JP2004060733A

JP2004060733A - Control unit of automatic transmission for vehicle

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Publication number: JP2004060733A
Application number: JP2002218178A
Authority: JP
Inventors: Kiyoshi Kobayashi; 小林　清志; Koji Kobiki; 木挽　康志; Yoji Takanami; 高波　陽二
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-07-26
Filing date: 2002-07-26
Publication date: 2004-02-26

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control unit of an automatic transmission for a vehicle capable of effectively controlling a sharp rise of rotation speed in an engine even though a speedup state in a clutch-to-clutch speed change is canceled in accordance with a changeover from a driving state to a driven state in a vehicle in process of the clutch-to-clutch speed change. <P>SOLUTION: When speedup from 4th-speed to 5th-speed in the clutch-to-clutch speed change is started by a release control means 146, if it is determined that the vehicle is switched from a driving state to a driven state, quick release control of a clutch C1 as a hydraulic frictional connection device at a releasing side is carried out after it is determined that more than predetermined connection torque is generated in a brake B1 as a hydraulic frictional connection device at an engaging side. Thus, a sharp rise of rotation speed in an engine is effectively controlled without a lack of torque when the vehicle is switched from the driving state to the driven state in process of the speedup from 4th-speed to 5th-speed in the clutch-to-clutch speed change. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両用自動変速機の制御装置に係り、特に、クラッチツウクラッチアップ変速中における車両の駆動状態の変化に起因するエンジン回転速度の吹き現象を好適に抑制する技術に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
油圧式多板クラッチ或いはブレーキのような複数の油圧式摩擦係合装置を備えた車両用自動変速機では、一対の油圧式摩擦係合装置の係合状態の切換（つかみ替え）を行うことによりたとえば解放側油圧式摩擦係合装置を解放させつつ係合側油圧式摩擦係合装置を係合させることにより変速が達成される所謂クラッチツウクラッチ変速が行われる場合がある。たとえば、特開平６−１１０３２号公報に記載された車両用自動変速機の制御装置がそれである。これによれば、一方向クラッチなどが不要となった小型化が促進されるなどの利点がある。
【０００３】
ところで、上記のようなクラッチツウクラッチ変速であるアップ変速中において、たとえばアクセルペダルを踏み込んだ加速走行のような車両の駆動状態からたとえばアクセルペダルの戻し操作を行った減速走行のような被駆動状態への切換が行われることに応答して、それまで進行していたクラッチツウクラッチアップ変速を一旦中止すなわちキャンセルし、その後の状況のよい状態が到来すると被駆動状態のクラッチツウクラッチ変速を実行させることが提案されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記のように、クラッチツウクラッチアップ変速中において、車両の駆動状態から被駆動状態への切換が行われたことに応答してそれまで進行していたクラッチツウクラッチアップ変速を中止（キャンセル）すると、係合側油圧式摩擦係合装置の係合が未だ甘い場合すなわち係合圧が未だ低い場合には、エンジン回転速度が一時的に急上昇する所謂吹き現象が発生するという不都合があった。
【０００５】
本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、クラッチツウクラッチアップ変速過程において車両が駆動状態から被駆動状態に切換られたことに関連してそのクラッチツウクラッチアップ変速を中止しても、エンジン回転速度の吹きが好適に抑制される車両用自動変速機の制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するための本発明の要旨とするところは、解放側油圧式摩擦係合装置を解放させるとともに係合側油圧式摩擦係合装置を係合させることによりクラッチツウクラッチアップ変速を実行する車両用自動変速機の制御装置であって、（ａ）　車両が駆動状態から被駆動状態へ切り換えられたか否かを判定する駆動状態判定手段と、（ｂ）　前記係合側油圧式摩擦係合装置の所定以上の係合トルクが発生しているか否かを判定する係合トルク発生判定手段と、（ｃ）　前記クラッチツウクラッチアップ変速の開始後において、前記車両が駆動状態から被駆動状態へ切り換えられたと判定された場合には、前記係合側油圧式摩擦係合装置の所定以上の係合トルクが発生していると判定されてから、前記解放側油圧式摩擦係合装置の急解放制御を実行させる解放制御手段とを、含むことにある。
【０００７】
【発明の効果】
このようにすれば、解放制御手段により、前記クラッチツウクラッチアップ変速の開始後において、前記車両が駆動状態から被駆動状態へ切り換えられたと判定された場合には、前記係合側油圧式摩擦係合装置に所定以上の係合トルクが発生していると判定されてから、前記解放側油圧式摩擦係合装置の急解放制御を実行させられるので、クラッチツウクラッチアップ変速過程において車両が駆動状態から被駆動状態に切換られたときでも、トルク抜けがなくエンジン回転速度の吹きが好適に抑制されることができる。
【０００８】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、前記係合トルク発生判定手段は、前記クラッチツウクラッチアップ変速の変速出力からの経過時間が予め設定された判定値を超えたか否を判定するものであり、前記解放制御手段は、前記クラッチツウクラッチアップ変速の開始後において、前記車両が駆動状態から被駆動状態へ切り換えられたと判定された場合には、前記クラッチツウクラッチアップ変速出力からの経過時間が予め設定された判定値を超えたと判定されてから前記解放側油圧式摩擦係合装置の急解放制御を実行させるものである。このようにすれば、クラッチツウクラッチアップ変速過程において車両が駆動状態から被駆動状態に切換られたときでも、トルク抜けがなくエンジン回転速度の吹きが好適に抑制されることができる。また、クラッチツウクラッチアップ変速の変速出力からの経過時間が予め設定された判定値を超えたことに基づいて係合側油圧式摩擦係合装置に所定以上の係合トルクが発生していると判定されるので、係合圧センサやトルクセンサなどを用いることなく、簡単に判定できる利点がある。
【０００９】
また、好適には、前記判定値は、前記クラッチツウクラッチアップ変速中において、前記解放側油圧式摩擦係合装置を解放しても前記自動変速機の入力軸回転速度の吹きが発生しない程度に前記係合側油圧式摩擦係合装置の係合圧が高められている状態に対応するように予め設定されたものである。このようにすれば、。クラッチツウクラッチアップ変速の変速出力からの経過時間が予め設定された判定値を超えたことに基づいて、係合側油圧式摩擦係合装置に入力軸回転速度の吹きが発生しない程度の係合トルクが発生していると判定される。
【００１０】
また、好適には、前記判定値は、予め設定された関係から前記自動変速機の作動油の温度に基づいて決定されるものである。自動変速機の変速用油圧制御回路において用いられる作動油の温度が変化すると、その作動油の粘性が変化することに関連して前記アップ変速を実行する油圧式摩擦係合装置の応答遅れ時間が変化することから、上記のようにすれば、作動油の温度変化に拘わらず、最適なタイミングで、車両の駆動状態から被駆動状態への切換に関連する解放側油圧式摩擦係合装置の急解放制御の適用許容区間が設定される。
【００１１】
また、好適には、前記自動変速機は、択一的に選択される複数の前進ギヤ段へのクラッツツウクラッチアップ変速を実行するものであり、前記判定値は、該複数の前進ギヤ段へのクラッツツウクラッチアップ変速毎に設定されたものである。クラッチツウクラッチアップ変速といっても前進ギヤ段毎に伝達トルクが異なり、そのアップ変速を達成するために係合作動させられる油圧式摩擦係合装置の係合トルクも異なるので、上記のようにすれば、択一的に選択される複数の前進ギヤ段に拘わらず、最適なタイミングで、車両の駆動状態から被駆動状態への切換に関連する解放側油圧式摩擦係合装置の急解放制御を実行することができる。
【００１２】
【発明の好適な実施の形態】
以下、本発明の一実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
【００１３】
図１は、本発明の制御装置が適用された車両用駆動装置１０の構成を説明する骨子図である。図１において、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジンなどの内燃機関にて構成されている走行用駆動力源としてのエンジン１２の出力は、流体式動力伝達装置としてのトルクコンバータ１４を経て自動変速機１６に入力され、図示しない差動歯車装置および車軸を介して駆動輪へ伝達されるようになっている。トルクコンバータ１４は、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０と、自動変速機１６の入力軸２２に連結されたタービン翼車２４と、一方向クラッチ２８によって一方向の回転が阻止されているステータ翼車３０とを備えており、ポンプ翼車２０とタービン翼車２４との間で流体を介して動力伝達を行うとともに、ポンプ翼車２０およびタービン翼車２４の間を直結するためのロックアップクラッチ２６を備えている。ロックアップクラッチ２６は、係合側油室３２内の油圧と解放側油室３４内の油圧との差圧ΔＰにより摩擦係合させられる油圧式摩擦クラッチで、完全係合させられることにより、ポンプ翼車２０およびタービン翼車２４は一体回転させられる。また、所定のスリップ状態で係合するように差圧ΔＰすなわち係合トルクがフィードバック制御されることにより、駆動時には例えば５０ｒｐｍ程度の所定のスリップ量でタービン翼車２４をポンプ翼車２０に対して追従回転させる一方、逆入力時には例えば−５０ｒｐｍ程度の所定のスリップ量でポンプ翼車２０をタービン翼車２４に対して追従回転させることができる。
【００１４】
自動変速機１６は、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置４０、およびシングルピニオン型の第２遊星歯車装置４２、第３遊星歯車装置４４を備えた遊星歯車式の有段変速機である。上記第１遊星歯車装置４０のサンギヤＳ１はクラッチＣ３を介して入力軸２２に選択的に連結されるとともに、一方向クラッチＦ２およびブレーキＢ３を介して非回転部材であるハウジング３８に選択的に連結され、逆方向（入力軸２２と反対方向）の回転が阻止されるようになっている。第１遊星歯車装置４０のキャリアＣＡ１は、ブレーキＢ１を介してハウジング３８に選択的に連結されるとともに、そのブレーキＢ１と並列に設けられた一方向クラッチＦ１により、常に逆方向の回転が阻止されるようになっている。第１遊星歯車装置４０のリングギヤＲ１は、第２遊星歯車装置４２のリングギヤＲ２と一体的に連結されており、ブレーキＢ２を介してハウジング３８に選択的に連結されるようになっている。第２遊星歯車装置４２のサンギヤＳ２は、第３遊星歯車装置４４のサンギヤＳ３と一体的に連結されており、クラッチＣ１を介して入力軸２２に選択的に連結されている。第２遊星歯車装置４２のキャリアＣＡ２は、第３遊星歯車装置４４のリングギヤＲ３と一体的に連結されており、クラッチＣ２を介して入力軸２２に選択的に連結されるとともに、ブレーキＢ４を介してハウジング３８に選択的に連結されるようになっており、更にブレーキＢ４と並列に設けられた一方向クラッチＦ３により、常に逆方向の回転が阻止されるようになっている。そして、第３遊星歯車装置４４のキャリアＣＡ３は、出力軸４６に一体的に連結されている。
【００１５】
上記クラッチＣ１〜Ｃ３、およびブレーキＢ１〜Ｂ４（以下、特に区別しない場合は単にクラッチＣ、ブレーキＢという）は、多板式のクラッチやブレーキなど油圧アクチュエータによって係合制御される油圧式摩擦係合装置であり、変速用の油圧制御回路９８（図３参照）の電磁ソレノイドＳｏｌ１〜ＳｏｌＲを備えた電磁弁Ｓ１乃至Ｓ２、ＳＲ、およびリニアソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２の励磁、非励磁や図示しないマニュアルバルブによって油圧回路が切り換えられることにより、例えば図２に示すように係合、解放状態が切り換えられ、シフトレバー７２（図３参照）の操作位置（ポジション）に応じて５つの前進変速段（１ｓｔ〜５ｔｈ）および１つの後進ギヤ段（Ｒｅｖ）が成立させられるようになっている。図２の「１ｓｔ」〜「５ｔｈ」は前進の第１速ギヤ段乃至第５速ギヤ段を意味しており、第１速ギヤ段「１ｓｔ」から第５速ギヤ段「５ｔｈ」へ向かうに従って変速比γ（入力軸２２の回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸４６の回転速度Ｎ_ＯＵＴ）は順次小さくなり、第４速ギヤ段「４ｔｈ」の変速比γ_４は１．０である。また、図２において「○」は係合、空欄は解放を表し、「（○）」はエンジンブレーキ時の係合を表し、「●」は動力伝達に関与しない係合を表し、解放されて使用される場合もある。本実施例では、第４速ギヤ段から第５速ギヤ段へ４→５アップ変速は、クラッチＣ１を解放すると同時にブレーキＢ１を係合させるクラッチツウクラッチアップ変速制御が実行される。
【００１６】
図３は、図１のエンジン１２や自動変速機１６などを制御するために車両に設けられた制御系統を説明するブロック線図である。アクセルペダル５０の操作量Ａｃｃはアクセル操作量センサ５１により検出されるようになっている。アクセルペダル５０は、運転者の出力要求量に応じて大きく踏み込み操作されるものであるのでアクセル操作部材に相当し、アクセルペダル操作量Ａｃｃは出力要求量に相当する。エンジン１２の吸気配管には、スロットルアクチュエータ５４によって基本的にはアクセルペダル操作量Ａｃｃに応じた開き角（開度）θ_ＴＨとされる電子スロットル弁５６が設けられている。また、アイドル回転速度制御のために上記電子スロットル弁５６に並列に設けられてそれをバイパスさせるバイパス通路５２には、エンジン１２のアイドル回転速度ＮＥ_ＩＤＬを制御するために電子スロットル弁５６の全閉時の吸気量を制御するＩＳＣ弁（アイドル回転速度制御弁）５３が設けられている。この他、エンジン１２の回転速度Ｎ_Ｅを検出するためのエンジン回転速度センサ５８、エンジン１２の吸入空気量Ｑを検出するための吸入空気量センサ６０、吸入空気の温度Ｔ_Ａを検出するための吸入空気温度センサ６２、上記電子スロットル弁５６の全閉状態（アイドル状態）およびその開度θ_ＴＨを検出するためのアイドルスイッチ付スロットルセンサ６４、車速Ｖ（出力軸４６の回転速度Ｎ_ｏｕｔに対応）を検出するための車速センサ６６、エンジン１２の冷却水温Ｔ_Ｗを検出するための冷却水温センサ６８、常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無を検出するためのブレーキスイッチ７０、シフトレバー７２のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを検出するためのレバーポジションセンサ７４、タービン回転速度ＮＴ（＝入力軸２２の回転速度Ｎｉｎ）を検出するためのタービン回転速度センサ７６、油圧制御回路９８内の作動油の温度であるＡＴ油温Ｔ_ＯＩＬを検出するためのＡＴ油温センサ７８、アップシフトスイッチ８０、ダウンシフトスイッチ８２などが設けられており、それらのセンサやスイッチから、エンジン回転速度ＮＥ、吸入空気量Ｑ、吸入空気温度Ｔ_Ａ、スロットル弁開度θ_ＴＨ、車速Ｖ、エンジン冷却水温Ｔ_Ｗ、ブレーキ操作の有無、シフトレバー７２のレバーポジションＰ_ＳＨ、タービン回転速度ＮＴ、ＡＴ油温Ｔ_ＯＩＬ、変速レンジのアップ指令Ｒ_ＵＰ、ダウン指令Ｒ_ＤＮ、などを表す信号が電子制御装置９０に供給されるようになっている。また、フットブレーキの操作時に車輪がロック（スリップ）しないようにブレーキ力を制御するＡＢＳ（アンチロックブレーキシステム）８４に接続され、ブレーキ力に対応するブレーキ油圧等に関する情報が供給されるとともに、エアコン８６から作動の有無を表す信号が供給されるようになっている。
【００１７】
上記シフトレバー７２は運転席の近傍に配設され、たとえば駐車のためのＰ（パーキング）ポジション、後進走行のためのＲ（リバース）ポジション、動力伝達経路を開放するためのＮ（ニュートラル）ポジション、前進走行のためのＤ（ドライブ）ポジション、エンジンブレーキ走行のための「４」ポジション、「３」ポジション、「２（セカンド）」ポジション或いはＬ（ロー）ポジションへ択一的に手動操作されるようになっている。「Ｒ」ポジションではリバース用回路が機械的に成立させられるなどして図２に示す後進変速段「Ｒｅｖ」が成立させられ、「Ｎ」ポジションではニュートラル回路が機械的に成立させられて総てのクラッチＣおよびブレーキＢが解放される。
【００１８】
上記変速用の油圧制御回路９８は、上記変速用のソレノイド弁Ｓｏｌ１、Ｓｏｌ２、ＳｏｌＲ、リニアソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２の他に、主にロックアップ油圧すなわち前記係合側油室３２内の油圧と解放側油室３４内の油圧との差圧ΔＰを制御するリニアソレノイド弁ＳＬＵ、主にライン油圧を制御するリニアソレノイド弁ＳＬＴを備えており、油圧制御回路９８内の作動油は、ロックアップクラッチ２６へも供給されるとともに、自動変速機１６等の各部の潤滑にも使用される。図４は、上記油圧制御回路９８の要部を示すものである。図４において、ライン油圧Ｐ_Ｌは、油圧式摩擦係合装置の元圧として必要かつ十分な大きさとなるように図示しない調圧弁によりスロットル開度θ_ＴＨに対応する大きさに調圧されるものであり、前進走行ポジションに切り換えられた図示しないマニアル弁などを通して供給される。電磁開閉弁Ｓ１乃至Ｓ２、ＳＲは、電磁ソレノイドＳｏｌ．１乃至Ｓｏｌ．２　、Ｓｏｌ．Ｒを備え、電子制御装置９０によって制御される電磁ソレノイドＳｏｌ．１乃至Ｓｏｌ．２　、Ｓｏｌ．Ｒの電磁力に従って開閉作動させられ、信号圧Ｐ_Ｓ１、Ｐ_Ｓ２、Ｐ_ＳＲを出力するように構成されている。また、リニヤソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬＵ、ＳＬＴは、図示しない電磁ソレノイドをそれぞれ備え、電子制御装置９０によって制御される電磁ソレノイドの電磁力に従って、一定値に調圧されたモジュレータ圧Ｐ_Ｍ（元圧）から連続的に変化する制御油圧Ｐ_ＳＬ１、Ｐ_ＳＬ２、Ｐ_ＳＬＵ、Ｐ_ＳＬＴを発生させて出力するように構成されている。
【００１９】
切換弁（クラッチアプライコントロール弁）１００は、クラッチＣ１に接続された出力ポート１０１と、ライン油圧（第１油圧）Ｐ_Ｌが供給されるライン圧入力ポート１０２と、リニヤソレノイド弁ＳＬ１から出力される制御油圧Ｐ_ＳＬ１が入力される制御油圧入力ポート１０４と、背圧コントロール弁１０６へ制御油圧Ｐ_ＳＬ１を出力させる制御油圧出力ポート１０８とを備えている。この切換弁１００は、ライン油圧Ｐ_ＬをクラッチＣ１に供給するために上記出力ポート１０１とライン圧入力ポート１０２とを連通させ且つ背圧コントロール弁１０６を制御するために制御油圧入力ポート１０４と制御油圧出力ポート１０８とを連通させる第１位置（図４に示す位置）と変速中は制御油圧Ｐ_ＳＬ１でクラッチＣ１を制御するために出力ポート１０２と制御油圧入力ポート１０４とを連通させ且つ制御油圧入力ポート１０４と制御油圧出力ポート１０８との間を遮断する第２位置との間に移動可能に設けられたスプール弁子１１０と、このスプール弁子１１０を第１位置に向かって付勢するスプリング１１２と、電磁開閉弁ＳＲからオン（励磁）時に出力される信号圧Ｐ_ＳＲを導き入れることによりスプリング１１２の付勢力に抗して第２位置に向かう推力をスプール弁子１１０に付与する制御油室１１４とを備えている。このため、切換弁１００は、電磁開閉弁ＳＲがオフ状態（非励磁状態）であるためそれから信号圧Ｐ_ＳＲが出力されない場合、たとえばシフトレバー７２がＮポジションに位置させられたとき、第５速ギヤ段以外の前進走行状態である場合では第１位置に位置させられるが、シフトレバー７２がＮポジションからＤポジションへ操作されたとき、第５速ギヤ段が選択されたときは、電磁開閉弁ＳＲがオン状態（励磁状態）とされてそれから信号圧Ｐ_ＳＲが出力されることにより第２位置へ切換られる。上記クラッチＣ１は、第５速ギヤ段を除く前進走行時において係合させられるものであり、前進走行位置に切換られたマニアル弁などを通し供給されるライン油圧Ｐ_Ｌが係合圧とされる。
【００２０】
上記背圧コントロール弁１０６は、変速中においてリニヤソレノイド弁ＳＬ１から出力される制御油圧Ｐ_ＳＬ１に応じた大きさの背圧Ｐ_Ｂを発生し、択一的に係合作動させられるブレーキＢ３、クラッチＣ３、クラッチＣ２に設けられたアキュムレータ１２０、１２２、１２４にそれぞれ供給する。上記リニアソレノイド弁ＳＬ１は、ブレーキＢ３の係合により得られる１→２アップ変速、クラッチＣ３の係合により得られる２→３アップ変速、或いはクラッチＣ２の係合により得られる３→４アップ変速に際して、アキュムレータ１２０、１２２、或いは１２４のアキュム背圧としての制御油圧Ｐ_ＳＬ１を変速期間中に出力し、滑らかな変速を実行させる。
【００２１】
上記のブレーキＢ３は、第２速ギヤ段を達成させるために係合させられるものであり、第２速側に切換られた１−２シフト弁１２６を通して供給されたライン油圧Ｐ_Ｌがその係合圧とされる。１−２シフト弁１２６は、前記切換弁１００と同様のスプール弁子を備えて第１速側と第２速側とに択一的に切り換えられるように構成され、オン状態の電磁弁Ｓ２からの信号圧Ｐ_Ｓ２にしたがってその第２速側に切り換えられるようになっている。上記クラッチＣ３およびＣ２は第３速ギヤ段および第４速ギヤ段を達成するためにそれぞれ係合させられるものであり、後述の２−３シフト弁１３０および図示しない３−４シフト弁を通して供給されるライン油圧Ｐ_Ｌがその係合圧とされる。
【００２２】
ブレーキＢ１は第５速ギヤ段を達成するために係合され、ブレーキＢ４は後進ギヤ段を達成するために係合させられるものであるが、それらブレーキＢ１およびブレーキＢ４とブレーキＢ２は第３速ギヤ段、第１速ギヤ段、第２速ギヤ段のエンジンブレーキ走行時にも係合させられる。このため、ブレーキＢ１、ブレーキＢ２、ブレーキＢ４は、リニヤソレノイド弁ＳＬ２から出力される制御油圧Ｐ_ＳＬ２がＢ１コントロール弁１２８、２−３シフト弁１３０、リバースシーケンス弁１３２を通して供給されることにより、その係合トルクが精度よく制御されるようになっている。すなわち、２−３シフト弁１３０は、前記切換弁１００と同様のスプール弁子を備えて第２速側と第３速側とに択一的に切り換えられるように構成され、オン状態の電磁弁Ｓ１からの信号圧Ｐ_Ｓ１にしたがって第２速側に切り換えられて制御油圧Ｐ_ＳＬ２がブレーキＢ２またはＢ４へ供給されるが、オフ状態の電磁弁Ｓ１から信号圧Ｐ_Ｓ１が出力されない場合には第３速側に切り換えられて制御油圧Ｐ_ＳＬ２がブレーキＢ１へ供給されるようになっている。また、リバースシーケンス弁１３２も、前記切換弁１００と同様のスプール弁子を備えて前進側と後進側とに択一的に切り換えられるように構成され、オン状態の電磁弁ＳＲからの信号圧Ｐ_ＳＲにしたがって後進側に切り換えられて制御油圧Ｐ_ＳＬ２がブレーキＢ４へ供給されるが、オフ状態の電磁弁ＳＲから信号圧Ｐ_ＳＲが出力されない場合には前進側に切り換えられて制御油圧Ｐ_ＳＬ２がブレーキＢ２へ供給されるようになっている。
【００２３】
電子制御装置９０は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、エンジン１２の出力制御や自動変速機１６の変速制御、ロックアップクラッチ２６のスリップ制御などを実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用と変速制御用とに分けて構成される。図５は、電子制御装置９０の信号処理によって実行される制御機能の要部を説明するブロック線図である。
【００２４】
図５において、変速制御手段１３６は、シフトレバー７２のレバーポジションＰ_ＳＨおよびたとえば図６に示す変速線図に基づいて変速段を決定し、その変速段を得るために自動変速機１６の変速制御を行う。たとえば変速制御手段１３６は、たとえば図６に示す予め記憶された変速線図から実際の車速Ｖおよびスロットル開度θ_ＴＨに基づいて変速判断を実行し、その判断された変速が実行されるように変速出力を行う。そして、この変速出力に従って、変速を実現するための電磁弁Ｓ１乃至Ｓ２、ＳＲおよびリニヤソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬＵ、ＳＬＴのいずれかを選択的に駆動する。また、この変速制御手段１３６は、第４速ギヤ段から第５速ギヤ段へのクラッチツウクラッチアップ変速過程すなわちクラッチツウクラッチアップ変速中において、解放側油圧式摩擦係合装置すなわちクラッチＣ１の解放および係合側油圧式摩擦係合装置すなわちブレーキＢ１の係合の進行中において、アクセルペダルが踏み込まれた加速走行のような車両の駆動状態からアクセルペダルが戻された減速走行のような車両の被駆動状態へ切換があったときに、クラッチＣ１の（急）解放制御を適用するタイミングを、ブレーキＢ１の係合状態がタービン回転速度Ｎ_Ｔの吹きを発生させない十分な係合トルクに到達してから許可することにより、エンジン回転速度Ｎ_Ｅの吹き抑制する。
【００２５】
すなわち、変速制御手段１３６内には、たとえばクラッチツウクラッチアップ変速出力手段１３８、クラッチツウクラッチアップ変速処理実行手段１４０、駆動状態判定手段１４２、係合トルク発生判定手段１４４、解放制御手段１４６が設けられている。上記クラッチツウクラッチアップ変速出力手段１３８は、たとえば図６に示す予め記憶された変速線図から実際の車速Ｖおよびスロットル開度θ_ＴＨに基づいて第４速ギヤ段から第５速ギヤ段へのアップ変速判断を実行してそのクラッチツウクラッチアップ変速出力を行う。クラッチツウクラッチアップ変速処理実行手段１４０は、そのクラッチツウクラッチアップ変速出力に従って、そのクラッチツウクラッチアップ変速を実現するための電磁弁Ｓ１乃至Ｓ２、ＳＲおよびリニヤソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬＵ、ＳＬＴのいずれかを選択的に駆動し、クラッチＣ１を解放させると同時にブレーキＢ１を係合させるように油圧制御回路９８を駆動する。
【００２６】
上記駆動状態判定手段１４２は、車両が駆動状態から被駆動状態へ切換られたか否かを、たとえばタービン回転速度Ｎ_Ｔとスロットル開度θ_ＴＨとをパラメータとする予め記憶されたマップから実際のタービン回転速度Ｎ_Ｔおよびスロットル開度θ_ＴＨに基づいて自動変速機１６の入力トルクＴ_ＩＮ（＝Ｔ_Ｅ）に対応する数値を決定し、その数値が予め設定された判定値を下まわったか否かに基づいて判定する。或いは、駆動状態判定手段１４２は、トルクコンバータ１４の入力側回転速度すなわちエンジン回転速度Ｎ_Ｅとトルクコンバータ１４の出力側回転速度すなわち入力軸回転速Ｎ_ＩＮとを比較し、エンジン回転速度Ｎ_Ｅが入力軸回転速Ｎ_ＩＮよりも高い場合は駆動状態と判定し、エンジン回転速度Ｎ_Ｅが入力軸回転速Ｎ_ＩＮよりも低い場合は被駆動状態と判定する。
【００２７】
上記係合トルク発生判定手段１４４は、上記４→５クラッチツウクラッチアップ変速中において作動油が供給されるブレーキＢ１の係合トルクが、この４→５クラッチツウクラッチアップ変速中において解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１を急解放したとしてもエンジン回転速度Ｎ_Ｅすなわちタービン回転速度Ｎ_Ｔの吹きを発生させない程度の大きさに到達したか否かを、たとえば上記４→５クラッチツウクラッチアップ変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたか否かに基づいて判定する。この判定値Ｔ_Ａは、たとえば一定値であり、上記４→５クラッチツウクラッチアップ変速中においてクラッチＣ１を急解放しても自動変速機１６の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの一時的急上昇である吹きが発生しないような大きさにクラッチＣ１の係合圧Ｐ_Ｃ１が増大している状態とするために予め設定されたものである。
【００２８】
上記解放制御手段１４６は、上記４→５クラッチツウクラッチアップ変速の開始後において、通常は、クラッチＣ１の解放とブレーキＢ１の係合との切換期間においてトルク抜けによるタービン回転速度Ｎ_Ｔの吹きが所定値以下となるように換言すれば４→５クラッチツウクラッチアップ変速出力からイナーシャ相開始までの時間が一定となるように、クラッチＣ１の係合圧Ｐ_Ｃ１を直接制御するリニヤソレノイド弁ＳＬ１に対する制御値を学習し修正し、クラッチＣ１内の係合圧Ｐ_Ｃ１を滑らかに減少させる。しかし、駆動状態判定手段１４２により車両が駆動状態から被駆動状態へ切り換えられたと判定された場合には、前記係合トルク発生判定手段１４４により係合側油圧式摩擦係合装置であるブレーキＢ１の所定以上の係合トルクが発生していると判定されてから、解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１の急解放制御を実行させ、速やかにクラッチＣ１内の作動油を排出させる。すなわち、上記４→５クラッチツウクラッチアップ変速の開始後において、駆動状態判定手段１４２により車両が駆動状態から被駆動状態へ切り換えられたと判定された場合には、係合トルク発生判定手段１４４によりクラッチツウクラッチアップ変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたと判定される前はクラッチＣ１の急解放制御を実行させないが、係合トルク発生判定手段１４４によりクラッチツウクラッチアップ変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたと判定されてからそのクラッチＣ１の急解放制御を実行させる。
【００２９】
図７は、電子制御装置９０の信号処理によって実行される制御作動の要部を説明するフローチャートであり、たとえば数ミリ秒乃至数十ミリ秒の所定の周期で繰り返し実行される。このフローチャートは、クラッチＣ１を解放させつつブレーキＢ１を係合させるクラッチツウクラッチアップ変速制御期間中において、解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１の解放圧を制御するためのものであり、４→５クラッチツウクラッチアップ変速出力が行われた後に実行される。
【００３０】
図７において、解放制御手段１４６に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１では、４→５クラッチツウクラッチアップ変速の解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１の解放圧を制御するための解放圧制御が開始される。この解放圧制御では、クラッチＣ１の解放とブレーキＢ１の係合との切換期間においてトルク抜けによるタービン回転速度Ｎ_Ｔの吹きが所定値以下となるように換言すれば４→５クラッチツウクラッチアップ変速出力からイナーシャ相開始までの時間が一定となるように、クラッチＣ１の係合圧Ｐ_Ｃ１を直接制御するリニヤソレノイド弁ＳＬ１に対する制御値が学習され修正される。次いで、前記駆動状態判定手段１４２に対応するＳ２では、車両の駆動状態から被駆動状態への切換が行われたか否かが、たとえばタービン回転速度Ｎ_Ｔとスロットル開度θ_ＴＨとをパラメータとする予め記憶されたマップから実際のタービン回転速度Ｎ_Ｔおよびスロットル開度θ_ＴＨに基づいて自動変速機１６の入力トルクＴ_ＩＮ（＝Ｔ_Ｅ）に対応する数値を決定し、その数値が予め設定された判定値を下まわったこと、或いはエンジン回転速度Ｎ_Ｅが入力軸回転速Ｎ_ＩＮよりも低くなったことに基づいて判断される。このＳ２の判断が否定される場合は、Ｓ３においてクラッチＣ１を完全解放させ且つブレーキＢ１を完全係合させる終期制御すなわち回転同期時制御が終了したか否かが判断される。このＳ３の判断が否定される場合は上記Ｓ２以下が繰り返し実行されるが、肯定される場合は、Ｓ６において解放圧制御が終了させられる。
【００３１】
しかし、上記Ｓ２の判断が肯定される場合は、前記係合トルク発生判定手段１４４に対応するＳ４において、４→５クラッチツウクラッチアップ変速中において作動油が供給されるブレーキＢ１の係合トルクが、この４→５クラッチツウクラッチアップ変速中において解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１を急解放したとしてもエンジン回転速度Ｎ_Ｅすなわちタービン回転速度Ｎ_Ｔの吹きを発生させない程度の大きさに到達したか否かが、たとえば上記４→５クラッチツウクラッチアップ変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたか否かに基づいて判断される。このＳ４の判断が否定される間は前記Ｓ２以下が繰り返し実行されるが、肯定される場合は、前記解放制御手段１４６に対応するＳ５において、クラッチＣ１の急解放が実行された後、Ｓ６において解放圧制御が終了させられる。
【００３２】
図８は、上記の制御作動により得られる油圧制御回路９８および自動変速機１６の作動、すなわちアクセルペダルが戻されたことによる４→５クラッチツウクラッチアップ変速出力が行われた後のクラッチＣ１の解放制御作動を示すタイムチャートであり、実線は係合トルク発生判定手段１４４による判定条件が加えられないでクラッチＣ１の急解放制御が駆動状態から被駆動状態への切換に応答して行われる従来の場合の作動を、破線は駆動状態から被駆動状態への切換があっても係合トルク発生判定手段１４４による判定を待った上でクラッチＣ１の急解放制御が行われる本実施例の場合の作動をそれぞれ示している。図８において、４→５クラッチツウクラッチアップ変速出力がｔ_１時点において行われると、その４→５アップ変速を実行するために解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１からの作動油排出と係合側油圧式摩擦係合装置であるブレーキＢ１への作動油供給とが開始され、クラッチＣ１の係合圧Ｐ_Ｃ１がリニヤソレノイド弁ＳＬ１による直接圧制御により減少開始され、ブレーキＢ１の係合圧Ｐ_Ｂ１がリニヤソレノイド弁ＳＬ２による直接圧制御およびアキュムレータにより上昇させられる。次いで、ｔ_２時点において車両が駆動状態（正駆動状態）から被駆動状態（逆駆動状態）への切換が判断されると、実線に示す従来の場合は直ちにクラッチＣ１が急解放制御されることから、自動変速機１６の出力軸トルクＴ_ＯＵＴが急低下してトルク抜けが発生し、タービン回転速度Ｎ_Ｔの一時的上昇すなわち吹きＦが発生する。このとき、上記トルク抜けによる違和感が発生するとともに、エンジン回転速度Ｎ_Ｅの一時的上昇による違和感も発生する。しかし、破線に示す本実施例によれば、上記ｔ_２時点において車両が駆動状態（正駆動状態）から被駆動状態（逆駆動状態）への切換が判断されても、係合側油圧式摩擦係合装置であるブレーキＢ１に上記吹きを発生させない程度の係合トルクが発生したと判断されるｔ_３時点まではクラッチＣ１の急解放制御が実行されないので、破線に示すようにタービン回転速度Ｎ_Ｔの一時的上昇すなわちエンジン１０の吹きが好適に防止される。
【００３３】
上述のように、本実施例によれば、解放制御手段１４６（Ｓ５）により、４→５クラッチツウクラッチアップ変速の開始後において、車両が駆動状態から被駆動状態へ切り換えられたと判定された場合には、係合側油圧式摩擦係合装置であるブレーキＢ１に所定以上の係合トルクが発生していると判定されてから、解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１の急解放制御を実行させられるので、４→５クラッチツウクラッチアップ変速過程において車両が駆動状態から被駆動状態に切換られたときでも、トルク抜けがなくエンジン回転速度の吹きが好適に抑制されることができる。
【００３４】
また、本実施例によれば、係合トルク発生判定手段１４４（Ｓ４）は、４→５クラッチツウクラッチアップ変速の変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたか否を判定するものであり、解放制御手段１４６（Ｓ５）は、４→５クラッチツウクラッチアップ変速の開始後において、車両が駆動状態から被駆動状態へ切り換えられたと判定された場合には、そのアップ変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたと判定されてからクラッチＣ１の急解放制御を実行させるものであることから、４→５クラッチツウクラッチアップ変速過程において車両が駆動状態から被駆動状態に切換られたときでも、トルク抜けがなくエンジン回転速度の吹きが好適に抑制されることができる。また、４→５クラッチツウクラッチアップ変速の変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたことに基づいてブレーキＢ１に所定以上の係合トルクが発生していると判定されるので、係合圧センサやトルクセンサなどを用いることなく、簡単に判定できる利点がある。
【００３５】
また、本実施例によれば、上記判定値Ｔ_Ａは、４→５クラッチツウクラッチアップ変速中において、クラッチＣ１を急解放しても自動変速機１６の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの吹きが発生しない程度にブレーキＢ１の係合圧Ｐ_Ｂ１が高められている状態に対応するように予め設定されたものであるので、４→５クラッチツウクラッチアップ変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたことに基づいて、ブレーキＢ１に入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの吹きが発生しない程度の係合トルクが発生していると判定される。
【００３６】
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
【００３７】
たとえば、前述の実施例の係合トルク発生判定手段１４４は、４→５クラッチツウクラッチアップ変速の変速出力からの経過時間ｔ_ＥＬが予め設定された判定値Ｔ_Ａを超えたか否に基づいて、４→５クラッチツウクラッチアップ変速中において作動油が供給されるブレーキＢ１の係合トルクが、この４→５クラッチツウクラッチアップ変速中において解放側油圧式摩擦係合装置であるクラッチＣ１を急解放したとしてもエンジン回転速度Ｎ_Ｅすなわちタービン回転速度Ｎ_Ｔの吹きを発生させない程度の大きさに到達したことを判定していたが、ブレーキＢ１の係合圧Ｐ_Ｂ１を検出するための油圧センサを設け、その油圧センサからの信号に基づいてブレーキＢ１の係合トルクが所定値に到達したことを判定するものであってもよい。
【００３８】
また、前述の実施例の自動変速機１６では、４→５変速がクラッチツウクラッチアップ変速であったが、たとえば２→３クラッチツウクラッチ変速、５→６クラッチツウクラッチ変速させられるものであってもよい。このようなクラッチツウクラッチアップ変速に対しても前述の解放側油圧式摩擦係合装置の解放制御が適用される。
【００３９】
また、前述の実施例では、判定値Ｔ_Ａは、予め設定された一定値であったが、種々のパラメータの函数であってもよい。たとえば判定値Ｔ_Ａは、予め設定された関係から自動変速機１６の作動油の温度Ｔ_ＯＩＬに基づいて決定されるものとしてもよい。この関係は、作動油の温度Ｔ_ＯＩＬが上昇すると判定値Ｔ_Ａを小さくするように設定されている。自動変速機１６の変速用油圧制御回路９８において用いられる作動油の温度Ｔ_ＯＩＬが変化すると、その作動油の粘性が変化することに関連して係合側油圧式摩擦係合装置であるブレーキＢ１への作動油供給量が変化するので、作動油の温度Ｔ_ＯＩＬの変化に拘わらず、最適なタイミングで、車両の駆動状態から被駆動状態への切換に関連するブレーキＢ１の急解放制御の適用許容区間が設定される。
【００４０】
また、前述の自動変速機１６は、４→５変速である１つのクラッチツウクラッチアップ変速が実行されるものであったが、複数のクラッチツウクラッチアップ変速が実行されるものであり、それら複数のクラッチツウクラッチアップ変速に対して前述の解放側油圧式摩擦係合装置の急解放制御がそれぞれ実行されてもよい。この場合、複数のクラッチツウクラッチアップ変速といっても前進ギヤ段毎に伝達トルクが異なり、そのアップ変速を達成するために係合作動させられる油圧式摩擦係合装置の係合トルクも異なり、そのアップ変速を達成するために係合作動させられる油圧式摩擦係合装置の係合トルクも異なる。このため、前記判定値Ｔ_Ａは、前進ギヤ段毎に異なる値に設定された予め設定されたマップから実際にアップ変速されるときの変速段に基づいてもの設定されるようにしてもよい。このようにすれば、択一的に選択される複数のクラッチツウクラッチアップ変速に拘わらず、最適なタイミングで、車両の駆動状態から被駆動状態への切換に関連する解放側油圧式摩擦係合装置の急解放制御を実行することができる。
【００４１】
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更，改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用された車両用駆動装置を説明する骨子図である。
【図２】図１の自動変速機における、複数の油圧式摩擦係合装置の作動の組合わせとそれにより成立する変速段との関係を示す図である。
【図３】図１の車両用駆動装置が備えている制御系統の要部を説明するブロック線図である。
【図４】図３の自動変速機の変速を実行させるための変速用油圧制御回路の要部を説明する図である。
【図５】図３の電子制御装置が備えている制御機能の要部すなわちクラッチツウクラッチアップ変速時の解放側油圧式摩擦係合装置の解放制御機能を説明する機能ブロック線図である。
【図６】図５の変速制御手段において、変速制御のために用いられる変速線図を例示する図である。
【図７】図３の電子制御装置が備えている制御作動の要部すなわちクラッチツウクラッチアップ変速時の解放側油圧式摩擦係合装置の解放制御作動を説明するフローチャートである。
【図８】図３の電子制御装置による制御作動の要部すなわちクラッチツウクラッチアップ変速時の解放側油圧式摩擦係合装置の解放制御作動を説明するタイムチャートである。
【符号の説明】
１６：自動変速機
９０：電子制御装置（制御装置）
１３６：変速制御手段
１３８：クラッチツウクラッチアップ変速出力手段
１４２：駆動状態判定手段
１４４：係合トルク発生判定手段
１４６：解放制御手段
クラッチＣ１：解放側油圧式摩擦係合装置
ブレーキＢ１：係合側油圧式摩擦係合装置[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission for a vehicle, and more particularly to a technique for suitably suppressing a blowing phenomenon of an engine rotational speed caused by a change in a driving state of a vehicle during a clutch-to-clutch upshift.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art In an automatic transmission for a vehicle including a plurality of hydraulic friction engagement devices such as a hydraulic multi-plate clutch or a brake, the engagement state of a pair of hydraulic friction engagement devices is switched (changed). For example, a so-called clutch-to-clutch shift in which a shift is achieved by engaging the engagement-side hydraulic friction engagement device while releasing the release-side hydraulic friction engagement device may be performed. For example, this is the control device for an automatic transmission for a vehicle described in Japanese Patent Application Laid-Open No. HEI 6-11032. According to this, there is an advantage that downsizing, which eliminates the need for a one-way clutch or the like, is promoted.
[0003]
By the way, during the up-shift, which is the clutch-to-clutch shift as described above, for example, a driven state such as a deceleration running in which the accelerator pedal is returned from a driving state of the vehicle such as acceleration running with the accelerator pedal depressed. In response to the switching, the clutch-to-clutch upshift that has been progressing up to that point is temporarily stopped or canceled, and when a good state of the situation thereafter arrives, the driven clutch-to-clutch shift is executed. It has been proposed.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, as described above, during the clutch-to-clutch upshift, the clutch-to-clutch-up shift that has been progressing up to that point is stopped (canceled) in response to the switch from the driving state of the vehicle to the driven state. Then, when the engagement of the engagement-side hydraulic friction engagement device is still weak, that is, when the engagement pressure is still low, there is an inconvenience that a so-called blowing phenomenon occurs in which the engine rotational speed temporarily increases suddenly. .
[0005]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a clutch-to-clutch system in which a vehicle is switched from a driving state to a driven state during a clutch-to-clutch upshift process. It is an object of the present invention to provide a control device for an automatic transmission for a vehicle in which blowing of the engine rotational speed is suitably suppressed even when the upshift is stopped.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
The gist of the present invention to achieve this object is to execute a clutch-to-clutch up shift by releasing the disengagement side hydraulic friction engagement device and engaging the engagement side hydraulic friction engagement device. (A) a drive state determining means for determining whether or not the vehicle has been switched from a drive state to a driven state; and (b) the engagement-side hydraulic friction engagement. Engagement torque generation determining means for determining whether or not an engagement torque greater than or equal to a predetermined value of the coupling device is generated; and (c) after starting the clutch-to-clutch upshift, changing the vehicle from a driving state to a driven state. When it is determined that the switching has been performed, it is determined that the engagement torque of the engagement-side hydraulic friction engagement device is equal to or greater than a predetermined value. release And release control means for executing the control is to include.
[0007]
【The invention's effect】
With this configuration, if the release control means determines that the vehicle has been switched from the driving state to the driven state after the start of the clutch-to-clutch upshift, the engagement-side hydraulic friction engagement After it is determined that the engagement torque of the engagement device is equal to or greater than the predetermined value, the sudden release control of the release-side hydraulic friction engagement device is executed. Even when the state is switched to the driven state, there is no loss of torque, and the blowing of the engine rotational speed can be suitably suppressed.
[0008]
Other aspects of the invention
Preferably, the engagement torque generation determining means determines whether or not the elapsed time from the shift output of the clutch-to-clutch upshift exceeds a predetermined determination value, and the release control Means for determining, after the start of the clutch-to-clutch-up shift, that the time elapsed from the clutch-to-clutch-up shift output is preset when it is determined that the vehicle has been switched from the driving state to the driven state. After it is determined that the value exceeds the determination value, the sudden release control of the release-side hydraulic friction engagement device is executed. In this way, even when the vehicle is switched from the driving state to the driven state in the clutch-to-clutch upshifting process, torque is not lost and the engine speed can be suitably suppressed. Further, it is determined that an engagement torque equal to or more than a predetermined value is generated in the engagement-side hydraulic friction engagement device based on the fact that the elapsed time from the shift output of the clutch-to-clutch up shift exceeds a predetermined determination value. Since the determination is made, there is an advantage that the determination can be made easily without using an engagement pressure sensor or a torque sensor.
[0009]
Preferably, the determination value is set so that the input shaft rotation speed of the automatic transmission does not blow even when the release-side hydraulic friction engagement device is released during the clutch-to-clutch upshift. It is set in advance so as to correspond to a state where the engagement pressure of the engagement-side hydraulic friction engagement device is increased. If you do this, Based on the fact that the elapsed time from the shift output of the clutch-to-clutch up shift exceeds a predetermined determination value, the engagement is such that the input shaft rotational speed does not blow in the engagement-side hydraulic friction engagement device. It is determined that torque has been generated.
[0010]
Preferably, the determination value is determined based on a preset relationship based on a temperature of hydraulic oil of the automatic transmission. When the temperature of the hydraulic oil used in the shift hydraulic control circuit of the automatic transmission changes, the response delay time of the hydraulic friction engagement device that executes the upshift is related to the change in the viscosity of the hydraulic oil. Therefore, according to the above, the release-side hydraulic friction engagement device related to the switching from the driving state to the driven state of the vehicle at an optimum timing regardless of the temperature change of the hydraulic oil. A release control application allowable section is set.
[0011]
Preferably, the automatic transmission executes a clutch-to-clutch-up shift to a plurality of alternatively selected forward gears, and the determination value is set to the plurality of forward gears. Is set for each clutch-up clutch upshift. Even in the case of the clutch-to-clutch upshift, the transmission torque is different for each forward gear, and the engagement torque of the hydraulic friction engagement device that is engaged to achieve the upshift is also different. In this case, the rapid release control of the release-side hydraulic friction engagement device related to the switching from the driving state to the driven state of the vehicle at the optimal timing regardless of the plurality of forward gears that are alternatively selected. Can be performed.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0013]
FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a vehicle drive device 10 to which the control device of the present invention is applied. In FIG. 1, an output of an engine 12 as a driving power source for driving, which is constituted by an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine, is input to an automatic transmission 16 via a torque converter 14 as a fluid power transmission device. The driving force is transmitted to driving wheels via a differential gear device and an axle (not shown). The torque converter 14 includes a pump wheel 20 connected to the engine 12, a turbine wheel 24 connected to the input shaft 22 of the automatic transmission 16, and a stator that is prevented from rotating in one direction by a one-way clutch 28. A lock-up for directly transmitting power between the pump impeller 20 and the turbine impeller 24 while performing power transmission between the pump impeller 20 and the turbine impeller 24 via a fluid. The clutch 26 is provided. The lock-up clutch 26 is a hydraulic friction clutch that is frictionally engaged by a pressure difference ΔP between the oil pressure in the engagement-side oil chamber 32 and the oil pressure in the release-side oil chamber 34. The impeller 20 and the turbine impeller 24 are integrally rotated. Further, by performing feedback control of the differential pressure ΔP, that is, the engagement torque, so as to engage in a predetermined slip state, the turbine wheel 24 is moved relative to the pump wheel 20 by a predetermined slip amount of, for example, about 50 rpm during driving. On the other hand, at the time of reverse input, the pump impeller 20 can be rotated with respect to the turbine impeller 24 with a predetermined slip amount of, for example, about −50 rpm.
[0014]
The automatic transmission 16 is a planetary gear type stepped transmission including a double pinion type first planetary gear device 40, and a single pinion type second planetary gear device 42 and a third planetary gear device 44. The sun gear S1 of the first planetary gear set 40 is selectively connected to the input shaft 22 via a clutch C3, and is selectively connected to a housing 38 which is a non-rotating member via a one-way clutch F2 and a brake B3. Thus, rotation in the reverse direction (the direction opposite to the input shaft 22) is prevented. The carrier CA1 of the first planetary gear device 40 is selectively connected to the housing 38 via the brake B1, and the one-way clutch F1 provided in parallel with the brake B1 always prevents reverse rotation. It has become so. The ring gear R1 of the first planetary gear device 40 is integrally connected to the ring gear R2 of the second planetary gear device 42, and is selectively connected to the housing 38 via the brake B2. The sun gear S2 of the second planetary gear device 42 is integrally connected to the sun gear S3 of the third planetary gear device 44, and is selectively connected to the input shaft 22 via the clutch C1. The carrier CA2 of the second planetary gear unit 42 is integrally connected to the ring gear R3 of the third planetary gear unit 44, and is selectively connected to the input shaft 22 via the clutch C2 and also via the brake B4. The housing 38 is selectively connected to the housing 38, and a one-way clutch F3 provided in parallel with the brake B4 always prevents rotation in the reverse direction. The carrier CA3 of the third planetary gear set 44 is integrally connected to the output shaft 46.
[0015]
The clutches C1 to C3 and the brakes B1 to B4 (hereinafter, simply referred to as the clutch C and the brake B unless otherwise distinguished) are hydraulic friction engagement devices in which engagement is controlled by a hydraulic actuator such as a multi-plate clutch or brake. The solenoid valves S1 to S2, SR having the solenoids Sol1 to SolR of the shift hydraulic control circuit 98 (see FIG. 3) and the solenoid valves S1, S2, SR, and the linear solenoid valves SL1, SL2 are energized and de-energized, and a manual valve (not shown) is used. When the hydraulic circuit is switched, the engaged and released states are switched, for example, as shown in FIG. 2, and the five forward gears (1st to 5th) are selected according to the operating position (position) of the shift lever 72 (see FIG. 3). ) And one reverse gear (Rev). "1st" to "5th" in FIG. 2 mean the first to fifth gear speeds in the forward direction, and from the first speed gear "1st" to the fifth speed gear "5th". Speed ratio γ (rotation speed N of input shaft 22) _IN / Rotation speed N of output shaft 46 _OUT ) Gradually decreases, and the gear ratio γ of the fourth speed gear “4th” is reduced. ₄ Is 1.0. In FIG. 2, “２” indicates engagement, blank indicates release, “(「) ”indicates engagement during engine braking,“ ● ”indicates engagement not involved in power transmission, and May be used. In the present embodiment, in the 4-> 5 upshift from the fourth gear to the fifth gear, clutch-to-clutch upshift control for disengaging the clutch C1 and simultaneously engaging the brake B1 is executed.
[0016]
FIG. 3 is a block diagram illustrating a control system provided in the vehicle for controlling the engine 12, the automatic transmission 16, and the like in FIG. The operation amount Acc of the accelerator pedal 50 is detected by an accelerator operation amount sensor 51. The accelerator pedal 50 is largely depressed according to the driver's required output, and thus corresponds to an accelerator operation member, and the accelerator pedal operation amount Acc corresponds to the required output. An opening angle (opening degree) θ corresponding to the accelerator pedal operation amount Acc is basically provided to the intake pipe of the engine 12 by the throttle actuator 54. _TH An electronic throttle valve 56 is provided. In addition, a bypass passage 52 provided in parallel with the electronic throttle valve 56 for controlling the idle speed and bypassing the electronic throttle valve 56 is provided with an idle speed NE of the engine 12. _IDL Is provided with an ISC valve (idle rotation speed control valve) 53 for controlling the amount of intake air when the electronic throttle valve 56 is fully closed. In addition, the rotation speed N of the engine 12 _E , An intake air amount sensor 60 for detecting an intake air amount Q of the engine 12, and an intake air temperature T _A Air temperature sensor 62 for detecting the temperature, the fully closed state (idle state) of the electronic throttle valve 56 and its opening degree θ _TH The throttle sensor 64 with an idle switch for detecting the vehicle speed V (the rotational speed N of the output shaft 46) _out Speed sensor 66 for detecting the temperature of the engine 12, and the cooling water temperature T of the engine 12. _W Water temperature sensor 68 for detecting the operation of the vehicle, a brake switch 70 for detecting the presence or absence of operation of a foot brake which is a service brake, and a lever position (operation position) P of a shift lever 72. _SH , A turbine rotation speed sensor 76 for detecting a turbine rotation speed NT (= a rotation speed Nin of the input shaft 22), and an AT oil temperature which is a temperature of hydraulic oil in a hydraulic control circuit 98. T _OIL An AT oil temperature sensor 78, an upshift switch 80, a downshift switch 82, etc. for detecting the engine speed NE, the intake air amount Q, the intake air temperature T are provided from these sensors and switches. _A , Throttle valve opening θ _TH , Vehicle speed V, engine coolant temperature T _W , Brake operation, lever position P of shift lever 72 _SH , Turbine rotation speed NT, AT oil temperature T _OIL , Shift range up command R _UP , Down command R _DN , Etc., are supplied to the electronic control unit 90. An ABS (anti-lock brake system) 84 for controlling the braking force so that the wheels do not lock (slip) when the foot brake is operated is supplied with information on brake oil pressure and the like corresponding to the braking force. A signal indicating the presence or absence of the operation is supplied from 86.
[0017]
The shift lever 72 is disposed near the driver's seat, and includes, for example, a P (parking) position for parking, an R (reverse) position for reverse traveling, an N (neutral) position for opening a power transmission path, It can be manually operated to D (drive) position for forward running, “4” position, “3” position, “2 (second)” position or L (low) position for engine braking. It has become. In the “R” position, the reverse gear “Rev” shown in FIG. 2 is established by mechanically establishing the reverse circuit, and in the “N” position, the neutral circuit is mechanically established, and all The clutch C and the brake B are released.
[0018]
The shift hydraulic pressure control circuit 98 mainly includes a lock-up hydraulic pressure, that is, a hydraulic pressure in the engagement side oil chamber 32, in addition to the shift solenoid valves Sol1, Sol2, SolR, and the linear solenoid valves SL1, SL2. It has a linear solenoid valve SLU for controlling a pressure difference ΔP from the oil pressure in the side oil chamber 34 and a linear solenoid valve SLT for mainly controlling the line oil pressure. And is used for lubricating various parts of the automatic transmission 16 and the like. FIG. 4 shows a main part of the hydraulic control circuit 98. In FIG. 4, the line hydraulic pressure P _L Is controlled by a pressure regulating valve (not shown) so as to have a necessary and sufficient magnitude as a base pressure of the hydraulic friction engagement device. _TH The pressure is adjusted to a value corresponding to the above-mentioned value, and is supplied through a manual valve or the like (not shown) switched to the forward traveling position. The solenoid on-off valves S1 to S2 and SR are provided by an electromagnetic solenoid Sol. 1 to Sol. 2, Sol. R, which is controlled by the electronic control unit 90. 1 to Sol. 2, Sol. It is opened and closed according to the electromagnetic force of R, and the signal pressure P _S1 , P _S2 , P _SR Is output. The linear solenoid valves SL1, SL2, SLU, and SLT each include an electromagnetic solenoid (not shown), and the modulator pressure P is adjusted to a constant value according to the electromagnetic force of the electromagnetic solenoid controlled by the electronic control unit 90. _M (Control pressure P) continuously changing from (source pressure) _SL1 , P _SL2 , P _SLU , P _SLT Is generated and output.
[0019]
The switching valve (clutch apply control valve) 100 includes an output port 101 connected to the clutch C1, a line hydraulic pressure (first hydraulic pressure) P _L Is supplied to the line pressure input port 102 and the control hydraulic pressure P output from the linear solenoid valve SL1. _SL1 The control oil pressure P is applied to the control oil pressure input port 104 to which the _SL1 And a control hydraulic pressure output port 108 for outputting the pressure. This switching valve 100 has a line oil pressure P _L To connect the output port 101 to the line pressure input port 102 to supply the clutch C1 to the clutch C1, and to connect the control hydraulic input port 104 and the control hydraulic output port 108 to control the back pressure control valve 106. The position (the position shown in FIG. 4) and the control oil pressure P during shifting _SL1 In order to control the clutch C1, the output port 102 communicates with the control hydraulic input port 104 and is movably provided between a second position where the control hydraulic input port 104 and the control hydraulic output port 108 are disconnected. Spool valve element 110, a spring 112 for urging the spool valve element 110 toward the first position, and a signal pressure P output when the solenoid valve SR is turned on (excited). _SR And a control oil chamber 114 for applying a thrust toward the second position to the spool valve element 110 against the urging force of the spring 112 by introducing the spring valve 112. For this reason, since the solenoid on-off valve SR is in the off state (non-excited state), the switching valve 100 outputs the signal pressure P _SR Is not output, for example, when the shift lever 72 is moved to the N position, and when the vehicle is in a forward running state other than the fifth gear, the shift lever 72 is moved to the first position. When the gear is operated to the fifth position and the fifth gear is selected, the solenoid on-off valve SR is turned on (excited) and the signal pressure P _SR Is output to switch to the second position. The clutch C1 is engaged during forward running excluding the fifth speed, and is provided with a line hydraulic pressure P supplied through a manual valve or the like switched to the forward running position. _L Is the engagement pressure.
[0020]
The back pressure control valve 106 controls the control oil pressure P output from the linear solenoid valve SL1 during shifting. _SL1 Back pressure P of size according to _B Is supplied to the brakes B3, the clutch C3, and the accumulators 120, 122, and 124 provided in the clutch C2, which are selectively operated. The linear solenoid valve SL1 is used for a 1 → 2 upshift obtained by engaging the brake B3, a 2 → 3 upshift obtained by engaging the clutch C3, or a 3 → 4 upshift obtained by engaging the clutch C2. Hydraulic pressure P as the accumulator back pressure of the accumulators 120, 122, or 124 _SL1 Is output during the gear shift period to execute a smooth gear shift.
[0021]
The above-mentioned brake B3 is engaged in order to achieve the second gear, and the line oil pressure P supplied through the 1-2 shift valve 126 switched to the second speed. _L Is the engagement pressure. The 1-2 shift valve 126 includes a spool valve element similar to the switching valve 100 and is configured to be selectively switched between the first speed side and the second speed side. Signal pressure P _S2 Is switched to the second speed side. The clutches C3 and C2 are engaged to achieve the third speed and the fourth speed, respectively, and are supplied through a later-described 2-3 shift valve 130 and a not-shown 3-4 shift valve. Line hydraulic pressure P _L Is the engagement pressure.
[0022]
The brake B1 is engaged to achieve the fifth gear and the brake B4 is engaged to achieve the reverse gear, but the brake B1, the brake B4, and the brake B2 are engaged in the third gear. The gear is also engaged during the engine brake running at the gear, the first gear, and the second gear. Therefore, the brake B1, the brake B2, and the brake B4 are controlled by the control hydraulic pressure P output from the linear solenoid valve SL2. _SL2 Is supplied through the B1 control valve 128, the 2-3 shift valve 130, and the reverse sequence valve 132, so that the engagement torque is accurately controlled. That is, the 2-3 shift valve 130 is provided with the same spool valve element as the switching valve 100 and is configured to be selectively switched between the second speed side and the third speed side. Signal pressure P from S1 _S1 Is switched to the second speed side according to the control hydraulic pressure P _SL2 Is supplied to the brake B2 or B4, but the signal pressure P is supplied from the solenoid valve S1 in the OFF state. _S1 Is not output, it is switched to the third speed side and the control oil pressure P _SL2 Is supplied to the brake B1. The reverse sequence valve 132 is also provided with a spool valve similar to the switching valve 100 so as to be selectively switched between the forward side and the reverse side, and the signal pressure P from the solenoid valve SR in the ON state is also provided. _SR To the reverse side according to the control hydraulic pressure P _SL2 Is supplied to the brake B4, but the signal pressure P _SR Is not output, it is switched to the forward side and the control oil pressure P _SL2 Is supplied to the brake B2.
[0023]
The electronic control unit 90 includes a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like. The CPU uses a temporary storage function of the RAM and sends signals in accordance with a program stored in the ROM in advance. By performing the processing, the output control of the engine 12, the shift control of the automatic transmission 16, the slip control of the lock-up clutch 26, and the like are executed. It is configured separately. FIG. 5 is a block diagram illustrating a main part of a control function executed by signal processing of electronic control unit 90.
[0024]
In FIG. 5, the shift control means 136 controls the lever position P of the shift lever 72. _SH The shift speed is determined based on the shift diagram shown in FIG. 6, for example, and the shift control of the automatic transmission 16 is performed to obtain the shift speed. For example, the shift control means 136 obtains the actual vehicle speed V and the throttle opening θ from the previously stored shift diagram shown in FIG. _TH , And a shift output is performed so that the determined shift is executed. Then, any one of the electromagnetic valves S1 to S2, SR and the linear solenoid valves SL1, SL2, SLU, SLT for realizing the shift is selectively driven according to the shift output. The shift control means 136 releases the disengagement side hydraulic friction engagement device, that is, the clutch C1, during the clutch-to-clutch upshift process from the fourth gear to the fifth gear, that is, during the clutch-to-clutch upshift. While the engagement side hydraulic friction engagement device, i.e., the brake B1 is in the process of being engaged, a vehicle such as a deceleration running in which the accelerator pedal is returned from a driving state of the vehicle such as an acceleration running in which the accelerator pedal is depressed. When the state is switched to the driven state, the timing at which the (sudden) release control of the clutch C1 is applied is determined according to the engagement state of the brake B1 and the turbine rotational speed N. _T Is permitted after reaching a sufficient engagement torque that does not cause blow of the engine. _E Suppression of blowing.
[0025]
That is, the shift control unit 136 includes, for example, a clutch-to-clutch up shift output unit 138, a clutch-to-clutch up shift process execution unit 140, a drive state determination unit 142, an engagement torque generation determination unit 144, and a release control unit 146. Have been. The clutch-to-clutch up shift output means 138 outputs the actual vehicle speed V and the throttle opening θ based on a previously stored shift diagram shown in FIG. _TH , The upshift from the fourth gear to the fifth gear is determined, and the clutch-to-clutch upshift is output. The clutch-to-clutch-up shift processing execution means 140 is configured to control the solenoid valves S1 to S2, SR and the linear solenoid valves SL1, SL2, SLU, SLT for realizing the clutch-to-clutch-up shift according to the clutch-to-clutch-up shift output. Either of them is selectively driven to drive the hydraulic control circuit 98 so as to release the clutch C1 and simultaneously apply the brake B1.
[0026]
The drive state determination means 142 determines whether or not the vehicle has been switched from the drive state to the driven state by, for example, the turbine rotation speed N. _T And throttle opening θ _TH From the pre-stored map with the parameters _T And throttle opening θ _TH Input torque T of the automatic transmission 16 based on _IN (= T _E Is determined, and a determination is made based on whether the numerical value falls below a predetermined determination value. Alternatively, the drive state determination means 142 determines the input-side rotational speed of the torque converter 14, that is, the engine rotational speed N. _E And the output side rotational speed of the torque converter 14, that is, the input shaft rotational speed N _IN And the engine speed N _E Is the input shaft rotation speed N _IN If the engine speed is higher than _E Is the input shaft rotation speed N _IN If it is lower than this, it is determined to be in the driven state.
[0027]
The engagement torque generation judging means 144 determines that the engagement torque of the brake B1 to which the hydraulic oil is supplied during the 4 → 5 clutch to clutch upshift is changed to the release side hydraulic type during the 4 → 5 clutch to clutch upshift. Even if the clutch C1 which is a friction engagement device is suddenly released, the engine rotational speed N _E That is, the turbine rotation speed N _T Is determined, for example, by determining the elapsed time t from the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift output. _EL Is a predetermined judgment value T _A It is determined based on whether or not the number has exceeded. This determination value T _A Is, for example, a constant value. Even if the clutch C1 is suddenly released during the 4 → 5 clutch-to-clutch upshift, the input shaft rotation speed N of the automatic transmission 16 is _IN The engagement pressure P of the clutch C1 is set to a size that does not cause blowing, which is a temporary sudden rise of the clutch C1. _C1 Is set in advance in order to make the state increase.
[0028]
After the start of the 4 → 5 clutch-to-clutch upshift, the release control means 146 normally sets the turbine rotational speed N due to torque loss during the switching period between the release of the clutch C1 and the engagement of the brake B1. _T That is, the engagement pressure P of the clutch C1 is controlled so that the time from the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift output to the start of the inertia phase becomes constant. _C1 Learning and correcting the control value for the linear solenoid valve SL1 for directly controlling the engagement pressure P in the clutch C1. _C1 Is smoothly reduced. However, when the drive state determination means 142 determines that the vehicle has been switched from the drive state to the driven state, the engagement torque generation determination means 144 determines whether or not the brake B1 which is an engagement-side hydraulic friction engagement device. After it is determined that the engagement torque equal to or more than the predetermined value is generated, the sudden release control of the clutch C1, which is the release-side hydraulic friction engagement device, is executed, and the hydraulic oil in the clutch C1 is quickly discharged. That is, after the start of the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift, if the drive state determining means 142 determines that the vehicle has been switched from the driving state to the driven state, the engagement torque generation determining means 144 Elapsed time t from toe clutch upshift output _EL Is a predetermined judgment value T _A Is not executed before it is determined that the clutch C1 has been exceeded, but the elapsed time t from the output of the clutch-to-clutch up shift is determined by the engagement torque generation determining means 144. _EL Is a predetermined judgment value T _A Is determined, the sudden release control of the clutch C1 is executed.
[0029]
FIG. 7 is a flowchart for explaining a main part of the control operation executed by the signal processing of the electronic control unit 90, and is repeatedly executed at a predetermined cycle of several milliseconds to several tens of milliseconds, for example. This flowchart is for controlling the release pressure of the clutch C1, which is the release-side hydraulic friction engagement device, during the clutch-to-clutch up shift control period in which the brake B1 is engaged while the clutch C1 is released. This is executed after the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift output is performed.
[0030]
In FIG. 7, in a step (hereinafter, step is omitted) S1 corresponding to the release control means 146, the release pressure of the clutch C1, which is the release-side hydraulic friction engagement device of the 4 to 5 clutch-to-clutch up shift, is controlled. Pressure control is started. In this release pressure control, during the switching period between the release of the clutch C1 and the engagement of the brake B1, the turbine rotation speed N _T That is, the engagement pressure P of the clutch C1 is controlled so that the time from the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift output to the start of the inertia phase becomes constant. _C1 The control value for the linear solenoid valve SL1 which directly controls the control is learned and corrected. Next, in S2 corresponding to the driving state determination means 142, it is determined whether the driving state of the vehicle has been switched from the driving state to the driven state, for example, by the turbine rotation speed N. _T And throttle opening θ _TH From the pre-stored map with the parameters _T And throttle opening θ _TH Input torque T of the automatic transmission 16 based on _IN (= T _E ) Is determined, and the numerical value falls below a predetermined determination value, or the engine speed N _E Is the input shaft rotation speed N _IN It is determined based on the fact that it has become lower. If the determination in S2 is negative, it is determined in S3 whether the end control for completely disengaging the clutch C1 and fully engaging the brake B1, that is, the rotation synchronization control, has been completed. If the determination in S3 is denied, the above-described S2 and subsequent steps are repeatedly executed. If the determination is affirmative, the release pressure control is terminated in S6.
[0031]
However, if the determination in S2 is affirmative, in S4 corresponding to the engagement torque generation determination means 144, the engagement torque of the brake B1 to which hydraulic oil is supplied during the 4 → 5 clutch-to-clutch upshift is reduced. Even if the clutch C1, which is the release-side hydraulic friction engagement device, is suddenly released during the 4 → 5 clutch-to-clutch upshift, the engine rotational speed N _E That is, the turbine rotation speed N _T Is determined, for example, by the elapsed time t from the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift output. _EL Is a predetermined judgment value T _A Is determined based on whether or not the number has exceeded. While the determination in S4 is denied, S2 and subsequent steps are repeatedly executed. If the determination is affirmative, in S5 corresponding to the release control means 146, the sudden release of the clutch C1 is performed, and then in S6. The release pressure control is terminated.
[0032]
FIG. 8 shows the operation of the hydraulic control circuit 98 and the automatic transmission 16 obtained by the above control operation, that is, the operation of the clutch C1 after the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift output due to the release of the accelerator pedal. 5 is a time chart showing a release control operation, and a solid line indicates a conventional art in which a sudden release control of the clutch C1 is performed in response to switching from a driving state to a driven state without adding a determination condition by the engagement torque generation determining means 144. In the case of this embodiment, the broken line indicates the operation of the present embodiment in which the sudden release control of the clutch C1 is performed after waiting for the determination by the engagement torque generation determining means 144 even if the driving state is switched to the driven state. Are respectively shown. In FIG. 8, the 4 → 5 clutch to clutch upshift output is t ₁ At that time, the hydraulic oil is discharged from the clutch C1, which is the disengagement side hydraulic friction engagement device, and the brake oil is released to the brake B1, which is the engagement side hydraulic friction engagement device, in order to execute the 4 → 5 upshift. Supply of hydraulic oil is started, and the engagement pressure P of the clutch C1 is increased. _C1 Is started to decrease by the direct pressure control by the linear solenoid valve SL1, and the engagement pressure P of the brake B1 is reduced. _B1 Is increased by the direct pressure control by the linear solenoid valve SL2 and the accumulator. Then, t ₂ When it is determined at the time point that the vehicle is switched from the driving state (forward driving state) to the driven state (reverse driving state), the clutch C1 is immediately released in the conventional case shown by the solid line, so that the automatic shifting is performed. Shaft torque T of machine 16 _OUT Suddenly drops, torque loss occurs, and the turbine rotational speed N _T , A blow-up F occurs. At this time, an uncomfortable feeling due to the torque loss occurs, and the engine rotational speed N _E There is also a sense of discomfort due to the temporary rise of However, according to the present embodiment shown by the broken line, the above t ₂ At this time, even if it is determined that the vehicle is switched from the driving state (forward driving state) to the driven state (reverse driving state), the brake B1 which is the engagement side hydraulic friction engagement device does not generate the above-described blowing. T at which it is determined that engagement torque has occurred ₃ Until the time point, the rapid release control of the clutch C1 is not executed, so that the turbine rotation speed N _T Is temporarily prevented, that is, blowing of the engine 10 is suitably prevented.
[0033]
As described above, according to the present embodiment, when the release control means 146 (S5) determines that the vehicle has been switched from the driving state to the driven state after the start of the 4-to-5 clutch-to-clutch up shift. After the determination that a predetermined or more engagement torque is generated in the brake B1 that is the engagement-side hydraulic friction engagement device, the sudden release control of the clutch C1 that is the release-side hydraulic friction engagement device is performed. Therefore, even when the vehicle is switched from the driving state to the driven state in the 4 → 5 clutch-to-clutch upshifting process, there is no loss of torque, and the blowing of the engine rotational speed can be suitably suppressed.
[0034]
Further, according to the present embodiment, the engagement torque generation determining means 144 (S4) determines the elapsed time t from the shift output of the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift. _EL Is a predetermined judgment value T _A The release control means 146 (S5) determines whether or not the vehicle has been switched from the driving state to the driven state after the start of the 4-to-5 clutch-to-clutch up shift. Is the elapsed time t from the upshift output _EL Is a predetermined judgment value T _A When the vehicle is switched from the driving state to the driven state in the 4 → 5 clutch-to-clutch upshift process, the torque loss is not caused even if the vehicle is switched from the driving state to the driven state during the 4 → 5 clutch-to-clutch upshift process. Therefore, the blowing of the engine rotation speed can be suitably suppressed. Also, the elapsed time t from the shift output of the 4 → 5 clutch to clutch upshift _EL Is a predetermined judgment value T _A Since it is determined that the engagement torque of the brake B1 is equal to or more than the predetermined value based on the fact that the torque exceeds the threshold, there is an advantage that the determination can be easily performed without using an engagement pressure sensor or a torque sensor.
[0035]
According to the present embodiment, the determination value T _A Is the input shaft rotation speed N of the automatic transmission 16 even if the clutch C1 is suddenly released during the 4 → 5 clutch to clutch upshift. _IN Pressure P of the brake B1 to such an extent that no _B1 Is set in advance so as to correspond to the state in which the gear ratio is increased, so that the elapsed time t from the 4 → 5 clutch-to-clutch up shift output is _EL Is a predetermined judgment value T _A Is exceeded, the input shaft rotation speed N is applied to the brake B1. _IN It is determined that the engagement torque that does not generate the blow is generated.
[0036]
Although the embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, the present invention can be applied to other aspects.
[0037]
For example, the engagement torque generation determining means 144 of the above-described embodiment determines the elapsed time t from the shift output of the 4 → 5 clutch to clutch upshift. _EL Is a predetermined judgment value T _A The engagement torque of the brake B1 to which the hydraulic oil is supplied during the 4 to 5 clutch-to-clutch upshift is determined based on whether or not the release hydraulic friction engagement during the 4 to 5 clutch-to-clutch upshift. Even if the clutch C1 is suddenly released, the engine speed N _E That is, the turbine rotation speed N _T It has been determined that the pressure has reached a level that does not cause the blowing of the brake B1. _B1 May be provided, and it may be determined that the engagement torque of the brake B1 has reached a predetermined value based on a signal from the oil pressure sensor.
[0038]
Further, in the automatic transmission 16 of the above-described embodiment, the 4 → 5 shift is the clutch-to-clutch up shift, but, for example, the 2 → 3 clutch to clutch shift, and the 5 → 6 clutch to clutch shift can be performed. Is also good. The above-described release control of the release-side hydraulic friction engagement device is also applied to such a clutch-to-clutch upshift.
[0039]
In the above-described embodiment, the determination value T _A Is a preset constant value, but may be a function of various parameters. For example, the judgment value T _A Is the temperature T of the hydraulic oil of the automatic transmission 16 based on a preset relationship. _OIL May be determined based on This relationship is based on the operating oil temperature T _OIL When the value rises _A Is set to be small. Temperature T of hydraulic oil used in shift hydraulic control circuit 98 of automatic transmission 16 _OIL Changes, the supply amount of the hydraulic oil to the brake B1, which is the engagement-side hydraulic friction engagement device, changes in association with the change in the viscosity of the hydraulic oil. _OIL Irrespective of the change, the application allowable section of the rapid release control of the brake B1 related to the switching from the driving state of the vehicle to the driven state is set at the optimal timing.
[0040]
In the automatic transmission 16 described above, one clutch-to-clutch-up shift of 4 → 5 shift is executed, but a plurality of clutch-to-clutch-up shifts are executed. For the clutch-to-clutch upshift, the above-described rapid release control of the release-side hydraulic friction engagement device may be executed. In this case, the transmission torque is different for each forward gear, even when a plurality of clutch-to-clutch upshifts is performed, and the engagement torque of a hydraulic friction engagement device that is engaged to achieve the upshift is also different. The engagement torque of the hydraulic friction engagement device that is engaged to achieve the upshift is also different. Therefore, the determination value T _A May be set based on a shift position when the upshift is actually performed from a preset map set to a different value for each forward gear position. In this manner, the release-side hydraulic friction engagement related to the switching from the driving state to the driven state of the vehicle at the optimal timing regardless of the plurality of clutch-to-clutch upshifts that are alternatively selected. Rapid release control of the device can be performed.
[0041]
It should be noted that what has been described above is merely an embodiment, and that the present invention can be embodied with various modifications and improvements based on the knowledge of those skilled in the art.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a vehicle drive device to which the present invention is applied.
FIG. 2 is a diagram illustrating a relationship between a combination of operations of a plurality of hydraulic friction engagement devices and a shift speed established by the combination in the automatic transmission of FIG. 1;
FIG. 3 is a block diagram illustrating a main part of a control system provided in the vehicle drive device of FIG. 1;
FIG. 4 is a diagram illustrating a main portion of a shift hydraulic control circuit for executing a shift of the automatic transmission of FIG. 3;
5 is a functional block diagram illustrating a main control function of the electronic control device of FIG. 3, that is, a release control function of a release-side hydraulic friction engagement device during a clutch-to-clutch upshift.
FIG. 6 is a diagram exemplifying a shift diagram used for shift control in the shift control means of FIG. 5;
FIG. 7 is a flowchart illustrating a main part of a control operation of the electronic control device of FIG. 3, that is, a release control operation of the release-side hydraulic friction engagement device during a clutch-to-clutch upshift.
8 is a time chart for explaining a main part of a control operation by the electronic control device of FIG. 3, that is, a release control operation of the release-side hydraulic friction engagement device during a clutch-to-clutch upshift.
[Explanation of symbols]
16: Automatic transmission
90: Electronic control device (control device)
136: shift control means
138: Clutch-to-clutch up shift output means
142: drive state determination means
144: engagement torque generation determining means
146: Release control means
Clutch C1: disengagement side hydraulic friction engagement device
Brake B1: engagement side hydraulic friction engagement device

Claims

A control device for an automatic transmission for a vehicle that executes a clutch-to-clutch up shift by disengaging a disengagement side hydraulic friction engagement device and engaging an engagement side hydraulic friction engagement device,
Driving state determining means for determining whether the vehicle has been switched from the driving state to the driven state,
Engagement torque generation determining means for determining whether or not a predetermined or higher engagement torque of the engagement side hydraulic friction engagement device is generated;
If it is determined that the vehicle has been switched from the driving state to the driven state after the start of the clutch-to-clutch upshift, an engagement torque of the engagement side hydraulic friction engagement device that is equal to or greater than a predetermined value is generated. And a release control means for executing a rapid release control of the release-side hydraulic friction engagement device after it is determined that the release is performed.

The engagement torque generation determining means determines whether an elapsed time from a shift output of the clutch-to-clutch up shift has exceeded a predetermined determination value,
If it is determined that the vehicle has been switched from the driving state to the driven state after the start of the clutch-to-clutch upshift, the release control means may determine in advance the elapsed time from the clutch-to-clutch upshift output. 2. The control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein a sudden release control of the release side hydraulic friction engagement device is executed after it is determined that the value exceeds a set determination value.

During the clutch-to-clutch upshift, the determination value is determined so that the input-side rotational speed of the automatic transmission is not blown even when the release-side hydraulic friction engagement device is released. 3. The control device for an automatic transmission for a vehicle according to claim 2, wherein the control device is preset so as to correspond to a state in which the engagement pressure of the friction engagement device is increased.

4. The control device for a vehicle automatic transmission according to claim 2, wherein the determination value is determined based on a temperature of hydraulic oil of the automatic transmission from a preset relationship. 5.

The automatic transmission executes a plurality of clutch-to-clutch up shifts that are alternatively selected,
5. The control device for a vehicle automatic transmission according to claim 2, wherein the determination value is set for each of the plurality of clutch-to-clutch upshifts.