JP2004340287A

JP2004340287A - Variable speed control method of automatic transmission

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Publication number: JP2004340287A
Application number: JP2003138568A
Authority: JP
Inventors: Ayumi Sagawa; 歩佐川; Hiromichi Kimura; 弘道木村; Kazuyuki Watanabe; 和之渡辺; Yasutsugu Oshima; 康嗣大島; Koichi Okuda; 弘一奥田; Hirofumi Fujita; 浩文藤田; Takahiro Kondo; 貴裕近藤; Toshio Sugimura; 敏夫杉村; Atsushi Ayabe; 篤志綾部
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-05-16
Filing date: 2003-05-16
Publication date: 2004-12-02

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce troublesome adaptation work without variable speed shock and to reduce the quantity of data required in the case of directly controlling the torque capacity on the engagement side and the disengagement side, respectively in clutch-to-clutch shifting. <P>SOLUTION: As to the engagement side oil pressure P1, the feed forward control is mainly performed according to the hydraulic pressure command pattern previously fixed according to the adaption, and on the other hand, as to the disengagement oil pressure P2, after the engagement side torque capacity T1 is calculated on the basis of an oil pressure command value DP1 of the above engagement side oil pressure P1 in the step S4, the disengagement side torque capacity T2 is calculated on the basis of the engagement side torque capacity T1 and the input torque Tin according to the balancing motion equation predetermined in the step S5, and in the step S6, the disengagement side torque capacity T2 is converted to the disengagement side oil pressure P2 to perform the control in real time. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は自動変速機の変速制御方法に係り、特に、クラッチツークラッチ変速を行う際の係合側および解放側の摩擦係合装置のトルク制御に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
複数の摩擦係合装置の係合、解放状態に応じて変速比が異なる複数の変速段が成立させられる自動変速機が、例えば車両用自動変速機などに広く用いられている。例えば、特許文献１に記載の自動変速機はその一例で、油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置が用いられているとともに、２−３変速や３−４変速では、複数の摩擦係合装置の何れかを解放するとともに他の何れかを係合させて変速段を切り換えるクラッチツークラッチ変速が行われるようになっている。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−９７３２５号公報
【特許文献２】
特開２０００−９７３２４号公報
【特許文献３】
特開平７−３１０８１２号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、このようなクラッチツークラッチ変速に際して、係合側および解放側の各々のトルク容量（油圧など）をそれぞれリニアソレノイド弁などで直接制御することが考えられているが、その初期値や変化率、変化タイミングが合わないと駆動力源の吹き上がりやタイアップ（両係合）などによる変速ショックが発生する恐れがあるため、種々の運転状態（アクセル操作量や車速など）をパラメータとして係合側および解放側についてそれぞれきめ細かく設定する必要があり、データ量（ソフト容量）が膨大になるとともに、それ等の定数の適合（調整）に多大な時間が掛かるという問題があった。また、このような適合は変速の種類毎に行う必要があるため、総ての変速がクラッチツークラッチ変速である場合など、クラッチツークラッチ変速の数が多い場合に特に問題になる。
【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、クラッチツークラッチ変速に際して係合側および解放側のトルク容量をそれぞれ直接制御する場合に、変速ショックを損なうことなく面倒な適合作業を軽減するとともに必要なデータ量を低減することにある。
【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に、第１発明は、複数の摩擦係合装置の係合、解放状態に応じて変速比が異なる複数の変速段が成立させられる自動変速機において、その複数の摩擦係合装置の何れかを解放するとともに他の何れかを係合させて前記変速段を切り換えるクラッチツークラッチ変速を行う際に、そのクラッチツークラッチ変速に関与する前記複数の摩擦係合装置のうち係合側の摩擦係合装置のトルク容量Ｔ１、解放側の摩擦係合装置のトルク容量Ｔ２、および前記自動変速機の入力トルクＴｉｎの釣り合い関係を表す運動方程式から、それ等の係合側および解放側の何れか一方のトルク容量をリアルタイムで逐次算出して制御することを特徴とする。
【０００７】
第２発明は、第１発明の自動変速機の変速制御方法において、前記運動方程式は、変速後の変速段において釣り合う前記入力トルクＴｉｎと前記トルク容量Ｔ１とのトルク比をＡ、変速前の変速段において釣り合う前記入力トルクＴｉｎと前記トルク容量Ｔ２とのトルク比をＢとした時、実際の変速状態に基づいて適宜変更される補正項Ｃを用いて次式（１）のように設定されていることを特徴とする。
Ｔｉｎ＝Ａ・Ｔ１＋Ｂ・Ｔ２＋Ｃ・・・（１）
【０００８】
第３発明は、第１発明または第２発明の自動変速機の変速制御方法において、変速比を小さくするアップシフト時のクラッチツークラッチ変速において、トルク相における解放側のトルク容量Ｔ２を、前記トルク容量Ｔ１に関するトルク指令値を用いて前記運動方程式に従って算出して制御することを特徴とする。
【０００９】
【発明の効果】
このような自動変速機の変速制御方法においては、係合側の摩擦係合装置のトルク容量Ｔ１、解放側の摩擦係合装置のトルク容量Ｔ２、および自動変速機の入力トルクＴｉｎの釣り合い関係を表す運動方程式から、それ等の係合側および解放側の何れか一方のトルク容量をリアルタイムで逐次算出して制御するため、その一方のトルク容量の直接制御に関するデータや適合作業が不要になる。このため、例えば他方のトルク制御に関する初期値や変化率、変化タイミングなどを運転状態に応じて設定するだけで良く、全体のデータ量が低減されるとともに面倒な適合作業が軽減される。
【００１０】
第２発明では、実際の変速状態に基づいて適宜変更される補正項Ｃを用いて運動方程式が設定されているため、入力トルクＴｉｎやトルク容量Ｔ１、Ｔ２に誤差が含まれる場合や個体差、摩擦要素などの経時変化等に拘らず、クラッチツークラッチ変速が適切に行われるようになり、変速ショック等を安定して防止できるロバスト性が向上する。
【００１１】
第３発明では、アップシフト時に変速に伴う入力側の回転速度変化が殆ど認められないトルク相においても、解放側および係合側のトルク容量が適切に制御されて駆動力変動が抑制される。
【００１２】
【発明の実施の形態】
本発明は、車両用の自動変速機の変速制御に好適に適用されるが、車両用以外の自動変速機にも適用され得る。自動変速機は、例えば油圧アクチュエータによって摩擦係合させられるクラッチやブレーキ等の油圧式摩擦係合装置を有する遊星歯車式等の自動変速機が好適に用いられるが、トルク容量を制御可能な他の摩擦係合装置によって変速段が切り換えられる自動変速機にも適用され得る。
【００１３】
クラッチツークラッチ変速は、必ずしもクラッチとクラッチとの繋ぎ替えである必要はなく、クラッチとブレーキとの繋ぎ替えであっても良い。また、一般には係合側および解放側の摩擦係合装置はそれぞれ１個であることが望ましいが、複数の摩擦係合装置を同時に解放したり、複数の摩擦係合装置を同時に係合したりして変速を行う場合にも適用され得る。
【００１４】
トルク容量Ｔ１およびＴ２の一方は運動方程式に従って制御されるが、他方のトルク容量については、例えば従来と同様に種々の運転状態をパラメータとして初期値や変化率、変化タイミングなどが定められ、フィードフォワード制御を主体として制御されるが、フィードバック制御など他の制御方法を採用することもできる。
【００１５】
第２発明では、実際の変速状態に基づいて適宜変更される補正項Ｃを用いて運動方程式が定められているが、第１発明の実施に際しては必ずしも補正項Ｃは必要でなく、補正項Ｃ＝０であっても良い。補正項Ｃは、例えば入力トルクＴｉｎが正のパワーＯＮ時の変速の場合、入力回転速度の吹き上がりやタイアップを検出して、それ等を抑制するようにリアルタイムでトルク容量Ｔ１またはＴ２を変化させるフィードバック補正項であるが、次回の変速時にトルク容量Ｔ１またはＴ２を増減させる学習補正項などでも良く、種々の態様が可能である。
【００１６】
第３発明では、解放側のトルク容量Ｔ２が運動方程式に従って算出されて制御されるが、他の発明の実施に際しては、係合側のトルク容量Ｔ１を運動方程式に従って算出して制御するようにしても良い。係合側のトルク容量Ｔ１の制御は、クラッチツークラッチ変速の全域で運動方程式に従って制御する必要はなく、例えば解放側の摩擦係合装置が完全に解放された後のイナーシャ相などでは、入力側の回転速度が所定の変化率で変化するように制御するなど、種々の態様が可能である。
【００１７】
また、第３発明では、係合側のトルク容量Ｔ１に関するトルク指令値を用いて解放側のトルク容量Ｔ２が求められるが、実際のトルク容量Ｔ１を検出することが可能であれば、その実際のトルク容量Ｔ１を用いて計算するようにしても良い。トルク容量Ｔ１を運動方程式に従って算出する場合の解放側のトルク容量Ｔ２についても同様である。
【００１８】
入力トルクＴｉｎについては、例えば電動モータから入力される場合には、その電動モータのトルク指令値を用いることができるが、エンジン等の内燃機関からトルクコンバータ等を介して入力される場合は、スロットル弁開度や吸入空気量、回転速度、トルクコンバータの速度比などをパラメータとして入力トルクＴｉｎを算出（推定）するようにしても良い。この入力トルクＴｉｎについては、従来から広く知られている算出方法に従って求められた推定値を用いることができる。
【００１９】
また、第３発明はアップシフト時のクラッチツークラッチ変速に関するものであるが、ダウンシフト時のクラッチツークラッチ変速のトルク相などに適用することも可能である。
【００２０】
【実施例】
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
図１の（ａ）は、本発明が適用された車両用自動変速機１０の骨子図で、（ｂ）は複数の変速段を成立させる際の係合要素を説明する作動表である。この車両用自動変速機１０は、ＦＦ車両などの横置き用のもので、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置１２を主体として構成されている第１変速部１４と、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置１６およびダブルピニオン型の第３遊星歯車装置１８を主体として構成されている第２変速部２０とを同軸線上に有し、入力軸２２の回転を変速して出力歯車２４から出力する。入力軸２２は入力部材に相当するもので、走行用駆動力源としてのエンジン４０によって回転駆動されるトルクコンバータ４２のタービン軸であり、出力歯車２４は出力部材に相当するもので、図示しない差動歯車装置を介して左右の駆動輪を回転駆動する。なお、この車両用自動変速機１０は中心線に対して略対称的に構成されており、図１（ａ）では中心線の下半分が省略されている。
【００２１】
上記第１変速部１４を構成している第１遊星歯車装置１２は、サンギヤＳ１、プラネタリキャリアＣＡ１、およびリングギヤＲ１の３つの回転要素を備えており、サンギヤＳ１が入力軸２２に連結されて回転駆動されるとともに、リングギヤＲ１が第３ブレーキＢ３を介して回転不能にケース２６に固定されることにより、プラネタリキャリアＣＡ１が中間出力部材として入力軸２２に対して減速回転させられて出力する。また、第２変速部２０を構成している第２遊星歯車装置１６および第３遊星歯車装置１８は、一部が互いに連結されることによって４つの回転要素ＲＭ１〜ＲＭ４が構成されており、具体的には、第３遊星歯車装置１８のサンギヤＳ３によって第１回転要素ＲＭ１が構成され、第２遊星歯車装置１６のリングギヤＲ２および第３遊星歯車装置１８のリングギヤＲ３が互いに連結されて第２回転要素ＲＭ２が構成され、第２遊星歯車装置１６のプラネタリキャリアＣＡ２および第３遊星歯車装置１８のプラネタリキャリアＣＡ３が互いに連結されて第３回転要素ＲＭ３が構成され、第２遊星歯車装置１６のサンギヤＳ２によって第４回転要素ＲＭ４が構成されている。
【００２２】
上記第１回転要素ＲＭ１（サンギヤＳ３）は第１ブレーキＢ１によって選択的にケース２６に連結されて回転停止させられ、第２回転要素ＲＭ２（リングギヤＲ２、Ｒ３）は第２ブレーキＢ２によって選択的にケース２６に連結されて回転停止させられ、第４回転要素ＲＭ４（サンギヤＳ２）は第１クラッチＣ１を介して選択的に前記入力軸２２に連結され、第２回転要素ＲＭ２（リングギヤＲ２、Ｒ３）は第２クラッチＣ２を介して選択的に入力軸２２に連結され、第１回転要素ＲＭ１（サンギヤＳ３）は中間出力部材である前記第１遊星歯車装置１２のプラネタリキャリアＣＡ１に一体的に連結され、第３回転要素ＲＭ３（プラネタリキャリアＣＡ２、ＣＡ３）は前記出力歯車２４に一体的に連結されて回転を出力するようになっている。
【００２３】
上記第１ブレーキＢ１〜第３ブレーキＢ３、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２（以下、特に区別しない場合は単にブレーキＢ、クラッチＣという）は、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる多板式の油圧式摩擦係合装置で、油圧制御回路９８（図２参照）のソレノイド弁Ｓｏｌ１〜Ｓｏｌ５、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、図１（ｂ）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４参照）の操作位置（ポジション）に応じて６つの前進変速段（１ｓｔ〜６ｔｈ）および１つの後進変速段が成立させられる。図１（ｂ）の「１ｓｔ」〜「６ｔｈ」は前進の第１変速段〜第６変速段を意味しており、第１変速段「１ｓｔ」から第６変速段「６ｔｈ」へ向かうに従って変速比（入力軸２２の回転速度Ｎｉｎ／出力歯車２４の回転速度Ｎｏｕｔ）は小さくなり、第４変速段「４ｔｈ」の変速比は１．０である。また、図１（ｂ）において「○」は係合、「×」は解放を表しており、本実施例では総ての前進変速段の切換えに際して、何れか１つの摩擦係合装置を解放するとともに他の１つの摩擦係合装置を係合させるクラッチツークラッチ変速が行われる。
【００２４】
図２の油圧制御回路９８は、上記変速用のソレノイド弁Ｓｏｌ１〜Ｓｏｌ５、リニアソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２の他に、主にロックアップ油圧を制御するリニアソレノイド弁ＳＬＵ、主にライン油圧ＰＬ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、トルクコンバータ４２のロックアップクラッチへも供給されるとともに、自動変速機１０等の各部の潤滑にも使用される。
【００２５】
図２は、図１の自動変速機１０やエンジン４０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、アクセルペダル５０の操作量Ａｃｃが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、アクセル操作部材に相当し、アクセル操作量Ａｃｃは出力要求量に相当する。エンジン４０の吸気配管には、スロットルアクチュエータ５４によってアクセル操作量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をバイパスさせるバイパス通路５２には、エンジン４０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（アイドル回転速度制御）バルブ５３が設けられている。この他、エンジン４０の回転速度ＮＥを検出するためのエンジン回転速度センサ５８、エンジン４０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（出力歯車２４の回転速度Ｎｏｕｔに対応）を検出するための車速センサ６６、エンジン４０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。
【００２６】
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４０の出力制御や自動変速機１０の変速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。
【００２７】
エンジン４０の出力制御は、スロットルアクチュエータ５４により電子スロットル弁５６を開閉制御する他、燃料噴射量制御のために燃料噴射装置９２を制御し、点火時期制御のためにイグナイタ等の点火装置９４を制御し、アイドル回転速度制御のためにＩＳＣバルブ５３を制御する。電子スロットル弁５６の制御は、例えば図３に示す関係から実際のアクセル操作量Ａｃｃに基づいてスロットルアクチュエータ５４を駆動し、アクセル操作量Ａｃｃが増加するほどスロットル弁開度θ_ＴＨを増加させる。また、エンジン４０の始動時には、スタータ（電動モータ）９６によってエンジン４０のクランク軸をクランキングする。
【００２８】
自動変速機１０の変速制御は、シフトレバー７２のレバーポジションＰ_ＳＨに応じて行われる。シフトレバー７２は運転席の近傍に配設され、図４に示す４つのレバーポジション「Ｒ（リバース）」、「Ｎ（ニュートラル）」、「Ｄ（ドライブ）」、または「Ｓ（シーケンシャル）」へ手動操作されるようになっている。「Ｒ」ポジションは後進走行位置で、「Ｎ」ポジションは動力伝達遮断位置で、「Ｄ」ポジションは自動変速による前進走行位置で、「Ｓ」ポジションは変速可能な高速側の変速段が異なる複数の変速レンジを切り換えることにより手動変速が可能な前進走行位置であり、シフトレバー７２がどのレバーポジションへ操作されているかが前記レバーポジションセンサ７４によって検出される。また、レバーポジション「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ（Ｓ）」は車両の前後方向（図４の上方が車両前側）に沿って設けられており、シフトレバー７２にケーブルやリンクなどを介して連結された図示しないマニュアルバルブがシフトレバー７２の前後操作に伴って機械的に作動させられることにより、油圧回路が切り換えられるようになっており、「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後進変速段が成立させられ、「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、動力伝達を遮断するニュートラルが成立させられる。
【００２９】
また、前進走行位置である「Ｄ」ポジションまたは「Ｓ」ポジションへ操作された場合は、同じくシフトレバー７２の操作に従ってマニュアルバルブにより油圧回路が切り換えられることにより前進用回路が機械的に成立させられ、前進変速段である第１変速段「１ｓｔ」〜第６変速段「６ｔｈ」で変速しながら前進走行することが可能となる。シフトレバー７２が「Ｄ」ポジションへ操作された場合は、そのことをレバーポジションセンサ７４の信号から判断して自動変速モードを成立させ、第１変速段「１ｓｔ」〜第６変速段「６ｔｈ」の総ての前進変速段を用いて変速制御を行う。すなわち、前記ソレノイド弁Ｓｏｌ１〜Ｓｏｌ５、およびリニアソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２の励磁、非励磁をそれぞれ制御することにより、油圧回路を切り換えて第１変速段「１ｓｔ」〜第６変速段「６ｔｈ」の何れかの前進変速段を成立させるのである。この変速制御は、例えば図５に示すように車速Ｖおよびスロットル弁開度θ_ＴＨをパラメータとして予め記憶された変速マップ（変速条件）に従って行われ、車速Ｖが低くなったりスロットル弁開度θ_ＴＨが大きくなったりするに従って変速比が大きい低速側の変速段を成立させる。
【００３０】
シフトレバー７２が「Ｓ」ポジションへ操作された場合は、そのことをレバーポジションセンサ７４の信号から判断してマニュアル変速モードを成立させる。「Ｓ」ポジションは、車両の前後方向において上記「Ｄ」ポジションと同じ位置において車両の幅方向に隣接して設けられており、油圧回路は「Ｄ」ポジションの時と同じであるが、「Ｄ」ポジションで変速可能な変速範囲内すなわち第１変速段「１ｓｔ」〜第６変速段「６ｔｈ」の間で定められた複数の変速レンジを任意に選択できるマニュアル変速モードを電気的に成立させるのである。「Ｓ」ポジションには、車両の前後方向にアップシフト位置「（＋）」、およびダウンシフト位置「（−）」が設けられており、シフトレバー７２がそれ等のアップシフト位置「（＋）」またはダウンシフト位置「（−）」へ操作されると、そのことが前記アップシフトスイッチ８０、ダウンシフトスイッチ８２によって検出され、アップ指令Ｒ_ＵＰやダウン指令Ｒ_ＤＮに従って最高速段すなわち変速比が小さい高速側の変速範囲が異なる複数の変速レンジが電気的に成立させられる。したがって、例えば下り坂などでシフトレバー７２をダウンシフト位置「−」へ繰り返し操作すると、変速レンジが切り換えられて最高速段が低下させられることにより、例えば第４変速段「４ｔｈ」から第３変速段「３ｒｄ」、第２変速段「２ｎｄ」、第１変速段「１ｓｔ」へ順次ダウンシフトされて、エンジンブレーキが段階的に増大させられる。
【００３１】
上記アップシフト位置「（＋）」およびダウンシフト位置「（−）」は何れも不安定で、シフトレバー７２はスプリング等の付勢手段により自動的に「Ｓ」ポジションへ戻されるようになっており、アップシフト位置「（＋）」またはダウンシフト位置「（−）」への操作回数或いは保持時間などに応じて変速レンジが変更される。
【００３２】
電子制御装置９０はまた、自動変速機１０の変速制御に関して図６に示すように、変速判断手段１００、入力トルク推定手段１０２、係合側油圧指令手段１０４、および解放側油圧指令手段１１０の各機能を備えているとともに、解放側油圧指令手段１１０は更に係合側トルク容量算出手段１１２、解放側トルク容量算出手段１１４、および解放側油圧換算手段１１６を備えており、図７、図８に示すフローチャートに従ってクラッチツークラッチ変速を行うようになっている。図９は、アクセルペダル５０が踏込み操作されているパワーＯＮ時に変速比が小さい高速側の変速段へ切り換えるパワーＯＮアップシフトの際に、図７のフローチャートに従ってクラッチツークラッチ変速が行われた場合の各部の作動状態の変化を示すタイムチャートの一例である。
【００３３】
図７のステップＳ１では、前記変速判断手段１００により前記図５の変速マップに従って変速すべき判断が為されたか否か、具体的にはパワーＯＮ時のアップシフト指令が出力されたか否かを判断する。そして、パワーＯＮ時のアップシフト指令が出力されると、ステップＳ２を実行し、係合側油圧Ｐ１については予め定められた油圧指令パターンに従って油圧指令値ＤＰ１を係合側油圧制御装置１２０に出力する一方、解放側油圧Ｐ２については予め定められたサージ制御用の油圧指令値ＤＰ２を解放側油圧制御装置１２２に出力する。係合側油圧制御装置１２０、解放側油圧制御装置１２２は、変速に関与する前記クラッチＣやブレーキＢの油圧すなわちトルク容量を直接制御できるもので、前記リニアソレノイド弁ＳＬ１、ＳＬ２などにより油圧を直接制御したりコントロールバルブを介して制御したりするように構成され、その励磁電流のデューティ比などを制御する油圧指令値ＤＰ１、ＤＰ２はトルク容量Ｔ１、Ｔ２に対応する。なお、これ等の係合側油圧制御装置１２０、解放側油圧制御装置１２２によってトルク容量が制御されるクラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１〜Ｂ３には、油圧制御の応答性を損なうことなく油圧の振動を抑制するために、必要に応じて小型のアキュムレータが設けられる。
【００３４】
上記油圧指令値ＤＰ１の油圧指令パターンは、例えば図１０に示すように予め定められていて、フィードフォワード制御を主体として出力されるようになっている。図１０の第１フェーズ▲１▼は、油圧アクチュエータのピストンを速やかにストロークエンドまで移動させるためのピストン詰め制御部で、油圧指令値ＤＰ１の最大値（デューティ比１００％）が、１→２変速、２→３変速等の変速の種類やクラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１〜Ｂ３のうちの何れかの制御対象に応じて、アクセル操作量θ_ＴＨなどの運転状態をパラメータとして予め適合により定められた所定時間だけ出力される。第２フェーズ▲２▼は待機圧制御部で、上記油圧アクチュエータのピストンがストロークエンドに達することができる程度の予め定められた待機圧に相当する油圧指令値ＤＰ１が、同じく制御対象などに応じてアクセル操作量θ_ＴＨなどの運転状態をパラメータとして予め適合により定められた所定時間だけ出力される。第３フェーズ▲３▼は、応答性向上のためのサージ制御部で、その大きさおよび時間は制御対象などに応じて適合により予め最適値が設定されており、これにより以後の油圧指令値ＤＰ１の変化に対する実際の係合側油圧Ｐ１の追従性が向上する。第４フェーズ▲４▼は、イナーシャ相開始までの第１スウィープ制御部で、その変化率は制御対象などに応じてアクセル操作量θ_ＴＨなどの運転状態をパラメータとして予め適合により定められる。第５フェーズ▲５▼は、イナーシャ相で行う第２スウィープ制御部で、同じく制御対象などに応じてアクセル操作量θ_ＴＨなどの運転状態をパラメータとして変化率が予め定められるが、必要に応じてタービン回転速度ＮＴの変化率などに基づいてフィードバック補正や学習補正を行うこともできる。第６フェーズ▲６▼は終期制御部で、タービン回転速度ＮＴが変速後の同期回転速度に達する直前に、油圧指令値ＤＰ１を予め定められた所定量だけ低下させ、完全係合する際のショックを抑制する。第７フェーズ▲７▼は制御終了部で、タービン回転速度ＮＴが変速後の同期回転速度に達したら、油圧指令値ＤＰ１を最大値まで上昇させて係合側摩擦係合装置を完全係合させる。図９の時間ｔ_１は変速指令が出力された時間で、時間ｔ_１〜ｔ_２は油圧指令値ＤＰ１の第１フェーズ▲１▼のピストン詰め制御部に相当する。
【００３５】
解放側の油圧指令値ＤＰ２のサージ制御は、応答性向上のためのもので、図９に示されているように変速指令（時間ｔ_１）から制御対象などに応じて予め適合により定められた一定時間だけ油圧指令値ＤＰ２＝０とすることにより、解放側油圧Ｐ２を速やかに低下させるとともに、サージ制御後は、解放側摩擦係合装置が未だ係合状態を維持できるようにアクセル操作量θ_ＴＨなどの運転状態をパラメータとして定められる一定値に保持される。
【００３６】
図７に戻って、ステップＳ３では、係合側の油圧制御が第２フェーズ▲２▼の待機圧制御部に入ったか否かを、例えば油圧指令値ＤＰ１などに基づいて判断し、待機圧制御部に入ったらステップＳ４〜Ｓ６を所定のサイクルタイムで繰り返し実行することにより、係合側の油圧指令値ＤＰ１に応じて解放側油圧Ｐ２を予め定められた運動方程式に従って逐次算出してリアルタイムで制御する。ステップＳ４では、待機圧制御部以降では油圧指令値ＤＰ１が実際の係合側油圧Ｐ１と略一致するものと見做して、前記係合側トルク容量算出手段１１２によりその油圧指令値ＤＰ１をパラメータとして油圧アクチュエータの受圧面積や係合側摩擦係合装置の摩擦板の枚数、径寸法などに応じて予め定められた演算式に従って係合側トルク容量Ｔ１を算出する。油圧指令値ＤＰ１は、係合側のトルク容量Ｔ１に関するトルク指令値に相当する。
【００３７】
ステップＳ５では、前記解放側トルク容量算出手段１１４により入力トルク推定手段１０２によって算出された入力トルクＴｉｎおよび上記係合側トルク容量Ｔ１をパラメータとして予め定められた演算式に従って解放側トルク容量Ｔ２を算出する。入力トルク推定手段１０２は、例えばエンジン４０の吸入空気量Ｑやエンジン回転速度ＮＥ、トルクコンバータ４２の速度比などをパラメータとして予め定められた演算式に従って入力トルクＴｉｎを算出するもので、解放側トルク容量算出手段１１４は、前記（１）式の釣り合い運動方程式を基本として自動変速機１０の具体的構成に基づいて変速の種類毎に予め定められた次式（２）〜（６）の演算式に従って解放側トルク容量Ｔ２を算出する。
【００３８】

【００３９】
上記演算式（２）〜（６）のρ１、ρ２、ρ３は、それぞれ前記第１遊星歯車装置１２、第２遊星歯車装置１６、第３遊星歯車装置１８のギヤ比（サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）で、Ｃは補正項であり、各演算式における入力トルクＴｉｎの係数は、前記（１）式におけるトルク比Ｂの逆数に相当し、係合側トルク容量Ｔ１の係数は、前記（１）式におけるトルク比Ａとトルク比Ｂとの比Ａ／Ｂに相当する。また、１→２変速時の係合側トルク容量Ｔ１は第１ブレーキＢ１のトルク容量で、解放側トルク容量Ｔ２は第２ブレーキＢ２のトルク容量であり、２→３変速時の係合側トルク容量Ｔ１は第３ブレーキＢ３のトルク容量で、解放側トルク容量Ｔ２は第１ブレーキＢ１のトルク容量であり、３→４変速時の係合側トルク容量Ｔ１は第２クラッチＣ２のトルク容量で、解放側トルク容量Ｔ２は第３ブレーキＢ３のトルク容量であり、４→５変速時の係合側トルク容量Ｔ１は第３ブレーキＢ３のトルク容量で、解放側トルク容量Ｔ２は第１クラッチＣ１のトルク容量であり、５→６変速時の係合側トルク容量Ｔ１は第１ブレーキＢ１のトルク容量で、解放側トルク容量Ｔ２は第３ブレーキＢ３のトルク容量である。
【００４０】
また、補正項Ｃは、変速の種類毎にアクセル操作量θ_ＴＨなどの運転状態をパラメータとして設定されているとともに、図８に示すように実際の変速状態に基づいて適宜フィードバック補正または学習補正されるようになっている。フィードバック補正は、変速時に逐次図８のフローチャートを実行してリアルタイムで補正項Ｃを変更するもので、学習補正は、一連の変速制御が終了した後に図８のフローチャートを実行し、必要に応じて補正項Ｃを書き換えることにより、次回の変速時に新たな補正項Ｃを用いて制御が行われるようにするものであり、フィードバック補正および学習補正の両方を含んでいても良い。
【００４１】
図８のステップＲ１では、入力回転すなわちタービン回転速度ＮＴが所定値以上吹き上がったか否かを判断し、所定値以上吹き上がった場合にはステップＲ３で補正項Ｃを予め定められた所定値αだけ増大させることにより、解放側トルク容量Ｔ２を増大させて吹き上がりを抑制する。所定値αは、予め定められた一定値であっても良いが、タービン回転速度ＮＴの吹き量をパラメータとして異なる値が設定されるようにしても良い。
【００４２】
ステップＲ１の判断がＮＯの場合、すなわち入力回転吹きが発生していない場合は、ステップＲ２を実行し、タイアップが発生したか否かをタービン回転速度ＮＴの変化などに基づいて判断する。そして、タイアップが発生した場合は、ステップＲ４で補正項Ｃを予め定められた所定値βだけ減少させることにより、解放側トルク容量Ｔ２を減少させてタイアップを抑制する。所定値βは、予め定められた一定値であっても良いが、タイアップの程度に応じて異なる値が設定されるようにしても良い。また、ステップＲ２の判断がＮＯの場合、すなわち入力回転吹きもタイアップも発生していない場合は、ステップＲ５で現在の補正項Ｃの値をそのまま維持して終了する。
【００４３】
図７に戻って、ステップＳ６では、前記解放側油圧換算手段１１６により前記ステップＳ５で求めた解放側トルク容量Ｔ２が得られる解放側油圧Ｐ２を算出するとともに、その解放側油圧Ｐ２となるように油圧を制御するための油圧指令値ＤＰ２を解放側油圧制御装置１２２に出力する。解放側油圧Ｐ２は、例えば油圧アクチュエータの受圧面積や解放側摩擦係合装置の摩擦板の枚数、径寸法などに応じて予め定められた演算式に従って求められる。
【００４４】
次のステップＳ７では、イナーシャ相が始まったか否かをタービン回転速度ＮＴに基づいて判断し、イナーシャ相が始まるまでステップＳ４〜Ｓ６を繰り返す。これにより、イナーシャ相が始まるまでのトルク相等における解放側油圧Ｐ２が、係合側油圧Ｐ１および入力トルクＴｉｎに応じて、入力回転吹きやタイアップを防止しつつ適切に制御される。なお、係合側の油圧制御が第３フェーズ▲３▼のサージ制御部の間は、前記ステップＳ４〜Ｓ６の解放側油圧制御を一時的に中断し、制御対象などに応じて予め適合により定められた所定の大きさの油圧指令値ＤＰ２を所定時間出力することにより、係合側と同様にその後の油圧変化に対する応答性を向上させる。また、前記演算式（２）〜（６）に従って求められる解放側トルク容量Ｔ２が０になった場合には、ステップＳ７の判断がＮＯの場合でも直ちにステップＳ８以下を実行する。図９の時間ｔ_３は、上記第３フェーズ▲３▼のサージ制御部が始まった時間で、時間ｔ_４は、イナーシャ相が始まってタービン回転速度ＮＴが低下し始めた時間であり、それ等の時間ｔ_３〜ｔ_４の間が略トルク相に相当する。
【００４５】
イナーシャ相が始まったらステップＳ８を実行し、解放側油圧Ｐ２を０とする油圧指令値ＤＰ２を出力するとともに、ステップＳ９で変速が終了したか否かを判断し、変速が終了したら一連の変速制御を終了する。変速が終了したか否かは、例えばタービン回転速度ＮＴが変速後の同期回転速度に達したか否かによって判断することができる。図９の時間ｔ_５は変速終了時間で、係合側油圧Ｐ１については、変速が終了するまで前記図１０の油圧指令パターンに従って油圧制御が行われる。
【００４６】
このように、本実施例では係合側油圧Ｐ１については従来と同様に予め適合により定められた油圧指令パターンに従ってフィードフォワード制御を主体として制御しているが、解放側油圧Ｐ２については、（２）〜（６）式の釣り合い運動方程式に従って係合側トルク容量Ｔ１、入力トルクＴｉｎに基づいて解放側トルク容量Ｔ２をリアルタイムで算出し、その解放側トルク容量Ｔ２に応じて制御するようになっているため、その解放側油圧Ｐ２の制御に関する初期値や変化率、変化タイミングなどのデータや適合作業が不要になり、全体のデータ量が低減されるとともに面倒な適合作業が軽減される。
【００４７】
また、本実施例では実際の変速状態に基づいてフィードバック制御や学習制御により逐次変更される補正項Ｃを用いて運動方程式（２）〜（６）が設定されているため、入力トルクＴｉｎや係合側トルク容量Ｔ１に誤差が含まれる場合や個体差、摩擦要素などの経時変化等に拘らず、クラッチツークラッチ変速が常に適切に行われるようになり、変速ショック等を安定して防止できるロバスト性が向上する。
【００４８】
また、アップシフト時に変速に伴う入力側の回転速度変化、すなわちタービン回転速度ＮＴの変化が殆ど認められないトルク相においても、係合側トルク容量Ｔ１に応じて解放側トルク容量Ｔ２が適切に制御されて駆動力変動が抑制される。
【００４９】
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更，改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用された車両用自動変速機を説明する図で、（ａ）は骨子図、（ｂ）は各変速段を成立させるための作動表である。
【図２】図１の車両用自動変速機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３】図２の電子スロットル弁のスロットル弁開度とアクセル操作量との関係を示す図である。
【図４】図２のシフトレバーを具体的に示す斜視図である。
【図５】図１の自動変速機の変速段を運転状態に応じて自動的に切り換える変速マップの一例を説明する図である。
【図６】図１の自動変速機の変速制御に関して図２の電子制御装置が備えている各機能を説明するブロック線図である。
【図７】変速制御に関して図６の各機能によって実施される信号処理の具体的内容を説明するフローチャートである。
【図８】図７のステップＳ５で解放側トルク容量Ｔ２を算出する際に用いられる補正項Ｃを説明するフローチャートである。
【図９】図７のフローチャートに従ってクラッチツークラッチ変速が行われる際の各部の作動状態の変化を説明するタイムチャートの一例である。
【図１０】図７のステップＳ２で出力される係合側油圧Ｐ１の油圧指令パターンの一例を説明する図である。
【符号の説明】
１０：車両用自動変速機（自動変速機）９０：電子制御装置Ｃ１、Ｃ２：クラッチ（摩擦係合装置）Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３：ブレーキ（摩擦係合装置）Ｐ１：係合側油圧Ｐ２：解放側油圧ＤＰ１：係合側油圧指令値（トルク指令値）ＤＰ２：解放側油圧指令値[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control method for an automatic transmission, and more particularly, to a torque control of an engagement-side and a release-side friction engagement device when performing a clutch-to-clutch shift.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Automatic transmissions in which a plurality of gears having different gear ratios are established in accordance with the engagement and disengagement states of a plurality of frictional engagement devices are widely used, for example, in automatic transmissions for vehicles. For example, the automatic transmission described in Patent Literature 1 is an example of the automatic transmission, in which a hydraulic friction engagement device that is frictionally engaged by a hydraulic actuator is used. A clutch-to-clutch shift is performed in which one of the friction engagement devices is disengaged and the other is engaged to switch the shift speed.
[0003]
[Patent Document 1]
JP 2000-97325 A
[Patent Document 2]
JP 2000-97324 A
[Patent Document 3]
JP-A-7-310812
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in such a clutch-to-clutch shift, it is considered that the torque capacity (oil pressure or the like) of each of the engagement side and the release side is directly controlled by a linear solenoid valve or the like. If the change timing does not match, there is a risk of a shift shock due to a drive force source blowing up or tie-up (both engagement). Therefore, various driving conditions (accelerator operation amount, vehicle speed, etc.) are used as parameters. There is a problem that it is necessary to set each of the side and the release side finely, so that the data amount (software capacity) becomes enormous, and it takes a lot of time to adapt (adjust) these constants. In addition, since such adaptation needs to be performed for each type of shift, there is a particular problem when the number of clutch-to-clutch shifts is large, such as when all shifts are clutch-to-clutch shifts.
[0005]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to directly control the engagement side and release side torque capacities during clutch-to-clutch shift without impairing the shift shock. An object of the present invention is to reduce a troublesome adaptation work and a necessary data amount.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a first aspect of the present invention relates to an automatic transmission in which a plurality of shift speeds having different gear ratios are established according to engagement and disengagement states of a plurality of friction engagement devices. When performing a clutch-to-clutch shift in which one of the coupling devices is disengaged and the other is engaged to switch the shift speed, a clutch engagement device that is involved in the clutch-to-clutch shift is engaged. From the equation of motion representing the balance relationship between the torque capacity T1 of the mating side frictional engagement device, the torque capacity T2 of the disengagement side frictional engagement device, and the input torque Tin of the automatic transmission, the engagement side and the disengagement are described. It is characterized in that either one of the torque capacities is sequentially calculated and controlled in real time.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, in the shift control method for the automatic transmission according to the first aspect, the equation of motion is such that the torque ratio between the input torque Tin and the torque capacity T1 to be balanced at the shift speed after the shift is A, Assuming that the torque ratio between the input torque Tin and the torque capacity T2 to be balanced in the gear is B, a correction term C that is appropriately changed based on the actual shift state is set as in the following equation (1). It is characterized by having.
Tin = A · T1 + B · T2 + C (1)
[0008]
According to a third invention, in the shift control method for an automatic transmission according to the first invention or the second invention, in the clutch-to-clutch shift at the time of an upshift to reduce the gear ratio, the torque capacity T2 on the release side in the torque phase is reduced by the torque. It is characterized in that it is calculated and controlled according to the equation of motion using a torque command value relating to the capacity T1.
[0009]
【The invention's effect】
In such a shift control method for an automatic transmission, the balance relationship between the torque capacity T1 of the engagement-side friction engagement device, the torque capacity T2 of the release-side friction engagement device, and the input torque Tin of the automatic transmission is determined. Since the torque capacity of either the engaging side or the disengaging side is sequentially calculated and controlled in real time from the equation of motion to be expressed, data relating to direct control of one of the torque capacities and an adaptation work are not required. For this reason, for example, it is only necessary to set an initial value, a change rate, a change timing, and the like for the other torque control according to the operation state, so that the entire data amount is reduced and a troublesome adaptation operation is reduced.
[0010]
In the second invention, since the equation of motion is set using the correction term C that is appropriately changed based on the actual shift state, the case where the input torque Tin and the torque capacities T1 and T2 include errors, individual differences, The clutch-to-clutch shift can be appropriately performed irrespective of the aging of the friction element and the like, and the robustness that can stably prevent the shift shock and the like is improved.
[0011]
According to the third aspect, even in a torque phase in which a change in the rotational speed on the input side due to a shift during the upshift is hardly recognized, the torque capacities on the disengagement side and the engagement side are appropriately controlled to suppress the driving force fluctuation.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
The present invention is suitably applied to the shift control of an automatic transmission for a vehicle, but can also be applied to an automatic transmission other than for a vehicle. As the automatic transmission, for example, an automatic transmission such as a planetary gear type having a hydraulic friction engagement device such as a clutch or a brake that is frictionally engaged by a hydraulic actuator is preferably used. The present invention can also be applied to an automatic transmission in which a gear is switched by a friction engagement device.
[0013]
The clutch-to-clutch shift does not necessarily have to be a reconnection between the clutch and the clutch, but may be a reconnection between the clutch and the brake. In general, it is desirable that the number of friction engagement devices on the engagement side and the release side be one each. However, it is possible to release a plurality of friction engagement devices at the same time or to simultaneously engage a plurality of friction engagement devices. The present invention can also be applied to a case where a shift is performed.
[0014]
One of the torque capacities T1 and T2 is controlled in accordance with the equation of motion, but the other torque capacities are determined, for example, by using various operating conditions as parameters, such as an initial value, a change rate, and a change timing. The control is mainly performed, but other control methods such as feedback control can be adopted.
[0015]
In the second invention, the equation of motion is determined using the correction term C that is appropriately changed based on the actual shift state. However, the correction term C is not necessarily required when the first invention is implemented. = 0. The correction term C is, for example, in the case of a shift when the input torque Tin is a positive power ON, detects a blow-up or tie-up of the input rotational speed, and changes the torque capacity T1 or T2 in real time so as to suppress them. The feedback correction term to be performed may be a learning correction term for increasing or decreasing the torque capacity T1 or T2 at the next shift, and various modes are possible.
[0016]
In the third invention, the release-side torque capacity T2 is calculated and controlled according to the equation of motion. However, in other embodiments, the engagement-side torque capacity T1 is calculated and controlled according to the equation of motion. Is also good. It is not necessary to control the engagement side torque capacity T1 in accordance with the equation of motion in the entire range of the clutch-to-clutch shift. For example, in the inertia phase after the release side frictional engagement device is completely released, the input side torque capacity T1 is controlled. Various modes are possible, for example, such that the rotation speed is controlled to change at a predetermined change rate.
[0017]
Further, in the third aspect, the disengagement side torque capacity T2 is obtained using the torque command value related to the engagement side torque capacity T1, but if the actual torque capacity T1 can be detected, the actual torque capacity T1 can be obtained. The calculation may be performed using the torque capacity T1. The same applies to the torque capacity T2 on the release side when the torque capacity T1 is calculated according to the equation of motion.
[0018]
For example, when the input torque Tin is input from an electric motor, a torque command value of the electric motor can be used. However, when the input torque is input from an internal combustion engine such as an engine via a torque converter or the like, a throttle The input torque Tin may be calculated (estimated) using the valve opening, the intake air amount, the rotation speed, the speed ratio of the torque converter, and the like as parameters. As the input torque Tin, an estimated value obtained according to a conventionally widely known calculation method can be used.
[0019]
Further, the third invention relates to clutch-to-clutch shifting during an upshift, but can also be applied to a torque phase of clutch-to-clutch shifting during a downshift.
[0020]
【Example】
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1A is a skeleton diagram of an automatic transmission 10 for a vehicle to which the present invention is applied, and FIG. 1B is an operation table for explaining engagement elements when a plurality of gears are established. The automatic transmission 10 for a vehicle is for horizontal installation of an FF vehicle or the like, and includes a first transmission portion 14 mainly composed of a single pinion type first planetary gear device 12 and a single pinion type second planetary gear device. A planetary gear unit 16 and a second transmission unit 20 mainly composed of a double pinion type third planetary gear unit 18 are coaxially provided, and the rotation of the input shaft 22 is shifted to output from the output gear 24. . The input shaft 22 corresponds to an input member, and is a turbine shaft of a torque converter 42 that is rotationally driven by an engine 40 as a driving power source for traveling. The output gear 24 corresponds to an output member, and a differential gear (not shown). The left and right drive wheels are rotationally driven via a dynamic gear device. The vehicle automatic transmission 10 is configured substantially symmetrically with respect to the center line, and the lower half of the center line is omitted in FIG.
[0021]
The first planetary gear unit 12 constituting the first transmission unit 14 includes three rotating elements of a sun gear S1, a planetary carrier CA1, and a ring gear R1, and the sun gear S1 is connected to the input shaft 22 to rotate. While being driven, the ring gear R1 is non-rotatably fixed to the case 26 via the third brake B3, so that the planetary carrier CA1 is rotated at a reduced speed with respect to the input shaft 22 as an intermediate output member and output. Further, the second planetary gear device 16 and the third planetary gear device 18 constituting the second transmission portion 20 are partially connected to each other to form four rotating elements RM1 to RM4. Specifically, the first rotating element RM1 is configured by the sun gear S3 of the third planetary gear device 18, and the ring gear R2 of the second planetary gear device 16 and the ring gear R3 of the third planetary gear device 18 are connected to each other to perform the second rotation. An element RM2 is formed, and a planetary carrier CA2 of the second planetary gear set 16 and a planetary carrier CA3 of the third planetary gear set 18 are connected to each other to form a third rotating element RM3, and the sun gear S2 of the second planetary gear set 16 is formed. Constitutes a fourth rotating element RM4.
[0022]
The first rotary element RM1 (sun gear S3) is selectively connected to the case 26 by a first brake B1 and stopped to rotate, and the second rotary element RM2 (ring gears R2, R3) is selectively selected by a second brake B2. The fourth rotation element RM4 (sun gear S2) is selectively connected to the input shaft 22 via a first clutch C1, and the second rotation element RM2 (ring gears R2, R3). Is selectively connected to the input shaft 22 via a second clutch C2, and the first rotary element RM1 (sun gear S3) is integrally connected to a planetary carrier CA1 of the first planetary gear device 12 as an intermediate output member. , The third rotating element RM3 (planetary carriers CA2, CA3) are integrally connected to the output gear 24 to output rotation.
[0023]
Each of the first brake B1 to the third brake B3, the first clutch C1, and the second clutch C2 (hereinafter, simply referred to as the brake B and the clutch C unless otherwise distinguished) is a multi-plate type that is frictionally engaged by a hydraulic actuator. The hydraulic circuit is switched by energizing and de-energizing the solenoid valves Sol1 to Sol5 and the linear solenoid valves SL1 and SL2 of the hydraulic control circuit 98 (see FIG. 2) and the manual valves (not shown). As shown in FIG. 1 (b), the engaged and disengaged states are switched, and six forward shift speeds (1st to 6th) and one reverse speed are selected according to the operating position (position) of the shift lever 72 (see FIG. 4). The gear stage is established. In FIG. 1B, “1st” to “6th” mean the first to sixth shift speeds in the forward direction, and shift from the first shift speed “1st” to the sixth shift speed “6th”. The ratio (the rotation speed Nin of the input shaft 22 / the rotation speed Nout of the output gear 24) becomes smaller, and the gear ratio of the fourth gear "4th" is 1.0. In FIG. 1B, “ｂ” indicates engagement, and “×” indicates release. In this embodiment, any one of the friction engagement devices is released when all forward gears are switched. At the same time, a clutch-to-clutch shift for engaging another friction engagement device is performed.
[0024]
The hydraulic control circuit 98 in FIG. 2 controls the linear solenoid valves SLU to Sol5, the linear solenoid valves SL1 and SL2, the linear solenoid valve SLU that mainly controls lock-up hydraulic pressure, and mainly controls the line oil pressure PL. The hydraulic control circuit 98 includes a linear solenoid valve SLT. The hydraulic oil in the hydraulic control circuit 98 is supplied to a lock-up clutch of the torque converter 42 and is used for lubricating various parts of the automatic transmission 10 and the like.
[0025]
FIG. 2 is a block diagram illustrating a control system provided in the vehicle for controlling the automatic transmission 10 and the engine 40 shown in FIG. 1. The operation amount Acc of the accelerator pedal 50 is detected by an accelerator operation amount sensor 51. It is supposed to be. The accelerator pedal 50 is largely depressed according to the driver's required output, and corresponds to an accelerator operation member, and the accelerator operation amount Acc corresponds to the required output. An opening angle (opening degree) θ corresponding to an accelerator operation amount Acc by a throttle actuator 54 is provided in an intake pipe of the engine 40. _TH An electronic throttle valve 56 is provided. In addition, a bypass passage 52 that bypasses the electronic throttle valve 56 for controlling the idle rotation speed is provided with an idle rotation speed NE of the engine 40. _IDL Is provided with an ISC (idle rotation speed control) valve 53 for controlling the intake air amount when the electronic throttle valve 56 is fully closed. In addition, an engine rotation speed sensor 58 for detecting a rotation speed NE of the engine 40, an intake air amount sensor 60 for detecting an intake air amount Q of the engine 40, and a temperature T of the intake air. _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 , A vehicle speed sensor 66 for detecting a vehicle speed V (corresponding to the rotation speed Nout of the output gear 24), and a coolant temperature T of the engine 40. _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.
[0026]
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 40, the shift control of the automatic transmission 10, and the like are executed, and the control is divided into engine control and shift control as required.
[0027]
The output of the engine 40 is controlled by opening and closing the electronic throttle valve 56 by the throttle actuator 54, controlling the fuel injection device 92 for controlling the fuel injection amount, and controlling the ignition device 94 such as an igniter for controlling the ignition timing. Then, the ISC valve 53 is controlled for controlling the idle rotation speed. In the control of the electronic throttle valve 56, for example, the throttle actuator 54 is driven based on the actual accelerator operation amount Acc based on the relationship shown in FIG. 3, and the throttle valve opening θ increases as the accelerator operation amount Acc increases. _TH Increase. When the engine 40 is started, the crankshaft of the engine 40 is cranked by a starter (electric motor) 96.
[0028]
The shift control of the automatic transmission 10 is performed by adjusting the lever position P of the shift lever 72. _SH It is performed according to. The shift lever 72 is disposed near the driver's seat, and shifts to four lever positions “R (reverse)”, “N (neutral)”, “D (drive)”, or “S (sequential)” shown in FIG. It is designed to be operated manually. The “R” position is a reverse traveling position, the “N” position is a power transmission cutoff position, the “D” position is a forward traveling position by automatic shifting, and the “S” position is a plurality of different high-speed gear stages capable of shifting. The shift position is switched to the forward travel position where manual shifting can be performed, and the lever position sensor 74 detects to which lever position the shift lever 72 is being operated. The lever positions "R", "N", and "D (S)" are provided along the front-rear direction of the vehicle (the upper side in FIG. 4 is the vehicle front side). The hydraulic circuit is switched by mechanically operating a manual valve (not shown) connected with the shift lever 72 in accordance with the forward / backward operation of the shift lever 72. In the “R” position, the reverse circuit is mechanically operated. The reverse gear is established by, for example, being established, and in the "N" position, the neutral circuit is mechanically established, all the clutches C and the brakes B are released, and the neutral for interrupting power transmission is established. Can be
[0029]
When the shift lever 72 is operated to the forward traveling position "D" position or "S" position, the hydraulic circuit is switched by the manual valve in accordance with the operation of the shift lever 72, whereby the forward circuit is mechanically established. Thus, it is possible to travel forward while shifting at the first gear ratio "1st" to the sixth gear position "6th" which is the forward gear position. When the shift lever 72 is operated to the “D” position, the fact is determined from the signal of the lever position sensor 74 to establish the automatic shift mode, and the first shift stage “1st” to the sixth shift stage “6th”. The shift control is performed using all the forward gears. That is, by controlling excitation and non-excitation of the solenoid valves Sol1 to Sol5 and the linear solenoid valves SL1 and SL2, the hydraulic circuit is switched to change any one of the first shift stage "1st" to the sixth shift stage "6th". That is, the forward gear is established. This shift control is performed, for example, as shown in FIG. _TH Is performed in accordance with a shift map (shift condition) stored in advance with the vehicle speed V decreasing or the throttle valve opening θ _TH As the gear ratio increases, a lower gear position with a larger gear ratio is established.
[0030]
When the shift lever 72 is operated to the “S” position, the fact is determined from the signal of the lever position sensor 74 to establish the manual shift mode. The "S" position is provided adjacent to the width direction of the vehicle at the same position as the "D" position in the front-rear direction of the vehicle, and the hydraulic circuit is the same as that at the "D" position. Since the manual shift mode in which a plurality of shift ranges defined within the shift range in which the shift can be performed at the "1" position, that is, between the first shift stage "1st" to the sixth shift stage "6th" is electrically established, is electrically established. is there. In the “S” position, an upshift position “(+)” and a downshift position “(−)” are provided in the front-rear direction of the vehicle, and the shift lever 72 moves the upshift position “(+)”. Or to the downshift position "(-)", this is detected by the upshift switch 80 and the downshift switch 82, and the up command R _UP And down command R _DN Accordingly, a plurality of shift ranges in which the highest speed stage, that is, the shift range on the high speed side where the gear ratio is small are different, are electrically established. Therefore, for example, when the shift lever 72 is repeatedly operated to the downshift position “−” on a downhill or the like, the shift range is switched and the highest gear is lowered, so that, for example, from the fourth gear “4th” to the third gear The gear is sequentially downshifted to the third gear, the second gear “2nd”, and the first gear “1st”, and the engine brake is increased stepwise.
[0031]
The upshift position "(+)" and the downshift position "(-)" are both unstable, and the shift lever 72 is automatically returned to the "S" position by a biasing means such as a spring. The shift range is changed according to the number of times of operation to the upshift position “(+)” or the downshift position “(−)” or the holding time.
[0032]
As shown in FIG. 6, the electronic control unit 90 controls the shift control of the automatic transmission 10, as shown in FIG. In addition to having a function, the release-side hydraulic command means 110 further includes an engagement-side torque capacity calculation means 112, a release-side torque capacity calculation means 114, and a release-side oil pressure conversion means 116. The clutch-to-clutch shift is performed according to the flowchart shown. FIG. 9 shows a case where a clutch-to-clutch shift is performed in accordance with the flowchart of FIG. 7 during a power-on upshift in which the gear ratio is switched to a higher-speed side when the accelerator pedal 50 is depressed and the gear ratio is small. It is an example of the time chart which shows the change of the operation state of each part.
[0033]
In step S1 of FIG. 7, it is determined whether or not the shift determining means 100 has determined that a shift should be performed in accordance with the shift map of FIG. 5, specifically, whether or not an upshift command at the time of power ON has been output. I do. Then, when an upshift command at the time of power ON is output, step S2 is executed, and a hydraulic command value DP1 is output to the engagement hydraulic control device 120 for the engagement hydraulic pressure P1 according to a predetermined hydraulic command pattern. On the other hand, for the release hydraulic pressure P2, a predetermined hydraulic pressure command value DP2 for surge control is output to the release hydraulic control device 122. The engagement-side hydraulic control device 120 and the disengagement-side hydraulic control device 122 can directly control the hydraulic pressure, that is, the torque capacity of the clutch C and the brake B involved in shifting, and directly control the hydraulic pressure by the linear solenoid valves SL1 and SL2. The control is performed through a control valve, and the hydraulic pressure command values DP1 and DP2 for controlling the duty ratio of the exciting current correspond to the torque capacities T1 and T2. The clutches C1 and C2 and the brakes B1 to B3 whose torque capacities are controlled by the engagement-side hydraulic control device 120 and the disengagement-side hydraulic control device 122 have hydraulic vibrations without impairing the responsiveness of hydraulic control. A small accumulator is provided as necessary in order to suppress the above.
[0034]
The oil pressure command pattern of the oil pressure command value DP1 is predetermined as shown in FIG. 10, for example, and is output mainly by feedforward control. The first phase {circle around (1)} of FIG. 10 is a piston filling control unit for quickly moving the piston of the hydraulic actuator to the stroke end, and the maximum value (duty ratio 100%) of the hydraulic command value DP1 is changed from 1 to 2 shifts. Accelerator operation amount θ according to the type of shift, such as 2 → 3 shift, etc., and any control target among clutches C1, C2 and brakes B1-B3. _TH Is output for a predetermined period of time determined by adaptation using the operating state as a parameter. The second phase {circle around (2)} is a stand-by pressure control unit, and a hydraulic command value DP1 corresponding to a predetermined stand-by pressure sufficient for the piston of the hydraulic actuator to reach the stroke end is also changed according to the control target or the like. Accelerator operation amount θ _TH Is output for a predetermined period of time determined by adaptation using the operating state as a parameter. The third phase {circle around (3)} is a surge control section for improving the response. The size and time of the surge control section are previously set to optimal values by adaptation according to the control object and the like. Of the actual engagement side hydraulic pressure P1 with respect to the change of the pressure is improved. The fourth phase {circle around (4)} is the first sweep control unit until the start of the inertia phase. _TH The operating state such as is determined in advance by adaptation as a parameter. The fifth phase {circle around (5)} is a second sweep control unit that performs an inertia phase, and also performs an accelerator operation amount θ according to a control target or the like. _TH The rate of change is determined in advance using the operating state as a parameter, but feedback correction and learning correction can be performed based on the rate of change of the turbine rotational speed NT as needed. The sixth phase {circle around (6)} is an end control unit which reduces the hydraulic pressure command value DP1 by a predetermined amount immediately before the turbine rotational speed NT reaches the synchronous rotational speed after the gear shift, and sets a shock when the turbine is fully engaged. Suppress. The seventh phase {circle over (7)} is a control termination section, in which when the turbine rotational speed NT reaches the synchronous rotational speed after the shift, the hydraulic command value DP1 is increased to the maximum value to completely engage the engagement-side friction engagement device. . Time t in FIG. ₁ Is the time at which the shift command was output, and the time t ₁ ~ T ₂ Corresponds to the piston filling control unit in the first phase (1) of the hydraulic pressure command value DP1.
[0035]
The surge control of the release-side oil pressure command value DP2 is for improving the response, and as shown in FIG. ₁ ), The release-side hydraulic pressure P2 is quickly reduced by setting the hydraulic pressure command value DP2 = 0 for a predetermined time determined by adaptation in advance according to the control target, etc., and after the surge control, the release-side friction engagement device Accelerator operation amount θ so that the engagement state can still be maintained. _TH Is kept at a constant value determined as a parameter.
[0036]
Returning to FIG. 7, in step S3, it is determined whether the engagement side hydraulic control has entered the standby pressure control unit of the second phase {circle around (2)} based on, for example, the hydraulic pressure command value DP1 or the like. Step S4 to S6 are repeatedly executed at a predetermined cycle time after entering the disengagement section, whereby the disengagement side hydraulic pressure P2 is sequentially calculated according to a predetermined equation of motion according to the engagement side hydraulic pressure command value DP1, and is controlled in real time. I do. In step S4, the hydraulic pressure command value DP1 is regarded as substantially equal to the actual engagement hydraulic pressure P1 after the standby pressure control section, and the hydraulic pressure command value DP1 is The engagement-side torque capacity T1 is calculated according to a calculation formula that is predetermined according to the pressure receiving area of the hydraulic actuator, the number of friction plates of the engagement-side friction engagement device, the diameter, and the like. The oil pressure command value DP1 corresponds to a torque command value related to the engagement side torque capacity T1.
[0037]
In step S5, the disengagement side torque capacity T2 is calculated by the disengagement side torque capacity calculation means 114 according to a predetermined arithmetic expression using the input torque Tin calculated by the input torque estimation means 102 and the engagement side torque capacity T1 as parameters. I do. The input torque estimating means 102 calculates the input torque Tin in accordance with a predetermined arithmetic expression using, for example, the intake air amount Q of the engine 40, the engine rotational speed NE, the speed ratio of the torque converter 42, and the like as parameters. The capacity calculating means 114 calculates the following equations (2) to (6) which are predetermined for each type of shift based on the specific configuration of the automatic transmission 10 based on the equation of balance motion of the equation (1). , The release side torque capacity T2 is calculated.
[0038]

[0039]
The ρ1, ρ2, and ρ3 in the above arithmetic expressions (2) to (6) are the gear ratios of the first planetary gear unit 12, the second planetary gear unit 16, and the third planetary gear unit (the number of teeth of the sun gear / the ring gear). Where C is a correction term, the coefficient of the input torque Tin in each equation is equivalent to the reciprocal of the torque ratio B in the equation (1), and the coefficient of the engagement-side torque capacity T1 is This corresponds to the ratio A / B between the torque ratio A and the torque ratio B in the equation (1). Further, the engagement side torque capacity T1 at the time of 1 → 2 shift is the torque capacity of the first brake B1, the release side torque capacity T2 is the torque capacity of the second brake B2, and the engagement side torque at the time of 2 → 3 shift. The capacity T1 is the torque capacity of the third brake B3, the release-side torque capacity T2 is the torque capacity of the first brake B1, the engagement-side torque capacity T1 during the 3 → 4 shift is the torque capacity of the second clutch C2, The release-side torque capacity T2 is the torque capacity of the third brake B3, the engagement-side torque capacity T1 at the time of 4 → 5 shift is the torque capacity of the third brake B3, and the release-side torque capacity T2 is the torque of the first clutch C1. The engagement side torque capacity T1 at the time of 5 → 6 shift is the torque capacity of the first brake B1, and the release side torque capacity T2 is the torque capacity of the third brake B3.
[0040]
Further, the correction term C is defined as an accelerator operation amount θ for each type of shift. _TH In addition to the operation state set as a parameter, feedback correction or learning correction is appropriately performed based on the actual shift state as shown in FIG. The feedback correction is for sequentially changing the correction term C by executing the flowchart of FIG. 8 at the time of gear shifting, and performing the learning correction for the learning correction by executing the flowchart of FIG. 8 after a series of shift control is completed. By rewriting the correction term C, the control is performed using the new correction term C at the next shift, and may include both the feedback correction and the learning correction.
[0041]
In step R1 of FIG. 8, it is determined whether or not the input rotation, that is, the turbine rotational speed NT, has risen by a predetermined value or more, and if it has risen by a predetermined value or more, the correction term C is set to a predetermined value α in step R3. , The release-side torque capacity T2 is increased to suppress the blow-up. The predetermined value α may be a predetermined constant value, or a different value may be set using the blowing amount of the turbine rotation speed NT as a parameter.
[0042]
If the determination in step R1 is NO, that is, if the input rotational blowing has not occurred, step R2 is executed to determine whether or not a tie-up has occurred based on a change in the turbine rotational speed NT or the like. If a tie-up has occurred, the release-side torque capacity T2 is reduced by reducing the correction term C by a predetermined value β in step R4, thereby suppressing the tie-up. The predetermined value β may be a predetermined constant value, or a different value may be set according to the degree of tie-up. If the determination in step R2 is NO, that is, if neither the input rotation blowing nor the tie-up has occurred, the process ends in step R5 while maintaining the current value of the correction term C as it is.
[0043]
Returning to FIG. 7, in step S6, the release-side hydraulic pressure conversion means 116 calculates the release-side hydraulic pressure P2 at which the release-side torque capacity T2 obtained in step S5 is obtained, and sets the release-side hydraulic pressure P2. A hydraulic pressure command value DP2 for controlling the hydraulic pressure is output to the release hydraulic control device 122. The disengagement hydraulic pressure P2 is obtained in accordance with a calculation formula that is predetermined according to, for example, the pressure receiving area of the hydraulic actuator, the number of friction plates of the disengagement friction engagement device, the diameter, and the like.
[0044]
In the next step S7, it is determined whether or not the inertia phase has started based on the turbine rotation speed NT, and steps S4 to S6 are repeated until the inertia phase starts. As a result, the release hydraulic pressure P2 in the torque phase or the like before the start of the inertia phase is appropriately controlled according to the engagement hydraulic pressure P1 and the input torque Tin while preventing input rotation blowing and tie-up. Note that while the engagement-side hydraulic control is in the surge control section of the third phase (3), the release-side hydraulic control in steps S4 to S6 is temporarily interrupted, and is determined by adaptation in advance according to the control target or the like. By outputting the predetermined hydraulic pressure command value DP2 for a predetermined time, the responsiveness to a subsequent change in hydraulic pressure is improved in the same manner as the engagement side. Further, when the release torque capacity T2 obtained according to the above-described arithmetic expressions (2) to (6) becomes 0, even if the determination in step S7 is NO, step S8 and subsequent steps are immediately executed. Time t in FIG. ₃ Is the time when the surge control section of the third phase (3) was started, and the time t ₄ Is the time when the inertia phase started and the turbine rotational speed NT began to decrease, and the time t ₃ ~ T ₄ The interval between corresponds to a substantially torque phase.
[0045]
When the inertia phase starts, step S8 is executed, a hydraulic pressure command value DP2 for setting the release side hydraulic pressure P2 to 0 is output, and it is determined in step S9 whether or not the shift has been completed. To end. Whether or not the shift has been completed can be determined, for example, based on whether or not the turbine rotational speed NT has reached the synchronized rotational speed after the shift. Time t in FIG. ₅ Is a shift end time, and the engagement side oil pressure P1 is controlled in accordance with the oil pressure command pattern of FIG. 10 until the shift is ended.
[0046]
As described above, in the present embodiment, the engagement-side hydraulic pressure P1 is controlled mainly by the feedforward control in accordance with the hydraulic pressure command pattern predetermined by adaptation as in the related art, but the release-side hydraulic pressure P2 is controlled by (2 The disengagement side torque capacity T2 is calculated in real time based on the engagement side torque capacity T1 and the input torque Tin according to the equilibrium equation of equations (6) to (6), and control is performed according to the disengagement side torque capacity T2. Therefore, data such as an initial value, a change rate, and a change timing regarding the control of the release-side hydraulic pressure P2 and the adaptation work are not required, so that the entire data amount is reduced and the troublesome adaptation work is reduced.
[0047]
Further, in the present embodiment, since the equations of motion (2) to (6) are set using the correction term C which is sequentially changed by feedback control or learning control based on the actual shift state, the input torque Tin and the torque A robust clutch-to-clutch shift is always performed properly regardless of the case where an error is included in the mating torque capacity T1, an individual difference, a change over time in a friction element, and the like, and a shift shock and the like can be stably prevented. The performance is improved.
[0048]
Further, even in a torque phase in which a change in input-side rotation speed accompanying a shift during an upshift, that is, a change in turbine rotation speed NT is hardly recognized, the release-side torque capacity T2 is appropriately controlled in accordance with the engagement-side torque capacity T1. As a result, fluctuations in the driving force are suppressed.
[0049]
Although the embodiment of the present invention has been described in detail with reference to the drawings, this is merely an embodiment, and the present invention is embodied in various modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art. Can be.
[Brief description of the drawings]
FIGS. 1A and 1B are diagrams illustrating an automatic transmission for a vehicle to which the present invention is applied, wherein FIG. 1A is a skeleton diagram, and FIG. 1B is an operation table for establishing each shift speed.
FIG. 2 is a block diagram illustrating a main part of a control system included in the vehicle automatic transmission shown in FIG.
FIG. 3 is a diagram showing a relationship between a throttle valve opening of the electronic throttle valve of FIG. 2 and an accelerator operation amount;
FIG. 4 is a perspective view specifically showing the shift lever of FIG. 2;
FIG. 5 is a diagram illustrating an example of a shift map that automatically switches the gear position of the automatic transmission of FIG. 1 according to an operating state.
FIG. 6 is a block diagram illustrating functions of the electronic control device of FIG. 2 with respect to the shift control of the automatic transmission of FIG. 1;
FIG. 7 is a flowchart illustrating the specific contents of signal processing performed by each function of FIG. 6 regarding shift control.
FIG. 8 is a flowchart illustrating a correction term C used when calculating the release-side torque capacity T2 in step S5 of FIG. 7;
FIG. 9 is an example of a time chart for explaining changes in the operating state of each part when a clutch-to-clutch shift is performed according to the flowchart of FIG. 7;
FIG. 10 is a diagram illustrating an example of a hydraulic pressure command pattern of an engagement hydraulic pressure P1 output in step S2 of FIG. 7;
[Explanation of symbols]
10: Automatic transmission for vehicle (automatic transmission) 90: Electronic control device C1, C2: Clutch (friction engagement device) B1, B2, B3: Brake (friction engagement device) P1: Engagement hydraulic pressure P2: Release Side oil pressure DP1: Engagement side oil pressure command value (torque command value) DP2: Release side oil pressure command value

Claims

In an automatic transmission in which a plurality of shift speeds having different gear ratios are established according to engagement and disengagement states of a plurality of friction engagement devices, any one of the plurality of friction engagement devices is released and any other When performing a clutch-to-clutch shift that switches the shift speed by engaging
Among the plurality of friction engagement devices involved in the clutch-to-clutch shift, the torque capacity T1 of the engagement-side friction engagement device, the torque capacity T2 of the release-side friction engagement device, and the input torque of the automatic transmission A shift control method for an automatic transmission, wherein one of the engagement side and the release side torque capacity is sequentially calculated and controlled in real time from a motion equation representing a balance relation of Tin.

In the equation of motion, A is the torque ratio between the input torque Tin and the torque capacity T1 that is balanced in the shift speed after shifting, and B is the torque ratio between the input torque Tin and the torque capacity T2 that is balanced in the shifting speed before shifting. Where Tin = A.T1 + B.T2 + C (1) is set using the correction term C that is appropriately changed based on the actual shift state.
The shift control method for an automatic transmission according to claim 1, wherein:

In the clutch-to-clutch shift at the time of an upshift for reducing the speed ratio, a release side torque capacity T2 in a torque phase is calculated and controlled according to the equation of motion using a torque command value related to the torque capacity T1. The shift control method for an automatic transmission according to claim 1.