CN101379322A - 车辆自动变速器的控制装置 - Google Patents

车辆自动变速器的控制装置 Download PDF

Info

Publication number
CN101379322A
CN101379322A CN200780004196.XA CN200780004196A CN101379322A CN 101379322 A CN101379322 A CN 101379322A CN 200780004196 A CN200780004196 A CN 200780004196A CN 101379322 A CN101379322 A CN 101379322A
Authority
CN
China
Prior art keywords
gear shift
friction engagement
automatic transmission
engagement device
speed change
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.)
Granted
Application number
CN200780004196.XA
Other languages
English (en)
Other versions
CN101379322B (zh
Inventor
远藤弘淳
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
Publication of CN101379322A publication Critical patent/CN101379322A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101379322B publication Critical patent/CN101379322B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/02—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used
    • F16H61/0202—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric
    • F16H61/0204—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric for gearshift control, e.g. control functions for performing shifting or generation of shift signal
    • F16H61/0213—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric for gearshift control, e.g. control functions for performing shifting or generation of shift signal characterised by the method for generating shift signals
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H2061/004—Venting trapped air from hydraulic systems

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

在车辆自动变速器的控制装置中，如果低速级(L)持续达预定时间(S1)，则使升档线改变至排气用升档线(S2)，使得在常规路面上切换至高速级(H)的概率变高。当做出用于切换至高速级(H)的判定时，供应油压以使第一制动器(B1)接合，使得排放在常规路面上极少接合的第一制动器(B1)的液压回路中的空气。由此能够排放引入液压回路中的空气而不损害对车辆行驶操作的响应性或者在摩擦接合装置中发生拖滞。

Description

车辆自动变速器的控制装置
技术领域
本发明涉及车辆自动变速器的控制装置，具体涉及对已经引入摩擦接合装置的液压回路中的空气进行排放的技术的改进。
背景技术
在具有当被供应油压时接合的多个摩擦接合装置并且根据摩擦接合装置的接合及松开状态来建立多个变速级的车辆自动变速器中，当工作油因车辆的震动等而被搅动时，空气会引入在车辆行驶过程中被置于松开状态的摩擦接合装置的液压回路。因此，如果在接合装置被置于松开状态下行驶时间变长，则蓄积的空气会改变在接合时油压改变的特性(响应等)，使得在通过与上述摩擦接合装置的接合相关地进行换档时的换档操控性恶化，由此会产生换档冲击(因加速(racing-up)及被停泊(tied-up)等导致的驱动力变化)。
例如在日本专利申请公开号JP-A-2002-21359以及JP-A-2002-227982中描述了包括排气装置的自动变速器，所述排气装置用于自动排放如上所述已经引入摩擦接合装置的液压回路的空气(泄气)。在任何上述自动变速器中，在刚刚接通点火开关的车辆行驶情况下，当紧接在初始N→D换档转换之后自动变速器处于第一速状态时，油压被供应至在第一速下松开的摩擦接合装置，使得已经引入液压回路的空气通过油压被排放。此外，在日本专利申请公开号JP-A-2002-213595中，根据工作油温来设定排气处理的执行时间，由此使得排气处理时间尽可能短，由此限制其对换档控制的影响。在日本专利申请公开号JP-A-2002-227982中，从排气处理开始之后增加管路压力达预定时间，使得有效地执行排气。
但是，在处于D范围中的第一速状态期间的情况下，油压被供应至在第一速松开的摩擦接合装置以执行排气处理，如果在处理过程中执行加速器操作，则因为需要从摩擦接合装置抽出油压，发动车辆时的响应性会受损，或者因为在完全松开摩擦接合装置之前就进行动力传递而导致在该摩擦接合装置中发生拖滞。
发明内容
着眼于以上问题，提供了一种车辆自动变速器的控制装置，其能够排放已经在液压回路中引入的空气而不影响车辆行驶运转的响应性也不会引起摩擦接合装置中的拖滞。
因此，(a)与具有在被供应油压时接合的多个摩擦接合装置并根据多个摩擦接合装置的接合状态及松开状态来建立多个变速级的自动变速器相关，提供了(b)车辆自动变速器的控制装置，其根据预定换档规则来在所述变速级之间进行切换，(c)所述车辆自动变速器的控制装置的特征在于包括：换档规则改变装置，其用于将所述换档规则改变至排气用换档规则并用于根据所述排气用换档规则来在所述变速级之间引起切换，所述排气用换档规则被设定为：与所述换档规则相比，提供了切换至与所述多个摩擦接合装置中的预定摩擦接合装置接合相关的变速级的更高概率，以排放已被引入所述预定摩擦接合装置的液压管路中的空气。
在上述车辆自动变速器的控制装置中，当用于变速级之间切换的换档规则被改变至排气用换档规则时，切换至与将需要被排气的预定摩擦接合装置接合相关的变速级的概率较高。因此，当做出切换至变速级的判定并且油压被供应以接合预定摩擦接合装置时，预定摩擦接合装置的液压回路中的空气被排放。因此，当随后根据常规换档规则切换变速级时，即，当油压被供应至预定摩擦接合装置以使其接合时，不存在因引入空气而使换档操控性受损的危险。
此外，因为通过将换档规则改变至排气用换档规则，以通过增加预定摩擦接合装置的接合可能性来执行排气，故将在车辆处于常规行驶状态同时在换档动作期间执行排气。因此，不同于例如在车辆行驶操作初始阶段期间在N→D换档切换之后就立即执行排气处理的情况，不存在使对车辆行驶操作的响应性受损或者在摩擦接合装置中发生拖滞的危险。
根据本发明的另一方面，(a)对于包括多个摩擦接合装置的车辆自动变速器，所述多个摩擦接合装置在被供应油压时接合，该变速器通过接合多个摩擦接合装置中的第一摩擦接合装置并松开多个摩擦接合装置中的第二摩擦接合装置来建立第一变速级，通过松开所述第一摩擦接合装置并接合所述第二摩擦接合装置来建立第二变速级，提供了(b)一种车辆自动变速器的控制装置，其根据预定换档规则在第一变速级与第二变速级之间切换，(c)上述车辆自动变速器的控制装置的特征在于包括换档规则改变装置，其将所述换档规则改变为排气用换档规则，并根据所述排气用换档规则来引起所述变速级之间的切换，所述排气用换档规则被设定为：与所述换档规则相比，提供了切换至所述第一变速级的更高概率。
根据上述车辆自动变速器的控制装置，被接合以建立第一变速级的第一摩擦接合装置如下所述工作。当换档规则(常规换档规则)改变为排气用换档规则时，切换至第一变速级的概率变的较高。因此，当做出用于切换至第一变速级的判定并且油压被供应以接合第一摩擦接合装置时，第一摩擦接合装置的液压回路中的空气被排放。因此，当随后根据常规换档规则将变速级切换至第一变速级时，即，当油压被供应至第一摩擦接合装置以使其接合时，不存在因空气侵入而引起换档操控性受损的危险。此外，因为通过将换档规则改变至排气用换档规则而增大切换至第一变速级的可能性来执行从第一摩擦接合装置进行排气，故将在车辆处于常规行驶状态下在换档动作期间执行排气。因此，不同于例如在车辆行驶操作初始阶段期间在N→D换档切换之后立即执行排气处理的情况，不存在对车辆行驶操作的响应性受损或者在摩擦接合装置中发生拖滞的危险。
在上述车辆自动变速器的控制装置中，也可以是：所述换档规则以及所述排气用换档规则是用相同的车辆行驶状态作为参数而独立确定的换档线，并且所述换档规则改变装置在所述换档线之间改变。
根据上述车辆自动变速器的控制装置，换档规则及排气用换档规则是利用相同车辆行驶状态独立确定的换档线，并且换档规则改变装置仅需要改变换档线。因此，该结构无需对设计的大幅改变，并可方便地以低成本应用于车辆自动变速器的现有技术控制装置。
此外，在车辆自动变速器的控制装置中，也可以是：(a)所述车辆自动变速器是二级变速器，所述二级变速器的变速级仅是所述第一变速级以及所述第二变速级，并且(b)所述控制装置还包括排气执行允许装置，所述排气执行允许装置用于：判定已建立所述第二变速级而并未切换至所述第一变速级的持续时间是否已经大于或等于预定值，并且如果所述持续时间已经大于或等于所述预定值，则允许通过所述换档规则改变装置将所述换档规则改变为所述排气用换档规则。也可以是：所述预定值是恒定值。此外，所述预定值可以是通过使用所述自动变速器的油温以及大气压中至少一者作为参数来设定的。
根据车辆自动变速器的控制装置，第二变速级已经被建立而未改变至第一变速级的持续时间已经长于或等于预定值，使换档规则改变至排气用换档规则以允许排气处理(换档至第一变速级)。因此，换档规则的改变被限制至所需要的最小频率，由此可以将与换档规则的改变相伴的车辆行驶性能及燃料经济性的恶化控制到最小水平。具体而言，上述持续时间大致与第一摩擦接合装置被保持处于松开状态的行驶时间相符，并且随着持续时间延长，空气侵入第一摩擦接合装置的液压回路中的量增大。因此，通过设定上述预定值使得在侵入空气的量即将增大至通过接合第一制动器B1执行换档时换档操控性产生问题的水平之前使换档规则改变，换档规则的改变可被限制至所需要的最小频率。
根据本发明的另一方面，提供了一种车辆自动变速器的控制装置，所述自动变速器包括产生油压的电动油泵以及在被供应油压时接合的多个摩擦接合装置，其根据多个摩擦接合装置的接合状态及松开状态来建立多个变速级，该车辆自动变速器的控制装置的特征在于包括：(a)车辆驱动结束确定装置，其用于确定已经执行了使对车辆的驱动结束的结束操作；以及(b)排气装置，其用于：如果由所述车辆驱动结束确定装置确定为已经执行了所述结束操作，则通过驱动所述电动油泵以向所述多个摩擦接合装置的预定摩擦接合装置供应油压，来排放已被引入所述预定摩擦接合装置的液压管路中的空气。
根据上述车辆自动变速器的控制装置，当判定已经执行了结束车辆的行驶的结束操作时，电动油泵被驱动以向预定摩擦接合装置供应油压，使得已经引入预定摩擦接合装置的液压回路中的空气被排放。因此，当在再次开始车辆行驶之后要使预定摩擦接合装置接合时，不存在空气侵入会使换档操控性受损的危险。此外，因为在执行了车辆行驶结束操作之后执行排气处理，故通常不会存在排气处理与车辆行驶操作重叠的危险。因此，不同于例如在车辆行驶操作初始阶段期间在N→D换档切换之后立即执行排气处理的情况，不存在对车辆行驶操作的响应性受损或者在摩擦接合装置中发生拖滞的危险。
当所述排气装置向所述预定摩擦接合装置供应油压时，也可以是所述排气装置供应向所述预定摩擦接合装置供应的油压中的高侧油压。
根据车辆行驶状态利用向上并向下改变来控制供应至预定摩擦接合装置的油压。如果在排气时供应油压被控制至高侧，则可在较短时间内更有效地执行排气。
此外，当所述排气装置向所述预定摩擦接合装置供应油压时，也可以是所述排气装置在多次供应所述油压之后结束油压供应。此外，也可以是当供应油压的次数达到预定次数时，所述排气装置结束排气。
通过如上所述多次重复排气，能够更可靠地执行排气。此外，通过在供应油压的次数达到预定次数时结束排气，能够避免排气不必要地花费较长时间。
可以合适地使用例如行星齿轮式及平行轴式等类型的有级自动变速器作为上述自动变速器。此外，在通过松开一个摩擦接合装置同时接合另一个摩擦接合装置来执行换档的离合器至离合器换档中，需要精密的液压控制，因此换档控制会显著地受到空气侵入的影响。因此，可将本发明适当地应用至离合器至离合器换档。在因为存在单向离合器等而仅通过接合一个摩擦接合装置来执行换档的情况下，空气侵入也会使换档响应性恶化。因此，将本发明应用至该情况也可防止响应性恶化。
转矩从诸如发动机及电动机等的驱动源输入至自动变速器。摩擦接合装置是通过诸如液压缸等的液压致动器而接合的带式制动器、单板或多板离合器或者制动器。
对于换档规则(常规换档规则)及排气用换档规则，可合适地使用通过使用车辆行驶状态(例如，车速，要求驱动力等)作为参数而确定的换档线(换档映射图等)。但是，各种不同形式均可行，例如，换档规则及排气用换档规则可以是通过使用诸如模糊推理(fuzzy interference)等计算表达式来确定变速级的规则。
需要排气的摩擦接合装置例如是根据常规换档规则仅在高速路上高速行驶期间被选择的高速变速级才接合的摩擦接合装置。用于需要排气的摩擦接合装置的排气用换档规则被确定以使得在比常规换档规则更低车速一侧切换至高速变速级，使得即使在常规路面上中速行驶期间也将执行向高速变速级的切换。
对于排气用换档规则，可以根据常规换档规则及车辆行驶的普通模式来预先确定常量规则。可以确定各个驾驶员的驾驶偏好(倾向)，并且可以设定排气用换档规则使得根据驾驶偏好而更容易发生向与预定摩擦接合装置的接合相关的变速级切换。
可通过使用不同参数等来完全独立于常规换档规则来设定排气用换档规则。但是，排气用换档规则可以是通过根据预定校正规则(计算表达式等)来校正常规换档规则而设定的规则，例如，使换档线向低速一侧错位达预定车速。排气用换档规则的换档线也可以是通过根据预定校正规则来校正常规换档规则的换档线而获得的线。
自动变速器例如可以是仅具有两个前进变速级的变速器，即，高速一侧的第一变速级以及低速一侧的第二变速级。在此情况下，确定常规换档规则使得例如在约80至90km/h的高车速下执行从第二变速级向第一变速级的切换。确定排气用换档规则使得例如在约40至50km/h的中速下执行从第二变速级向第一变速级的切换。
排气执行允许装置可以测量第二变速级的持续时间，例如从车辆行驶开始直至执行行驶结束操作的时间。但是，为了防止因空气侵入导致换档操控性恶化，同时将对排气处理的执行限制至所需要的最小频率，希望即使在行驶的结束操作后接着关断电源之后也存储第二变速级的持续时间，并且在行驶再次开始时，存储的持续时间延续以进行测量。
根据空气侵入的可能性(取决于液压回路及工作油而各不相同)，可将用于确定持续时间的预定值合适地设定为例如约数小时至数十小时的值。
对于排气执行允许装置，例如也可设定持续时间之外的执行允许条件，例如，在车辆行驶状态(加速器操作量，车速等)大致恒定的情况下车辆处于稳定行驶的条件。可以考虑需要排气的摩擦接合装置的接合状态及液压特性等来设定各种其他执行允许条件。例如，也可在车辆的行驶时间已经大于或等于预定值的情况下或者在行驶距离已经大于或等于预定值的情况下允许执行。此外，本发明也可应用于具有三个或更多前进变速级的自动变速器。
此外，在换档规则已经改变至排气用换档规则并且变速级已经实际上通过接合的预定摩擦接合装置被切换的情况下，希望立即返回常规换档规则以将与换档规则改变相伴的行驶性能、燃料经济性等的恶化限制在最小水平。为此，希望提供用于做出与变速级的实际切换相关的确定的换档确定装置以及用于根据确定结果而返回至先前换档规则的换档规则返回装置(换档线返回装置等)。
对行驶的上述结束操作是结束车辆行驶的最终操作，例如，用于停止车辆的控制系统的主开关(点火开关或电源开关等)的关断操作。在行驶结束操作之后立即执行再次开始行驶的操作(主开关的接通操作)的概率较低。因此，几乎也不存在排气处理期间执行再次开始行驶操作(其例如在数秒(约1至3秒)前刚刚结束)的可能性。如果在排气处理期间要执行行驶的再次开始操作，则不存在损害起动性能的危险，因为在操作加速器以起动车辆之前，需要执行驻车制动松开操作以及换档杆操作等。但是，在排气处理期间执行再次开始行驶操作的情况下，需要限制驱动源的动作直至排气处理结束，以避免因用于排气使摩擦接合装置接合而产生驱动力。例如，提供系统激励防止装置，用于例如通过取消行驶的再次开始操作来防止对控制系统的激励。
即使在执行结束操作的情况下，也不会立即停止控制系统。相反，在通过激励电动油泵或者切换液压回路而执行排气处理之后，控制系统完全停止。换言之，与结束操作相关，在与停止各个部分的动作的结束处理控制相关的处理中，可以类似于相关技术来执行排气处理不需要的装置的结束处理，例如停止驱动源(例如，发动机、电动机等)的处理。
可以向自动变速器的全部摩擦接合装置供应油压以从全部液压回路排气。但是，因为上述操作需要时间，故希望通过仅向需要排气的摩擦接合装置供应油压来执行排气处理。
附图说明
结合考虑附图，通过阅读以下对本发明的优选实施例的详细描述，将更好地理解本发明的特征，优点及其技术及产业意义，其中：
图1是应用了作为本发明的示例的第一及第二实施例的混合动力驱动装置的整体结构的视图；
图2是示出设置在图1的混合动力驱动装置中的第一驱动源中的行星齿轮装置的操作的列线图；
图3是示出设置在图1的混合动力驱动装置中的第二电动发电机与输出轴之间的自动变速器的多个变速级的列线图；
图4是示出执行图1所示的自动变速器的换档控制的液压控制回路部分的液压回路图；
图5是示出图4所示第一线性电磁阀的油压特性的视图；
图6是示出图4所示第二线性电磁阀的油压特性的视图；
图7是示出图1所示自动变速器的变速级，以及用于建立变速级的线性电磁阀及制动器的操作状态的操作表；
图8是示出基于第一实施例的图1的混合动力驱动装置中的电子控制装置的各种功能的框图；
图9是示出在由图8所示的换档控制装置执行的自动变速器的换档控制中使用的换档图(映射图)的示例；
图10是具体示出由图8所示的换档线改变至低车速侧装置等执行的排气处理的流程图；
图11是示出第二实施例的控制装置的视图，其是对应于基于第一实施例的图8的功能框图；
图12是具体示出由图11所示的排气装置等执行的排气处理的流程图；而
图13是示出根据图12的流程图执行排气处理的情况下时序图的示例的视图。
具体实施方式
在以下描述及附图中，将参考示例性实施例来更详细地描述本发明。
图1是示出应用了本发明的第一实施例的混合动力驱动装置10的示意性结构示图。参考图1，在混合动力驱动装置10中，作为主驱动源的第一驱动源12的转矩被传递至起输出构件作用的输出轴14，并且在车辆中转矩经由差动齿轮装置16从输出轴14传递至一对左右驱动轮18。此外，在混合动力驱动装置10中，设置第二电动发电机MG2作为第二驱动源，所述第二电动发电机能够选择性地执行输出用于使车辆行驶的驱动力的动力行驶控制以及用于恢复能量的再生控制。第二电动发电机MG2经由自动变速器22连接至输出轴14。因此，根据由自动变速器22设定的变速比γs(＝MG2的转速MG2/输出轴14的转速NOUT)来增大或减小从第二电动发电机MG2向输出轴14传递转矩的能力。
构造自动变速器22以能够建立变速比γs大于“1”的多个级。因此，在动力行驶时当从第二电动发电机MG2输出转矩时，转矩可以在被传递至输出轴14的同时由自动变速器22增大。因此，构造第二电动发电机MG2以具有更小的功率或更小的尺寸。因此，例如在输出轴14的转速NOUT关联于较高车速而变高的情况，使变速比γs较小以使第二电动发电机MG2的转速NMG2下降，以保持第二电动发电机MG2良好的运转状态。在输出轴14的转速NOUT下降的情况下，使变速比γs较大以增大第二电动发电机MG2的转速NMG2。
就自动变速器22的换档而言，自动变速器22的转矩传递承载能力下降或者产生与转速改变相关联的惯性转矩，在此情况下，输出轴14的转矩(即，输出轴转矩)受到影响。因此，在混合动力驱动装置10中，在通过自动变速器22换档的情况下，执行控制使得第一驱动源12的转矩被校正以防止或抑制输出轴14的转矩波动。
主要通过发动机24、第一电动发电机MG1、以及用于在发动机24与第一电动发电机MG1之间进行转矩结合或分配的行星齿轮装置26来构造第一驱动源12。发动机24是公知的通过燃烧燃料而输出动力的内燃机，例如汽油发动机，柴油发动机等。构造发动机24使得其运转状态(例如，节流阀开度、进气量、燃料供应量、点火正时等)受到主要由微型计算机构成的发动机控制电子控制装置(E-ECU)28的电动控制。从检测加速器踏板27的操作量θacc的加速器操作量传感器AS以及用于检测是否存在对制动踏板29的操作的制动传感器BS向电子控制装置28供应检测信号。
第一电动发电机MG1例如是同步电动机，并被构造以选择性地实现作为产生驱动转矩的电动机的功能以及作为发电机的功能。第一电动发电机MG1经由逆变器30连接至诸如蓄电池及电容器等的蓄电装置32。然后，逆变器30被主要由微型计算机构成的电动发电机控制电子控制装置(MG-ECU)34控制，由此调节或设定第一电动发电机MG1的输出转矩或再生转矩。从检测换档杆35的操作位置的操作位置传感器SS等向电子控制装置34供应检测信号。
行星齿轮装置26是单小齿轮式行星齿轮机构，其包括三个转动元件：太阳轮S0、与太阳轮S0共轴布置的齿圈R0、以及行星轮架C0，所述行星轮架C0以小齿轮P0可绕其自身轴线转动并可公转的方式支撑与太阳轮S0及齿圈R0啮合的小齿轮P0。行星齿轮装置26产生公知的差动效果。行星齿轮装置26与发动机24及自动变速器22共轴设置。因为大致相对于中心线对称地构造行星齿轮装置26及自动变速器22，故在图1中省略中心线下的半部分。
在第一实施例中，发动机24的曲轴36经由阻尼器38连接至行星齿轮装置26的行星轮架C0。太阳轮S0连接至第一电动发电机MG1，而输出轴14连接至齿圈R0。行星轮架C0起输入元件的作用，太阳轮S0起反作用力元件的作用，而齿圈R0起输出元件的作用。
起转矩结合分配机构作用的单小齿轮式行星齿轮装置26的转动元件之间的相对关系由图2中的列线图示出。在该列线图中，纵轴S、纵轴C以及纵轴R分别表示太阳轮S0的转速、行星轮架C0的转速以及齿圈R0的转速。纵轴S、纵轴C以及纵轴R之间的间隔被设定使得当纵轴S与纵轴C之间的间隔为1时，纵轴C与纵轴R之间的间隔变为ρ(太阳轮S0的齿数ZS/齿圈R0的齿数ZR)。
在行星齿轮装置26中，当在发动机24的输出转矩被输入行星轮架C0的同时来自第一电动发电机MG1的反作用转矩被输入太阳轮S0时，在作为输出元件的齿圈R0上出现大于从发动机24输入的转矩的转矩，由此第一电动发电机MG1起发电机的作用。在齿圈R0的转速(输出轴转速)NOUT恒定时，可通过向高或向低改变第一电动发电机MG1的转速NMG1来连续地(无级)改变发动机24的转速NE。图2中的虚线示出了当第一电动发电机MG1的转速NMG1从实线所示的值下降时发动机24的转速NE下降的状态。换言之，可以通过控制第一电动发电机MG1来执行例如将发动机24的转速NE设定为提供最佳燃料经济性的控制。这种混合动力系统被称为机械配置系统或分配型。
再参考图1，第一实施例的自动变速器22被构造为一组拉维列奥克斯式行星齿轮机构。具体而言，在自动变速器22中，设置有第一太阳轮S1及第二太阳轮S2，并且短小齿轮P1与第一太阳轮S1啮合。短小齿轮P1还与轴向长度长于短小齿轮P1的长小齿轮P2啮合。长小齿轮P2与和太阳轮S1，S2同心设置的齿圈R1啮合。小齿轮P1，P2被共用行星轮架C1支撑，由此可绕其自身轴线转动并可公转。此外，第二太阳轮S2与长小齿轮P2啮合。
第二电动发电机MG2可经由逆变器40受到电动发电机控制电子控制装置(MG-ECU)34的控制，以起电动机或发电机的作用以调节或设定辅助用输出转矩或再生转矩。第二电动发电机MG2连接至第二太阳轮S2，行星轮架C1连接至输出轴14。第一太阳轮S1以及齿圈R1与小齿轮P1，P2一起构成与双小齿轮式行星齿轮装置对应的机构。第二太阳轮S2以及齿圈R1与长小齿轮P2一起构成与单小齿轮式行星齿轮机构对应的机构。
自动变速器22还设置有设置在第一太阳轮S1与变速器箱42之间以选择性地固定第一太阳轮S1的第一制动器B1，以及设置在齿圈R1与变速器箱42之间以选择性地固定齿圈R1的第二制动器B2。这些制动器B1，B2是通过摩擦力产生接合力的所谓摩擦接合装置。作为制动器，可以采用多片式接合装置或者带式接合装置。然后，构造各个制动器B1，B2以使得其转矩传递承载能力根据由诸如液压缸等的液压致动器产生的接合压力而连续改变。
在如上构造的自动变速器22中，当第二太阳轮S2起输入元件作用而行星轮架C1起输出元件作用并且第一制动器B1接合时，建立了变速比γsh大于“1”的高速级H。如果在类似情况下第二制动器B2而非第一制动器B1接合，则建立了变速比γsl大于高速级H的变速比γsh的低速级L。换言之，自动变速器22是两级变速级变器，并且根据车辆的行驶状态(例如车速V，所需驱动力(或者加速器操作量θacc)等)来执行高速级H与低速级L之间的换档。具体而言，预先将变速级区域以映射图(换档图)的形式进行确定，并且执行控制使得根据检测得到的车辆行驶状态来设定任一个变速级。设置了主要由用于执行控制的微型计算机构成的换档控制电子控制装置(T-ECU)44。
从用于检测工作油温度TOIL的油温传感器TS、用于检测第一制动器B1的接合油压的液压开关SW1、用于检测第二制动器B2的接合油压的液压开关SW2、用于检测管路压力PL的液压开关SW3等向电子控制装置44供应检测信号。此外，检测第二电动发电机MG2的转速NMG2的第二MG2转速传感器43以及检测输出轴14的与车速V对应的转速NOUT的输出轴转速传感器45也向电子控制装置44供应表示转速的信号。
图3示出了具有四个纵轴的列线图，即，纵轴S1、纵轴R1、纵轴C1、以及纵轴第二太阳轮S2，以表示构成自动变速器22的拉维列奥克斯式行星齿轮机构的转动元件之间的相对关系。纵轴S1、纵轴R1、纵轴C1、以及纵轴S2分别示出了第一太阳轮S1的转速、齿圈R1的转速、行星轮架C1的转速、以及第二太阳轮S2的转速。
在如上构造的自动变速器22中，当齿圈R1被第二制动器B2固定时，设定低速级L，并且第二电动发电机MG2输出的辅助转矩根据对应变速比γsl而扩大，由此被施加至输出轴14。另一方面，当第一太阳轮S1被第一制动器B1固定时，设定变速比γsh小于低速级L的变速比γsl的高速级H。因为高速级H的变速比也大于“1”，故第二电动发电机MG2输出的辅助转矩根据变速比γsh扩大，并被施加至输出轴14。
此外，尽管在变速级L，H中一者的状态被稳定设置的期间施加至输出轴14的转矩是通过根据对应变速比来增大第二电动发电机MG2的输出转矩而获得的转矩，但在自动变速器22的换档过渡状态期间的转矩是受制动器B1或B2处的转矩传递承载能力以及与转速改变关联的惯性转矩等影响的转矩。此外，施加至输出轴14的转矩在第二电动发电机MG2的驱动状态期间变为正转矩，并在第二电动发电机MG2的从动状态期间变为负转矩。第二电动发电机MG2的从动状态是当输出轴14的转动经由自动变速器22被传递至第二电动发电机MG2时第二电动发电机MG2被可转动地驱动的状态，并且不一定要与车辆的驱动或被驱动一致。
图4示出了用于通过接合并松开制动器B1，B2来自动地控制自动变速器22的换档的换档用液压控制回路50。液压控制回路50包括用于连接至发动机24的曲轴36由此被发动机24转动地驱动的机械油泵46，以及包括电动机48a和被电动机48a转动地驱动的泵48b的电动油泵48，作为油压源。机械油泵46以及电动油泵48经由滤网52抽吸回流至油盘(未示出)的工作油，或者抽吸经由回流油通路53直接回流的工作油，并将工作油泵送至管路压力油通路54。用于检测回流工作油的油温TOIL的油温传感器TS被设置在形成有液压控制回路50的阀体51中，但也可被设置在其他位置。
管路压力调节阀56是释放式压力调节阀，并包括在连接至管路压力油通路54的供应端口56a与连接至排出油通路58的排放端口56b之间打开并关闭的短管阀元件60、容纳沿短管阀元件60的关闭方向产生推力的弹簧62并当管路压力PL的设定压力被改变至较高水平时经由电磁开闭阀64接收模块压力油通路66中的模块压力PM的控制油腔68、以及连接至沿短管阀元件60的打开方向产生推力的管路压力油通路54的反馈油腔70。管路压力调节阀56输出作为低压及高压其中一者的恒定管路压力PL。管路压力油通路54设置有在管路压力PL为高压侧值时工作至打开状态并在其处于低压侧值时工作至切断状态的液压开关SW3。
不考虑管路压力PL的波动，利用管路压力PL作为原始压力，模块压力调节阀72向模块压力油通路66输出设定为低于低压侧管路压力PL的恒定模块压力PM。用于控制第一制动器B1的第一线性电磁阀SLB1以及用于控制第二制动器B2的第二线性电磁阀SLB2利用模块压力PM作为原始压力，根据作为来自电子控制装置44的命令值的驱动电流ISOL1以及ISOL2来输出控制压力PC1及PC2。
第一线性电磁阀SLB1具有在未通电状态期间在输入端口与输出端口之间建立打开阀(连通)状态的常开型(N/O)阀特性。如图5所示，当驱动电流ISOL1增大时，输出控制压力PC1下降。如图5所示，第一线性电磁阀SLB1的阀特性设置有死区A，在死区A中，当驱动电流ISOL1超过预定值Ia之前，输出控制压力PC1不会下降。第二线性电磁阀SLB2具有在未通电状态期间在输入端口与输出端口之间建立关闭(切断)状态的常闭型(N/C)阀特性。如图6所示，当驱动电流ISOL2增大时，输出控制压力PC2也增大。如图6所示，第二线性电磁阀SLB2的阀特性设置有死区B，在死区B中，当驱动电流ISOL2超过预定值Ib之前，输出控制压力PC2不会增大。
B1控制阀76包括在连接至管路压力油通路54的输入端口76a与输出B1接合油压PB1的输出端口76b之间打开并关闭的短管阀元件78、从第一线性电磁阀SLB1接收控制压力PC1以沿打开方向推动短管阀元件78的控制油腔80、以及容纳沿关闭方向推动短管阀元件78的弹簧82并接收作为输出压力的B1接合油压PB1的反馈油腔84。B1控制阀76利用管路压力油通路54中的管路压力PL作为原始压力，来输出大小根据来自第一线性电磁阀SLB1的控制压力PC1而改变的B1接合油压PB1，并通过起联锁阀(interlock valve)作用的B1施加控制阀86将其供应至制动器B1。
B2控制阀90包括在连接至管路压力油通路54的输入端口90a与输出B2接合油压PB2的输出端口90b之间打开并关闭的短管阀元件92、从第二线性电磁阀SLB2接收控制压力PC2以沿打开方向推动短管阀元件92的控制油腔94、以及容纳沿关闭方向推动短管阀元件92的弹簧96并接收作为输出压力的B2接合油压PB2的反馈油腔98。B2控制阀90利用管路压力油通路54中的管路压力PL作为原始压力，来输出大小根据来自第二线性电磁阀SLB2的控制压力PC2而改变的B2接合油压PB2，并通过起联锁阀作用的B2施加控制阀100将其供应至制动器B2。
B1施加控制阀86包括打开并关闭接收从B1控制阀76输出的B1接合油压PB1的输入端口86a以及连接至第一制动器B1的输出端口86b的短管阀元件102、接收模块压力PM以沿打开方向推动短管阀元件102的油腔104、以及容纳沿关闭方向推动短管阀元件102的弹簧106并接收从B2控制阀90输出的B2接合油压PB2的油腔108。B1施加控制阀86被保持在打开阀状态，直至向其供应B2接合油压PB2以接合第二制动器B2。在被供应B2接合油压PB2时，B1施加控制阀86被切换至关闭阀状态，由此防止第一制动器B1接合。
B1施加控制阀86设置有一对端口110a及110b，这些端口在短管阀元件102处于打开阀位置(图4所示中心线右侧所示位置)时关闭，并当短管阀元件102处于阀关闭位置(图4所示中心线左侧所示位置)时打开。用于检测B2接合油压PB2的液压开关SW2被连接至端口110a，并且第二制动器B2直接连接至另一端口110b。液压开关SW2在B2接合油压PB2变为预先设定的高压状态时呈接通状态，并在B2接合油压PB2达到或低于预先设定的低压状态时被切换至关断状态。因为液压开关SW2经由B1施加控制阀86连接至第二制动器B2，故能够判定构成第一制动器B1的液压系统的第一线性电磁阀SLB1、B1控制阀76、以及B1施加控制阀86等是否存在异常，并能够判定B2接合油压PB2是否存在异常。
类似于B1施加控制阀86，B2施加控制阀100包括打开并关闭接收从B2控制阀90输出的B2接合油压PB2的输入端口100a以及连接至第二制动器B2的输出端口100b的短管阀元件112、接收模块压力PM以沿打开方向推动短管阀元件112的油腔114、以及容纳沿关闭方向推动短管阀元件112的弹簧116并接收从B1控制阀76输出的B1接合油压PB1的油腔118。B2施加控制阀100被保持在打开阀状态，直至向其供应B1接合油压PB1以接合第一制动器B1。在被供应B1接合油压PB1时，B2施加控制阀100被切换至关闭阀状态，由此防止第二制动器B2接合。
B2施加控制阀100也设置有一对端口120a及120b，这些端口在短管阀元件112处于打开阀位置(图4所示中心线右侧所示位置)时关闭，并当短管阀元件112处于阀关闭位置(图4所示中心线左侧所示位置)时打开。用于检测B1接合油压PB1的液压开关SW1被连接至端口120a，并且第一制动器B1直接连接至另一端口120b。液压开关SW1在B1接合油压PB1变为预先设定的高压状态时呈接通状态，并在B1接合油压PB1达到或低于预先设定的低压状态时被切换至关断状态。因为液压开关SW1经由B2施加控制阀100连接至第一制动器B1，故能够判定构成第二制动器B2的液压系统的第二线性电磁阀SLB2、B2控制阀90、以及B2施加控制阀100等是否存在异常，并能够判定B1接合油压PB1是否存在异常。
图7是示出如上构造的液压控制回路50的工作状态的表。在图7中，符号“○”表示激励状态或接合状态，而符号“×”表示非激励状态或松开状态。换言之，通过使第一线性电磁阀SLB1及第二线性电磁阀SLB2均处于激励状态，可使第一制动器B1处于松开状态并使第二制动器B2处于接合状态，由此实现自动变速器22的低速级L。通过使第一线性电磁阀SLB1及第二线性电磁阀SLB2均处于非激励状态，可使第一制动器B1处于接合状态并使第二制动器B2处于松开状态，由此实现自动变速器22的高速级H。
图8是示出电子控制装置28、34及44的控制功能部分的功能框图。在图8中，当点火开关(动力开关)被操作至接通状态时，混合动力控制装置130的系统被激励以使得车辆能够行驶。根据加速器操作量θacc，混合动力控制装置130计算驾驶员的要求输出，并使发动机24及/或第二电动发电机MG2产生所要求的输出来以良好的燃料经济性及较低排气量进行运转。例如，发动机24根据最佳燃料经济性曲线运转以产生驱动力，并且行驶模式根据车辆行驶状态而在以下模式之间切换：第二电动发电机MG2补偿了要求输出的不足的辅助行驶模式、发动机24停机而第二电动发电机MG2被单独用作驱动源的电动机行驶模式、车辆通过使用第二电动发电机MG2作为驱动源同时使用发动机24的动力以经由第一电动发电机MG1发电而行驶的行驶同时充电模式、以及车辆通过将发动机24的动力机械地传递至驱动轮18而行驶的发动机行驶模式。
混合动力控制装置130经由第一电动发电机MG1来控制发动机24的转速NE，使得发动机24以最佳燃料经济曲线运转。此外，在第二电动发电机MG2被驱动以进行转矩辅助的情况下，混合动力控制装置130将自动变速器22设定至低速级L以增大在低车速V状态期间施加至输出轴14的转矩。在提高车速V的状态期间，混合动力控制装置130将自动变速器22设定至高速级H以使第二电动发电机MG2的转速NMG2相对下降，由此降低损失。因此，可以良好的效率执行转矩辅助。此外，在惯性行驶期间，车辆具有的惯性能量被用于转动地驱动第一电动发电机MG1或第二电动发电机MG2，由此再生能量作为存储在蓄电装置32中的电力。
此外，通过在自动变速器22被设定至低速级L状态期间沿逆向方向来旋转地驱动第二电动发电机MG2来实现车辆的逆向行驶。此时，第一驱动源12的第一电动发电机MG1被设定为零负载或最小转矩，以允许输出轴14不考虑输出轴14的运转状态而逆向转动。
换档控制装置132根据来自预先存储的例如图9所示的换档图(换档映射图)的车速V以及驱动力(要求输出)来确定自动变速器22的变速级，并控制第一制动器B1及第二制动器B2以切换至确定的变速级。图9中的实线是用于从低速级L切换至高速级H的升档线，而单点划线是用于从高速级H切换至低速级L的降档线。如图9所示，设置一定的滞后(hysteresis)。实线及单点划线所示的换档线与常规换档规则对应，并且通常根据这些换档线来执行换档。但是，在第一实施例中，除了这些换档线之外，还预先设定虚线所示的升档线作为排气用换档规则。具体而言，对于常规升档线(实线)，例如在约80至90km/h的高车速情况下执行向高速级H的切换。另一方面，设计排气运转时的升档线(虚线)，使得在低驱动力情况下，例如在约40至50km/h的中间车速情况下执行向高速级H的切换。但是，在加速器操作量θacc较大的高驱动力一侧，排气用升档线使得在与常规升档线相同的条件下进行升档。换言之，排气用升档线仅在以低驱动力进行高速稳定行驶时才向低车速一侧移动。此外，降档线在常规运转时以及排气运转时保持相同。
在计算得到的驾驶员要求输出大于预先设定的输出判据值的情况下，或在自动变速器22正在执行换档(即，处于换档过渡状态)等的情况下，管路压力控制装置134通过将电磁打开关闭阀64从关闭状态切换至打开状态以将模块压力PM供应到管路压力调节阀56的油腔68中，并由此将短管阀元件60上沿关闭方向的推力增大预定值，从而将管路压力PL的设定压力从低压状态切换至高压状态。
在第一实施例中，如图9中的换档图所示，因为实线所示的常规升档线处于约80至90km/h的高车速情况下，故当车辆在常规路面上行驶时仅使用低速级L由此第一制动器B1保持松开。当车辆在第一制动器B1松开的情况下行驶时，因为工作油因车辆的振动等原因被搅动而使空气进入液压回路。因此，如果在第一制动器B1处于松开状态下的行驶时间变长，则蓄集的空气会在接合时改变油压的改变特性(响应性等)，使得在升档时换档的操控性(与摩擦接合装置的接合相关)恶化，由此可能会产生换档冲击(因加速和被停泊等原因导致的驱动力变化)。
为了克服上述缺陷，在第一实施例中，当低速级L的持续时间等于或高于预定值时，升档线被改变至图9中虚线所示的排气用升档线以即使在车辆在常规路面上行驶时也允许执行向高速级H的换档。因此，通过向其供应油压来接合第一制动器B1，将空气从液压回路排放(泄气)。具体而言，电子控制装置44的换档控制包括低速级连续确定装置140、换档线改变至低车速一侧装置142、换档至高速级确定装置144、以及与换档控制相关的换档线返回装置146，并且通过根据图10所示的流程图来改变换档线来从第一制动器B1的液压回路排气。在图10中，步骤S1对应于低速级连续确定装置140，步骤S2对应于换档线改变至低车速一侧装置142，步骤S3对应于换档至高速级确定装置144，而步骤S4对应于换档线返回装置146。
在第一实施例中，低速级连续确定装置140对应于排气执行允许装置，而换档线改变至低车速一侧装置142对应于换档规则改变装置。此外，第一制动器B1是第一摩擦接合装置，并与预定摩擦接合装置对应，而第二制动器B2是第二摩擦接合装置。此外，高速级H是第一变速级，而低速级L是第二变速级。
在图10的步骤S1中，例如通过在每个控制周期中增加计数器值等方式来测量自动变速器22被保持在低速级L而未被切换至高速级H的持续时间，并且如果持续时间等于或高于预定值，则将执行步骤S2及后续步骤。持续时间被存储在存储装置(例如SRAM、EEPROM等)中，所述存储装置可被重写并且即使在断电时也能够保持存储内容。在执行结束车辆行驶的操作(点火开关的切断操作)随后又再次起动车辆行驶的情况下，存储的先前持续时间继续以测量持续时间。此外，当上述持续时间增长时空气侵入量增大，但从升档线向排气用升档线的改变使得车辆行驶性能及燃料经济性恶化。因此，希望的是在空气侵入之前刚刚改变的升档线达到在通过接合第一制动器B1实现换档时的换档操控性产生问题的水平。这里，上述预定值被设定为马上就要达到会损害换档操控性的空气侵入量之前的持续时间。由此能够防止空气侵入导致换档操控性的恶化，同时将用于排气的升档线的改变限制至所需最小频率，由此抑制与升档线改变至最小水平相关的车辆行驶性能及燃料经济性的恶化。尽管可通过实验、模拟等来获得上述预定值，但因为空气侵入量取决于工作流体的个体差异、车辆的运转状态等而改变，故可通过乘以预定安全系数来将空气侵入量设定为恒定值(例如，约2至3小时)。注意，上述预定值并不一定要完全限制为固定值。例如，可通过使用影响空气侵入的工作油温度或气压作为参数来设定预定值。
然后，当低速级L的持续时间大于或等于预定值时，执行步骤S2，使得升档线改变至图9中虚线所示的排气用升档线。这使得换档控制装置132根据排气用升档线来执行换档控制，使得即使在车辆于常规路面上行驶时也执行向高速级H的换档。因为通过松开第二制动器B2并接合第一制动器B1来实现高速级H，故供应油压以接合第一制动器B1。因此，当其液压回路中的油压上升时，已经侵入液压回路中工作油中的空气被排放。
随后在步骤S3中，判定是否已经实际执行了向高速级H的换档。如果已经确定了向高速级H的换档，则升档线在步骤S4立即返回至常规升档线(图9中的实线)。可以与常规换档结束确定以大致相同的方式来执行对是否已经执行了向高速级H的换档的判定。例如，可根据输入轴转速(即，第二电动发电机MG2的转速NMG2)是否已经被保持在高速级H的同步转速(输出轴转速NOUT×高速级H的变速比γsh)附近达预定时间或更长时间，来执行上述判定。然后，当向高速级H的换档实际结束时，就结束从第一制动器B1的液压回路的泄气。因为基于排气用升档线(图9中的虚线)的换档控制会使车辆行驶性能及燃料经济性恶化，故通过步骤S4中立即返回至常规升档线(图9中的实线)可将车辆行驶性能及燃料经济性的恶化限制到最小程度。
因此，在第一实施例的车辆自动变速器的控制装置中，在步骤S2升档线改变至图9中虚线所示的排气用升档线，使得在常规路面上切换至高速级H的概率变高。当作出向高速级H切换的判定时，油压被供应以接合第一制动器B1，由此排放第一制动器B1的液压回路中的空气。因此，在高速路上行驶等期间，当随后根据常规升档线(图9中的实线)来执行向高速级H的切换时，即，当油压被供应至第一制动器B1以使其接合时，不存在因空气侵入而导致换档操控性受损的危险。
此外，因为通过将升档线改变至排气用升档线以增大向高速级H切换的概率来实现从第一制动器B1排气，故将在车辆处于常规行驶状态同时进行换档动作期间来执行排气。因此，不同于例如在车辆驱动操作初始阶段期间在N→D换档切换之后立即执行第一制动器B1的排气处理的情况，不存在使对车辆驱动操作的响应性受损或者因在完成结束换档前进行动力传递而发生制动器B1或B2的拖滞的危险。具体而言，因为在起动车辆时，需要建立低速级L，由此需要松开第一制动器B1并接合第二制动器B2，故相较于从一开始就已经建立了低速级L的情况，响应性会恶化，此外，如果在第一制动器B1完全松开之前或在第二制动器B2完全接合之前就执行动力传递，则存在制动器B1或B2中发生拖滞的可能性，由此使摩擦构件受损。
此外，在第一实施例中，使用相同的车辆行驶状态(车速及驱动力)来独立地确定常规升档线(图9中实线)及排气用升档线(图9中虚线)，并且实际上只需执行步骤S2中的换档线的改变。因此，无需对设计进行较大改变，就可将第一实施例以低成本应用于车辆自动变速器的现有技术控制装置。
此外，在第一实施例中，如果自动变速器22被保持在低速级L而未被切换至高速级H的持续时间长于或等于预定值，则使升档线改变至排气用升档线(图9中的虚线)。因此，升档线的改变被限制在所需要的最小频率，并且与升档线改变相伴的行驶性能及燃料经济性的恶化被抑制至最小。具体而言，上述持续时间与第一制动器B1被保持在松开状态的车辆的行驶时间大致相符，并且随着持续时间延长，空气侵入第一制动器B1的液压回路中的量增大。因此，通过设定上述预定值使得升档线在空气侵入量即将增大至在通过接合第一制动器B1执行换档时换档操控性成为问题的水平之前而改变，对升档线的改变可被限制在所需要的最小频率。
在第一实施例中，在执行结束车辆行驶的操作然后再次起动行驶的情况下，先前持续时间继续以测量持续时间。因此，防止了空气侵入使换档操控性恶化，同时，用于排气的升档线的改变被限制至所需要的最小频率，由此将与升档线的改变相伴的车辆行驶性能及燃料经济性的恶化抑制到最小水平。
此外，在第一实施例中，如果在步骤S2升档线被改变至排气用升档线并且通过根据排气用升档线而接合的第一制动器B1来实际执行向高速级H的换档，则步骤S3的判定结果为是(肯定)，随后执行步骤S4，其中立即执行返回至常规升档线(图9中的实线)。因此，将与升档线的改变相伴的车辆行驶性能及燃料经济性的恶化抑制到最小水平。
下面将描述第二实施例。在第二实施例中，与第一实施例类似地给混合动力驱动装置10应用车辆自动变速器的控制装置。第二实施例与第一实施例的不同之外仅在于执行第一制动器B1的排气处理的方式不同。在以下将仅描述不同部分。
图11是与图8对应的视图。在图11中，电子控制装置28、34及44功能性地包括排气装置150、车辆行驶结束确定装置162、电源维护装置164、以及系统激励禁止装置166。排气装置150包括电动机转矩下降装置152、摩擦接合装置接合命令装置154、以及高管路压力命令装置156，并且在车辆行驶结束之后根据图12的流程图来执行第一制动器B1的排气处理。在图12中，步骤R1对应于车辆行驶结束确定装置162、而步骤R2及R11对应于系统激励禁止装置166、步骤R3及R12对应于电源维护装置164、步骤R4对应于电动机转矩下降装置152、步骤R7对应于高管路压力命令装置156、并且步骤R8及R9对应于摩擦接合装置接合命令装置154。图13是示出在根据图12的流程图执行排气处理的情况下各个部分的运转状态的时序图的示例。
在图12的步骤R1中，判定是否已经切断了作为用于接通(激励)并切断(停止)车辆的控制系统的主开关的点火开关160(见图11)，即，是否已经执行了被执行来结束车辆行驶的最终操作。在点火开关160已经被切断的情况下，执行步骤R2以及后续步骤。在图13中，时间t0是作出车辆行驶结束确定的时间，在该时间在步骤R1中做出“是”的判定。
在步骤R2中，即使点火开关160接通，也通过取消点火开关160的接通信号来禁止对控制系统的激励。以此方式，防止执行激励处理，例如起动发动机24等。在步骤R3中，主继电器的接通状态(连接状态)被保持以允许从电池供应电力(例如12V低压)而不考虑车辆行驶结束操作，由此使得用于给第一制动器B1供应油压所需的电动油泵48、液压控制回路50的电磁开闭阀64以及第一线性电磁阀SLB1等可以动作。因此，电动油泵48的动作持续。此外，在步骤R4，电动发电机MG1，MG2的转矩逐渐下降至零，发动机24的反作用力被消除，并且使爬行转矩为零。此外，还根据常规结束处理使发动机24停机。
随后在步骤R5，判定电动发电机MG1，MG2的转矩是否已变为零。如果确定转矩已经变为零，则执行步骤R6及后续步骤。在步骤R6，向第二线性电磁阀SLB2输出用于松开第二制动器B2的命令，由此松开第二制动器B2。在步骤R7，向电磁开闭阀64输出将管路压力PL改变至高压一侧的高压命令。当模块压力PM经由电磁开闭阀64被供应至管路压力调节阀56时，管路压力PL被改变至高压一侧。在步骤R7，为了迅速地将管路压力PL变为高压，使电动油泵48的电动机48a的转速升高。在图13中，时间t1是输出用于松开第二制动器B2的命令以及输出用于使管路压力PL改变至高压一侧的高压命令的时间。
随后在步骤R8中，处理等待直至电动油泵48的转速达到为了将管路压力PL改变至高压一侧所需的预定目标值，然后以预定时间宽度将以最大压力(管路压力PL)接合第一制动器B1的接合命令输出至第一线性电磁阀SLB1。接合命令的时间宽度是通过根据从第一线性电磁阀SLB1输出的控制压力PC1向第一制动器B1供应的B1接合油压PB1(管路压力PL)而允许第一制动器B1完全接合的时间。当第一制动器B1以此方式接合时，已经引入液压回路的空气被排放。在图13中，时间t2是输出用于接合第一制动器B1的命令的时间。在预定时间宽度经过之后，使油压命令为零，由此松开第一制动器B1。
可以仅执行一次上述第一制动器B1的接合控制，即，其排气处理。但是，在第二实施例中，以预定时间间隔多次N1(图13中N1＝2)执行排气处理。时间间隔例如是允许第一制动器B1完全松开的时间。通过以上述方式多次重复排气处理，可以更加完全地排放液压回路中的空气。在步骤R9中，判定施加B1接合油压PB1的次数N(输出接合命令的次数)是否已经达到设定值N1。重复执行步骤R8直至达到次数N1。在施加B1接合油压PB1的次数达到次数N1之后，执行步骤R10，其中执行结束排气控制的处理，例如，使电动油泵48的电动机48a停机，将管路压力PL切换至低压一侧等。在图13中，时间t3是步骤R9中的判定结果为“是”(肯定)并且开始步骤R10的排气结束处理的时间。
随后在步骤R11中，撤消在步骤R2中设定的对控制系统激励的禁止以允许点火开关160的接通操作。在步骤R12，在等待直至电动油泵48的转速等于或小于预定值之后(图13中的0)，主继电器被关断(切断)以切断电源。因此，使控制系统完全停止。在图13中，时间t4是主继电器关断并且控制系统停止的时间。从时间t0的控制开始至时间t4的控制结束的时间例如是数秒(1至3秒)。
在第二实施例中，在点火开关160的关断操作之后，即，在行驶的停止操作被执行之后，电动油泵48被激励以向第一制动器B1供应油压由此使其接合，由此排放已经引入第一制动器B1的液压回路中的空气。因此，当在再次开始车辆行驶之后要在换档至高速级H时接合第一制动器B1时，不存在换档操控性会因空气引入而受损的危险。
此外，因为在执行了行驶结束操作之后执行排气处理，故通常不存在排气处理与车辆行驶操作重叠的危险。因此，例如与在车辆行驶操作初始阶段期间在N→D换档切换之后立即执行第一制动器B1的排气处理的情况不同，不存在使对行驶操作的响应性恶化，或者因在换档完全结束之前就进行动力传递而在制动器B1或B2中发生拖滞的危险。

Claims (15)

1.一种与自动变速器(22)相关的车辆自动变速器的控制装置，所述自动变速器包括在被供应油压时接合的多个摩擦接合装置(B1，B2)，并且所述自动变速器根据所述多个摩擦接合装置(B1，B2)的接合状态及松开状态来建立多个变速级，所述控制装置根据预定换档规则来在所述变速级之间进行切换，所述控制装置的特征在于包括：
换档规则改变装置(142)，所述换档规则改变装置用于将所述换档规则改变至排气用换档规则并用于根据所述排气用换档规则来在所述变速级之间引起切换，所述排气用换档规则被设定为：与所述换档规则相比，提供了切换至与所述多个摩擦接合装置(B1，B2)中的预定摩擦接合装置接合相关的变速级的更高概率，以排放已被引入所述预定摩擦接合装置的液压管路中的空气。
2.根据权利要求1所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，
所述多个摩擦接合装置(B1，B2)包括第一摩擦接合装置(B1)以及第二摩擦接合装置(B2)，通过接合所述第一摩擦接合装置(B1)并松开所述第二摩擦接合装置(B2)来建立第一变速级(H)，通过松开所述第一摩擦接合装置(B1)并接合所述第二摩擦接合装置(B2)来建立第二变速级(L)，并且
所述换档规则改变装置(142)将所述换档规则改变为所述排气用换档规则，并根据所述排气用换档规则来引起在所述变速级之间的切换，所述排气用换档规则被设定为：与所述换档规则相比，提供了切换至所述第一变速级(H)的更高概率。
3.根据权利要求2所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，所述换档规则以及所述排气用换档规则是用相同的车辆行驶状态作为参数而独立确定的换档线，并且所述换档规则改变装置(142)在所述换档线之间改变。
4.根据权利要求2或3所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，
所述车辆自动变速器(22)是二级变速器，所述二级变速器的变速级仅是所述第一变速级(H)以及所述第二变速级(L)，并且
所述控制装置还包括排气执行允许装置(140)，所述排气执行允许装置用于：判定已建立所述第二变速级(L)而并未切换至所述第一变速级(H)的持续时间是否已经大于或等于预定值，并且如果所述持续时间已经大于或等于所述预定值，则允许通过所述换档规则改变装置将所述换档规则改变为所述排气用换档规则。
5.根据权利要求4所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，所述预定值是恒定值。
6.根据权利要求4所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，所述预定值是通过使用所述自动变速器(22)的油温以及大气压中至少一者作为参数来设定的。
7.一种与自动变速器(22)相关的车辆自动变速器的控制装置，所述自动变速器包括在被供应油压时接合的多个摩擦接合装置(B1，B2)，所述自动变速器通过接合所述多个摩擦接合装置(B1，B2)的第一摩擦接合装置(B1)并松开所述多个摩擦接合装置(B1，B2)的第二摩擦接合装置(B2)来建立第一变速级(H)，并通过松开所述第一摩擦接合装置(B1)并接合所述第二摩擦接合装置(B2)来建立第二变速级(L)，所述控制装置根据预定换档规则来在所述第一变速级(H)与所述第二变速级(L)之间进行切换，所述控制装置的特征在于包括：
换档规则改变装置(142)，所述换档规则改变装置用于将所述换档规则改变为排气用换档规则，并用于根据所述排气用换档规则来在所述变速级之间引起切换，所述排气用换档规则被设定为：与所述换档规则相比，提供了切换至所述第一变速级(H)的更高概率，以排放已被引入所述第一摩擦接合装置(B1)的液压管路中的空气。
8.根据权利要求7所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，所述换档规则以及所述排气用换档规则是用相同的车辆行驶状态作为参数而独立确定的换档线，并且所述换档规则改变装置(142)在所述换档线之间改变。
9.根据权利要求7或8所述的车辆自动变速器的控制装置，
其特征在于，所述车辆自动变速器(22)是二级变速器，所述二级变速器的变速级仅是所述第一变速级(H)以及所述第二变速级(L)，
所述控制装置的特征在于还包括排气执行允许装置(140)，所述排气执行允许装置用于：判定已建立所述第二变速级(L)而并未切换至所述第一变速级(H)的持续时间是否已经大于或等于预定值，并且如果所述持续时间已经大于或等于所述预定值，则允许通过所述换档规则改变装置(142)将所述换档规则改变为所述排气用换档规则。
10.根据权利要求9所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，所述预定值是恒定值。
11.根据权利要求9所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，所述预定值是通过使用所述自动变速器(22)的油温以及大气压中至少一者作为参数来设定的。
12.一种车辆自动变速器的控制装置，所述车辆自动变速器包括产生油压的电动油泵以及在被供应所述油压时接合的多个摩擦接合装置(B1，B2)，并根据所述多个摩擦接合装置(B1，B2)的接合状态以及松开状态来建立多个变速级，所述控制装置的特征在于包括：
车辆驱动结束确定装置(162)，其用于确定已经执行了使对车辆的驱动结束的结束操作；以及
排气装置，其用于：如果由所述车辆驱动结束确定装置(162)确定为已经执行了所述结束操作，则通过驱动所述电动油泵(48)以向所述多个摩擦接合装置(B1，B2)的预定摩擦接合装置供应油压，来排放已被引入所述预定摩擦接合装置的液压管路中的空气。
13.根据权利要求12所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，当所述排气装置向所述预定摩擦接合装置供应油压时，所述排气装置供应向所述预定摩擦接合装置供应的油压中的高侧油压。
14.根据权利要求12所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，当所述排气装置向所述预定摩擦接合装置供应油压时，所述排气装置在多次供应所述油压之后结束油压供应。
15.根据权利要求14所述的车辆自动变速器的控制装置，其特征在于，当供应油压的次数(N)达到预定次数(N1)时，所述排气装置结束排气。
CN200780004196XA 2006-01-31 2007-01-23 车辆自动变速器的控制装置 Active CN101379322B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2006023633A JP4618146B2 (ja) 2006-01-31 2006-01-31 車両用自動変速機の制御装置
JP023633/2006 2006-01-31
PCT/IB2007/000741 WO2007088487A2 (en) 2006-01-31 2007-01-23 Control device of vehicular automatic transmission

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101379322A true CN101379322A (zh) 2009-03-04
CN101379322B CN101379322B (zh) 2012-10-31

Family

ID=38229881

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN200780004196XA Active CN101379322B (zh) 2006-01-31 2007-01-23 车辆自动变速器的控制装置

Country Status (6)

Country Link
US (1) US7585242B2 (zh)
EP (2) EP2180211B1 (zh)
JP (1) JP4618146B2 (zh)
CN (1) CN101379322B (zh)
DE (1) DE602007014010D1 (zh)
WO (1) WO2007088487A2 (zh)

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102192311A (zh) * 2010-03-09 2011-09-21 加特可株式会社 变速器的油压控制装置及其控制方法
CN102966727A (zh) * 2011-08-31 2013-03-13 本田技研工业株式会社 变速器的控制装置
CN103062390A (zh) * 2011-10-24 2013-04-24 加特可株式会社 自动变速器的控制装置
CN104379911A (zh) * 2013-03-25 2015-02-25 本田技研工业株式会社 车辆的控制装置
CN105083273A (zh) * 2014-05-08 2015-11-25 现代自动车株式会社 混合动力车辆的紧急操作方法
CN105190119A (zh) * 2013-03-29 2015-12-23 爱信艾达株式会社 车辆驱动装置的控制装置
CN108426025A (zh) * 2018-03-12 2018-08-21 安徽江淮汽车集团股份有限公司 双离合器自动变速器排气控制方法及控制系统
CN110259925A (zh) * 2019-05-22 2019-09-20 潍柴动力股份有限公司 车辆换挡装置、车辆及车辆换挡方法
CN114370498A (zh) * 2021-12-23 2022-04-19 浙江吉利控股集团有限公司 一种车辆换挡控制方法

Families Citing this family (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3995018B2 (ja) * 2006-01-31 2007-10-24 トヨタ自動車株式会社 ハイブリッド車両の制御装置
JP4306713B2 (ja) * 2006-10-20 2009-08-05 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置、制御方法、その制御方法をコンピュータで実現するプログラムおよびそのプログラムを記録した記録媒体
US20080243322A1 (en) * 2007-03-30 2008-10-02 Mazda Motor Corporation Control device and method of hybrid vehicle
US7841433B2 (en) * 2007-06-20 2010-11-30 Ford Global Technologies, Llc Negative driveline torque control incorporating transmission state selection for a hybrid vehicle
JP4957475B2 (ja) * 2007-09-13 2012-06-20 トヨタ自動車株式会社 車両用動力伝達装置の制御装置
US8000865B2 (en) * 2008-05-06 2011-08-16 GM Global Technology Operations LLC Method and apparatus for transitioning an electrically variable transmission
JP4924657B2 (ja) * 2008-06-24 2012-04-25 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置および制御方法
JP2010075036A (ja) * 2008-08-22 2010-04-02 Fuji Heavy Ind Ltd 電気自動車の制御装置
JP5206641B2 (ja) * 2008-12-25 2013-06-12 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 動力伝達装置およびこれを搭載する車両
DE102009014007B4 (de) * 2009-03-19 2019-07-18 Continental Automotive Gmbh Verfahren und Vorrichtung zum Steuern einer Hybridantriebsvorrichtung
JP5392147B2 (ja) * 2010-03-01 2014-01-22 トヨタ自動車株式会社 油圧システム
JP5408365B2 (ja) * 2010-12-20 2014-02-05 トヨタ自動車株式会社 自動変速機の油圧制御装置
JP5680569B2 (ja) * 2012-01-13 2015-03-04 トヨタ自動車株式会社 インバータ
CN103273681B (zh) * 2013-05-08 2014-12-24 常熟通润汽车修理设备有限公司 快速液压泵站结构
JP6780610B2 (ja) * 2017-08-22 2020-11-04 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
CN111971493B (zh) * 2018-04-27 2022-04-08 株式会社爱信 供油装置以及车用驱动传递装置

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4928227A (en) * 1987-11-02 1990-05-22 Ford Motor Company Method for controlling a motor vehicle powertrain
US4905545A (en) * 1988-04-29 1990-03-06 Chrysler Motors Corporation Method of controlling the speed change of a kickdown shift for an electronic automatic transmission system
JPH02150561A (ja) 1988-11-30 1990-06-08 Aisin Seiki Co Ltd 電子制御自動変速装置
JP3246239B2 (ja) * 1994-12-13 2002-01-15 日産自動車株式会社 自動変速機の変速制御装置
JP3540529B2 (ja) * 1996-12-12 2004-07-07 ジヤトコ株式会社 自動変速機の油圧制御装置
US6039674A (en) * 1999-03-26 2000-03-21 Daimlerchrysler Corporation Quick learn procedure for fill volumes of an electronically controlled automatic transmission
US6093133A (en) * 1999-04-01 2000-07-25 Daimlerchrysler Corporation Learn 1st 2-3 shift, 1st N-1 learn
JP2002213595A (ja) 2001-01-23 2002-07-31 Unisia Jecs Corp 自動変速機の油圧制御装置
JP4176314B2 (ja) 2001-01-29 2008-11-05 株式会社日立製作所 自動変速機の油圧制御装置
JP3782942B2 (ja) * 2001-02-06 2006-06-07 株式会社日立製作所 自動変速機の油圧制御装置
JP3927373B2 (ja) * 2001-02-15 2007-06-06 株式会社日立製作所 自動変速機の油圧制御装置
JP4037062B2 (ja) * 2001-02-19 2008-01-23 株式会社日立製作所 自動変速機の油圧制御装置
JP2002276796A (ja) * 2001-03-21 2002-09-25 Unisia Jecs Corp 自動変速機の油圧制御装置
JP5157028B2 (ja) * 2001-03-23 2013-03-06 アイシン精機株式会社 自動変速機
JP4132797B2 (ja) * 2001-11-30 2008-08-13 株式会社日立製作所 自動変速機の油圧制御装置
JP4541673B2 (ja) * 2003-09-25 2010-09-08 富士重工業株式会社 自動変速機の変速制御装置

Cited By (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102192311B (zh) * 2010-03-09 2015-05-06 加特可株式会社 变速器的油压控制装置及其控制方法
CN102192311A (zh) * 2010-03-09 2011-09-21 加特可株式会社 变速器的油压控制装置及其控制方法
CN102966727A (zh) * 2011-08-31 2013-03-13 本田技研工业株式会社 变速器的控制装置
CN102966727B (zh) * 2011-08-31 2015-05-20 本田技研工业株式会社 变速器的控制装置
CN103062390B (zh) * 2011-10-24 2016-01-20 加特可株式会社 自动变速器的控制装置
CN103062390A (zh) * 2011-10-24 2013-04-24 加特可株式会社 自动变速器的控制装置
CN104379911A (zh) * 2013-03-25 2015-02-25 本田技研工业株式会社 车辆的控制装置
CN105190119A (zh) * 2013-03-29 2015-12-23 爱信艾达株式会社 车辆驱动装置的控制装置
CN105083273A (zh) * 2014-05-08 2015-11-25 现代自动车株式会社 混合动力车辆的紧急操作方法
CN105083273B (zh) * 2014-05-08 2019-02-15 现代自动车株式会社 混合动力车辆的紧急操作方法
CN108426025A (zh) * 2018-03-12 2018-08-21 安徽江淮汽车集团股份有限公司 双离合器自动变速器排气控制方法及控制系统
CN110259925A (zh) * 2019-05-22 2019-09-20 潍柴动力股份有限公司 车辆换挡装置、车辆及车辆换挡方法
CN110259925B (zh) * 2019-05-22 2020-12-22 潍柴动力股份有限公司 车辆换挡装置、车辆及车辆换挡方法
CN114370498A (zh) * 2021-12-23 2022-04-19 浙江吉利控股集团有限公司 一种车辆换挡控制方法
CN114370498B (zh) * 2021-12-23 2023-12-05 浙江吉利控股集团有限公司 一种车辆换挡控制方法

Also Published As

Publication number Publication date
US20070179004A1 (en) 2007-08-02
DE602007014010D1 (de) 2011-06-01
EP2180211A3 (en) 2010-05-19
JP4618146B2 (ja) 2011-01-26
EP2180211A2 (en) 2010-04-28
WO2007088487A3 (en) 2007-12-06
WO2007088487A2 (en) 2007-08-09
US7585242B2 (en) 2009-09-08
CN101379322B (zh) 2012-10-31
JP2007205436A (ja) 2007-08-16
EP1979654B1 (en) 2011-04-20
EP1979654A2 (en) 2008-10-15
EP2180211B1 (en) 2012-03-07

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101379322B (zh) 车辆自动变速器的控制装置
US8528676B2 (en) Control apparatus for hybrid drive system
CN101196152B (zh) 用于车辆用驱动装置的控制装置和控制方法
CN101011964B (zh) 混合动力车辆的控制装置和控制方法
CN100404340C (zh) 用于控制车辆的有级自动变速器的控制设备
US8172018B2 (en) Control apparatus for vehicular power transmitting system
US20080149407A1 (en) Control apparatus and control method for vehicular drive system
US20090055073A1 (en) Vehicular engine control apparatus
CN101784428A (zh) 用于混合动力车辆动力传递装置的控制装置
CN101012882A (zh) 自动变速器的控制装置及控制方法
JP4736826B2 (ja) 自動変速機の変速制御装置
JP5298539B2 (ja) 車両用駆動装置の制御装置
CN100470098C (zh) 车辆自动变速器的变速控制装置和变速控制方法
JP2010115984A (ja) 車両用動力伝達装置の制御装置
JP4923595B2 (ja) 車両の制御装置
JP4682991B2 (ja) ハイブリッド車両の駆動力制御装置
JP5195784B2 (ja) 車両用自動変速機の制御装置
JP2008114803A (ja) 車両の制御装置
JP4075959B2 (ja) ハイブリッド車両の制御装置
JP4797927B2 (ja) 自動変速機の変速制御装置
CN101586659A (zh) 车辆自动变速器的换档控制器
CN107524800B (zh) 用于车辆的控制装置以及用于车辆的控制方法
JPH1089115A (ja) ハイブリッド車両の制御装置
JP2004092655A (ja) ハイブリッド車両の駆動制御装置および駆動制御方法
JP2010162962A (ja) 車両用動力伝達装置の制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant