JP3567503B2

JP3567503B2 - Shift shock reduction device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3567503B2
Application number: JP26132494A
Authority: JP
Inventors: 実栗山; 和夫佐々木
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1994-09-30
Filing date: 1994-09-30
Publication date: 2004-09-22
Anticipated expiration: 2019-09-22
Also published as: JPH08100688A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は自動変速機の変速ショック低減装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動変速機の変速時におけるショックつまり変速ショックを低減するため、変速中に、燃料カットや点火時期遅角等によりエンジントルクを低下させることが行われている。この変速ショック低減のためのエンジントルク低下を行う期間、つまりエンジントルク低下の開始タイミングや終了タイミングという制御タイミングを最適に設定することが、変速ショックをより効果的に防止する上で重要となる。特公平２−２０８１７号公報には、変速開始時点のエンジン回転数に基づいて、開始回転数と終了回転数とを決定して、エンジン回転数がこの開始回転数と終了回転数との間の回転数範囲にあるときに、エンジントルク低下を実行するものが開示されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上述のように、エンジントルク低下の制御タイミングを、エンジン回転数に依存しておこなう場合、制御タイミングが必ずしも最適に設定されるとは限らない。この点を詳述すると、変速の種類が同じ（例えば１速から２速への変速）でかつ変速開始時のエンジン回転数が同じであるとしても、そのときの実際の変速時間というものは、自動変速機の個体差や経年変化、油温、エンジン負荷、路面状況（特に傾斜）等、積載荷重の種々の要因によって少なからず変化する。そして、実際の変速時間が変化するということは、エンジントルク低下の最適制御タイミングというものも変化することになる。なお、エンジントルク低下の制御タイミングのうち、シフトダウン時には、エンジントルク低下の終了タイミングが変速ショックに大きな影響を及ぼし、シフトダウンの場合は、エンジントルク低下制御の開始タイミングが大きな影響を及ぼす。
【０００４】
したがって、本発明の目的は、変速時にエンジントルクを低下させるものを前提として、このエンジントルクを低下させる制御タイミングをより最適化して、変速ショックをより効果的に低減できるようにした自動変速機の変速ショック低減装置を提供することにある。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するため、本発明はその第１の構成として次のようにしてある。すなわち、特許請求の範囲における請求項１に記載のように、
シフトアップ変速時に、シフトアップの進行に伴う変速機の入力軸と出力軸との回転比となるギア比があらかじめ設定した第１ギア比となるタイミングでエンジントルクを低下させる制御を開始させると共に、該第１ギア比よりも小さいギア比としてあらかじめ設定された第２ギア比となるタイミングでエンジントルクを低下させる制御を終了させるようにした自動変速機の変速ショック低減装置であって、
前記自動変速機の入力回転数の回転変化率を検出する回転変化率検出手段と、
前記第２ギア比の大きさを変更して、エンジントルクを低下させる制御を終了させるタイミングを補正する制御タイミング補正手段と、
を備え、
前記回転変化率検出手段は、前記第１ギア比となった時点から該第１ギア比よりも小さいギア比であってかつ前記第２ギア比よりも大きい第３ギア比となるまでの間の入力回転数の回転変化率を検出するように設定され、
前記制御タイミング補正手段は、前記回転変化率検出手段で検出される回転変化率が大きいときはエンジントルクを低下させる制御の終了が早まるように、かつ該回転変化率が小さいときはエンジントルクを低下させる制御の終了が遅くなるように前記第２ギア比の大きさを補正するように設定されている、
ような構成としてある。
【０００６】
前記目的を達成するため、本発明はその第２の構成として次のようにしてある。すなわち、特許請求の範囲における請求項２に記載のように、
シフトダウン変速時に、シフトダウンの進行に伴う変速機の入力軸と出力軸との回転比となるギア比があらかじめ設定した第１ギア比となるタイミングでエンジントルクを低下させる制御を開始させると共に、該第１ギア比よりも大きいギア比としてあらかじめ設定された第２ギア比となるタイミングでエンジントルクを低下させる制御を終了させるようにした自動変速機の変速ショック低減装置であって、
前記自動変速機の入力回転数の回転変化率を検出する回転変化率検出手段と、
前記第１ギア比の大きさを変更して、エンジントルクを低下させる制御を開始するタイミングを補正する制御タイミング補正手段と、
を備え、
変速前のギア比からシフトダウンが若干進行したギア比となる第３ギア比があらかじめ設定されると共に、該第３ギア比よりも大きいギア比でかつ前記第１ギア比よりも小さいギア比としてあらかじめ設定された第４ギア比が設定されて、前記回転変化率検出手段は、該第３ギア比から第４ギア比となるまでの間の入力回転数の回転変化率を検出するように設定され、
前記制御タイミング補正手段は、前記回転変化率検出手段で検出される回転変化率が大きいときはエンジントルクを低下させる制御の開始が早まるように、かつ該回転変化率が小さいときはエンジントルクを低下させる制御の開始が遅くなるように前記第１ギア比の大きさを補正するように設定されている、
ような構成としてある。
【０００７】
【発明の効果】
請求項１に記載された発明によれば、シフトアップ時に、変速ショックに大きな影響を与えるエンジントルク低下の終了タイミングを補正により最適化して、シフトアップ時の変速ショックを効果的に防止できる。また、制御タイミングを、変速機入力軸と出力軸とのギア比つまり回転比で設定することにより、制御タイミングを正確に管理して変速ショックを効果的に防止する上で好ましいものとなる。なお、変速中における回転要素の変化率は、実際の変速時間に影響を与える種々の要因の影響を総合的に示しているので、変速時間に影響を与える個々の要因毎に補正を行う場合に比して、制御が簡単かつ正確なものとなる。
【０００８】
請求項２に記載された発明によれば、シフトダウン時に、変速ショックに大きな影響を与えるエンジントルク低下の開始タイミングを補正により最適化して、シフトダウン時の変速ショックを効果的に防止できる。また、制御タイミングを、変速機入力軸と出力軸とのギア比つまり回転比で設定することにより、制御タイミングを正確に管理して変速ショックを効果的に防止する上で好ましいものとなる。なお、変速中における回転要素の変化率は、実際の変速時間に影響を与える種々の要因の影響を総合的に示しているので、変速時間に影響を与える個々の要因毎に補正を行う場合に比して、制御が簡単かつ正確なものとなる。
【０００９】
【実施例】
以下に、本発明の実施例を添付した図面に基いて説明する。
図２は自動変速機１０の概要を示すもので、この自動変速機１０は、主なる構成要素としてトルクコンバ−タ２０と、該トルクコンバ−タ２０の出力により駆動される遊星歯車式の多段変速歯車機構３０とからなる。多段変速歯車機構３０は、その動力伝達経路に介在する歯車の使用態様を変更させるクラッチあるいはブレ−キ等の複数の摩擦締結要素４１〜４６及びワンウエ−クラッチ５１、５２とを有し、これらにより走行レンジとしてのＤレンジでは１〜４速の各変速段が得られるようになっている。そして、図１に示すように、多段変速歯車機構３０は、トルクコンバ−タ２０を介してエンジンＥＧの出力軸１に連結される。
【００１０】
上記トルクコンバ−タ２０は、エンジン出力軸１に連結されたポンプケ−ス２１に固設されたポンプ２２と、該ポンプ２２に対向して配置されて該ポンプ２２により作動油を介して駆動されるタ−ビン２３と、これらポンプ２２とタ−ビン２３との間に介設され且つ変速機ケ−ス１１にワンウエ−クラッチ２４を介して支持されてトルク増大作用を行なうステ−タ２５と、上記ケ−ス２１とタ−ビン２３との間に設けられ、上記ポンプケ−ス２１を介してエンジン出力軸１とタ−ビン２３とを直結するロックアップクラッチ２６と、で構成されて、上記タ−ビン２３の回転がタ−ビンシャフト２７を介して上記変速歯車機構３０側に出力されるようになっている。
【００１１】
ここで、上記エンジン出力軸１には、タ−ビンシャフト２７内を貫通して延びるポンプシャフト１２の前端が連結され、該シャフト１２により変速機１０の後端部に備えられたオイルポンプ１３の駆動が行なわれるようになっている。
【００１２】
上記変速歯車機構３０は、ラビニョン型プラネタリギヤ装置で構成され、上記タ−ビンシャフト２７上に遊嵌合された小径のスモ−ルサンギヤ３１と、該サンギヤ３１の後方において、同じくタ−ビンシャフト２７上に遊嵌合された大径のラ−ジサンギヤ３２と、前半部がショ−トピニオン３３に噛合され、且つ後半部が上記ラ−ジサンギヤ３２に噛合されたロングピニオンギヤ３４と、該ロングピニオンギヤ３４及び上記ショ−トピニオン３３を回転自在に支持するキャリヤ３５と、ロングピニオンギヤ３４の前半部に噛合わされたリングギヤ３６と、で構成されている。
【００１３】
