CN108506475B - 车辆的变速控制装置 - Google Patents

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Abstract

提供一种抑制变速冲击并提高加速感的车辆的变速控制装置。具备对自动变速器及液压控制部进行控制的控制器。控制器在自动变速器的输入转速向变速后的变速档位下的同步转速变化的惯性阶段时，将多个摩擦卡合机构中的构成变速后的变速档位的特定的摩擦卡合机构的液压设定为超过第一液压且小于第二液压的液压，所述第一液压是对与第一驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第一驱动转矩是在变速时从驱动源输出的驱动转矩中的作用于特定的摩擦卡合机构的转矩，所述第二液压是对与第二驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第二驱动转矩是将由伴随着变速比的变化的动力源侧的惯性产生的惯性转矩附加于第一驱动转矩而得到的转矩。

Description

车辆的变速控制装置
技术领域
本发明涉及具备自动变速器的车辆的变速控制装置。
背景技术
已知有如下的车辆用自动变速器的变速控制装置，所述车辆用自动变速器的变速控制装置通过选择性地使多个摩擦卡合装置卡合，从而实现变速比不同的多个变速档位，对从发动机传递到输入轴的驱动转矩进行增减并输出(例如，参照专利文献1)。对于这种变速控制装置而言，在伴随着踩踏加速器踏板的加速器接通的变速时，由伴随着变速比的变化的动力源侧的惯性产生的惯性转矩会伴随着动力接通而附加于从驱动源输出的驱动转矩，所以自动变速器的输出转矩会暂时急剧变化，这会成为变速冲击。因而，在专利文献1记载的装置中，执行如下的延迟控制：在使涡轮转速降低至变速后的变速档位下的同步转速的惯性阶段，使发动机的点火时期延迟。
另外，已知有通过在变速时使进行卡紧变换的卡合离合器中的释放侧离合器滑动来抑制变速冲击的控制装置(例如，参照专利文献2以及专利文献3)。
而且，已知有通过在变速时使设置于转矩转换器的锁止离合器滑动来抑制变速冲击的锁止离合器的控制装置(例如，参照专利文献4)。
而且，已知有使配置于发动机与自动变速器之间的直接连结式离合器在变速结束时滑动或释放的车辆有级变速器的变速控制装置(例如，参照专利文献5)。变速结束时是指自动变速器的输入轴的旋转速度与变速后的同步旋转速度一致或接近变速后的同步旋转速度的条件成立的时刻。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2007-138901号公报
专利文献2：日本特开2013-154723号公报
专利文献3：日本特开2011-218835号公报
专利文献4：日本特开2010-159815号公报
专利文献5：日本特开2005-313786号公报
在专利文献1记载的装置中，以降低输出轴转矩的变动为目的，执行点火延迟，但点火延迟量存在限制，根据运转状态，有时无法充分地抑制输出轴转矩的变动。另外，由于点火延迟控制是使作为动力源的发动机的输出降低的控制，所以有时会关系到伴随着踩踏加速器踏板的加速器接通而输出的驱动转矩的响应的恶化、燃料经济性、排放物的恶化等。
在变速时使锁止离合器滑动的装置中，由于驱动转矩通过蠕滑力进行传递，所以与完全卡合状态时相比，传递转矩减少。因此，相对于加速器踏板的踩踏向驱动轮传递的驱动力的响应性变差。
在使直接连结式离合器滑动的装置中，直接连结式离合器连结于发动机的曲轴与自动变速器的输入轴之间。因此，虽然能够相对于直接连结式离合器阻断传递驱动的方向上的上游侧(发动机侧)的惯性(惰性)转矩向作为下游侧的自动变速器的传递，但无法相对于直接连结式离合器阻断在包括自动变速器在内的下游侧产生的惯性转矩的传递。
因此，例如在与由驾驶员进行的加速操作相应的变速控制中，一边抑制变速冲击一边消除给驾驶员带来的延迟感而提高驾驶性能，还留有改善的余地。
发明内容
本发明是着眼于上述技术课题而作出的，其目的在于提供一种能够在与由驾驶员进行的加速操作相应的变速控制中一边抑制变速冲击一边提高加速感的车辆的变速控制装置。
为了达成上述目的，本发明是一种车辆的变速控制装置，具有多个摩擦卡合机构的有级式的自动变速器与驱动源的输出轴侧连结，液压控制部以将对多个所述摩擦卡合机构的传递转矩容量进行设定的液压切换为与卡合状态以及释放状态相当的液压的方式对多个所述摩擦卡合机构的所述液压进行控制，从而对变速比不同的变速档位进行设定，所述车辆的变速控制装置的特征在于，具备对所述自动变速器以及所述液压控制部进行控制的控制器，所述控制器在变速中的所述自动变速器的输入转速向变速后的变速档位下的同步转速变化的惯性阶段，将多个所述摩擦卡合机构中的构成变速后的变速档位的特定的摩擦卡合机构的液压设定为超过第一液压且小于第二液压的液压，所述第一液压是对与第一驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第一驱动转矩是在所述变速时从所述驱动源输出的驱动转矩中的作用于特定的摩擦卡合机构的转矩，所述第二液压是对与第二驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第二驱动转矩是将由伴随着所述变速比的变化的动力源侧的惯性产生的惯性转矩附加于所述第一驱动转矩而得到的转矩。
优选的是，所述特定的摩擦卡合机构为在变速前后被维持成所述卡合状态的摩擦卡合机构。
优选的是，所述特定的摩擦卡合机构为在变速后被升压到与卡合状态相当的卡合液压的多个摩擦卡合机构中的按照时间排序首先被升压到所述卡合液压的摩擦卡合机构。
优选的是，所述第一液压是基于作用于所述特定的摩擦卡合机构的转矩求解出的理论值，所述第二液压是对将预先决定的安全率附加于所述理论值而得到的传递转矩容量进行设定的液压。
优选的是，具备检测部，所述检测部对所述特定的摩擦卡合机构中的从所述驱动源被传递驱动力的输入侧构件与卡合于所述输入侧构件的输出侧构件的转速差进行检测，所述惯性阶段包括所述转速差处于超过第一阈值且小于第二阈值的范围的旋转同步阶段，所述第二阈值的值比第一阈值的值大。
优选的是，所述车辆的变速控制装置在所述自动变速器的输入侧具备转矩转换器，所述转矩转换器具有锁止离合器，所述控制器对所述转矩转换器进行控制，从而至少在所述惯性阶段将所述锁止离合器维持为使从所述驱动源输出的驱动力向所述自动变速器直接传递的完全卡合状态。
根据本发明，在惯性阶段将多个摩擦卡合机构中的构成变速后的变速档位的特定的摩擦卡合机构的液压设定为超过第一液压且小于第二液压的液压，所述第一液压是对与第一驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第一驱动转矩是从驱动源输出的驱动转矩中的作用于特定的摩擦卡合机构的转矩，所述第二液压是对与第二驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第二驱动转矩是将伴随着变速比的变化而由动力源侧的惯性的变化产生的惯性转矩附加于第一驱动转矩而得到的转矩。由此，由于特定的摩擦卡合机构将变速时的第一驱动转矩传递给输出侧旋转构件，且在传递第二驱动转矩时进行滑动而不会将第二驱动转矩传递给输出侧旋转构件，所以能够一边抑制变速冲击一边提高加速感。
附图说明
图1是示意性地示出用于本发明的车辆的一例的框图。
图2是示出自动变速器的一例的框图。
图3是示出多个摩擦卡合机构的动作与变速档位的关系的一例的说明图。
图4是示出具备自动变速器的驱动系统的扭转模型的示意图。
图5是示出减振控制部的一例的框图。
图6是示出减振控制部的动作顺序的一例的流程图。
图7是示出离合器选择部的动作顺序的一例的流程图。
图8是示出扭转系数算出部的动作顺序的一例的流程图。
图9是示出目标液压算出部的动作顺序的一例的流程图。
图10是示出从第五速度起向第三速度变速时的各部分的动作的一例的时间图。
图11是示出从第八速度起向第三速度变速时的各部分的动作的一例的时间图。
附图标记说明
9…发动机、10…车辆、13…自动变速器、21…电子控制装置(E-ECU)、22…加速器开度传感器、23…车速传感器、24…发动机转速传感器、25…电子控制装置(T-ECU)、27…减振控制部、51…离合器选择部、52…扭转系数算出部、53…存储部、54…目标液压算出部。
具体实施方式
以下，使用附图对实施例进行说明。图1示意性地示出了用于本发明的车辆的一例。如图1所示，车辆10具备发动机(ENG)9、转矩转换器(T/C)12以及有级式的自动变速器(A/T)13。在发动机9的输出轴(曲轴)14连结有转矩转换器12。在转矩转换器12的输出侧连结有自动变速器13的输入轴15，向输入轴15传递从发动机9输出的驱动力。自动变速器13的输出轴16与作为终端减速器的差动齿轮17连结。在差动齿轮17连结有左右的车轴18。传递到输出轴16的驱动转矩经由车轴18向驱动轮19、20传递。此外，在图1中，驱动轮19、20为车辆10的后轮，但不限于此，也可以设为前轮，也可以设为前轮以及后轮。
发动机9构成为能够对燃料的供给、点火时期等进行电控制。设置有用于进行该控制的发动机控制用的电子控制装置(E-ECU)21。E-ECU21以微型计算机为主体构成，构成为使用输入的数据、预先存储的数据进行运算，并将该运算的结果作为控制指令信号向发动机9输出。在E-ECU21连接有加速器开度传感器22、车速传感器23以及发动机转速传感器24等，从各传感器22～24输入车速、加速器开度以及发动机转速Ne等作为表示车辆10的行驶状态的数据。此外，发动机9包括汽油发动机、柴油发动机等。另外，作为车辆10，可以包括具有将发动机与电动机组合得到的驱动源的混合动力类型的车辆。
自动变速器13构成输入轴15与输出轴16之间的动力传递路径的一部分，通过与变速要求相应地使对变速前的变速档位进行设定的释放侧的摩擦卡合机构变更为释放状态，并使对变速后的变速档位进行设定的卡合侧的摩擦卡合机构变更为卡合状态，从而使变速比变化。多个摩擦卡合机构包括离合机构以及制动机构。离合机构具备输入侧旋转构件和输出侧旋转构件，并构成为利用液压将输入侧旋转构件与输出侧旋转构件卡合。制动机构具备旋转构件和预定的固定构件，利用液压将旋转构件与固定部连结或解除该旋转构件与固定部的连结。因此，自动变速器13是执行离合器到离合器变速(日文：クラッチ·ツウ·クラッチ変速)的有级式的变速器。
车辆10具备变速器控制用的电子控制装置(T-ECU)25。T-ECU25经由液压控制部26控制自动变速器13。T-ECU25以微型计算机为主体构成，并能够进行数据通信地与上述E-ECU21连接。T-ECU25构成为经由E-ECU21输入车速、加速器开度等数据，并使用这些输入的数据以及预先存储的数据进行运算，将运算结果作为控制指令信号(包括液压指令值在内)向液压控制部26输出。T-ECU25在预先存储的数据中包括变速线图。对于变速线图而言，作为一例，为根据车速和加速器开度确定变速档位的区域的线图，确定有升档线和降档线。对于变速的判断而言，通过由车速和加速器开度决定的行驶状态以横穿升档线的方式变化，实现升档的判断，另外，通过行驶状态以横穿降档线的方式变化，实现降档的判断。T-ECU25是本发明的实施方式的控制器的一例。T-ECU25具备减振控制部27以及检测部28，所述减振控制部27随后详细叙述，所述检测部28对变速后的变速档位下的输入侧构件与输出侧构件的转速差进行检测。
图2示出了自动变速器13的一例。如图2所示，自动变速器13具备齿轮机构30。齿轮机构30具备配置于车辆10的前侧的双小齿轮型行星齿轮机构31和配置于后侧的拉威娜型(日文：ラビニョ型)行星齿轮机构32。从发动机9的输出轴14输出的驱动转矩经由转矩转换器12向齿轮机构30输入。转矩转换器12具有：泵叶轮33，所述泵叶轮33一体地设置于与输出轴14连结的前端盖29；涡轮34，所述涡轮34与泵叶轮33对置地配置；以及定子35，所述定子35在上述泵叶轮33与涡轮34之间配置于上述泵叶轮33与涡轮34的旋转中心侧。定子35经由单向离合器36例如与自动变速器13的壳体等固定部37连结。
转矩转换器12具有锁止离合器38。对于锁止离合器38而言，例如通过对收容泵叶轮33以及涡轮34的卡合侧液压室39的液压与隔着锁止活塞40对置的释放侧液压室41的液压的压力差进行控制，从而将锁止离合器38变更为使涡轮34与前端盖29完全卡合的完全卡合状态、使涡轮34与前端盖29半卡合的半卡合状态、以及使涡轮34与前端盖29释放的释放状态中的任意状态。在图2中，齿轮机构30、转矩转换器12构成为相对于输出轴14的中心轴线Cnt大致对称，省略了中心轴线Cnt的下半部分。此外，也可以将转矩转换器12内置于自动变速器13。
前侧的行星齿轮机构31中的太阳轮S1与固定部37连结而成为固定元件。另外，齿圈R1成为行星齿轮机构31的输出元件。与太阳轮S1以及齿圈R1啮合的多个小齿轮P1由行星轮架CA1保持。行星轮架CA1为输入元件，并与涡轮34连结。将行星轮架CA1连结于涡轮34的旋转轴为输入轴15，其转速为输入转速(Nin)。
对于拉威娜型行星齿轮机构32而言，长小齿轮P2与第一太阳轮S2和齿圈RR啮合，第二太阳轮S3同与该长小齿轮P2啮合的短小齿轮P3啮合，并且，上述长小齿轮P2和短小齿轮P3由行星轮架RCA保持。齿圈RR为输出元件，与输出轴16连结。将输出轴16的转速设为输出转速(No)。此外，在本发明中，不限于图2所示的构架图，可以是与以往已知的车辆用自动变速装置的行星齿轮机构相同的结构。
多个摩擦卡合机构具有第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第一制动器B1以及第二制动器B2。第一离合器C1选择性地与齿圈R1和第二太阳轮S3连结。第二离合器C2选择性地与输入轴15和行星轮架RCA连结。第三离合器C3选择性地与齿圈R1和第一太阳轮S2连结。第四离合器C4选择性地与行星轮架CA1和第一太阳轮S2连结。
第一制动器B1阻止第一太阳轮S2的旋转。第二制动器B2阻止行星轮架RCA的旋转。此外，与第二制动器B2并列地设置有单向离合器F1。单向离合器F1构成为在行星轮架RCA想要向与输出轴16的旋转方向相反方向旋转时切换为卡合状态，从而阻止行星轮架RCA的反向旋转。
转矩转换器12具备机械式的油泵44。油泵44通过被从发动机9输出的旋转驱动而使油升压，并将升压后的油作为原油向液压控制部26供给。在自动变速器13设置有检测发动机转速(Ne)的发动机转速传感器24、以及检测转矩转换器12的输出轴转速(输入轴15的转速(Nin))的涡轮转速传感器45。而且，在自动变速器13设置有检测齿圈(输出元件)RR的转速(No)的输出轴转速传感器46。从发动机转速传感器24、涡轮转速传感器45以及输出轴转速传感器46得到的信号向T-ECU25以及E-ECU21输送。车速(V)为与齿圈RR的转速(No)相对应的值。
图3示出了多个摩擦卡合机构的动作与变速档位的关系的一例。如图3所示，自动变速器13能够设定包括第一速度(1st)、第二速度(2nd)、第三速度(3rd)、第四速度(4th)、第五速度(5th)、第六速度(6th)、第七速度(7th)以及第八速度(8th)在内的多个变速档位。对于多个摩擦卡合机构C1～C4、B1、B2以及单向离合器F1而言，标记“〇”表示卡合状态，“空白”表示释放状态。“(〇)”表示可能是卡合和释放中的任一种状态。
第一离合器C1是在从第一速度起到第五速度中对变速档位进行变更的变速的情况下始终被维持成卡合状态的特定的摩擦卡合机构。第二离合器C2是在从第五速度起到第八速度中对变速档位进行变更的变速的情况下始终被维持成卡合状态的特定的摩擦卡合机构。另外，在隔着第五速度而在从第六速度起到第八速度中的任意的变速档位与从第一速度起到第四速度中的任意的变速档位之间执行变速的特别类型的情况下，将在变速后被升压到卡合液压的多个摩擦卡合机构中的时间上首先被升压到卡合液压的摩擦卡合机构选择为特定的摩擦卡合机构。在这里，卡合液压是用于将摩擦卡合机构的传递转矩容量设定为完全卡合状态的液压。作为特别类型的情况，例如在跨过第五速度而从第八速度变速至第三速度的情况下，将在变速后被升压到卡合液压的第一离合器C1以及第三离合器C3中的时间上首先被升压到卡合液压的第三离合器C3选择为特定的摩擦卡合机构。此外，变速后升压到卡合液压的顺序是按变速档位的组合而预先决定的。
图4示出了具备自动变速器13的驱动系统的扭转模型。图4所示的I1表示以成为动力源的发动机9为主体的发动机系统的惯性力矩(惯性)。I2表示包括自动变速器13在内的变速器系统的惯性力矩。对于构成变速档位的多个摩擦卡合机构而言，为了谋求附图的简化，在发动机9与自动变速器13之间记载了一个摩擦卡合机构48。
在伴随着加速器踏板的踩踏的变速时，伴随着变速比的变化，包括使驾驶员感受到车辆10的前后振动的低频成分在内的驱动转矩会成为变动转矩而附加于第一驱动转矩，所述第一驱动转矩是伴随着踩踏加速器踏板的加速器接通而从发动机9输出的驱动转矩中的作用于特定的摩擦卡合机构的驱动转矩。即，变动转矩附加于第一驱动转矩而得到的第二驱动转矩向自动变速器13的输出轴16传递，由发动机9系统的惯性I1产生的惯性转矩会超过变速器系统的惯性力矩I2的转矩。
第二驱动转矩经由卡合状态下的摩擦卡合机构48以及自动变速器13在差动齿轮17处以最终减速比被减小而向车轴18传递。该第二转矩向驱动轮19(轮胎)传递，当在路面与驱动轮19之间刚产生粘着力之后，驱动反作用力就会作用于车轴18。接受到驱动反作用力，发动机9以及自动变速器13会较大地转动，使得承受转动的车辆10的车架(日文：マウント)开始振动。向车辆10的车架输入的振动成为以作为驱动系统的扭转振动的一阶固有频率为主体的过渡振动。伴随着车架接受到振动传递，在车辆10中会产生冲击振动。即，第二驱动转矩经由卡合状态下的摩擦卡合机构48向自动变速器13系统的输出轴16传递，因而成为变速冲击而在车辆10中呈现。若将发动机9的质量设为M1、将自动变速器13的质量设为M2，则第二驱动转矩所包含的固有频率为M1+M2。并且，若对摩擦卡合机构48执行减振控制，则能够将向输出轴16传递的驱动转矩所包含的固有频率转变为根据以下示出的式(1)算出的固有频率。
Figure BDA0001581651520000101
式(1)中记载的“K”例如是包括自动变速器13的输出轴16(驱动轴)以及驱动轮19系统在内的弹簧系数(扭转刚性)。
T-TECU25具备对特定的摩擦卡合机构执行减振控制的减振控制部27。减振控制部27将对特定的摩擦卡合机构的传递转矩容量进行设定的液压设定为超过第一液压且小于第二液压的液压，所述第一液压是对与第一驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第二液压是对与第二驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压。即，减振控制将特定的摩擦卡合机构的液压设定为使特定的摩擦卡合机构以如下方式滑动的液压：在向特定的摩擦卡合机构的输入侧旋转构件传递第一驱动转矩时，维持为能够向特定的摩擦卡合机构的输出侧旋转构件传递第一驱动转矩的卡合状态，且在向特定的摩擦卡合机构的输入侧旋转构件传递第二驱动转矩时，阻断第二驱动转矩向特定的摩擦卡合机构的输出侧旋转构件的传递。执行减振控制的期间为自动变速器13的输入转速向变速后的变速档位下的同步转速变化的惯性阶段，例如为惯性阶段的结束前或结束附近的旋转同步阶段。由此，减振控制将第二驱动转矩的固有振动频率成分所包含的低频成分去除。即，减振控制将第二驱动转矩所包含的低频成分的振动转变为驾驶员感受不到振动的高频成分的振动。
图5示出了减振控制部27的一例。如图5所示，减振控制部27具备离合器选择部51、扭转系数算出部52、存储部53以及目标液压算出部54。此外，以下对离合器选择部51、扭转系数算出部52、存储部53以及目标液压算出部54进行详细说明。
图6示出了减振控制部27的动作顺序的一例。图6所示的顺序例如在发动机9运转的期间按一定时间反复执行。如图6所示，在步骤S1中，减振控制部27判断是否正在执行变速控制。在为肯定(Yes侧)的情况下向骤S2转移，在不是肯定的情况下(No侧)返回。
在步骤S2中，离合器选择部51选择构成变速后的变速档位的多个摩擦卡合机构中的特定的摩擦卡合机构。之后，向步骤S3转移。
在步骤S3中，T-ECU25判断变速控制是否正在执行惯性阶段中的旋转同步阶段(同步阶段)。检测部28对特定的摩擦卡合机构中的从发动机9被传递驱动力的输入侧构件与卡合于输入侧构件的输出侧构件的转速差进行检测。输入侧构件的转速为与输入轴15的转速、即涡轮转速(Nin)相对应的值。旋转同步阶段为转速差处于超过第一阈值且小于第二阈值的范围的阶段，所述第二阈值的值比第一阈值的值大。T-ECU25基于从检测部28获得的转速差判断是否为旋转同步阶段。在为肯定(Yes侧)的情况下向步骤S4转移，在不是肯定的情况下(No侧)返回。
在步骤S4中，扭转系数算出部52算出用于求解第二驱动转矩的峰值的扭转系数。之后，向步骤S5转移。
在步骤S5中，目标液压算出部54基于由扭转系数算出部52算出的扭转系数求解特定的摩擦卡合机构所承受的传递转矩容量，并基于求解出的传递转矩容量求解向特定的摩擦卡合机构供给的目标液压。
在步骤S6中，T-ECU25向液压控制部26输出与由目标液压算出部54求解出的目标液压相对应的液压指令值，并将特定的摩擦卡合机构的液压设定为在减振控制时设定的减振液压。
图7示出了离合器选择部51的动作顺序的一例。如图7所示，离合器选择部51将在变速前后被维持成卡合状态的摩擦卡合机构选择为特定的摩擦卡合机构。在不存在在变速前后被维持成卡合状态的摩擦卡合机构的变速的情况下，将在变速后被升压到卡合液压的多个摩擦卡合机构中的时间上首先被升压到卡合液压的摩擦卡合机构选择为特定的摩擦卡合机构。
即，在步骤S7中，离合器选择部51判断是否存在在变速前后被维持成卡合状态的摩擦卡合机构。在为肯定(Yes侧)的情况下向步骤S8转移，在不是肯定的情况下(No侧)向步骤S9转移。
在步骤S8中，离合器选择部51将在变速前后被维持成卡合状态的摩擦卡合机构选择为特定的摩擦卡合机构。
在步骤S9中，离合器选择部51将在变速后被升压到与卡合状态相当的卡合液压的多个摩擦卡合机构中的时间上首先被升压到卡合液压的摩擦卡合机构选择为特定的摩擦卡合机构。此外，在图7中，为了防止附图的复杂化，将摩擦卡合机构记载为离合器。
图8示出了扭转系数算出部52的动作顺序的一例。如图8所示，在步骤S10中，扭转系数算出部52算出从发动机9输出的推定的发动机输出转矩的变速前后的转矩差。存储部53存储第一映射，所述第一映射是通过预先实验性地求解并决定伴随着加速器踏板的踩踏而增大的节气门开度(或吸入空气量)、发动机转速以及发动机输出转矩的关系而得到的。对于推定的发动机输出转矩而言，从存储部53读取第一映射，基于实际的发动机转速以及节气门开度(或吸入空气量)并参照第一映射，对推定的发动机输出转矩进行求解。之后，向步骤S11转移。
在步骤S11中，扭转系数算出部52基于转矩差算出扭转系数。例如存储部53存储第二映射，所述第二映射是通过预先实验性地求解并决定转矩差与扭转系数的关系而得到的。扭转系数算出部52从存储部53读取第二映射，基于转矩差并参照第二映射对扭转系数进行求解。扭转系数是推定在车辆10中产生的振动的大小的参数。之后返回。
图9示出了目标液压算出部54的动作顺序的一例。如图9所示，在步骤12中，目标液压算出部54算出将扭转系数附加于理论值而得到的转矩，例如算出使理论值乘以扭转系数而得到的第一传递转矩容量，所述理论值是基于作用于对变速后的变速档位进行设定的多个摩擦卡合机构的转矩而求解得到的。之后，向步骤S13转移。
在步骤S13中，目标液压算出部54使在步骤S12中求解出的第一传递转矩容量乘以对变速后的变速档位进行设定的多个摩擦卡合机构中的转矩分担率而算出第二传递转矩容量。之后，向步骤S14转移。
转矩分担率是基于变速后的变速档位的齿轮比同对各变速档位进行设定的各摩擦卡合机构的输入侧旋转构件的齿轮与输出侧旋转构件的齿轮的齿轮比的比率而预先决定的。具体而言，在变速后的变速档位为第二速度的情况下，如在图3中说明的那样，第一制动器B1以及第一离合器C1被设定为卡合状态。若第二速度的齿轮比例如为“1.9”，则在相对于第一制动器B1的离合器转矩量为“1”而将第一离合器C1的离合器转矩量设为“0.9”的情况下，将第一离合器C1的转矩分担率设为“0.9/1.9”。
在图9所示的步骤S14中，目标液压算出部54基于根据转矩分担率求解出的第二传递转矩容量，求解向特定的摩擦卡合机构供给的目标液压。存储部53存储第三映射，所述第三映射例如是通过预先实验性地决定第二传递转矩容量与向特定的摩擦卡合机构供给的目标液压的关系而得到的。目标液压算出部54从存储部53读取第三映射，基于第二传递转矩容量并参照第三映射对向特定的摩擦卡合机构供给的目标液压进行求解。之后返回。
此外，也可以代替参照第三映射，使用以下示出的物理式(2)，根据第二传递转矩容量算出目标液压。
Pc＝4/((Dpo2-DPi2)·π)(4·TC1/(n·μ·(Do·Di))+Fr)···(2)
对于物理式(2)中记载的符号而言，“Pc”表示第一离合器C1的目标液压(Kpa)，“TC1”表示第一离合器C1的传递转矩容量(Nm)，“μ”表示第一离合器C1的摩擦系数，“n”表示摩擦面的数量，“Dpo”表示活塞大径(m)，“Dpi”表示活塞小径(m)，“Fr”表示活塞复位弹簧设置载荷(N)，“Do”表示第一离合器C1的摩擦面大径(m)，“Di”表示第一离合器C1的摩擦面小径(m)。
图10示出了从第五速度向第三速度变速时的各部分的动作的一例。图10所示的各部分从纵轴的上侧依次为锁止离合器(LU)的状态、发动机输出转矩(ENG转矩)(Nm)、释放侧的第二离合器C2的液压(液压指令值)、卡合侧的第三离合器C3的液压(液压指令值)、特定的第一离合器C1的液压(液压指令值)以及车辆10的前后加速度(G)。对于锁止离合器(LU)的状态而言，接通状态表示完全卡合状态，断开状态表示释放状态。
图10所示的车辆10的初始状态为踩踏加速器踏板后的动力接通的状态，处于基于目标发动机转矩而将发动机输出转矩维持为一定量的状态(该图所示的符号10A)，并且以预定的车速(V)以上的车速进行行驶，因而，锁止离合器为完全卡合状态(接通)(符号10B)。
在时刻T1，响应于从第五速度降档到第三速度的降档要求的输出，开始变速控制。如在图3中说明的那样，对于从第五速度向第三速度的降档而言，将第二离合器C2释放并使第三离合器C3卡合，并且，在变速前后均将第一离合器C1维持为卡合状态。
在开始变速控制时，由于迅速地提升第三离合器C3的液压，所以执行将相对于第三离合器C3的液压指令值暂时设定为较高的值的快速充油控制(符号10C)。另外，使第二离合器C2的液压从卡合液压降低至理论值(符号10D)。此外，卡合液压是使理论值乘以预先决定的预定的安全率而得到的液压值。理论值是基于作用于摩擦卡合机构的转矩而求解出的液压值。
在时刻T2，使结束快速充油控制后的第三离合器C3的液压降低至即将传递转矩前(低压待机)的液压(符号10E)。由此，使第二离合器C2滑动卡合，并将第三离合器C3保持在活塞的行程末端压力附近。行程末端压力是在摩擦卡合机构中从驱动板与从动板分离的释放状态起，通过利用液压使活塞移动，从而使两个板恰好抵接时的液压、即不传递转矩的程度的液压。
在时刻T3，执行对液压指令值进行设定以使第二离合器C2的液压以预先决定的预定梯度逐渐降低的扫描下降处理(日文：スイープダウン処理)(符号10F)。另外，与扫描下降处理同时进行，执行对液压指令值进行设定以使相对于第三离合器C3的液压以预先决定的预定梯度逐渐上升的扫描上升处理(日文：スイープアップ処理)(符号10G)。由此，成为由卡合侧的第三离合器C3承受释放侧的第二离合器C2所承受的转矩的一部分的转矩阶段。转矩阶段是用于使输入轴15的转速(Nin)降低至第三速度的变速档位下的同步转速的转矩转移期间。
在时刻T4，所承受的转矩的大小的关系逐渐反转，成为输入轴的转速、即涡轮转速(Nt)向第三速度的变速档位下的同步转速变化的惯性阶段。由此，车辆10的前后加速度(G)以不断增大的方式上升(符号10H)。在此时刻，T-ECU25经由检测部28监视涡轮转速(Nt)与第三离合器C3的输出轴的转速(第三速度的变速档位下的同步转速)的转速差。
在时刻T5，成为涡轮转速(Nt)与第三离合器C3的输出轴的转速的转速差收敛于预定的范围的旋转同步阶段。此时，减振控制部27对被维持成卡合状态的第一离合器C1执行减振控制(符号10I)。到达旋转同步阶段是通过转速差收敛于超过第一阈值且小于第二阈值的范围而检测出的，所述第二阈值的值比第一阈值的值大。在时刻t5以前，将第一离合器C1维持为使理论值乘以预定的安全率而得到的卡合液压(符号10J)。
卡合液压是使理论值乘以预先决定的预定的安全率而得到的液压，即为对与第二驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压。理论值是基于作用于第一离合器C1的驱动转矩而求解出的值，即为对与第一驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压(符号10K)。理论值是本发明的实施例的第一液压的一例，卡合液压是本发明的实施例的第二液压的一例。
在时刻T5，减振控制部27将第一离合器C1的液压指令值设定为比卡合液压低且比理论值高的减振液压(符号10L)。由此，能够将第二驱动转矩所包含的低频成分的振动转变为驾驶员感受不到振动的高频成分的振动，从而抑制以往在旋转同步阶段产生的变速冲击(在图10中由虚线示出的符号10M)。
在时刻T6，减振控制部27使涡轮转速(Nt)到达第三速度的变速档位下的同步转速附近。此时，减振控制部27结束减振控制(符号10N)。涡轮旋转速度(Nt)到达第三速度的变速档位下的同步转速附近是通过涡轮旋转速度(Nt)与同步转速的偏差进入到接近零的正的预定值内而检测出的。
在时刻T7，减振控制部27在结束减振控制后，将第一离合器C1的液压指令值设定为使第一离合器C1的液压上升至卡合液压(符号10O)。
在时刻T8，在涡轮转速(Nt)成为第三离合器C3的输出轴的转速附近的转速时，T-ECU25将第二离合器C2的液压指令值设定为使第二离合器C2的液压完全释放(符号10P)，并将第三离合器C3的液压指令值设定为使第三离合器C3的液压上升到卡合液压，由此结束降档控制(符号10Q)。
然而，T-ECU25监视输入轴15的转速(Nin)与第三速度的变速档位下的同步转速的转速差，对减振控制的开始正时进行检测。以往，由于转速差与变速时的第三离合器C3的卡合状态的液压存在相关关系，所以对设定第三离合器C3的传递转矩容量的液压进行反馈控制，以便以使第三离合器C3的输出轴的驱动转矩没有变速冲击地平滑地增大的方式成为预先确定的目标转速差。但是，在本实施方式中，由于在惯性阶段中的旋转同步阶段执行减振控制，所以不执行前述的第三离合器C3的液压的反馈控制。即，在本实施方式中，从初始压力起按照预先决定的一定的时间梯度(时间变化率)对第三离合器C3的液压进行扫描上升处理(升压控制)。
若是如此，则在将卡合侧的第三离合器C3卡合时会产生冲击(卡合冲击)。卡合冲击也会混入到发动机侧的惯性转矩、伴随着加速器接通的驱动转矩中而作为变速冲击输出。在本实施方式中，使用成为包括卡合冲击在内的变速冲击的能量，使不实施离合器的切换控制的第一离合器C1滑动，从而相对于第一离合器C1阻断驱动传递方向上的上游侧的惯性，所述离合器的切换控制为同时进行并实施释放侧离合器的释放与卡合侧离合器的卡合的控制。即，在本实施方式中，例如时间上首先实施离合器的切换控制，从而产生卡合冲击，利用与该卡合冲击相当的能量的量使第一离合器C1滑动。由此，将驱动转矩所包含的上游侧的惯性转矩排除，将驱动转矩所包含的固有频率转变为高频进行减振。此外，作为离合器的切换控制，并不限于预先决定了一定的时间梯度的扫描控制。在本实施方式中，由于能够执行不考虑卡合冲击的离合器的切换控制，所以能够缩短变速时间。
另外，以往，在惯性阶段结束之前，为了抑制变速冲击而实施点火延迟控制(在图10中由虚线示出的符号10R)。以往，通过执行点火延迟控制，从而将变速控制的结束从时刻T8延长至点火延迟控制结束的时刻T9。在本实施方式中，不用执行点火延迟控制即可，相应地能够缩短变速时间。而且，以往，由于发动机9的运转状态等的制约，有时无法执行点火延迟控制。在该情况下会输出变速冲击。在本实施方式中，即使执行点火延迟控制，也能够可靠地抑制变速冲击。
对于在图10中说明的降档而言，作为从第五速度起向第三速度的变速进行了说明，但也可以为特别类型的情况下的变速，例如为从第八速度起向第三速度的降档。在该情况下，如在图3中说明的那样，通过将第二离合器C2和第一制动器B1分别切换为释放状态，并将第一离合器C1和第三离合器C3分别切换为卡合状态，从而完成变速。即，该情况下的变速是不存在在变速时被维持成卡合状态的摩擦卡合机构的变速。
图示出了从第八速度起向第三速度变速时的各部分的动作的一例。图11所示的各部分从纵轴的上侧依次为第一制动器B1的液压(液压指令值)、第三离合器C3的液压(液压指令值)、第二离合器C2的液压(液压指令值)、第一离合器C1的液压(液压指令值)以及车辆10的前后加速度(G)。
在图11所示的时刻T10，对第八速度进行设定。之后，在到达时刻T11之前，输出向第三速度降档的降档要求。
在时刻T11开始变速控制。变速控制执行对液压指令值进行设定以使释放侧的第一制动器B1的液压向释放液压(大致为零的液压)降低的扫描下降处理(图11所示的符号11A)，并执行对液压指令值进行设定以使卡合侧的第三离合器C3的液压向卡合液压升压的扫描上升处理(符号11B)。在此期间，另一方的释放侧的第二离合器C2的液压被维持为卡合液压(符号11C)，且另一方的卡合侧的第一离合器C1的液压被维持为释放液压(符号11D)。此外，控制对变速档位进行设定的多个摩擦卡合机构的液压的顺序是预先确定的。
在时刻T12之前，第一制动器B1的液压向释放液压降低，且第三离合器C3的液压上升。在时刻T12，在第三离合器C3取出转矩之前，执行对液压指令值进行设定以使第二离合器C2的液压向释放液压降低的扫描下降处理(符号11E)。
在时刻T13，执行对液压指令值进行设定以使第一离合器C1的液压向卡合液压升压的扫描上升处理(符号11F)。
时刻T14是第二离合器C2的液压向释放液压降低且第一离合器C1的液压向卡合液压上升的中途。在时刻T14，在第一离合器C1取出转矩之前，第三离合器C3的液压被升压到卡合液压(符号11G)。
在时刻T15，第二离合器C2的液压到达释放液压(符号11H)。并且，通过第一离合器C1取出转矩，车辆的前后加速度(G)以不断增大的方式上升(符号11I)。
时刻T16是第一离合器C1到达卡合液压的时刻或之前的时刻。在时刻T16，减振控制部27执行使第三离合器C3的液压降低至减振液压的减振控制(11J)。
减振控制的开始正时是第一离合器C1到达卡合液压之前，即为构成变速后的变速档位的多个摩擦卡合机构中的最后被升压到卡合液压的摩擦卡合机构到达卡合液压之前。例如，也可以在涡轮转速(Nt)与第一离合器C1的输出轴的转速的转速差处于超过第一阈值且小于第二阈值的范围的旋转同步阶段执行，所述第二阈值的值比第一阈值的值大。
在时刻T17，涡轮转速(Nt)到达第一离合器C1的输出轴处的转速附近。此时或在此之前，减振控制部27结束减振控制(符号11K)。由此，第一离合器C1的液压从减振液压升压至卡合液压(符号11L)。
以上，上述说明的各实施方式是本发明的例示，某一实施方式中特有的构造以及功能在其它实施方式中也能够适用。另外，本发明并不限定于上述各实施方式，能够在不脱离本发明的目的的范围内进行适当变更。例如，在上述各实施方式中说明的变速以降档的情况进行了说明，但本发明不限于此，在升档的情况下也可以执行减振控制。
在升档的情况下，也将在变速前后被维持成卡合状态的摩擦卡合机构选择为特定的摩擦卡合机构。在特别类型的情况下，将在变速后被升压到卡合液压的多个摩擦卡合机构中的按照时间排序首先被升压到卡合液压的摩擦卡合机构选择为特定的摩擦卡合机构即可。
而且，在升档的情况下，伴随着加速器踏板的踩踏的推定的发动机输出转矩成为主要的输出源。因此，即使在升档的情况下，若使用算出在图9的步骤S12中说明的理论值时使用的推定的发动机输出转矩，则也能够通过由目标液压算出部54进行的处理，与降档的情况相同或同样地执行减振控制。

Claims (9)

1.一种车辆的变速控制装置，具有多个摩擦卡合机构的有级式的自动变速器与驱动源的输出轴侧连结，液压控制部以将对多个所述摩擦卡合机构的传递转矩容量进行设定的液压切换为与卡合状态以及释放状态相当的液压的方式对多个所述摩擦卡合机构的所述液压进行控制，从而对变速比不同的变速档位进行设定，所述车辆的变速控制装置的特征在于，
具备对所述自动变速器以及所述液压控制部进行控制的控制器，
所述控制器在变速中的所述自动变速器的输入转速向变速后的变速档位下的同步转速变化的惯性阶段，将多个所述摩擦卡合机构中的构成变速后的变速档位的特定的摩擦卡合机构的液压设定为超过第一液压且小于第二液压的液压，所述第一液压是对与第一驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第一驱动转矩是在所述变速时从所述驱动源输出的驱动转矩中的作用于特定的摩擦卡合机构的转矩，所述第二液压是对与第二驱动转矩相等的传递转矩容量进行设定的液压，所述第二驱动转矩是将由伴随着所述变速比的变化的动力源侧的惯性产生的惯性转矩附加于所述第一驱动转矩而得到的转矩。
2.根据权利要求1所述的车辆的变速控制装置，其特征在于，
所述特定的摩擦卡合机构为在变速前后被维持成所述卡合状态的摩擦卡合机构。
3.根据权利要求1所述的车辆的变速控制装置，其特征在于，
所述特定的摩擦卡合机构为在变速后被升压到与所述卡合状态相当的卡合液压的多个摩擦卡合机构中的按照时间排序首先被升压到所述卡合液压的摩擦卡合机构。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的车辆的变速控制装置，其特征在于，
所述第一液压是基于作用于所述特定的摩擦卡合机构的转矩求解出的理论值，
所述第二液压是对将预先决定的安全率附加于所述理论值而得到的传递转矩容量进行设定的液压。
5.根据权利要求1～3中任一项所述的车辆的变速控制装置，其特征在于，
具备检测部，所述检测部对所述特定的摩擦卡合机构中的从所述驱动源被传递驱动力的输入侧构件与卡合于所述输入侧构件的输出侧构件的转速差进行检测，
所述惯性阶段包括所述转速差处于超过第一阈值且小于第二阈值的范围的旋转同步阶段，所述第二阈值的值比所述第一阈值的值大。
6.根据权利要求4所述的车辆的变速控制装置，其特征在于，
具备检测部，所述检测部对所述特定的摩擦卡合机构中的从所述驱动源被传递驱动力的输入侧构件与卡合于所述输入侧构件的输出侧构件的转速差进行检测，
所述惯性阶段包括所述转速差处于超过第一阈值且小于第二阈值的范围的旋转同步阶段，所述第二阈值的值比所述第一阈值的值大。
7.根据权利要求1～3中任一项所述的车辆的变速控制装置，其特征在于，
所述车辆的变速控制装置在所述自动变速器的输入侧具备转矩转换器，所述转矩转换器具有锁止离合器，
所述控制器对所述转矩转换器进行控制，从而至少在所述惯性阶段将所述锁止离合器维持为使从所述驱动源输出的驱动力向所述自动变速器直接传递的完全卡合状态。
8.根据权利要求4所述的车辆的变速控制装置，其特征在于，
所述车辆的变速控制装置在所述自动变速器的输入侧具备转矩转换器，所述转矩转换器具有锁止离合器，
所述控制器对所述转矩转换器进行控制，从而至少在所述惯性阶段将所述锁止离合器维持为使从所述驱动源输出的驱动力向所述自动变速器直接传递的完全卡合状态。
9.根据权利要求5所述的车辆的变速控制装置，其特征在于，
所述车辆的变速控制装置在所述自动变速器的输入侧具备转矩转换器，所述转矩转换器具有锁止离合器，
所述控制器对所述转矩转换器进行控制，从而至少在所述惯性阶段将所述锁止离合器维持为使从所述驱动源输出的驱动力向所述自动变速器直接传递的完全卡合状态。
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