrating line pressure control during shifting.

【図５】 当該自動車の駆動状態を求めるマップであ
る。FIG. 5 is a map for obtaining a driving state of the vehicle.

【図６】 エンブレトルクを求めるマップである。FIG. 6 is a map for obtaining an emblem torque.

【図７】 エンブレトルク油圧を求めるマップである。FIG. 7 is a map for obtaining an emblem torque hydraulic pressure.

【図８】 目標変速時間を求めるマップである。FIG. 8 is a map for obtaining a target shift time.

【図９】 イナーシャ油圧を求めるマップである。FIG. 9 is a map for obtaining an inertia oil pressure.

【図１０】 エンジントルクの点火時期に対する特性図
である。FIG. 10 is a characteristic diagram of engine torque with respect to ignition timing.

【図１１】 エンジントルクの近似式における係数Ａ１
を求めるマップである。FIG. 11 shows a coefficient A1 in an approximate expression of engine torque.
It is a map that seeks.

【図１２】 エンジントルクの近似式における係数Ｂ１
を求めるマップである。FIG. 12 shows a coefficient B1 in an approximate expression of engine torque.
It is a map that seeks.

【図１３】 エンジントルクの近似式における係数Ｃ１
を求めるマップである。FIG. 13 shows a coefficient C1 in an approximate expression of engine torque.
It is a map that seeks.

【図１４】 実施形態の作用を示すタイムチャート図で
ある。FIG. 14 is a time chart illustrating the operation of the embodiment.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ 自動車 ２ａ．２ｂ 前輪 ３ エンジン ４ 自動変速機 ３０ 変速機構 ６０ 油圧制御ユニット ６２ デューティソレノイドパルプ ７０ ＥＣＵ ７１ 車速センサ ７２ スロットルセンサ ７４ エンジン回転センサ ７５ 水温センサ ７６ タービン回転センサ 1 Car 2a. 2b Front wheel 3 Engine 4 Automatic transmission 30 Transmission mechanism 60 Hydraulic control unit 62 Duty solenoid pulp 70 ECU 71 Vehicle speed sensor 72 Throttle sensor 74 Engine rotation sensor 75 Water temperature sensor 76 Turbine rotation sensor

Claims (3)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 作動油の給排により締結状態が変更され
て、エンジンと駆動輪との間に介設された変速機構の動
力伝達経路を切り換える油圧作動式の摩擦締結要素を有
する自動変速機の制御装置であって、当該自動車の走行
状態を検出する走行状態検出手段と、該検出手段で検出
された走行状態に基づいて当該自動車がエンジン出力で
駆動される正駆動状態か慣性力で走行する逆駆動状態か
を判定する駆動状態判定手段と、上記摩擦締結要素に供
給される作動圧を調整する作動圧調整手段と、上記駆動
状態判定手段で判定された当該自動車の変速判定時にお
ける駆動状態が逆駆動状態のときに、エンジン回転数と
エンジンの冷却水温度とに基づいてエンジンの逆駆動ト
ルクを推定するエンジン逆駆動トルク推定手段と、該推
定手段で推定されたエンジンの逆駆動トルクと変速判定
時における変速機構の入力側回転数とに基づいて目標変
速時間を設定する目標変速時間設定手段と、該設定手段
で設定された目標変速時間と当該変速時における上記変
速機構の入力側回転数の変化量とから入力側回転数の目
標回転変化率を演算して、その目標回転変化率に基づい
てイナーシャ油圧を設定するイナーシャ油圧設定手段
と、上記エンジン逆駆動トルク推定手段で推定されたエ
ンジンの逆駆動トルクに応じてエンジン逆駆動トルク油
圧を設定するエンジン逆駆動トルク油圧設定手段と、上
記摩擦締結要素が変速動作に関与する変速時において、
上記イナーシャ油圧とエンジン逆駆動トルク油圧とに基
づいて変速時における目標油圧を設定する目標油圧設定
手段とが備えられていることを特徴とする自動変速機の
制御装置。1. An automatic transmission having a hydraulically actuated frictional engagement element that changes a coupling state by supply and discharge of hydraulic oil and switches a power transmission path of a transmission mechanism interposed between an engine and drive wheels. A driving state detecting means for detecting a driving state of the vehicle; and a driving state or an inertia force in which the vehicle is driven by an engine output based on the driving state detected by the detecting means. Drive state determining means for determining whether the vehicle is in the reverse drive state, operating pressure adjusting means for adjusting the operating pressure supplied to the frictional engagement element, and driving at the time of the shift determination of the vehicle determined by the drive state determining means. Engine reverse drive torque estimating means for estimating the engine reverse drive torque based on the engine speed and the engine coolant temperature when the state is the reverse drive state; Target shift time setting means for setting a target shift time based on the reverse drive torque of the engine and the input-side rotational speed of the speed change mechanism at the time of shift determination; and a target shift time set by the setting means and An inertia oil pressure setting means for calculating a target rotation change rate of the input rotation number from the change amount of the input rotation number of the transmission mechanism and setting an inertia oil pressure based on the target rotation change rate; An engine reverse drive torque oil pressure setting means for setting an engine reverse drive torque oil pressure according to the engine reverse drive torque estimated by the estimation means; and
A control device for an automatic transmission, comprising: target oil pressure setting means for setting a target oil pressure at the time of gear shifting based on the inertia oil pressure and the engine reverse drive torque oil pressure. 【請求項２】 作動油の給排により締結状態が変更され
て、エンジンと駆動輪との間に介設された変速機構の動
力伝達経路を切り換える油圧作動式の摩擦締結要素を有
する自動変速機の制御装置であって、当該自動車の走行
状態を検出する走行状態検出手段と、該検出手段で検出
された走行状態に基づいて当該自動車がエンジン出力で
駆動される正駆動状態か慣性力で走行する逆駆動状態か
を判定する駆動状態判定手段と、上記摩擦締結要素に供
給する作動圧を調整する作動圧調整手段と、エンジン回
転数とエンジンの冷却水温度とに基づいてエンジンの逆
駆動トルクを推定するエンジン逆駆動トルク推定手段
と、変速判定時に目標変速時間を設定する目標変速時間
設定手段と、該設定手段で設定された目標変速時間と変
速時における上記変速機構の入力側回転数の変化量とか
ら入力側回転数の目標回転変化率を演算して、その目標
回転変化率に基づいてイナーシャ油圧を設定するイナー
シャ油圧設定手段と、上記目標回転変化率と変速機構へ
の入力トルクとから変速時目標トルクを演算して、その
目標トルクに基づいて入力トルク油圧を設定する入力油
圧設定手段と、上記エンジン逆駆動トルク推定手段で推
定されたエンジンの逆駆動トルクに応じてエンジン逆駆
動トルク油圧を設定するエンジン逆駆動トルク油圧設定
手段と、変速時における目標油圧を設定する目標油圧設
定手段とが備えられ、かつ上記摩擦締結要素が変速動作
に関与する変速時において、上記駆動状態判定手段で判
定された当該自動車の駆動状態が正駆動状態のときに
は、上記目標変速時間設定手段は、変速時の入力側回転
数の変化量と変速機構への入力トルクとに基づいて目標
変速時間を算出し、かつ目標油圧設定手段が、上記イナ
ーシャ油圧と入力トルク油圧とに基づいて目標油圧を設
定する一方、当該自動車の駆動状態が逆駆動状態のとき
には、上記目標変速時間設定手段は、変速判定時におけ
る変速機構の入力側回転数とエンジンの逆駆動トルクと
に基づいて目標変速時間を算出し、かつ目標油圧設定手
段が、上記イナーシャ油圧とエンジン逆駆動トルク油圧
とに基づいて目標油圧を設定することを特徴とする自動
変速機の制御装置。2. An automatic transmission having a hydraulically actuated frictional engagement element that changes a coupling state by supply and discharge of hydraulic oil and switches a power transmission path of a transmission mechanism interposed between an engine and drive wheels. A driving state detecting means for detecting a driving state of the vehicle; and a driving state or an inertia force in which the vehicle is driven by an engine output based on the driving state detected by the detecting means. Drive state determining means for determining whether the engine is in a reverse drive state, operating pressure adjusting means for adjusting the operating pressure supplied to the friction engagement element, and an engine reverse drive torque based on the engine speed and the engine coolant temperature. Engine reverse drive torque estimating means, target shift time setting means for setting a target shift time at the time of shift determination, and the target shift time set by the setting means and the shift at the time of shifting. An inertia oil pressure setting means for calculating a target rotation change rate of the input rotation speed from the change amount of the input rotation speed of the mechanism and setting an inertia oil pressure based on the target rotation change rate; Input oil pressure setting means for calculating a shift target torque from the input torque to the transmission mechanism and setting the input torque oil pressure based on the target torque; and the reverse drive of the engine estimated by the engine reverse drive torque estimating means. A shift operation in which engine reverse drive torque oil pressure setting means for setting an engine reverse drive torque oil pressure in accordance with torque; and target oil pressure setting means for setting a target oil pressure during shifting, wherein the friction engagement element is involved in a shifting operation. When the driving state of the vehicle determined by the driving state determining means is a normal driving state, the target gear shifting time setting means The target shift time is calculated based on the change amount of the input-side rotation speed and the input torque to the transmission mechanism, and the target oil pressure setting unit sets the target oil pressure based on the inertia oil pressure and the input torque oil pressure, When the drive state of the vehicle is the reverse drive state, the target shift time setting means calculates the target shift time based on the input side rotation speed of the transmission mechanism and the reverse drive torque of the engine at the time of shift determination, and sets the target shift time. A control device for an automatic transmission, wherein a hydraulic pressure setting means sets a target hydraulic pressure based on the inertia hydraulic pressure and the engine reverse drive torque hydraulic pressure. 【請求項３】 上記目標変速時間設定手段は、エンジン
の逆駆動トルクが大きいほど変速時間が長くなるように
目標変速時間を設定するように構成されていることを特
徴とする請求項１または請求項２のいずれかに記載の自
動変速機の制御装置。3. The target shift time setting means according to claim 1, wherein the target shift time setting means sets the target shift time such that the shift time becomes longer as the reverse drive torque of the engine becomes larger. Item 3. A control device for an automatic transmission according to any one of Items 2.