そして、上記タ−ビンシャフト２７とスモ−ルサンギヤ３１との間に、フォワ−ドクラッチ４１と、第１ワンウエ−クラッチ５１とが直列に介設され、またこれらクラッチ４１、５１に対して並列にコ−ストクラッチ４２が介設されている。また、タ−ビンシャフト２７とキャリア３５との間には３−４クラッチ４３が介装されている。また、タ−ビンシャフト２７とラ−ジサンギヤ３２との間にリバ−スクラッチ４４が介装されている。
【００１４】
また、上記ラ−ジサンギヤ３２とリバ−スクラッチ４４との間にはラ−ジサンギヤ３２を固定するバンドブレ−キからなる２−４ブレ−キ４５が設けられている。また、上記キャリヤ３５と変速機ケ−ス１１との間には、該キャリヤ３５の反力を受け止める第２ワンウエ−クラッチ５２と、キャリア３５を固定するロ−リバ−スブレ−キ４６とが並列に設けられている。そして、上記リングギヤ３６が自動変速機の出力軸を実質的に構成する出力ギヤ１４に連結され、該出力ギヤ１４から差動装置を介して左右の車輪（図示せず）に回転力が伝達されるようになっている。
【００１５】
次に、上記摩擦締結要素４１〜４６及びワンウエ−クラッチ５１、５２の作動状態と変速段との関係を説明するが、これ等の関係はまとめて図３に示してある。
【００１６】
『１速』フォワ−ドクラッチ４１が締結されて、第１、第２のワンウエ−クラッチ５１、５２はロック状態となる。
このため、トルクコンバ−タ２０の出力回転は、タ−ビンシャフト２７から上記フォワ−ドクラッチ４１及び第１ワンウエ−クラッチ５１を介して上記スモ−ルサンギヤ３１に入力される。この場合、第２ワンウエ−クラッチ５２の作用でキャリヤ３５が固定されるため、プラネタリギヤ装置３０は、上記スモ−ルサンギヤ３１からショ−トピニオンギヤ３３及びロングピニオンギヤ３４を介してリングギヤ３６に回転を伝達する。すなわち、作動動作を行なわない固定的なギヤ列として作動するため、上記スモ−ルサンギヤ３１とリングギヤ３６との比に対応する大きな減速比の１速状態が得られる。
【００１７】
『２速』上記１速状態に加えて、２−４ブレ−キ４５が作動し、プラネタリギヤ装置３０におけるラ−ジサンギヤ３２が固定されると共に、第２ワンウエ−クラッチ５２が空転状態となる。このため、上記タ−ビンシャフト２７からスモ−ルサンギヤ３１に伝達された回転がショ−トピニオンギヤ３３を介してロングピニオンギヤ３４に伝達される。ここに、ロングピニオンギヤ３４は、これに噛合するラ−ジサンギヤ３２が固定されているため、ラ−ジサンギヤ３２上を公転し、これに伴ってキャリア３５が回転する。従って、１速状態に比較してキャリア３５の回転分（ロングピニオンギヤ３４の公転分）だけリングギヤ３６の回転が増速され、１速のときよりも減速比が小さい２速状態が得られる。
【００１８】
『３速』３速においては、上記２速の状態から２−４ブレ−キ４５が開放されると共に、３−４クラッチ４３が締結される。このため、タ−ビンシャフト２７の回転は、上記フォワ−ドクラッチ４１及び第１ワンウエ−クラッチ５１を介してスモ−ルサンギヤ３１に入力されると同時に、３−４クラッチ４３を介してキャリヤ３５にも入力されることになる。従って、プラネタリギヤ装置３０の全体が一体回転し、リングギヤ３６がタ−ビンシャフト２７と同じ速度で回転する３速状態が得られる。
【００１９】
『４速』４速においては、上記３速で一旦解放状態とされた２−４ブレ−キ４５が再度締結される。このため、タ−ビンシャフト２７の回転は、３−４クラッチ４３かたプラネタリギヤ装置３０のキャリヤ３５に入力され、ロングピニオンギヤ３４が公転されることになる。このとき、該ロングピニオンギヤ３４が噛合ったラ−ジサンギヤ３２が上記２−４ブレ−キ４５によって固定されているため、ロングピニオンギヤ３４はキャリヤ３５と共に公転しながら自転することになる。
【００２０】
従って、ロングピニオンギヤ３４に噛合するリングギヤ３６は、キャリヤ３５の回転（タ−ビンシャフト２７の回転）にロングピニオンギヤ３４の自転分だけ増速されて回転することになり、これによりオ−バドライブ状態の４速が得られる。尚、この場合では、フォワ−ドクラッチ４１は締結状態にあるが、これに直列の第１ワンウエ−クラッチ５１が空転するので、タ−ビンシャフト２７の回転がスモ−ルサンギヤ３１に入力されることはない。
【００２１】
『後退』リバ−スクラッチ４４とロ−リバ−スブレ−キ４６とが締結されて、タ−ビンシャフト２７の回転は、上記ラ−ジサンギヤ３２に入力され、このラ−ジサンギヤ３２からロングピニオンギヤ３４、リングギヤ３６に至る固定的なギヤ列を介して、その回転が伝達される。
【００２２】
上記各上記摩擦締結要素４１〜４６は、既知のように油圧作動式とされて、あらかじめ設定された所定の変速特性およびロックアップ特性に基づいて締結、締結解除の制御が行なわれる。この変速特性あるいはロックアップ特性は、図示は略すが、例えばエンジン負荷と車速とをパラメ−タとして設定される。
【００２３】
図１において、Ｕはマイクロコンピュ−タを利用して構成された制御ユニットで、この制御ユニットＵには、各種センサＳ１〜Ｓ４からの信号が入力される。センサＳ１は、車速を検出するものである。センサＳ２はエンジン負荷（実施例ではスロットル開度）を検出するものである。センサＳ３は、タ−ビン回転数つまり変速機入力軸の回転数を検出するものである。センサＳ４は、エンジン回転数を検出するものである。制御ユニットＵは、既知のように、あらかじめ設定された変速特性およびロックアップ特性に基づいて、変速制御およびロックアップ制御を行なう他、後述するように、変速時おいて、点火時期調整手段としてのイグナイタ２を制御して点火時期を遅角させることにより、エンジントルクを低下させる。なお、上記変速特性あるいはロックアップ特性は、それぞれ、例えば車速とエンジン負荷とをパラメ−タとして設定されている。また、変速時におけるエンジントルクの低下は、燃料カット（燃料減量）等従来既知の適宜の手法により行うことができる。
【００２４】
（１）シフトアップ時のエンジントルク低下制御（図４〜図７）
次に、シフトアップ時におけるエンジントルク低下の制御の概要について、図４を参照しつつ説明する。この図４において、ギア比ＲＧは、変速機出力軸回転数に対する変速機入力軸回転数の回転数比を示し、シフトアップの場合、車速つまり変速機出力軸回転数は一定あるいはほぼ一定となり、シフトアップの進行に伴ってギア比ＲＧは小さくされる。もちろん、ギア比ＲＧは、シフトアップ開始前はそのときの変速段のギア比に相当し、シフトアップ完了後はそのときの変速段のギア比に相当するものとなる。
【００２５】
エンジントルク低下の制御タイミング（制御しきい値）としてのギア比としては、ｇ１、ｇ２、ｇｔの３種類設定される。ｇ１は特許請求の範囲の請求項１における第１ギア比に相当し、ｇ２は特許請求の範囲の請求項１における第２ギア比に相当し、ｇｔは特許請求の範囲の請求項１における第３ギア比に相当するものである。ｇ１は、エンジントルク低下の制御開始時のギア比であり、変速前のギア比から若干（例えば５％程度）シフトアップ側へ移行（進行）した値として設定される。ｇ２は、エンジントルク低下制御の終了時点となるギア比で、シフトアップ完了後のギア比から所定分前の時点（例えば１０％手前）のギア比として設定され、シフトアップ時はこのｇ２が回転変化率に応じて補正される。ｇｔは、ｇ２よりも若干手前のギア比で、補正によるｇ２の変動幅を考慮して、ｇ２よりも必ず大きいギア比となるように設定される（実施例では、シフトアップ前のギア比から６０％程度シフトアップが進行したギア比とされる）。
【００２６】
以上のことを前提として、図４において、シフトアップ指令信号の発生により、シフトアップフラグが０から１にセットされて、シフトアップが開始される。シフトアップ用摩擦締結要素の遊び分（無効ストロ−ク）が吸収されると、当該摩擦締結要素の締結が開始され（ｔ１時点）、この締結開始により、タ−ビン回転数が低下し始める。このタ−ビン回転数低下時から実際にギア比が変化し始めて（低下し始めて）、やがて、実際のギア比ＲＧがｇ１になると（ｔ２時点）、トルクダウンフラグが０から１にセットされ、このトルクダウンフラグが１にセットされることによりエンジントルクが低下される。また、実際のギア比ＲＧがｇ１になった時点からタイマのカウントが開始され始めて、シフトアップが進行するにつれて、タイマのカウウント値が増大していく。
【００２７】
実際のギア比ＲＧがｇｔになると（ｔ３時点）、ｇ１からｇｔになるまでの間の実際のタ−ビン回転数の変化率ωｔ（平均回転数変化率で、シフトアップの場合は回転数低下率となる）が算出される。この実際の回転数変化率ωｔは、ｇ１とｇ２との間の回転数差を、タイマでのカウント値で除することにより得られる。実際の回転数変化率ωｔと所定の基準回転数変化率ωとに基づいて、より具体的には該両者の比『ω／ωｔ』に基づいて、図７に示すマップから補正係数ｋｇが決定される。この補正係数ｋｇを、当初設定されたｇ２に乗算することにより、補正後の最終的なｇ２が設定される。そして、実際のギア比ＲＧが補正後のｇ２になると（ｔ４時点）、エンジントルク低下の制御が終了される。シフトアップが完了してタ−ビン回転数の低下が終了した時点が、ｔ５となる。
【００２８】
補正係数ｋｇは、図７に示すように、前記『ω／ωｔ』が大きくなるほど線形的に小さくされる。この補正係数が１．０よりも大きいということは、ｇ２を変速前のギア比に近いギア比に補正することであり、エンジントルク低下制御の終了タイミングを早めることを意味する。また、補正係数が１．０よりも小さいということは、ｇ２を変速後のギア比に近いギア比に補正することであり、エンジントルク低下制御の終了タイミングを遅くすることを意味する。
【００２９】
前記『ω／ωｔ』は、大きいほど回転数変化率が小さい、つまり変速時間が長いことになり、ω／ωｔ＝１．０のときの補正係数が１．０とされる（事実上補正なしの状態）。ω／ωｔが１．０より小さくなるほど、変速時間が基準の変速時間よりも短いということで、補正係数ｋｇが大きくされて、エンジントルク低下制御の終了タイミングが早くされる。また、ω／ωｔが、１．０より大きくなるほど、変速時間が基準の変速時間よりも長いということで、補正係数ｋｇが小さくされて、エンジントルク低下制御の終了タイミングが遅くされる。
【００３０】
前述のような制御を行う具体的な制御例について、図５、図６に示すフロ−チャ−トを参照しつつ説明するが、以下の説明でＱはステップを示す。
先ず、図５のＱ１において、各種信号が読み込まれるが、この信号の中には、エンジン回転数ＮＥ、タ−ビン回転数（変速機入力軸回転数）ＴＥ、エンジントルクＮＴ（実際にはエンジン負荷とエンジン回転数とに基づいて理論的に算出）、車速Ｖ（実施例では車速Ｖを、変速機出力軸回転数で検出しており、車速が変速機出力軸回転数を示す）。
【００３１】
Ｑ２においては、シフトアップフラグが０から１に変化された時点であるか否かが判別される。当初はこのＱ２の判別がＮＯとなって、Ｑ３〜Ｑ７の処理が行われる。Ｑ３では、変速前後で吸収すべきタ−ビン回転数ＤＴＥが、『ＤＴＥ＝ＴＥ−車速×変速後のギア比』の計算式に基づいて算出される。Ｑ４では、タ−ビントルクＴＴが、『ＴＴ＝Ｋ×（ＴＥ／ＮＥ）×ＮＴ』の計算式に基づいて算出される（Ｋは定数）。Ｑ４−２では、現在のタ−ビン回転数が初期タ−ビン回転数ＴＥＯとして設定される。Ｑ５では、目標変速時間ＳＦＴＴが、吸収すべきタ−ビン回転数差ＤＴＥと、タ−ビントルクＴＴと、変速の種類（１速から２速への変速、２速から３速への変速等の種類）に基づいて決定される。この目標変速時間は、ＤＴＥが大きいほど長く、ＴＴが大きいほど長く、シフトアップにより変化するギア比の相違が大きいほど長くなるように設定される。Ｑ６では、変速中の基準となる平均角加速度（回転数変化率）ωが、『ω＝ＤＴＥ／ＳＦＴＴ』の計算式に基づいて算出される。Ｑ７では、前述したように、制御しきい値としてのギア比ｇ１、ｇ２、ｇｔが決定される。
【００３２】
Ｑ７の後は、図６のＱ１１において、トルクダウンフラグが１であるか否かが判別される。当初はＱ１１の判別でＮＯとなって、Ｑ１２へ移行する。Ｑ１２では、実際のギア比ＲＧがｇ１よりも小さいか否かが判別され、Ｑ１２の判別でＮＯのときは再びＱ１２へ戻り、Ｑ１２の判別でＹＥＳのときに、Ｑ１３において、トルクダウンフラグが１にセットされる（エンジントルク低下の開始）。
【００３３】
Ｑ１３の後、Ｑ１４において、タイマがカウントアップされた後、Ｑ１５において、実際のギア比ＲＧがｇｔよりも小さいか否かが判別される。Ｑ１５の判別でＮＯのときは、Ｑ１４へ戻り、Ｑ１５の判別でＹＥＳのときは、Ｑ１６において、ｇ１からｇｔになるまでの間の実際の平均角加速度（平均回転数変化率）ωｔが、『ωｔ＝（ＴＥＯ−ＴＥ）／タイマ値』の計算式に基づいて算出される。Ｑ１６の後、Ｑ１７において、図７に示すマップから、補正係数ｋｇが決定される。
【００３４】
一旦Ｑ１７を経たときは、Ｑ２からＱ８に移行して、シフトアップフラグが１であるか否かが判別される。シフトアップが完了してないときは、Ｑ８の判別でＮＯとなって、Ｑ１１へ移行するが、このときはＱ１１の判別でＹＥＳとなって、Ｑ１８へ移行する。Ｑ１８では、ｇ２に補正係数ｋｇを乗算して補正後のｇ２が決定される。Ｑ１９では、実際のギア比ＲＧが補正後のｇ２よりも小さいか否かが判別される。Ｑ１９の判別でＮＯのときは再びＱ１９へ戻り、Ｑ１９の判別でＹＥＳとなったときに、Ｑ２０においてトルクダウンフラグが０にリセットされ、Ｑ２１においてタイマが０にクリアされ、Ｑ２２においてシフトアップフラグが０にリセットされる。シフトアップフラグが０にリセットされることにより、Ｑ８の判別でＮＯとなる。なお、シフトアップフラグを０にリセットする時点は、Ｑ２２の時点に限らず、実際のギア比ＲＧがシフトアップ後の変速段に対応したギア比になった時点、あるいはその後の所定時間経過後としてもよい（図４では、シフトアップフラグのリセット時期を、シフトアップ後のギア比となった時点から所定時間経過後の時点とした場合を示す）。
【００３５】
（２）シフトダウン時のエンジントルク低下の制御（図８〜図１１）
図８〜図１１は、シフトダウン時のエンジントルク低下の制御の内容を示すもので、シフトアップ時のエンジントルク低下制御と異なる部分を中心に説明する。なお、。図８が図７に対応し、図９が図４に対応し、図１０が図５に対応し、図１１が図６に対応する。
【００３６】
図４に対応した図９において、シフトダウン時は、タ−ビン回転数は上昇し、ギア比も大きくなる方向へ変化する。制御しきい値としてのギア比が、ｇ１、ｇ２、ｇｇ３、ｇｔの４種類設定される。ｇ１は特許請求の範囲の請求項２における第３ギア比に相当し、ｇ２は特許請求の範囲の請求項２における第１ギア比に相当し、ｇ３は特許請求の範囲の請求項２における第２ギア比に相当し、ｇｔは特許請求の範囲の請求項２における第４ギア比に相当するものである。ｇ１とｇｔとが、実際の回転数変化率を算出するためのものであり、ｇ１はシフトアップ時のｇ１と同じように設定されるが、エンジントルク低下制御の開始用としては用いられない。ｇ３は、エンジントルク低下制御の終了用であり、シフトダウン後の変速段に対応したギア比あるいはその直前のギア比として設定される（例えば変速後のギア比から５％程度変速前のギア比として設定）。ｇ２は、エンジントルク低下制御の開始用であり、変速中の実際の回転数変化率に応じて補正されるものである。そして、ｇｔは補正によるｇ２の変動幅を考慮して、ｇ２に近い値で必ずｇ２よりも小さい値として設定される。
【００３７】
シフトダウン用の補正係数ｋｇは、図８に示すように設定されるが、これは図７の場合と同じような補正を行うことを意味する。すなわち、図８では、補正係数ｋｇは、図７の場合とは逆に、ω／ωｔが大きくなるほど大きくされるが、シフトダウン時は、シフトアップの場合とは逆に変速が進行するほどギア比が大きくなるので、図７と図８とは同じことを意味することになる。つまり、シフトダウン時は、エンジントルク低下制御の開始用のギア比ｇ２は、変速時間が短いほど（補正係数ｋｇが１．０より小さくなるほど）小さくなるように補正されて、エンジントルク低下制御の開始タイミングが早くされ、逆に、変速時間が長いほど（補正係数ｋｇが１．０より大きいほど）大きくなるように補正されて、エンジントルク低下制御の開始タイミングが遅くされる。
【００３８】
以上のことを前提として、図１０、図１１のフロ−チャ−トについて説明する。先ず、図１０のＱ３１〜Ｑ３７は、シフトアップ時における図５のＱ１〜Ｑ７に対応している。シフトアップ時と相違するのは、Ｑ３７において、制御しきい値として、４種類のギア比が設定される点のみである。また、図１０のＱ３８は図５のＱ８に対応する。
【００３９】
図１１において、Ｑ４１〜Ｑ４７は、図６のＱ１１〜Ｑ１７に対応するが、Ｑ１１、Ｑ１３でのトルクダウンフラグに代えて、レシオダウンフラグが用いられる。図１１のＱ４８、Ｑ４９は、図６のＱ１８、Ｑ１９に対応し、また図１１のＱ５２、Ｑ５３、Ｑ５４は、図６のＱ２０〜Ｑ２２に対応する。
【００４０】
シフトダウン時は、図１１のＱ５０、Ｑ５１、Ｑ５５の処理を有する点でシフトアップの場合と異なる。すなわち、Ｑ４９において、実際のギア比ＲＧがｇ２よりも小さいか否かが判別されるが、このＱ４９の判別でＮＯのときは、エンジントルク低下制御を開始すべく、Ｑ５０において、トルクダウンフラグが１にセトされる。Ｑ５０の後、Ｑ５１において、実際のギア比ＲＧが、ｇ３よりも小さいか否かが判別されて、Ｑ５１の判別でＹＥＳのときは再びＱ５１へ戻って、エンジントルク低下制御が続行される。そして、Ｑ５１の判別でＮＯとなった時点でＱ５２においてトルクダウンフラグが０にリセットされて、エンジントルク低下制御が終了される。そして、レシオダウンフラグを別途用いた関係上、Ｑ５５の処理によって、レシオダウンフラグが０にリセットされる。
【００４１】
以上実施例について説明したが、本発明はこれに限らず、例えば次のような場合をも含むものである。
（１）シフトアップ時およびシフトダウン時共に、エンジントルク低下制御の開始タイミングと終了タイミングとの両方を補正するようにしてもよい。
（２）エンジントルク低下の制御タイミング補正のために用いられる回転数変化率としては、変速中に回転数変化される回転要素のものであれば、例えばエンジン回転数等適宜選択し得るものである。
（３）多段変速歯車機構３０は、適宜の形式のものとすることができ、遊星歯車式以外の多段変速歯車機構であってもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例を示す全体系統図。
【図２】自動変速機の一例を示すスケルトン図。
【図３】変速段と摩擦締結要素との関係を示す図。
【図４】シフトアップ時におけるエンジントルク低下制御の概要を示すタイムチャ−ト。
【図５】シフトアップ時におけるエンジントルク低下制御例を示すフロ−チャ−ト。
【図６】シフトアップ時におけるエンジントルク低下制御例を示すフロ−チャ−ト。
【図７】シフトアップ時におけるエンジントルク低下制御の終了タイミングを補正する補正係数の設定例を示す図。
【図８】シフトダウン時におけるエンジントルク低下制御の開始タイミングを補正する補正係数の設定例を示す図。
【図９】シフトダウン時におけるエンジントルク低下制御の概要を示すタイムチャ−ト。
【図１０】シフトダウン時におけるエンジントルク低下制御例を示すフロ−チャ−ト。
【図１１】シフトダウン時におけるエンジントルク低下制御例を示すフロ−チャ−ト。
【符号の説明】
Ｕ：制御ユニット
Ｓ１：センサ（車速＝変速機出力軸回転数）
Ｓ２：センサ（エンジン負荷）
Ｓ３：センサ（タ−ビン回転数）
Ｓ４：センサ（エンジン回転数）
ＥＧ：エンジン
ｇ１：第１ギア比（シフトアップ時で図４）
ｇ２：第２ギア比（シフトアップ時で図４）
ｇｔ：第３ギア比（シフトアップ時で図４）
ｇ１：第３ギア比（シフトダウン時で図９）
ｇ２：第１ギア比（シフトダウン時で図９）
ｇ３：第２ギア比（シフトダウン時で図９）
ｇｔ：第４ギア比（シフトダウン時で図９）
１：エンジン出力軸
１０：自動変速機
２０：トルクコンバ−タ
２７：タ−ビン軸
３０：多段変速歯車機構[0001]
[Industrial applications]
The present invention relates to a shift shock reduction device for an automatic transmission.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art In order to reduce a shock at the time of shifting of an automatic transmission, that is, a shifting shock, an engine torque is reduced during a shift by a fuel cut, an ignition timing delay, or the like. It is important to optimally set the period during which the engine torque is reduced for reducing the shift shock, that is, the control timing such as the start timing and the end timing of the engine torque reduction, in order to more effectively prevent the shift shock. In Japanese Patent Publication No. 2-20817, the start rotation speed and the end rotation speed are determined based on the engine rotation speed at the time of starting the gear shifting, and the engine rotation speed is determined between the start rotation speed and the end rotation speed. An engine that reduces the engine torque when the engine speed is in the rotation speed range is disclosed.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, when the control timing of engine torque reduction is performed depending on the engine speed, the control timing is not always set to be optimal. To explain this point in detail, even if the type of shift is the same (for example, shifting from the first speed to the second speed) and the engine speed at the start of the shift is the same, the actual shift time at that time is: The load varies depending on various factors such as individual differences and aging of the automatic transmission, oil temperature, engine load, road surface conditions (especially inclination), and the like. The fact that the actual shift time changes also changes the optimum control timing of engine torque reduction. It should be noted that, among the control timings of the engine torque reduction, the end timing of the engine torque reduction has a great effect on the shift shock at the time of downshifting, and the start timing of the engine torque reduction control has a great effect on the downshifting.
[0004]
Therefore, an object of the present invention is to provide an automatic transmission in which the control timing for reducing the engine torque is further optimized on the premise that the engine torque is reduced during gear shifting so that the shift shock can be reduced more effectively. A shift shock reduction device is provided.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
To achieve the above object, the present invention has the following configuration as a first configuration. That is, as described in claim 1 of the claims,
At the time of a shift-up shift, control for reducing engine torque is started at a timing at which a gear ratio, which is a rotation ratio between an input shaft and an output shaft of the transmission as the shift-up progresses, becomes a first gear ratio set in advance, A shift shock reduction device for an automatic transmission, wherein control for reducing engine torque is terminated at a timing at which a second gear ratio is set in advance as a gear ratio smaller than the first gear ratio,
Rotation change rate detecting means for detecting a rotation change rate of the input speed of the automatic transmission,
Control timing correction means for changing the magnitude of the second gear ratio and correcting the timing for ending the control for reducing the engine torque;
With
The rotation change rate detection unit is configured to perform a period from when the first gear ratio is reached to when the third gear ratio is smaller than the first gear ratio and larger than the second gear ratio. It is set to detect the rate of change of the input speed,
The control timing correction means reduces the engine torque when the rotation change rate detected by the rotation change rate detection means is large, so that the control to reduce the engine torque ends earlier. Is set so as to correct the magnitude of the second gear ratio so that the end of the control to be performed is delayed.
There is such a configuration.
[0006]
In order to achieve the above object, the present invention has the following configuration as a second configuration. That is, as described in claim 2 of the claims,
At the time of downshifting, control for reducing the engine torque is started at a timing at which the gear ratio, which is the rotation ratio between the input shaft and the output shaft of the transmission accompanying the downshift, becomes the first gear ratio set in advance, A shift shock reduction device for an automatic transmission, wherein control for reducing engine torque is terminated at a timing at which a second gear ratio is set in advance as a gear ratio larger than the first gear ratio,
Rotation change rate detecting means for detecting a rotation change rate of the input speed of the automatic transmission,
Control timing correction means for changing the magnitude of the first gear ratio to correct timing for starting control for reducing engine torque;
With
A third gear ratio, which is a gear ratio slightly shifted down from the gear ratio before shifting, is set in advance, and a gear ratio larger than the third gear ratio and smaller than the first gear ratio. A fourth gear ratio set in advance is set, and the rotation change rate detecting means is set to detect a rotation change rate of the input rotation speed from the third gear ratio to the fourth gear ratio. And
The control timing correction means reduces the engine torque so that the start of the control for reducing the engine torque is accelerated when the rotation change rate detected by the rotation change rate detection means is large, and the engine torque is reduced when the rotation change rate is small. The first gear ratio is set to be corrected so that the start of the control to be delayed is delayed.
There is such a configuration.
[0007]
【The invention's effect】
According to the invention described in claim 1, at the time of shift-up, the end timing of lowering the engine torque greatly affects the shift shock optimized by the correction, it is possible to prevent the shift shock at the time of shift-up effectively. Further, by setting the control timing by the gear ratio of the transmission input shaft and the output shaft, that is, the rotation ratio, it is preferable to accurately manage the control timing and effectively prevent the shift shock. Note that the rate of change of the rotation element during gear shifting comprehensively indicates the effects of various factors that affect the actual gear shifting time, and therefore, when correction is performed for each factor that affects gear shifting time, In comparison, the control is simple and accurate.
[0008]
According to the second aspect of the present invention, at the time of downshifting, the start timing of engine torque reduction which greatly affects shift shock can be optimized by correction, and shift shock at downshift can be effectively prevented. Further, by setting the control timing by the gear ratio of the transmission input shaft and the output shaft, that is, the rotation ratio, it is preferable to accurately manage the control timing and effectively prevent the shift shock. Note that the rate of change of the rotation element during gear shifting comprehensively indicates the effects of various factors that affect the actual gear shifting time, and therefore, when correction is performed for each factor that affects gear shifting time, In comparison, the control is simple and accurate.
[0009]
【Example】
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
FIG. 2 shows an outline of the automatic transmission 10. This automatic transmission 10 has a torque converter 20 as a main component and a planetary gear type multi-stage transmission gear driven by the output of the torque converter 20. And a mechanism 30. The multi-speed transmission gear mechanism 30 has a plurality of frictional fastening elements 41 to 46 such as clutches or brakes and one-way clutches 51 and 52 for changing the use mode of the gears interposed in the power transmission path. In the D range as a traveling range, each of the first to fourth speeds can be obtained. Then, as shown in FIG. 1, the multi-stage transmission gear mechanism 30 is connected to the output shaft 1 of the engine EG via the torque converter 20.
[0010]
The torque converter 20 is provided with a pump 22 fixed to a pump case 21 connected to the engine output shaft 1, and is disposed to face the pump 22 and is driven by the pump 22 via hydraulic oil. A turbine 23, a stator 25 interposed between the pump 22 and the turbine 23 and supported by the transmission case 11 via a one-way clutch 24 to perform a torque increasing action; A lock-up clutch 26 provided between the case 21 and the turbine 23 and directly connecting the engine output shaft 1 and the turbine 23 via the pump case 21; The rotation of the turbine 23 is output to the above-mentioned transmission gear mechanism 30 via a turbine shaft 27.
[0011]
Here, a front end of a pump shaft 12 extending through a turbine shaft 27 is connected to the engine output shaft 1 so that the oil pump 13 provided at a rear end of the transmission 10 is connected to the front end of the shaft 12. Driving is performed.
[0012]
The transmission gear mechanism 30 is composed of a Ravignon-type planetary gear device, and has a small-diameter small sun gear 31 loosely fitted on the turbine shaft 27, and a rear side of the sun gear 31 also on the turbine shaft 27. A large-diameter large sun gear 32 loosely fitted to the long pinion gear 34 whose front half is meshed with the short pinion 33 and whose second half is meshed with the large sun gear 32; It comprises a carrier 35 for rotatably supporting a short pinion 33 and a ring gear 36 meshed with the front half of a long pinion gear 34.
[0013]
A forward clutch 41 and a first one-way clutch 51 are interposed between the turbine shaft 27 and the small sun gear 31 in series. A stud clutch 42 is interposed; A 3-4 clutch 43 is interposed between the turbine shaft 27 and the carrier 35. Further, a reverse scratch 44 is interposed between the turbine shaft 27 and the large sun gear 32.
[0014]
Further, between the large sun gear 32 and the reverse scratch 44, a 2-4 brake 45 composed of a band brake for fixing the large sun gear 32 is provided. Further, between the carrier 35 and the transmission case 11, a second one-way clutch 52 for receiving a reaction force of the carrier 35 and a roller brake 46 for fixing the carrier 35 are arranged in parallel. It is provided in. The ring gear 36 is connected to the output gear 14 which substantially forms the output shaft of the automatic transmission, and rotational force is transmitted from the output gear 14 to left and right wheels (not shown) via a differential device. It has become so.
[0015]
Next, the relationship between the operating state of the frictional engagement elements 41 to 46 and the one-way clutches 51 and 52 and the shift speed will be described. These relationships are collectively shown in FIG.
[0016]
The "first speed" forward clutch 41 is engaged, and the first and second one-way clutches 51 and 52 are locked.
Therefore, the output rotation of the torque converter 20 is input from the turbine shaft 27 to the small sun gear 31 via the forward clutch 41 and the first one-way clutch 51. In this case, since the carrier 35 is fixed by the action of the second one-way clutch 52, the planetary gear device 30 transmits the rotation from the small sun gear 31 to the ring gear 36 via the short pinion gear 33 and the long pinion gear 34. . In other words, since it operates as a fixed gear train that does not perform the operation, a first speed state with a large reduction ratio corresponding to the ratio between the small sun gear 31 and the ring gear 36 is obtained.
[0017]
"Second speed" In addition to the first speed state, the 2-4 brake 45 is operated, the large sun gear 32 in the planetary gear device 30 is fixed, and the second one-way clutch 52 is idle. Therefore, the rotation transmitted from the turbine shaft 27 to the small sun gear 31 is transmitted to the long pinion gear 34 via the short pinion gear 33. Here, the long pinion gear 34 revolves on the large sun gear 32 because the large sun gear 32 meshing with the long pinion gear 34 is fixed, and the carrier 35 rotates accordingly. Accordingly, the rotation of the ring gear 36 is increased by the rotation of the carrier 35 (the revolution of the long pinion gear 34) compared to the first speed state, and a second speed state having a smaller reduction ratio than in the first speed state is obtained.
[0018]
"Third speed" In the third speed, the 2-4 brake 45 is released and the 3-4 clutch 43 is engaged from the state of the second speed. For this reason, the rotation of the turbine shaft 27 is input to the small sun gear 31 via the forward clutch 41 and the first one-way clutch 51, and is also transmitted to the carrier 35 via the 3-4 clutch 43. Will be entered. Accordingly, the entire third planetary gear unit 30 rotates integrally, and the third gear state in which the ring gear 36 rotates at the same speed as the turbine shaft 27 is obtained.
[0019]
"Fourth speed" In the fourth speed, the 2-4 brake 45 once released in the third speed is re-engaged. Therefore, the rotation of the turbine shaft 27 is input to the carrier 35 of the planetary gear device 30 from the 3-4 clutch 43, and the long pinion gear 34 revolves. At this time, since the large sun gear 32 meshed with the long pinion gear 34 is fixed by the 2-4 brake 45, the long pinion gear 34 rotates while revolving with the carrier 35.
[0020]
Accordingly, the ring gear 36 meshing with the long pinion gear 34 is rotated at an increased speed by the rotation of the long pinion gear 34 due to the rotation of the carrier 35 (rotation of the turbine shaft 27), whereby the overdrive state is established. 4th speed is obtained. In this case, although the forward clutch 41 is in the engaged state, the rotation of the turbine shaft 27 is not input to the small sun gear 31 because the first one-way clutch 51 in series with the forward clutch 41 idles. Absent.
[0021]
"Reverse" The reverse scratch 44 and the low reverse brake 46 are fastened, and the rotation of the turbine shaft 27 is input to the large sun gear 32, and from the large sun gear 32 to the long pinion gear 34, The rotation is transmitted via a fixed gear train reaching the ring gear 36.
[0022]
Each of the friction engagement elements 41 to 46 is hydraulically actuated, and controls engagement and disengagement based on predetermined shift characteristics and lock-up characteristics that are set in advance. Although not shown, the speed change characteristic or the lockup characteristic is set, for example, using the engine load and the vehicle speed as parameters.
[0023]
In FIG. 1, U is a control unit configured using a microcomputer, and signals from various sensors S1 to S4 are input to the control unit U. The sensor S1 detects a vehicle speed. The sensor S2 detects an engine load (a throttle opening in the embodiment). The sensor S3 detects the turbine speed, that is, the speed of the transmission input shaft. The sensor S4 detects the engine speed. The control unit U performs a shift control and a lock-up control based on a shift characteristic and a lock-up characteristic that are set in advance, as well as known. By controlling the igniter 2 to retard the ignition timing, the engine torque is reduced. The speed change characteristic or the lock-up characteristic is set, for example, using vehicle speed and engine load as parameters. Further, the reduction of the engine torque at the time of shifting can be performed by a conventionally known appropriate method such as fuel cut (fuel reduction).
[0024]
(1) Engine torque reduction control during upshifting (FIGS. 4 to 7)
Next, the outline of the control for reducing the engine torque during upshifting will be described with reference to FIG. In FIG. 4, the gear ratio RG indicates the ratio of the transmission input shaft rotation speed to the transmission output shaft rotation speed. In the case of upshifting, the vehicle speed, that is, the transmission output shaft rotation speed becomes constant or almost constant. The gear ratio RG is reduced as the upshift progresses. Of course, the gear ratio RG corresponds to the gear ratio of the current gear before starting the upshift, and corresponds to the gear ratio of the current gear after the completion of the upshift.
[0025]
As the gear ratio as the control timing (control threshold value) for decreasing the engine torque, three types of g1, g2, and gt are set. g1 corresponds to the first gear ratio in claim 1 of the claims, g2 corresponds to the second gear ratio in claim 1 of the claims, and gt is the first gear ratio in claim 1 of the claims. This corresponds to a three-gear ratio . g1 is the gear ratio at the start of the control for decreasing the engine torque, and is set as a value slightly (for example, about 5%) shifted (advanced) to the upshift side from the gear ratio before the shift. g2 is the gear ratio at the end of the engine torque reduction control, and is set as the gear ratio at a point in time before the gear ratio after the completion of the upshift (for example, 10% before), and this g2 rotates during the upshift. It is corrected according to the rate of change. gt is a gear ratio slightly before g2, and is set so as to be always larger than g2 in consideration of a fluctuation range of g2 due to correction (in the embodiment, the gear ratio before the upshift is set). It is assumed that the gear ratio has shifted up by about 60%).
[0026]
Assuming the above, in FIG. 4, the shift-up flag is set from 0 to 1 by the generation of the shift-up command signal, and the shift-up is started. When the play (ineffective stroke) of the upshifting frictional engagement element is absorbed, the engagement of the frictional engagement element is started (time t1), and the start of the engagement starts to reduce the turbine rotational speed. The gear ratio actually starts to change (begins to decrease) from the time when the turbine rotation speed decreases, and when the actual gear ratio RG reaches g1 (time t2), the torque down flag is set from 0 to 1; When the torque down flag is set to 1, the engine torque is reduced. Further, the count of the timer starts from the point in time when the actual gear ratio RG becomes g1, and the count value of the timer increases as the shift-up proceeds.
[0027]
When the actual gear ratio RG becomes gt (time t3), the actual change rate ωt of the turbine rotational speed from g1 to gt (the average rotational speed change rate; Rate) is calculated. The actual rotational speed change rate ωt is obtained by dividing the rotational speed difference between g1 and g2 by the count value of the timer. The correction coefficient kg is determined from the map shown in FIG. 7 based on the actual rotational speed change rate ωt and the predetermined reference rotational speed change rate ω, more specifically, based on the ratio “ω / ωt” between the two. Is done. By multiplying the initially set g2 by the correction coefficient kg, the final g2 after the correction is set. Then, when the actual gear ratio RG becomes g2 after the correction (time t4), the control for decreasing the engine torque is terminated. The point in time when the upshifting is completed and the reduction of the turbine rotational speed ends is t5.
[0028]
As shown in FIG. 7, the correction coefficient kg decreases linearly as the value of “ω / ωt” increases. The fact that the correction coefficient is larger than 1.0 means that g2 is corrected to a gear ratio close to the gear ratio before the shift, which means that the end timing of the engine torque reduction control is advanced. Further, the fact that the correction coefficient is smaller than 1.0 means that g2 is corrected to a gear ratio close to the gear ratio after the shift, which means that the end timing of the engine torque reduction control is delayed.
[0029]
The larger the value of “ω / ωt”, the smaller the rate of change in the rotation speed, that is, the longer the shift time, and the correction coefficient when ω / ωt = 1.0 is set to 1.0 (effectively no correction). State). As ω / ωt becomes smaller than 1.0, the shift time is shorter than the reference shift time, so that the correction coefficient kg is increased and the end timing of the engine torque reduction control is advanced. Further, as ω / ωt becomes larger than 1.0, the shift time is longer than the reference shift time, so that the correction coefficient kg is reduced and the end timing of the engine torque reduction control is delayed.
[0030]
A specific control example for performing the above-described control will be described with reference to flowcharts shown in FIGS. 5 and 6. In the following description, Q indicates a step.
First, in Q1 of FIG. 5, various signals are read. These signals include an engine speed NE, a turbine speed (transmission input shaft speed) TE, and an engine torque NT (actually, the engine torque NT). The vehicle speed V is theoretically calculated based on the load and the engine speed), and the vehicle speed V (in the embodiment, the vehicle speed V is detected by the transmission output shaft speed, and the vehicle speed indicates the transmission output shaft speed).
[0031]
In Q2, it is determined whether or not it is the time when the upshift flag is changed from 0 to 1. Initially, the determination of Q2 is NO, and the processing of Q3 to Q7 is performed. In Q3, the turbine rotational speed DTE to be absorbed before and after the shift is calculated based on a formula of "DTE = TE-vehicle speed × gear ratio after shift". In Q4, the turbine torque TT is calculated based on a calculation formula of “TT = K × (TE / NE) × NT” (K is a constant). In Q4-2, the current turbine rotation speed is set as the initial turbine rotation speed TEO. In Q5, the target shift time SFTT includes the turbine speed difference DTE to be absorbed, the turbine torque TT, and the type of shift (shift from first gear to second gear, shift from second gear to third gear, etc.). Type). The target shift time is set so as to be longer as the DTE is larger, longer as the TT is larger, and longer as the difference in gear ratio changed by upshifting is larger. In Q6, the average angular acceleration (rotational rate change rate) ω serving as a reference during the shift is calculated based on a calculation formula of “ω = DTE / SFTT”. In Q7, as described above, the gear ratios g1, g2, and gt as control thresholds are determined.
[0032]
After Q7, it is determined whether or not the torque down flag is 1 in Q11 of FIG. Initially, the determination at Q11 is NO, and the process proceeds to Q12. In Q12, it is determined whether or not the actual gear ratio RG is smaller than g1. When the determination in Q12 is NO, the process returns to Q12. When the determination in Q12 is YES, the torque down flag is set to 1 in Q13. (Start of engine torque reduction).
[0033]
After Q13, in Q14, after the timer is counted up, in Q15, it is determined whether or not the actual gear ratio RG is smaller than gt. If the determination in Q15 is NO, the process returns to Q14, and if the determination in Q15 is YES, in Q16, the actual average angular acceleration (average rotational speed change rate) ωt from g1 to gt becomes “ ωt = (TEO−TE) / timer value ”. After Q16, in Q17, the correction coefficient kg is determined from the map shown in FIG.
[0034]
Once through Q17, the process proceeds from Q2 to Q8, and it is determined whether or not the upshift flag is 1. If the upshift has not been completed, the determination in Q8 is NO and the process proceeds to Q11. In this case, the determination in Q11 is YES and the process proceeds to Q18. In Q18, g2 after correction is determined by multiplying g2 by the correction coefficient kg. In Q19, it is determined whether or not the actual gear ratio RG is smaller than the corrected g2. When the determination in Q19 is NO, the process returns to Q19 again. When the determination in Q19 becomes YES, the torque down flag is reset to 0 in Q20, the timer is cleared to 0 in Q21, and the upshift flag is cleared in Q22. Reset to zero. When the upshift flag is reset to 0, the determination in Q8 becomes NO. The time at which the upshift flag is reset to 0 is not limited to the time of Q22, but may be at the time when the actual gear ratio RG becomes the gear ratio corresponding to the gear after the upshift, or after a lapse of a predetermined time thereafter. (FIG. 4 shows a case where the reset timing of the upshift flag is set to a point in time after a lapse of a predetermined time from the point in time when the gear ratio after upshifting is reached).
[0035]
(2) Control of engine torque reduction during downshifting (FIGS. 8 to 11)
8 to 11 show the details of the control of the engine torque reduction at the time of downshifting, and the description will focus on the parts that are different from the engine torque reduction control at the time of upshifting. In addition,. 8 corresponds to FIG. 7, FIG. 9 corresponds to FIG. 4, FIG. 10 corresponds to FIG. 5, and FIG. 11 corresponds to FIG.
[0036]
In FIG. 9 corresponding to FIG. 4, during downshifting, the turbine rotation speed increases and the gear ratio changes in a direction to increase. Four types of gear ratios, g1, g2, gg3, and gt, are set as control thresholds. g1 corresponds to the third gear ratio in claim 2 of the claims, g2 corresponds to the first gear ratio in claim 2 of the claims, and g3 corresponds to the third gear ratio in claim 2 of the claims. The second gear ratio corresponds to the second gear ratio, and gt corresponds to the fourth gear ratio in claim 2 of the claims . g1 and gt are for calculating the actual rate of change in the number of revolutions, and g1 is set in the same manner as g1 at the time of upshifting, but is not used for starting the engine torque reduction control. g3 is for terminating the engine torque reduction control, and is set as the gear ratio corresponding to the gear position after downshift or the gear ratio immediately before (for example, the gear ratio before gearshift by about 5% from the gear ratio after gearshift). Set as). g2 is for starting the engine torque reduction control, and is corrected in accordance with the actual rate of change in the rotational speed during gear shifting. Gt is always set to a value close to g2 and smaller than g2 in consideration of the range of fluctuation of g2 due to correction.
[0037]
The shift-down correction coefficient kg is set as shown in FIG. 8, which means that the same correction as in FIG. 7 is performed. That is, in FIG. 8, the correction coefficient kg is increased as ω / ωt increases, contrary to the case of FIG. 7. Since the ratio increases, FIGS. 7 and 8 mean the same thing. In other words, at the time of downshifting, the gear ratio g2 for starting the engine torque reduction control is corrected so as to be smaller as the shift time is shorter (as the correction coefficient kg becomes smaller than 1.0). The start timing is advanced, and conversely, the start timing of the engine torque reduction control is delayed so that the longer the shift time (the larger the correction coefficient kg is greater than 1.0), the greater the correction is.
[0038]
Based on the above, the flowcharts of FIGS. 10 and 11 will be described. First, Q31 to Q37 in FIG. 10 correspond to Q1 to Q7 in FIG. The only difference from the upshift operation is that four types of gear ratios are set as the control threshold values in Q37. Further, Q38 in FIG. 10 corresponds to Q8 in FIG.
[0039]
In FIG. 11, Q41 to Q47 correspond to Q11 to Q17 in FIG. 6, but a ratio down flag is used instead of the torque down flag in Q11 and Q13. Q48 and Q49 in FIG. 11 correspond to Q18 and Q19 in FIG. 6, and Q52, Q53 and Q54 in FIG. 11 correspond to Q20 to Q22 in FIG.
[0040]
At the time of downshifting, it differs from the upshifting in having the processing of Q50, Q51 and Q55 in FIG. That is, in Q49, it is determined whether or not the actual gear ratio RG is smaller than g2. When the determination in Q49 is NO, the torque down flag is set in Q50 to start the engine torque reduction control. Set to 1. After Q50, in Q51, it is determined whether or not the actual gear ratio RG is smaller than g3. If the determination in Q51 is YES, the process returns to Q51 again, and the engine torque reduction control is continued. Then, when the determination in Q51 is NO, the torque down flag is reset to 0 in Q52, and the engine torque reduction control ends. Then, due to the separate use of the ratio down flag, the ratio down flag is reset to 0 by the processing of Q55.
[0041]
Although the embodiments have been described above, the present invention is not limited to this, and includes, for example, the following cases.
(1) Both the start timing and the end timing of the engine torque reduction control may be corrected at the time of shift-up and at the time of shift-down.
(2) The rotation speed change rate used for correcting the control timing of the engine torque reduction can be appropriately selected from, for example, the engine rotation speed as long as it is a rotation element whose rotation speed is changed during shifting. .
(3) The multi-stage transmission gear mechanism 30 may be of an appropriate type, and may be a multi-stage transmission gear mechanism other than the planetary gear type.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall system diagram showing one embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a skeleton diagram showing an example of an automatic transmission.
FIG. 3 is a diagram showing a relationship between a shift speed and a friction engagement element.
FIG. 4 is a time chart showing an outline of engine torque reduction control during upshifting.
FIG. 5 is a flowchart showing an example of engine torque reduction control during upshifting.
FIG. 6 is a flowchart showing an example of engine torque reduction control during upshifting.
FIG. 7 is a diagram showing a setting example of a correction coefficient for correcting the end timing of the engine torque reduction control at the time of upshifting.
FIG. 8 is a diagram showing a setting example of a correction coefficient for correcting the start timing of the engine torque reduction control at the time of downshifting.
FIG. 9 is a time chart showing an outline of engine torque reduction control during downshifting.
FIG. 10 is a flowchart showing an example of engine torque reduction control during downshifting.
FIG. 11 is a flowchart showing an example of engine torque reduction control during downshifting.
[Explanation of symbols]
U: control unit S1: sensor (vehicle speed = transmission output shaft rotation speed)
S2: Sensor (engine load)
S3: Sensor (turbine rotation speed)
S4: Sensor (engine speed)
EG: engine g1: first gear ratio (FIG. 4 at upshift)
g2: second gear ratio (FIG. 4 at the time of upshifting)
gt: Third gear ratio (FIG. 4 at the time of upshifting)
g1: Third gear ratio (FIG. 9 when downshifting)
g2: first gear ratio (FIG. 9 at the time of downshifting)
g3: Second gear ratio (FIG. 9 at the time of downshifting)
gt: 4th gear ratio (at the time of downshifting, FIG. 9)
1: Engine output shaft 10: Automatic transmission 20: Torque converter 27: Turbine shaft 30: Multi-stage transmission gear mechanism

Claims

At the time of a shift-up shift, control for reducing engine torque is started at a timing at which a gear ratio, which is a rotation ratio between an input shaft and an output shaft of the transmission as the shift-up progresses, becomes a first gear ratio set in advance, A shift shock reduction device for an automatic transmission, wherein control for reducing engine torque is terminated at a timing at which a second gear ratio is set in advance as a gear ratio smaller than the first gear ratio,
Rotation rate detection means for detecting a rate of change in the input speed of the automatic transmission; and control timing for correcting the timing for changing the magnitude of the second gear ratio to end control for reducing engine torque. Correction means;
With
The rotation change rate detection unit is configured to perform a period from when the first gear ratio is reached to when the third gear ratio is smaller than the first gear ratio and larger than the second gear ratio. It is set to detect the rate of change of the input speed,
The control timing correction means reduces the engine torque when the rotation change rate detected by the rotation change rate detection means is large, so that the control to reduce the engine torque ends earlier. Is set so as to correct the magnitude of the second gear ratio so that the end of the control to be performed is delayed.
A shift shock reduction device for an automatic transmission, characterized in that:

At the time of downshifting, control for reducing the engine torque is started at a timing at which the gear ratio, which is the rotation ratio between the input shaft and the output shaft of the transmission accompanying the downshift, becomes the first gear ratio set in advance, A shift shock reduction device for an automatic transmission, wherein control for reducing engine torque is terminated at a timing at which a second gear ratio is set in advance as a gear ratio larger than the first gear ratio,
Rotation change rate detecting means for detecting a rotation change rate of the input speed of the automatic transmission,
Control timing correction means for changing the magnitude of the first gear ratio to correct timing for starting control for reducing engine torque;
With
A third gear ratio, which is a gear ratio slightly shifted down from the gear ratio before shifting, is set in advance, and a gear ratio larger than the third gear ratio and smaller than the first gear ratio. A fourth gear ratio set in advance is set, and the rotation change rate detecting means is set to detect a rotation change rate of the input rotation speed from the third gear ratio to the fourth gear ratio. And
The control timing correction means reduces the engine torque so that the start of the control for reducing the engine torque is accelerated when the rotation change rate detected by the rotation change rate detection means is large, and the engine torque is reduced when the rotation change rate is small. The first gear ratio is set to be corrected so that the start of the control to be delayed is delayed.
A shift shock reduction device for an automatic transmission, characterized in that: