JP3567764B2

JP3567764B2 - Transmission control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3567764B2
Application number: JP31745898A
Authority: JP
Inventors: 剛川本; 洋筒井; 孝行久保; 正雄斎藤; 正明西田; 義久山本
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1998-11-09
Filing date: 1998-11-09
Publication date: 2004-09-22
Anticipated expiration: 2018-11-09
Also published as: JP2000145943A

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装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動変速機においては、エンジンによって発生させられた回転を、トルクコンバータを介して変速装置に伝達し、該変速装置において変速して駆動輪に伝達するようになっている。そして、前記変速装置には、複数の歯車要素から成るギヤユニットが配設され、クラッチ、ブレーキ等の摩擦係合要素を係脱し、歯車要素の回転を選択的に出力することによって、複数の変速段が達成されるようになっている。
【０００３】
また、運転者がシフトレバーを操作することによって、前進レンジ、ニュートラルレンジ、後進レンジ等の各レンジを選択することができるようになっている。
そして、前記ブレーキとしては、一般に、ブレーキパネル及びブレーキディスクを備えた多板式ブレーキが使用されるが、大きい制動トルクが必要とされる箇所にはバンドブレーキが使用される。例えば、二つの軸線上に主変速機及び副変速機を備え、主変速機に第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３を配設し、副変速機に第３クラッチＣ３、第４ブレーキＢ４及び第５ブレーキＢ５が配設され、最高段が５速である変速装置において、第４ブレーキＢ４としてバンドブレーキが使用されることがある。
【０００４】
該バンドブレーキは、ブレーキドラムの外周を包囲し、一端が所定箇所に固定されたバンド、及び油圧サーボＢ−４を備え、該油圧サーボＢ−４に所定の油圧を供給することによって、油圧サーボＢ−４内のピストンが進退させられることにより、前記バンドの他端が移動させられ、ブレーキドラムが締め付けられたり、緩められたりする。
【０００５】
そして、前記変速装置において、２速で第４ブレーキＢ４が解放されるとともに第５ブレーキＢ５が係合させられ、３速で第４ブレーキＢ４が係合させられるとともに第５ブレーキＢ５が解放される。したがって、３速から２速への変速、すなわち、３−２変速において第４ブレーキＢ４が解放されるとともに、第５ブレーキＢ５が係合させられる。
【０００６】
図２は従来の変速装置の動作を示すタイムチャート、図３は従来の変速装置における摩擦係数マップを示す図である。なお、図３において、横軸に入力トルクＴ_Ｉを、縦軸に摩擦係数μを採ってある。
図において、Ｔ_Ｉは変速装置に入力されるトルク、すなわち、入力トルク、Ｐｓ１はＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４の指令値、Ｐｓ２はＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５の指令値である。
【０００７】
この場合、３−２変速が行われるのに伴って第４ブレーキＢ４が解放され、第５ブレーキＢ５が係合させられる。そのために、ソレノイドバルブによって発生させられたソレノイド圧をコントロールバルブに供給し、該コントロールバルブにおいてＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４及びＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５を発生させ、Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４及びＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５を、対応する油圧サーボＢ−４、Ｂ−５に供給して直接制御を行うようにしている。そして、図２に示されるように、前記第４ブレーキＢ４を解放させるために指令値Ｐｓ１が所定のパターンで徐々に低くされ、第５ブレーキＢ５を係合させるために指令値Ｐｓ２が所定のパターンで徐々に高くされる。
【０００８】
ところで、運転者がシフトレバーを操作してマニュアルで３−２変速を行う場合、アクセルペダルが踏み込まれた状態、すなわち、アクセルオンの状態から、アクセルペダルが踏み込まれない状態、すなわち、アクセルオフの状態になる。そして、それに伴って、エンジンによって発生させられたトルクが変速装置に入力されて駆動輪に伝達される状態から、逆に、駆動輪から伝達されたトルクが変速装置に入力されてエンジンに伝達される状態になる。
【０００９】
このとき、入力トルクＴ_Ｉは正から負に変化する。ここで、入力トルクＴ_Ｉが正であるときは、第４ブレーキＢ４のバンドによる締付方向とブレーキドラムの回転方向とが一致し、摩擦係数μが大きいセルフエナジー状態が形成されるのに対して、入力トルクＴ_Ｉが負であるときは、第４ブレーキＢ４のバンドによる締付方向とブレーキドラムの回転方向とが反対になり、摩擦係数μが小さいディエナジー状態が形成される。
【００１０】
したがって、油圧サーボＢ−４に供給されるＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４が一定にされたまま、セルフエナジー状態とディエナジー状態とが切り替わると、第４ブレーキＢ４による制動力が大きく変化してしまう。
そこで、マニュアルによる３−２変速が行われるときに、入力トルクＴ_Ｉが０になるタイミングｔ１１で図３に示されるように摩擦係数μを変化させ、ディエナジー状態において前記指令値Ｐｓ１を設定値δだけ高くする。したがって、セルフエナジー状態とディエナジー状態とで第４ブレーキＢ４による制動力が等しくなるように指令値Ｐｓ１が設定される。
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前記従来の変速装置においては、エンジントルクが変動するのに伴って入力トルクＴ_Ｉが変動すると、入力トルクＴ_Ｉが０になるタイミングｔ１１も変動してしまう。
その結果、指令値Ｐｓ１がハンチングを起こしてＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４を安定させて発生させることができなくなったり、必要以上にＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４が低くなって第４ブレーキＢ４による制動力が小さくなり、第４ブレーキＢ４に滑りが生じたりしてしまう。
【００１２】
本発明は、前記従来の変速装置の問題点を解決して、油圧サーボに供給されるコントロール圧を安定させて発生させることができ、ブレーキに滑りが生じることがない自動変速機の変速制御装置を提供することを目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
そのために、本発明の自動変速機の変速制御装置においては、バンドブレーキから成るブレーキと、該ブレーキを係脱させるための油圧サーボと、所定のコントロール圧を発生させ、該コントロール圧を前記油圧サーボに供給する油圧発生手段と、前記コントロール圧の指令値を発生させる油圧制御手段と、変速装置への入力トルクを算出する入力トルク算出手段とを有する。
【００１４】
そして、前記油圧制御手段は、前記ブレーキが係脱され、かつ、セルフエナジー状態とディエナジー状態とが切り替わる変速が行われるときに、セルフエナジー状態とディエナジー状態との境界を含む所定の領域を入力トルクに基づいて設定し、該入力トルクが正である状態をセルフエナジー状態とし、前記入力トルクが負である状態をディエナジー状態とし、セルフエナジー状態とディエナジー状態とで前記ブレーキの制動力を等しくするために、前記領域において前記指令値を所定のパターンで徐々に変更する指令値変更手段を備える。
【００１５】
本発明の他の自動変速機の変速制御装置においては、さらに、前記指令値変更手段は、前記領域において前記指令値を線形補間によって変更する。
本発明の更に他の自動変速機の変速制御装置においては、さらに、前記指令値は前記ブレーキの摩擦係数に基づいて算出され、該摩擦係数は入力トルクに対応させて変更される。
【００１６】
本発明の更に他の自動変速機の変速制御装置においては、さらに、前記変速はダウンシフトの変速であり、前記ブレーキは変速に伴って解放される。
本発明の更に他の自動変速機の変速制御装置においては、さらに、前記変速において、ブレーキの解放に伴って所定の摩擦係合要素が係合させられる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について図面を参照しながら詳細に説明する。
図１は本発明の実施の形態における自動変速機の変速制御装置の機能ブロック図である。
図において、Ｂ４はバンドブレーキから成るブレーキとしての第４ブレーキ、Ｂ−４は該第４ブレーキＢ４を係脱させるための油圧サーボ、９１は所定のコントロール圧としてのＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４を発生させ、該Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４を前記油圧サーボＢ−４に供給する油圧発生手段、９２は前記Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４の指令値Ｐｓ１を発生させる第１の油圧制御手段である。
【００１８】
そして、該第１の油圧制御手段９２は、前記第４ブレーキＢ４が係脱され、かつ、セルフエナジー状態とディエナジー状態とが切り替わる変速が行われるときに、セルフエナジー状態とディエナジー状態との境界を含む所定の領域において、前記指令値を徐々に変更する指令値変更手段９３を備える。
図４は本発明の実施の形態における自動変速機の概念図、図５は本発明の実施の形態における自動変速機の作動表を示す図である。
【００１９】
図において、１１は自動変速機、１２は図示されないエンジンを駆動することによって発生させられた矢印Ａ方向の回転を変速装置１３に伝達するトルクコンバータである。
そして、該トルクコンバータ１２は、エンジンの回転が出力される出力軸１４と連結されたポンプインペラ１５、変速装置１３に回転を入力するための入力軸１６と連結されたタービンランナ１７、ワンウェイクラッチ１８上に取り付けられたステータ１９、所定の条件が成立したときにロックして出力軸１４と入力軸１６との間を連結するロックアップクラッチ２０、図示されないダンパ装置等から成る。
【００２０】
前記変速装置１３は、主変速機２３及び副変速機２４から成り、摩擦係合要素として、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３、第４ブレーキＢ４及び第５ブレーキＢ５を有する。
前記主変速機２３は、ダブルピニオンプラネタリギヤユニット２５及びシンプルプラネタリギヤユニット２６から成るプラネタリギヤユニット装置を有する。前記ダブルピニオンプラネタリギヤユニット２５は、歯車要素として、サンギヤＳ１、該サンギヤＳ１と同心状に配設されたリングギヤＲ１、前記サンギヤＳ１及びリングギヤＲ１と噛（し）合させられるピニオンＰ１ａ、Ｐ１ｂ、並びに該ピニオンＰ１ａ、Ｐ１ｂを回転自在に支持するキャリヤＣＲを備える。また、シンプルプラネタリギヤユニット２６は、歯車要素として、サンギヤＳ２、該サンギヤＳ２と同心状に配設されたリングギヤＲ２、前記サンギヤＳ２及びリングギヤＲ２と噛合させられるピニオンＰ２、並びに該ピニオンＰ２を回転自在に支持する前記キャリヤＣＲを備える。なお、該キャリヤＣＲはダブルピニオンプラネタリギヤユニット２５及びシンプルプラネタリギヤユニット２６において共通である。
【００２１】
そして、前記サンギヤＳ１と自動変速機ケース３０とが、第１ブレーキＢ１を介して連結され、かつ、第２ブレーキＢ２及び第１ワンウェイクラッチＦ１を介して連結される。なお、前記第１ブレーキＢ１と第２ブレーキＢ２及び第１ワンウェイクラッチＦ１とは互いに並列に配設される。また、前記リングギヤＲ１と自動変速機ケース３０とが、互いに並列に配設された第３ブレーキＢ３及び第２ワンウェイクラッチＦ２を介して連結される。そして、キャリヤＣＲとカウンタドライブギヤ３１とが連結される。
【００２２】
一方、前記サンギヤＳ２と入力軸１６とが第２クラッチＣ２を介して連結されるとともに、前記リングギヤＲ２と入力軸１６とが第１クラッチＣ１を介して連結される。
また、前記副変速機２４はフロントプラネタリギヤユニット３３及びリヤプラネタリギヤユニット３４から成り、前記フロントプラネタリギヤユニット３３は、前記入力軸１６に対して平行に配設されたカウンタドライブ軸３２に沿って、該カウンタドライブ軸３２上のフロント側に、前記リヤプラネタリギヤユニット３４はリヤ側にそれぞれ配設される。
【００２３】
前記フロントプラネタリギヤユニット３３は、歯車要素として、サンギヤＳ３、該サンギヤＳ３と同心状に配設されたリングギヤＲ３、前記サンギヤＳ３及びリングギヤＲ３と噛合させられるピニオンＰ３、並びに該ピニオンＰ３を回転自在に支持するキャリヤＣＲ３を備える。一方、前記リヤプラネタリギヤニット３４は、歯車要素として、サンギヤＳ４、該サンギヤＳ４と同心状に配設されたリングギヤＲ４、前記サンギヤＳ４及びリングギヤＲ４と噛合させられるピニオンＰ４、並びに該ピニオンＰ４を回転自在に支持するキャリヤＣＲ４を備える。
【００２４】
そして、前記サンギヤＳ３、Ｓ４は連結部材３５を介して互いに連結され、該連結部材３５とキャリヤＣＲ３とが第３クラッチＣ３及び連結部材３６を介して連結され、さらに、該連結部材３６と自動変速機ケース３０とが第４ブレーキＢ４を介して連結される。そして、前記リングギヤＲ３は外周にカウンタドリブンギヤ３８が形成され、該カウンタドリブンギヤ３８と前記カウンタドライブギヤ３１とが噛合させられ、前記主変速機２３の回転を副変速機２４に伝達することができるようになっている。
【００２５】
一方、キャリヤＣＲ４と自動変速機ケース３０とが、第５ブレーキＢ５を介して連結されるとともに、リングギヤＲ４とカウンタドライブ軸３２とが連結される。
そして、該カウンタドライブ軸３２に固定された出力ギヤ４１とディファレンシャル装置４３の大リングギヤ４４とが噛合させられる。前記ディファレンシャル装置４３は、左右のサイドギヤ４５、４６、及び該各サイドギヤ４５、４６と噛合させられるピニオン４７、４８を備え、前記大リングギヤ４４を介して伝達された回転を分配して駆動軸５１、５２に伝達する。
【００２６】
次に、前記構成の自動変速機１１の動作について説明する。
図５において、Ｎはニュートラルレンジ、１ＳＴは前進レンジの１速、２ＮＤは前進レンジの２速、３ＲＤは前進レンジの３速、４ＴＨは前進レンジの４速、５ＴＨは前進レンジの５速、ＲＥＶは後進レンジが選択されたことを表す。なお、前記各レンジは、シフトレバー等の選速手段を操作することによって選択される。
【００２７】
また、○は第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３、第４ブレーキＢ４及び第５ブレーキＢ５について係合させられた状態を、第１ワンウェイクラッチＦ１及び第２ワンウェイクラッチＦ２についてロックされた状態を示す。そして、△はエンジンブレーキ時において第１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３が係合させられた状態を示す。
【００２８】
前進レンジの１速においては、第１クラッチＣ１及び第５ブレーキＢ５が係合させられ、第２ワンウェイクラッチＦ２がロックされる。この状態で、入力軸１６（図４）の回転が第１クラッチＣ１を介してリングギヤＲ２に伝達されると、リングギヤＲ１は逆方向に回転しようとするが、該リングギヤＲ１は第２ワンウェイクラッチＦ２によって停止させられているので、サンギヤＳ１が逆方向に空転させられ、前記キャリヤＣＲは大きく減速させられて回転させられる。
【００２９】
そして、キャリヤＣＲの回転がカウンタドライブギヤ３１を介してカウンタドリブンギヤ３８に伝達され、リングギヤＲ３が逆方向に回転させられると、第５ブレーキＢ５によってキャリヤＣＲ４が停止させられているので、キャリヤＣＲ３は一層大きく減速させられて逆方向に回転させられる。したがって、１速の回転が、出力ギヤ４１を介してディファレンシャル装置４３に伝達され、該ディフレンシャル装置４３によって分配され、駆動軸５１、５２に伝達される。
【００３０】
前進レンジの２速においては、第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２及び第５ブレーキＢ５が係合させられ、第１ワンウェイクラッチＦ１がロックされる。この状態で、入力軸１６の回転が第１クラッチＣ１を介してリングギヤＲ２に伝達されると、サンギヤＳ１は逆方向に回転しようとするが、該サンギヤＳ１は第２ブレーキＢ２及び第１ワンウェイクラッチＦ１によって停止させられているので、リングギヤＲ１が正方向に空転させられ、前記キャリヤＣＲは減速させられて回転させられる。
【００３１】
そして、キャリヤＣＲの回転がカウンタドライブギヤ３１を介してカウンタドリブンギヤ３８に伝達され、リングギヤＲ３が逆方向に回転させられると、第５ブレーキＢ５によってキャリヤＣＲ４が停止させられているので、キャリヤＣＲ３は大きく減速させられて回転させられる。したがって、２速の回転が、出力ギヤ４１を介してディファレンシャル装置４３に伝達され、該ディファレンシャル装置４３によって分配され、駆動軸５１、５２に伝達される。
【００３２】
前進レンジの３速においては、第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２及び第４ブレーキＢ４が係合させられ、第１ワンウェイクラッチＦ１がロックされる。この状態で、入力軸１６の回転が第１クラッチＣ１を介してリングギヤＲ２に伝達されると、サンギヤＳ２は逆方向に回転しようとするが、前記サンギヤＳ１が第２ブレーキＢ２及び第１ワンウェイクラッチＦ１によって停止させられているので、リングギヤＲ２は正方向に空転させられ、前記キャリヤＣＲは減速させられて回転させられる。
【００３３】
そして、副変速機２４において、第４ブレーキＢ４が係合させられることによって、サンギヤＳ３、Ｓ４が停止させられるので、前記キャリヤＣＲの回転は、カウンタドライブギヤ３１及びカウンタドリブンギヤ３８を介してリングギヤＲ３に伝達されると、キャリヤＣＲ３及びリングギヤＲ４を加速させて回転させる。したがって、３速の回転が、出力ギヤ４１を介してディファレンシャル装置４３に伝達され、該ディファレンシャル装置４３によって分配され、駆動軸５１、５２に伝達される。
【００３４】
前進レンジの４速においては、第１クラッチＣ１、第３クラッチＣ３及び第２ブレーキＢ２が係合させられ、第１ワンウェイクラッチＦ１がロックされる。この状態で、入力軸１６の回転が第１クラッチＣ１を介してリングギヤＲ２に伝達されると、サンギヤＳ２は逆方向に回転しようとするが、前記サンギヤＳ１が第２ブレーキＢ２及び第１ワンウェイクラッチＦ１によって停止させられているので、リングギヤＲ２は正方向に空転させられ、キャリヤＣＲは減速させられて回転させられる。
【００３５】
そして、副変速機２４において、第３クラッチＣ３が係合させられることによって、フロントプラネタリギヤユニット３３及びリヤプラネタリギヤユニット３４は直結状態になるので、前記キャリヤＣＲの回転は、カウンタドライブギヤ３１及びカウンタドリブンギヤ３８を介してそのまま出力ギヤ４１に伝達される。したがって、４速の回転が、出力ギヤ４１を介してディファレンシャル装置４３に伝達され、該ディファレンシャル装置４３によって分配され、駆動軸５１、５２に伝達される。
【００３６】
前進レンジの５速においては、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３及び第２ブレーキＢ２が係合させられる。この状態で、主変速機２３において、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２が係合させられることによって、ダブルピニオンプラネタリギヤユニット２５及びシンプルプラネタリギヤユニット２６は直結状態になるので、入力軸１６の回転は、そのままカウンタドライブギヤ３１に伝達される。
【００３７】
そして、副変速機２４において、第３クラッチＣ３が係合させられることによって、フロントプラネタリギヤユニット３３及びリヤプラネタリギヤニット３４は直結状態になるので、カウンタドライブギヤ３１を介してカウンタドリブンギヤ３８に伝達された回転は、そのまま出力ギヤ４１に伝達される。したがって、５速の回転が、出力ギヤ４１を介してディファレンシャル装置４３に伝達され、該ディファレンシャル装置４３によって分配され、駆動軸５１、５２に伝達される。
【００３８】
前記各第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３、第４ブレーキＢ４及び第５ブレーキＢ５はいずれも、図示されない油圧回路に配設された油圧サーボＣ−１、Ｃ−２、Ｃ−３、Ｂ−１、Ｂ−２、Ｂ−３、Ｂ−４、Ｂ−５にそれぞれ所定のコントロール圧を供給することによって係脱させられることができるようになっている。
【００３９】
次に、油圧回路について説明する。
図６は本発明の実施の形態における油圧回路の要部を示す図である。
図において、６１は所定のライン圧Ｐ_Ｌを発生させるプライマリレギュレータバルブ、６２は図示されない油路を介して供給されたライン圧Ｐ_Ｌを調圧してソレノイドモジュレータ圧Ｐ_Ｍを発生させるソレノイドモジュレータバルブである。
【００４０】
そして、前記ソレノイドモジュレータ圧Ｐ_Ｍが油路Ｌ−１を介してソレノイドバルブＳＬＴに供給されると、該ソレノイドバルブＳＬＴにおいて、図示されないＣＰＵから電気信号がソレノイドＳａに送られ、前記電気信号に対応させて前記ソレノイドモジュレータ圧Ｐ_Ｍが調圧されてソレノイド圧Ｐ_ＳＬＴが発生させられる。該ソレノイド圧Ｐ_ＳＬＴは油路Ｌ−２を介して第１の制御弁としてのＢ４コントロールバルブ６３に供給される。なお、前記ソレノイドバルブＳＬＴ及びＢ４コントロールバルブ６３によって油圧発生手段９１（図１）が構成される。
【００４１】
一方、前記ソレノイドモジュレータ圧Ｐ_Ｍが油路Ｌ−３を介してソレノイドバルブＳＬＳに供給されると、該ソレノイドバルブＳＬＳにおいて、前記ＣＰＵから電気信号がソレノイドＳｂに送られ、前記電気信号に対応させて前記ソレノイドモジュレータ圧Ｐ_Ｍが調圧されてソレノイド圧Ｐ_ＳＬＳが発生させられる。該ソレノイド圧Ｐ_ＳＬＳは油路Ｌ−４を介して第２の制御弁としてのＢ５コントロールバルブ６４に供給される。
【００４２】
また、前記ライン圧Ｐ_Ｌは、油路Ｌ−５を介して前記Ｂ４コントロールバルブ６３に、油路Ｌ−６を介して前記Ｂ５コントロールバルブ６４に供給される。
そして、前記Ｂ４コントロールバルブ６３においては、一端に配設された制御油室６３ａに前記ソレノイド圧Ｐ_ＳＬＴが供給されると、他端に配設されたスプリング６３ｂの付勢力に抗してスプール６３ｃが移動させられる。その結果、油路Ｌ−５を介して供給されたライン圧Ｐ_Ｌが調圧され、Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４が発生させられ、該Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４は油路Ｌ−７を介して第１のシフトバルブ６５に供給される。該第１のシフトバルブ６５は、図示されない変速用のソレノイドバルブを作動させることによって切り換えられ、前記Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４を油路Ｌ−９を介して油圧サーボＢ−４に供給する。
【００４３】
第４ブレーキＢ４は、バンドブレーキから成り、ブレーキドラム８１の外周を包囲し、一端８２ａが所定箇所に固定されたバンド８２、及び油圧サーボＢ−４を備え、該油圧サーボＢ−４にＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４を供給することによって、油圧サーボＢ−４内のピストン８３が進退させられることにより、前記バンド８２の他端８２ｂが移動させられ、ブレーキドラム８１が締め付けられたり、緩められたりする。
【００４４】
また、前記Ｂ５コントロールバルブ６４においては、一端に配設された制御油室６４ａに前記ソレノイド圧Ｐ_ＳＬＳが供給されると、他端に配設されたスプリング６４ｂの付勢力に抗してスプール６４ｃが移動させられる。その結果、油路Ｌ−６を介して供給されたライン圧Ｐ_Ｌが調圧され、Ｂ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５が発生させられ、該Ｂ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５は油路Ｌ−８を介して第２のシフトバルブ６６に供給される。該第２のシフトバルブ６６は、図示されない変速用のソレノイドバルブを作動させることによって切り換えられ、前記Ｂ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５を油路Ｌ−１０を介して油圧サーボＢ−５に供給する。
【００４５】
次に、前記ＣＰＵについて説明する。
図７は本発明の実施の形態における自動変速機の制御ブロック図である。
図において、７１はＣＰＵ、７２はエンジン回転数を検出するエンジン回転数センサ、７３はスロットル開度を検出するスロットル開度センサ、７４は入力軸１６（図４）の回転数、すなわち、入力軸回転数を検出する入力軸回転数センサ、７５は車速を検出する車速センサ、７６は油温を検出する油温センサ、７７は選択されたレンジを検出するレンジセンサ、７８はメモリ、ＳＬＴ、ＳＬＳはソレノイドバルブである。
【００４６】
そして、変速を行うに当たり、車速、スロットル開度等の車両走行条件が検出され、前記ＣＰＵ７１は、検出された車両走行条件に基づいて所定の変速段を選択し、変速出力を発生させる。なお、該変速出力は、前記各ソレノイドＳａ（図６）、Ｓｂに供給される電気信号によって構成される。
ところで、前記Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４及びＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５の各指令値Ｐｓ１、Ｐｓ２は、第４ブレーキＢ４及び第５ブレーキＢ５の係脱のタイミング、油圧サーボＢ−４、Ｂ−５の構造等に対応させてあらかじめ設定されたパターンで変化させられる。そして、入力軸回転数が油圧サーボＢ−４、Ｂ−５の係脱の特性に対応させてあらかじめ設定されたパターンで変化させられ、解放側の油圧サーボ、すなわち、油圧サーボＢ−４が完全に解放されるまでの間は、入力軸回転数センサ７４によって検出された入力軸回転数の変化に基づいてＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４がフィードバック制御され、油圧サーボＢ−４が完全に解放された後は、入力軸回転数センサ７４によって検出された入力軸回転数の変化に基づいてＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５がフィードバック制御される。
【００４７】
なお、あらかじめ、前記Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４及びＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５に対応するソレノイド圧Ｐ_ＳＬＴ、Ｐ_ＳＬＳが次の調圧式に基づいて算出される。なお、Ｋ１、Ｋ２は定数である。
Ｐ_ＳＬＴ＝Ｋ１・Ｐ_Ｂ４＋Ｋ２
Ｐ_ＳＬＳ＝Ｋ１・Ｐ_Ｂ５＋Ｋ２
そして、ソレノイド圧Ｐ_ＳＬＴ、Ｐ_ＳＬＳとＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４及びＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５とを対応させた調圧マップが作成され、該調圧マップはメモリ７８に格納される。
【００４８】
したがって、前記ＣＰＵ７１内の第１の油圧制御手段９２（図１）及び図示されない第２の油圧制御手段は、前記調圧マップを参照し、Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４及びＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５の各指令値Ｐｓ１、Ｐｓ２に対応するソレノイド圧Ｐ_ＳＬＴ、Ｐ_ＳＬＳを算出し、かつ、前記メモリ７８にあらかじめ格納された図示されない電流・圧力マップを参照することによって前記ソレノイド圧Ｐ_ＳＬＴ、Ｐ_ＳＬＳに対応する各電流ｉ_ＳＬＴ、ｉ_ＳＬＳを算出し、算出された各電流ｉ_ＳＬＴ、ｉ_ＳＬＳを、前記入力軸回転数の変化等に基づいて変更し、電気信号として各ソレノイドＳａ、Ｓｂに供給する。
【００４９】
その結果、例えば、油圧サーボＢ−４、Ｂ−５にそれぞれＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４及びＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５が供給され、第４ブレーキＢ４及び第５ブレーキＢ５が前記変速段に対応させて係脱される。
次に、前記第１の油圧制御手段９２及び第２の油圧制御手段の動作について説明する。
【００５０】
図８は本発明の実施の形態における第１の油圧制御手段の動作を示すフローチャート、図９は本発明の実施の形態における第２の油圧制御手段の動作を示すフローチャート、図１０は本発明の実施の形態における第１、第２の油圧制御手段の動作を示すタイムチャートである。
まず、第１の油圧制御手段９２（図１）は、タイミングｔ０で図示されないタイマによる計時を開始して待機制御を開始し、油圧サーボＢ−４（図６）内のＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４の指令値Ｐｓ１を値Ｐ_１にする。次に、前記第１の油圧制御手段９２は、タイミングｔ１で前記指令値Ｐｓ１を値Ｐ_２にし、タイミングｔ３で待機制御を終了して初期制御を開始し、前記指令値Ｐｓ１をスウィープダウンする。
【００５１】
続いて、前記第１の油圧制御手段９２は、タイミングｔ４で初期制御を終了してイナーシャ相制御を開始し、前記指令値Ｐｓ１をスウィープダウンするとともに、タイミングｔ６でイナーシャ相制御を終了して完了制御を開始し、前記指令値Ｐｓ１を一定にする。
次に、フローチャートについて説明する。
ステップＳ１待機制御処理を行う。
ステップＳ２初期制御処理を行う。
ステップＳ３イナーシャ相制御処理を行う。
ステップＳ４完了制御処理を行う。
【００５２】
一方、第２の油圧制御手段は、タイミングｔ０で前記タイマによる計時を開始してサーボ起動制御を開始し、タイミングｔ１で油圧サーボＢ−５内のＢ５コントロール圧Ｐ_Ｂ５の指令値Ｐｓ２を値Ｐ_３にし、タイミングｔ２で指令値Ｐｓ２をスウィープダウンし、値Ｐ_４にする。
次に、前記第２の油圧制御手段は、指令値Ｐｓ２をスウィープアップし、タイミングｔ３でサーボ起動制御を終了して係合制御を開始し、指令値Ｐｓ２を更にスウィープアップし、タイミングｔ４で係合制御を終了して係合トルク制御を開始し、前記指令値Ｐｓ２を更にスウィープアップする。そして、前記第２の油圧制御手段は、タイミングｔ５で入力軸回転数Ｎ_Ｃ１が上昇し始め、変速が開始されると、前記係合トルク制御を終了して係合イナーシャ制御を開始し、指令値Ｐｓ２をほぼ一定にする。続いて、前記第２の油圧制御手段は、タイミングｔ７で係合イナーシャ制御を終了して終期制御を開始し、指令値Ｐｓ２を一定にする。その後、前記第２の油圧制御手段は、タイミングｔ８で、入力軸回転数Ｎ_Ｃ１に基づいて算出されるギヤ比の変化が、変速に必要な変化量に対して設定された率に到達し、変速が終了すると、前記終期制御を終了して完了制御を開始し、前記指令値Ｐｓ２を更にスウィープアップした後、一定にする。
【００５３】
次に、フローチャートについて説明する。
ステップＳ１１サーボ起動制御処理を行う。
ステップＳ１２係合制御処理を行う。
ステップＳ１３係合トルク制御処理を行う。
ステップＳ１４係合イナーシャ制御処理を行う。
ステップＳ１５終期制御処理を行う。
ステップＳ１６完了制御処理を行う。
【００５４】
ところで、変速装置１３（図４）において、２速で第４ブレーキＢ４が解放されるとともに第５ブレーキＢ５が係合させられ、３速で第４ブレーキＢ４が係合させられるとともに第５ブレーキＢ５が解放される。したがって、ダウンシフトの３−２変速において第４ブレーキＢ４が解放されるとともに、第５ブレーキＢ５が係合させられ、掴（つかみ）変えが行われる。
【００５５】
そして、運転者が選速手段としての図示されないシフトレバーを操作してマニュアルで３−２変速を行う場合、図示されないエンジンがアクセルオンの状態からアクセルオフの状態になる。そして、それに伴って、エンジンによって発生させられたトルクが変速装置１３に入力されて図示されない駆動輪に伝達される状態から、逆に、駆動輪から伝達されたトルクが変速装置１３に入力されてエンジンに伝達される状態になる。
【００５６】
このとき、図１４に示されるように入力トルクＴ_Ｉは正から負に変化する。ここで、入力トルクＴ_Ｉが正であるときは、第４ブレーキＢ４のバンド８２による締付方向とブレーキドラム８１の回転方向とが一致し、摩擦係数μが大きいセルフエナジー状態が形成されるのに対して、入力トルクＴ_Ｉが負であるときは、前記バンド８２による締付方向とブレーキドラム８１の回転方向とが反対になり、摩擦係数μが小さいディエナジー状態が形成される。
【００５７】
したがって、油圧サーボＢ−４に供給されるＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４が一定にされたまま、セルフエナジー状態とディエナジー状態とが切り替わると、第４ブレーキＢ４による制動力が大きく変化してしまう。
そこで、前記第１の油圧制御手段９２は、マニュアルによる３−２変速が行われるときに、入力トルクＴ_Ｉに対応させて摩擦係数μを変化させ、ディエナジー状態において前記指令値Ｐｓ１を設定値だけ高くする。したがって、セルフエナジー状態とディエナジー状態とで第４ブレーキＢ４による制動力が等しくなるように指令値Ｐｓ１が設定される。
【００５８】
図１１は本発明の実施の形態におけるエンジントルクマップを示す図、図１２は本発明の実施の形態における入力トルクマップを示す図、図１３は本発明の実施の形態における摩擦係数マップを示す図、図１４は本発明の実施の形態における変速装置の動作を示すタイムチャートである。なお、図１３において、横軸に入力トルクＴ_Ｉを、縦軸に摩擦係数μを採ってある。
【００５９】
第１の油圧制御手段９２（図１）は、通常の３−２変速が行われる場合、図１０に示されるようなパターンでＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４の指令値Ｐｓ１を設定するが、マニュアルによる３−２変速が行われる場合、前記指令値Ｐｓ１のパターンを変更する。
そのために、前記第１の油圧制御手段９２は、エンジン回転数センサ７２（図７）によって検出されたエンジン回転数Ｎ_Ｅ、スロットル開度センサ７３によって検出されたスロットル開度θ、車速センサ７５によって検出された車速ｖ、及びレンジセンサ７７によって検出されたレンジを読み込む。
そして、前記第１の油圧制御手段９２は、メモリ７８に格納された図示されない車速線図マップを参照して、前記スロットル開度θ及び車速ｖに対応する変速段を選択し、該変速段に基づいて、３−２変速が行われるかどうかを判断する。また、前記第１の油圧制御手段９２は、前記スロットル開度θに基づいて、図示されないエンジンがアクセルオフの状態にあるかどうかを判断するとともに、レンジに基づいてマニュアルによる変速が行われたかどうかを判断する。
【００６０】
このようにして、マニュアルによる３−２変速が行われ、エンジンがアクセルオフの状態にあると判断すると、第１の油圧制御手段９２は、メモリ７８に格納された図１１に示されるエンジントルクマップを参照し、スロットル開度θ及びエンジン回転数Ｎ_Ｅに対応するエンジントルクＴ_Ｅを読み出す。
続いて、ＣＰＵ７１内の図示されない入力トルク算出手段は、メモリ７８に格納された図１２に示される入力トルクマップを参照し、トルクコンバータ１２（図４）によって決定される速度比γ１（トルクコンバータ１２の入力回転数を出力回転数で割った値）に対応するトルク比γ２を読み出し、入力トルクＴ_Ｉ
Ｔ_Ｉ＝γ２・Ｔ_Ｅ ……（１）
を算出する。
【００６１】
ところで、入力トルクＴ_Ｉは各変速段が達成されたときに係合させられる摩擦係合要素によって分担される。そして、第４ブレーキＢ４が分担するトルク、すなわち、第４ブレーキＢ４の分担係数をβとすると、第４ブレーキＢ４の分担トルクＴ_Ｂ４は、
Ｔ_Ｂ４＝Ｔ_Ｉ／β ……（２）
になる。
【００６２】
そして、油圧サーボＢ−４のピストン８３（図６）の面積をＳｐとし、第４ブレーキＢ４の係合が開始されるまでにピストン８３を移動させるための圧力、すなわち、ピストンストローク圧をＰ_ＰＴとすると、指令値Ｐｓ１は、
Ｐｓ１＝Ｐ_ＰＴ＋Ｔ_Ｂ４／（Ｓｐ・μ） ……（３）
になる。
【００６３】
そこで、前記入力トルク算出手段によって入力トルクＴ_Ｉが算出されると、前記第１の油圧制御手段９２は、メモリ７８に格納された図１３に示される摩擦係数マップを参照し、前記式（２）及び（３）に基づいて、指令値Ｐｓ１を算出する。
ここで、前記摩擦係数μは、入力トルクＴ_Ｉが正の値αより大きい場合に値μ１であり、入力トルクＴ_Ｉが負の値−αより小さい場合に値μ２であり、入力トルクＴ_Ｉが値α以下であり、かつ、値−α以上である場合に、値μ１、μ２間で補間、すなわち、線形補間される。すなわち、入力トルクＴ_Ｉが所定の領域に属する場合、摩擦係数μは一定の変化率で変化する。なお、前記値α、−α、μ１、μ２はあらかじめ設定される。
【００６４】
そして、前記線形補間によって、図１４に示されるように、待機制御において入力トルクＴ_Ｉが小さくなって値αになると、入力トルクＴ_Ｉが値−αになるまで、指令値Ｐｓ１は所定の小さい変化率で変化するパターンで徐々に変更され、大きくされる。
このように、セルフエナジー状態とディエナジー状態との境界を含む所定の領域において前記指令値Ｐｓ１が変更され、指令値Ｐｓ１が徐々に変化させられるので、エンジントルクＴ_Ｅの変動に伴って入力トルクＴ_Ｉが変動し、入力トルクＴ_Ｉが０になるタイミングｔ３１が変動しても、Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４の指令値Ｐｓ１がハンチングを起こすことがないので、Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４を安定させて発生させることができる。
【００６５】
また、前記所定の領域において前記指令値Ｐｓ１が徐々に大きくされると、前記Ｂ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４が次第に高くなり、セルフエナジー状態とディエナジー状態とで第４ブレーキＢ４による制動力を等しくすることができる。
そして、必要以上にＢ４コントロール圧Ｐ_Ｂ４が低くなって第４ブレーキＢ４による制動力が小さくなることがないので、第４ブレーキＢ４に滑りが生じることがなくなる。
【００６６】
本実施の形態においては、マニュアルによる３−２変速が行われるときに指令値Ｐｓ１のパターンが変更されるようになっているが、セルフエナジー状態とディエナジー状態とが切り替わる変速、例えば、マニュアルによる４−３変速が行われるときに指令値のパターンを変更することもできる。その場合、第３クラッチＣ３が解放されるとともに、第４ブレーキＢ４が係合させられるので、油圧サーボＣ−３に供給されるＣ３コントロール圧Ｐ_Ｃ３の指令値のパターンが変更される。
【００６７】
なお、本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨に基づいて種々変形させることが可能であり、それらを本発明の範囲から排除するものではない。
【００６８】
【発明の効果】
以上詳細に説明したように、本発明によれば、自動変速機の変速制御装置においては、バンドブレーキから成るブレーキと、該ブレーキを係脱させるための油圧サーボと、所定のコントロール圧を発生させ、該コントロール圧を前記油圧サーボに供給する油圧発生手段と、前記コントロール圧の指令値を発生させる油圧制御手段と、変速装置への入力トルクを算出する入力トルク算出手段とを有する。
【００６９】
そして、前記油圧制御手段は、前記ブレーキが係脱され、かつ、セルフエナジー状態とディエナジー状態とが切り替わる変速が行われるときに、セルフエナジー状態とディエナジー状態との境界を含む所定の領域を入力トルクに基づいて設定し、該入力トルクが正である状態をセルフエナジー状態とし、前記入力トルクが負である状態をディエナジー状態とし、セルフエナジー状態とディエナジー状態とで前記ブレーキの制動力を等しくするために、前記領域において前記指令値を所定のパターンで徐々に変更する指令値変更手段を備える。
この場合、油圧制御手段によって所定のコントロール圧の指令値が発生させられ、油圧発生手段によってコントロール圧が発生させられて油圧サーボに供給され、該油圧サーボによってブレーキが係脱される。
【００７０】
そして、セルフエナジー状態とディエナジー状態とが切り替わる変速が行われるときに、セルフエナジー状態とディエナジー状態との境界を含む所定の領域を入力トルクに基づいて設定し、該入力トルクが正である状態をセルフエナジー状態とし、前記入力トルクが負である状態をディエナジー状態とし、セルフエナジー状態とディエナジー状態とで前記ブレーキの制動力を等しくするために、前記領域において前記指令値が所定のパターンで徐々に変化させられる。
したがって、エンジントルクの変動に伴って入力トルクが変動しても、コントロール圧の指令値がハンチングを起こすことがないので、コントロール圧を安定させて発生させることができる。
【００７１】
また、セルフエナジー状態とディエナジー状態とが切り替わるときに、必要以上にコントロール圧が低くなってブレーキによる制動力が小さくなることがないので、ブレーキに滑りが生じることがなくなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態における自動変速機の変速制御装置の機能ブロック図である。
【図２】従来の変速装置の動作を示すタイムチャートである。
【図３】従来の変速装置における摩擦係数マップを示す図である。
【図４】本発明の実施の形態における自動変速機の概念図である。
【図５】本発明の実施の形態における自動変速機の作動表を示す図である。
【図６】本発明の実施の形態における油圧回路の要部を示す図である。
【図７】本発明の実施の形態における自動変速機の制御ブロック図である。
【図８】本発明の実施の形態における第１の油圧制御手段の動作を示すフローチャートである。
【図９】本発明の実施の形態における第２の油圧制御手段の動作を示すフローチャートである。
【図１０】本発明の実施の形態における第１、第２の油圧制御手段の動作を示すタイムチャートである。
【図１１】本発明の実施の形態におけるエンジントルクマップを示す図である。
【図１２】本発明の実施の形態における入力トルクマップを示す図である。
【図１３】本発明の実施の形態における摩擦係数マップを示す図である。
【図１４】本発明の実施の形態における変速装置の動作を示すタイムチャートである。
【符号の説明】
１１自動変速機
１３変速装置
７１ＣＰＵ
９１油圧発生手段
９２第１の油圧制御手段
９３指令値変更手段
Ｂ１〜Ｂ５第１〜第５ブレーキ
Ｂ−４油圧サーボ
Ｃ１〜Ｃ３第１〜第３クラッチ
Ｐ_Ｂ４Ｂ４コントロール圧
Ｐｓ１指令値
Ｔ_Ｉ入力トルク
μ 摩擦係数[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, in an automatic transmission, rotation generated by an engine is transmitted to a transmission via a torque converter, and the transmission is shifted to drive wheels. The transmission is provided with a gear unit composed of a plurality of gear elements. The gear unit is disengaged from frictional engagement elements such as clutches and brakes, and selectively outputs the rotation of the gear elements to provide a plurality of gears. Steps are to be achieved.
[0003]
When the driver operates the shift lever, each range such as a forward range, a neutral range, and a reverse range can be selected.
As the brake, a multi-plate brake having a brake panel and a brake disk is generally used, but a band brake is used in a place where a large braking torque is required. For example, a main transmission and a sub transmission are provided on two axes, and a first clutch C1, a second clutch C2, a first brake B1, a second brake B2, and a third brake B3 are provided in the main transmission. A third clutch C3, a fourth brake B4, and a fifth brake B5 are provided in the auxiliary transmission, and a band brake may be used as the fourth brake B4 in a transmission having the fifth highest gear.
[0004]
The band brake includes a band surrounding the outer periphery of the brake drum, one end of which is fixed to a predetermined location, and a hydraulic servo B-4. By supplying a predetermined hydraulic pressure to the hydraulic servo B-4, a hydraulic servo is provided. By moving the piston in B-4 forward and backward, the other end of the band is moved, and the brake drum is tightened or loosened.
[0005]
In the transmission, the fourth brake B4 is released and the fifth brake B5 is engaged in the second speed, and the fourth brake B4 is engaged and the fifth brake B5 is released in the third speed. . Therefore, the fourth brake B4 is released and the fifth brake B5 is engaged in the shift from the third speed to the second speed, that is, in the 3-2 shift.
[0006]
FIG. 2 is a time chart showing the operation of the conventional transmission, and FIG. 3 is a diagram showing a friction coefficient map in the conventional transmission. In FIG. 3, the horizontal axis indicates the input torque T._IAnd the vertical axis represents the friction coefficient μ.
In the figure, T_IIs the torque input to the transmission, that is, the input torque, and Ps1 is the B4 control pressure P_B4Command value, Ps2 is B5 control pressure P_B5Command value.
[0007]
In this case, as the 3-2 shift is performed, the fourth brake B4 is released, and the fifth brake B5 is engaged. For this purpose, the solenoid pressure generated by the solenoid valve is supplied to the control valve, and the control valve controls the B4 control pressure P_B4And B5 control pressure P_B5And the B4 control pressure P_B4And B5 control pressure P_B5Is supplied to the corresponding hydraulic servos B-4 and B-5 to perform direct control. Then, as shown in FIG. 2, the command value Ps1 is gradually lowered in a predetermined pattern to release the fourth brake B4, and the command value Ps2 is lowered in a predetermined pattern to engage the fifth brake B5. Is gradually raised.
[0008]
By the way, when the driver operates the shift lever to perform the 3-2 shift manually, the accelerator pedal is depressed, that is, from the accelerator on state, the accelerator pedal is not depressed, that is, the accelerator off state. State. Then, the torque generated by the engine is input to the transmission and transmitted to the drive wheels, and conversely, the torque transmitted from the drive wheels is input to the transmission and transmitted to the engine. State.
[0009]
At this time, the input torque T_IChanges from positive to negative. Here, the input torque T_IIs positive, the tightening direction of the band of the fourth brake B4 by the band coincides with the rotation direction of the brake drum, and a self-energy state with a large friction coefficient μ is formed, whereas the input torque T_IIs negative, the direction in which the band of the fourth brake B4 is tightened by the band and the direction in which the brake drum rotates are opposite, and a deenergized state in which the friction coefficient μ is small is formed.
[0010]
Therefore, the B4 control pressure P supplied to the hydraulic servo B-4_B4Is switched between the self-energy state and the de-energized state while maintaining the constant, the braking force by the fourth brake B4 greatly changes.
Therefore, when the manual 3-2 shift is performed, the input torque T_IAt a timing t11 when becomes 0, the friction coefficient μ is changed as shown in FIG. 3 to increase the command value Ps1 by the set value δ in the deenergized state. Therefore, the command value Ps1 is set so that the braking force by the fourth brake B4 is equal between the self-energy state and the de-energy state.
[0011]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional transmission, the input torque T is increased as the engine torque fluctuates._IFluctuates, the input torque T_IBecomes zero at time t11.
As a result, the command value Ps1 causes hunting and the B4 control pressure Ps_B4Cannot be generated stably, or the B4 control pressure P_B4, The braking force of the fourth brake B4 decreases, and the fourth brake B4 may slip.
[0012]
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention solves the problems of the conventional transmission, and can stably generate a control pressure supplied to a hydraulic servo, thereby preventing a brake from slipping. The purpose is to provide.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, in the shift control device for an automatic transmission according to the present invention, a brake including a band brake, a hydraulic servo for disengaging the brake, a predetermined control pressure are generated, and the control pressure is controlled by the hydraulic servo. And a hydraulic pressure control means for generating a command value of the control pressure, and an input torque calculation means for calculating an input torque to the transmission.
[0014]
Then, the hydraulic control means, when the shift is switched between the self-energy state and the de-energy state, the brake is disengaged, and a predetermined area including a boundary between the self-energy state and the de-energy state is determined. A state in which the input torque is positive is set to a self-energy state, a state in which the input torque is negative is set to a deenergized state, and the braking force of the brake is set in the self-energy state and the deenergized state. And a command value changing means for gradually changing the command value in a predetermined pattern in the area in order to equalize.
[0015]
In another shift control device for an automatic transmission according to the present invention, the command value changing means changes the command value in the area by linear interpolation.
In another embodiment of the present invention, the command value is calculated based on a friction coefficient of the brake, and the friction coefficient is changed in accordance with the input torque.
[0016]
In still another automatic transmission shift control device of the present invention, the shift is a downshift shift, and the brake is released with the shift.
In still another shift control device for an automatic transmission according to the present invention, in the shift, a predetermined friction engagement element is engaged with release of a brake.
[0017]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a functional block diagram of a shift control device for an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
In the drawing, B4 is a fourth brake as a brake composed of a band brake, B-4 is a hydraulic servo for engaging and disengaging the fourth brake B4, and 91 is a B4 control pressure P as a predetermined control pressure._B4And the B4 control pressure P_B4Is supplied to the hydraulic servo B-4, and 92 is the B4 control pressure P_B4Is a first hydraulic pressure control means for generating the command value Ps1.
[0018]
When the fourth brake B4 is disengaged and a shift is performed to switch between the self-energy state and the de-energy state, the first hydraulic control means 92 switches between the self-energy state and the de-energization state. A command value changing means 93 for gradually changing the command value in a predetermined area including the boundary is provided.
FIG. 4 is a conceptual diagram of the automatic transmission according to the embodiment of the present invention, and FIG. 5 is a diagram illustrating an operation table of the automatic transmission according to the embodiment of the present invention.
[0019]
In the figure, reference numeral 11 denotes an automatic transmission, and 12 denotes a torque converter for transmitting rotation in the direction of arrow A generated by driving an engine (not shown) to a transmission 13.
The torque converter 12 includes a pump impeller 15 connected to an output shaft 14 from which engine rotation is output, a turbine runner 17 connected to an input shaft 16 for inputting rotation to a transmission 13, and a one-way clutch 18. It includes a stator 19 mounted thereon, a lock-up clutch 20 that locks when a predetermined condition is satisfied and connects the output shaft 14 and the input shaft 16, and a damper device (not shown).
[0020]
The transmission 13 includes a main transmission 23 and an auxiliary transmission 24, and includes, as friction engagement elements, a first clutch C1, a second clutch C2, a third clutch C3, a first brake B1, a second brake B2, It has a third brake B3, a fourth brake B4, and a fifth brake B5.
The main transmission 23 has a planetary gear unit device including a double pinion planetary gear unit 25 and a simple planetary gear unit 26. The double pinion planetary gear unit 25 includes, as gear elements, a sun gear S1, a ring gear R1 disposed concentrically with the sun gear S1, pinions P1a and P1b meshed with the sun gear S1 and the ring gear R1; A carrier CR that rotatably supports the pinions P1a and P1b is provided. Further, the simple planetary gear unit 26 includes, as gear elements, a sun gear S2, a ring gear R2 disposed concentrically with the sun gear S2, a pinion P2 meshed with the sun gear S2 and the ring gear R2, and the pinion P2 rotatably. The carrier CR is provided for supporting. The carrier CR is common to the double pinion planetary gear unit 25 and the simple planetary gear unit 26.
[0021]
The sun gear S1 and the automatic transmission case 30 are connected via a first brake B1, and are connected via a second brake B2 and a first one-way clutch F1. The first brake B1, the second brake B2, and the first one-way clutch F1 are arranged in parallel with each other. The ring gear R1 and the automatic transmission case 30 are connected via a third brake B3 and a second one-way clutch F2 arranged in parallel with each other. Then, the carrier CR and the counter drive gear 31 are connected.
[0022]
On the other hand, the sun gear S2 and the input shaft 16 are connected via a second clutch C2, and the ring gear R2 and the input shaft 16 are connected via a first clutch C1.
The sub-transmission 24 includes a front planetary gear unit 33 and a rear planetary gear unit 34. The front planetary gear unit 33 is arranged along a counter drive shaft 32 disposed in parallel with the input shaft 16 to move the counter gear. The rear planetary gear unit 34 is disposed on the front side on the drive shaft 32 and on the rear side.
[0023]
The front planetary gear unit 33 includes, as gear elements, a sun gear S3, a ring gear R3 disposed concentrically with the sun gear S3, a pinion P3 meshed with the sun gear S3 and the ring gear R3, and rotatably supports the pinion P3. The carrier CR3 is provided. On the other hand, the rear planetary gear unit 34 includes, as gear elements, a sun gear S4, a ring gear R4 disposed concentrically with the sun gear S4, a pinion P4 meshed with the sun gear S4 and the ring gear R4, and a rotatable pinion P4. And a carrier CR4 for supporting the carrier CR4.
[0024]
The sun gears S3 and S4 are connected to each other via a connecting member 35. The connecting member 35 and the carrier CR3 are connected via a third clutch C3 and a connecting member 36. The machine case 30 is connected via the fourth brake B4. A counter driven gear 38 is formed on the outer periphery of the ring gear R3. The counter driven gear 38 and the counter drive gear 31 are meshed with each other so that the rotation of the main transmission 23 can be transmitted to the sub transmission 24. It has become.
[0025]
On the other hand, the carrier CR4 and the automatic transmission case 30 are connected via the fifth brake B5, and the ring gear R4 and the counter drive shaft 32 are connected.
Then, the output gear 41 fixed to the counter drive shaft 32 and the large ring gear 44 of the differential device 43 are meshed. The differential device 43 includes left and right side gears 45, 46, and pinions 47, 48 meshed with the respective side gears 45, 46, and distributes the rotation transmitted via the large ring gear 44 to the drive shaft 51, 52.
[0026]
Next, the operation of the automatic transmission 11 having the above configuration will be described.
In FIG. 5, N is the neutral range, 1ST is the first speed in the forward range, 2ND is the second speed in the forward range, 3RD is the third speed in the forward range, 4TH is the fourth speed in the forward range, 5TH is the fifth speed in the forward range, and REV. Indicates that the reverse range has been selected. Each of the ranges is selected by operating a speed selector such as a shift lever.
[0027]
In addition, ○ indicates a state in which the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the first brake B1, the second brake B2, the third brake B3, the fourth brake B4, and the fifth brake B5 are engaged. Shows the locked state of the first one-way clutch F1 and the second one-way clutch F2. Indicates a state in which the first brake B1 and the third brake B3 are engaged during engine braking.
[0028]
In the first speed of the forward range, the first clutch C1 and the fifth brake B5 are engaged, and the second one-way clutch F2 is locked. In this state, when the rotation of the input shaft 16 (FIG. 4) is transmitted to the ring gear R2 via the first clutch C1, the ring gear R1 tries to rotate in the reverse direction, but the ring gear R1 is connected to the second one-way clutch F2. , The sun gear S1 is idled in the reverse direction, and the carrier CR is rotated at a greatly reduced speed.
[0029]
When the rotation of the carrier CR is transmitted to the counter driven gear 38 via the counter drive gear 31 and the ring gear R3 is rotated in the reverse direction, the carrier CR4 is stopped by the fifth brake B5. It is further decelerated and rotated in the opposite direction. Therefore, the first-speed rotation is transmitted to the differential device 43 via the output gear 41, distributed by the differential device 43, and transmitted to the drive shafts 51 and 52.
[0030]
In the second speed of the forward range, the first clutch C1, the second brake B2, and the fifth brake B5 are engaged, and the first one-way clutch F1 is locked. In this state, when the rotation of the input shaft 16 is transmitted to the ring gear R2 via the first clutch C1, the sun gear S1 tries to rotate in the reverse direction, but the sun gear S1 is rotated by the second brake B2 and the first one-way clutch. Since the ring gear R1 is stopped by F1, the ring gear R1 is caused to idle in the forward direction, and the carrier CR is decelerated and rotated.
[0031]
When the rotation of the carrier CR is transmitted to the counter driven gear 38 via the counter drive gear 31 and the ring gear R3 is rotated in the reverse direction, the carrier CR4 is stopped by the fifth brake B5. It is greatly decelerated and rotated. Accordingly, the second-speed rotation is transmitted to the differential device 43 via the output gear 41, distributed by the differential device 43, and transmitted to the drive shafts 51 and 52.
[0032]
At the third speed in the forward range, the first clutch C1, the second brake B2, and the fourth brake B4 are engaged, and the first one-way clutch F1 is locked. In this state, when the rotation of the input shaft 16 is transmitted to the ring gear R2 via the first clutch C1, the sun gear S2 tries to rotate in the opposite direction, but the sun gear S1 is rotated by the second brake B2 and the first one-way clutch. Since the ring gear R2 is stopped by F1, the ring gear R2 is idled in the forward direction, and the carrier CR is decelerated and rotated.
[0033]
Then, in the auxiliary transmission 24, the sun gears S3 and S4 are stopped by the engagement of the fourth brake B4, so that the rotation of the carrier CR is rotated by the ring gear R3 via the counter drive gear 31 and the counter driven gear 38. The carrier CR3 and the ring gear R4 are accelerated and rotated. Therefore, the third-speed rotation is transmitted to the differential device 43 via the output gear 41, distributed by the differential device 43, and transmitted to the drive shafts 51 and 52.
[0034]
At the fourth speed in the forward range, the first clutch C1, the third clutch C3, and the second brake B2 are engaged, and the first one-way clutch F1 is locked. In this state, when the rotation of the input shaft 16 is transmitted to the ring gear R2 via the first clutch C1, the sun gear S2 tries to rotate in the opposite direction, but the sun gear S1 is rotated by the second brake B2 and the first one-way clutch. Since the ring gear R2 is stopped by F1, the ring gear R2 is idled in the forward direction, and the carrier CR is decelerated and rotated.
[0035]
When the third clutch C3 is engaged in the auxiliary transmission 24, the front planetary gear unit 33 and the rear planetary gear unit 34 are directly connected, so that the rotation of the carrier CR is controlled by the counter drive gear 31 and the counter driven gear. The power is directly transmitted to the output gear 41 via 38. Accordingly, the rotation at the fourth speed is transmitted to the differential device 43 via the output gear 41, distributed by the differential device 43, and transmitted to the drive shafts 51 and 52.
[0036]
At the fifth speed in the forward range, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, and the second brake B2 are engaged. In this state, in the main transmission 23, the first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged, so that the double pinion planetary gear unit 25 and the simple planetary gear unit 26 are directly connected. Is transmitted to the counter drive gear 31 as it is.
[0037]
When the third clutch C3 is engaged in the subtransmission 24, the front planetary gear unit 33 and the rear planetary gear unit 34 are directly connected, and thus transmitted to the counter driven gear 38 via the counter drive gear 31. The rotation is transmitted to the output gear 41 as it is. Therefore, the rotation at the fifth speed is transmitted to the differential device 43 via the output gear 41, distributed by the differential device 43, and transmitted to the drive shafts 51 and 52.
[0038]
The first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the first brake B1, the second brake B2, the third brake B3, the fourth brake B4, and the fifth brake B5 are all connected to a hydraulic circuit (not shown). A predetermined control pressure is supplied to the hydraulic servos C-1, C-2, C-3, B-1, B-2, B-3, B-4, and B-5, respectively. You can be made to be.
[0039]
Next, the hydraulic circuit will be described.
FIG. 6 is a diagram showing a main part of the hydraulic circuit according to the embodiment of the present invention.
In the figure, 61 is a predetermined line pressure P_LThe primary regulator valve 62 for generating the pressure P is supplied with a line pressure P supplied through an oil passage (not shown)._LTo adjust the solenoid modulator pressure P_MIs a solenoid modulator valve that generates
[0040]
And the solenoid modulator pressure P_MIs supplied to the solenoid valve SLT via the oil passage L-1. In the solenoid valve SLT, an electric signal is sent from a CPU (not shown) to the solenoid Sa, and the solenoid modulator pressure P is set in correspondence with the electric signal._MIs adjusted to the solenoid pressure P_SLTIs generated. The solenoid pressure P_SLTIs supplied to a B4 control valve 63 as a first control valve via an oil passage L-2. The solenoid valve SLT and the B4 control valve 63 constitute a hydraulic pressure generating means 91 (FIG. 1).
[0041]
On the other hand, the solenoid modulator pressure P_MIs supplied to the solenoid valve SLS via the oil passage L-3, an electric signal is sent from the CPU to the solenoid Sb in the solenoid valve SLS, and the solenoid modulator pressure P is set in accordance with the electric signal._MIs adjusted to the solenoid pressure P_SLSIs generated. The solenoid pressure P_SLSIs supplied to a B5 control valve 64 as a second control valve via an oil passage L-4.
[0042]
Further, the line pressure P_LIs supplied to the B4 control valve 63 via an oil passage L-5 and to the B5 control valve 64 via an oil passage L-6.
In the B4 control valve 63, the solenoid pressure P is applied to a control oil chamber 63a provided at one end._SLTIs supplied, the spool 63c is moved against the urging force of the spring 63b disposed at the other end. As a result, the line pressure P supplied through the oil passage L-5_LIs adjusted to B4 control pressure P_B4Is generated, and the B4 control pressure P_B4Is supplied to the first shift valve 65 via an oil passage L-7. The first shift valve 65 is switched by operating a shift solenoid valve (not shown) for shifting, so that the B4 control pressure P_B4Is supplied to the hydraulic servo B-4 via the oil passage L-9.
[0043]
The fourth brake B4 comprises a band brake, surrounds the outer periphery of the brake drum 81, includes a band 82 having one end 82a fixed at a predetermined position, and a hydraulic servo B-4. Pressure P_B4Is supplied, the piston 83 in the hydraulic servo B-4 is moved forward and backward, whereby the other end 82b of the band 82 is moved, and the brake drum 81 is tightened or loosened.
[0044]
In the B5 control valve 64, the solenoid pressure P is applied to a control oil chamber 64a provided at one end._SLSIs supplied, the spool 64c is moved against the urging force of the spring 64b disposed at the other end. As a result, the line pressure P supplied through the oil passage L-6_LIs adjusted to B5 control pressure P_B5Is generated, and the B5 control pressure P_B5Is supplied to the second shift valve 66 via the oil passage L-8. The second shift valve 66 is switched by operating a shift solenoid valve (not shown) for shifting, so that the B5 control pressure P_B5Is supplied to the hydraulic servo B-5 via the oil passage L-10.
[0045]
Next, the CPU will be described.
FIG. 7 is a control block diagram of the automatic transmission according to the embodiment of the present invention.
In the figure, 71 is a CPU, 72 is an engine speed sensor for detecting the engine speed, 73 is a throttle opening sensor for detecting the throttle opening, and 74 is the speed of the input shaft 16 (FIG. 4), that is, the input shaft. An input shaft speed sensor for detecting a speed, a speed sensor 75 for detecting a vehicle speed, an oil temperature sensor 76 for detecting an oil temperature, a range sensor 77 for detecting a selected range, a memory 78, SLT, SLS Is a solenoid valve.
[0046]
In performing a shift, vehicle running conditions such as a vehicle speed and a throttle opening are detected, and the CPU 71 selects a predetermined gear position based on the detected vehicle running conditions and generates a shift output. The shift output is constituted by electric signals supplied to the solenoids Sa (FIG. 6) and Sb.
By the way, the B4 control pressure P_B4And B5 control pressure P_B5The command values Ps1 and Ps2 are changed in a preset pattern corresponding to the timing of engagement and disengagement of the fourth brake B4 and the fifth brake B5, the structure of the hydraulic servos B-4 and B-5, and the like. Then, the input shaft rotation speed is changed in a pattern set in advance in accordance with the characteristics of engagement and disengagement of the hydraulic servos B-4 and B-5. Until the pressure is released to the B4 control pressure P based on the change in the input shaft speed detected by the input shaft speed sensor 74._B4Is feedback-controlled, and after the hydraulic servo B-4 is completely released, the B5 control pressure P is determined based on the change in the input shaft rotation speed detected by the input shaft rotation speed sensor 74._B5Is feedback controlled.
[0047]
The B4 control pressure P_B4And B5 control pressure P_B5Solenoid pressure P corresponding to_SLT, P_SLSIs calculated based on the following pressure regulation equation. K1 and K2 are constants.
P_SLT= K1 · P_B4+ K2
P_SLS= K1 · P_B5+ K2
And the solenoid pressure P_SLT, P_SLSAnd B4 control pressure P_B4And B5 control pressure P_B5Is created, and the pressure adjustment map is stored in the memory 78.
[0048]
Accordingly, the first hydraulic pressure control means 92 (FIG. 1) and the second hydraulic pressure control means (not shown) in the CPU 71 refer to the pressure regulation map to determine the B4 control pressure P_B4And B5 control pressure P_B5Solenoid pressures P corresponding to the respective command values Ps1 and Ps2_SLT, P_SLSAnd by referring to a current / pressure map (not shown) stored in the memory 78 in advance, the solenoid pressure P is calculated._SLT, P_SLSEach current i corresponding to_SLT, I_SLSIs calculated, and the calculated current i_SLT, I_SLSIs changed based on the change in the input shaft rotation speed and the like, and is supplied to each of the solenoids Sa and Sb as an electric signal.
[0049]
As a result, for example, the B4 control pressure P is applied to the hydraulic servos B-4 and B-5, respectively._B4And B5 control pressure P_B5Is supplied, and the fourth brake B4 and the fifth brake B5 are disengaged corresponding to the gear position.
Next, the operation of the first hydraulic control means 92 and the second hydraulic control means will be described.
[0050]
FIG. 8 is a flowchart showing the operation of the first hydraulic control unit in the embodiment of the present invention, FIG. 9 is a flowchart showing the operation of the second hydraulic control unit in the embodiment of the present invention, and FIG. 4 is a time chart illustrating an operation of first and second hydraulic control units in the embodiment.
First, the first hydraulic pressure control means 92 (FIG. 1) starts a time measurement by a timer (not shown) at timing t0 to start standby control, and controls the B4 control pressure P in the hydraulic servo B-4 (FIG. 6)._B4Command value Ps1 to value P₁To Next, the first hydraulic control means 92 changes the command value Ps1 to the value P at the timing t1.₂At a timing t3, the standby control is ended, the initial control is started, and the command value Ps1 is swept down.
[0051]
Subsequently, the first hydraulic pressure control means 92 ends the initial control at the timing t4 to start the inertia phase control, sweeps down the command value Ps1, and ends the inertia phase control at the timing t6 to complete the operation. Control is started and the command value Ps1 is made constant.
Next, the flowchart will be described.
Step S1 A standby control process is performed.
Step S2 Perform an initial control process.
Step S3: Perform an inertia phase control process.
Step S4: Perform a completion control process.
[0052]
On the other hand, the second hydraulic pressure control means starts the timing by the timer at the timing t0 to start the servo activation control, and at the timing t1, the B5 control pressure P5 in the hydraulic servo B-5._B5Command value Ps2 to value P₃The command value Ps2 is swept down at the timing t2, and the value P₄To
Next, the second hydraulic control means sweeps up the command value Ps2, ends the servo activation control at timing t3, starts engagement control, further sweeps up the command value Ps2, and engages at timing t4. The combined control is ended, the engagement torque control is started, and the command value Ps2 is further swept up. Then, the second hydraulic pressure control means controls the input shaft rotation speed N at timing t5._C1When the shift starts, the engagement torque control is ended and the engagement inertia control is started, and the command value Ps2 is made substantially constant. Subsequently, the second hydraulic control means ends the engagement inertia control at the timing t7, starts the end control, and keeps the command value Ps2 constant. Thereafter, at timing t8, the second hydraulic pressure control means determines that the input shaft speed N_C1When the change in the gear ratio calculated based on the speed reaches the rate set for the amount of change required for the shift, and when the shift is completed, the end control is terminated and the completion control is started, and the command value is changed. After sweeping up Ps2 further, it is kept constant.
[0053]
Next, the flowchart will be described.
Step S11 Servo start control processing is performed.
Step S12: An engagement control process is performed.
Step S13: An engagement torque control process is performed.
Step S14: An engagement inertia control process is performed.
Step S15: A termination control process is performed.
Step S16: A completion control process is performed.
[0054]
In the transmission 13 (FIG. 4), the fourth brake B4 is released and the fifth brake B5 is engaged in the second speed, and the fourth brake B4 is engaged in the third speed and the fifth brake B5 is engaged. Is released. Therefore, in the 3-2 shift of the downshift, the fourth brake B4 is released, and the fifth brake B5 is engaged, so that the grip is changed.
[0055]
Then, when the driver manually operates the shift lever (not shown) as the speed selecting means to perform the 3-2 shift manually, the engine (not shown) changes from the accelerator on state to the accelerator off state. Then, along with this, the torque transmitted from the drive wheels is input to the transmission 13 from the state where the torque generated by the engine is input to the transmission 13 and transmitted to the drive wheels (not shown). The state is transmitted to the engine.
[0056]
At this time, as shown in FIG._IChanges from positive to negative. Here, the input torque T_IIs positive, the tightening direction of the fourth brake B4 by the band 82 matches the rotation direction of the brake drum 81, and a self-energy state with a large friction coefficient μ is formed, whereas the input torque T_IIs negative, the direction of tightening by the band 82 and the direction of rotation of the brake drum 81 are opposite, and a deenergized state with a small friction coefficient μ is formed.
[0057]
Therefore, the B4 control pressure P supplied to the hydraulic servo B-4_B4Is switched between the self-energy state and the de-energized state while maintaining the constant, the braking force by the fourth brake B4 greatly changes.
Therefore, the first hydraulic control means 92 sets the input torque T when the 3-2 shift is performed manually._IThe command value Ps1 is increased by the set value in the de-energized state. Therefore, the command value Ps1 is set so that the braking force by the fourth brake B4 is equal between the self-energy state and the de-energy state.
[0058]
FIG. 11 is a diagram illustrating an engine torque map according to the embodiment of the present invention, FIG. 12 is a diagram illustrating an input torque map according to the embodiment of the present invention, and FIG. 13 is a diagram illustrating a friction coefficient map according to the embodiment of the present invention. FIG. 14 is a time chart showing the operation of the transmission according to the embodiment of the present invention. In FIG. 13, the horizontal axis represents the input torque T._IAnd the vertical axis represents the friction coefficient μ.
[0059]
When the normal 3-2 shift is performed, the first hydraulic pressure control means 92 (FIG. 1) controls the B4 control pressure P in a pattern as shown in FIG._B4Is set, the pattern of the command value Ps1 is changed when a manual 3-2 shift is performed.
For this purpose, the first hydraulic pressure control means 92 controls the engine speed N detected by the engine speed sensor 72 (FIG. 7)._E, The throttle opening θ detected by the throttle opening sensor 73, the vehicle speed v detected by the vehicle speed sensor 75, and the range detected by the range sensor 77.
Then, the first hydraulic pressure control means 92 refers to a vehicle speed diagram map (not shown) stored in the memory 78, selects a gear position corresponding to the throttle opening θ and the vehicle speed v, and Then, it is determined whether the 3-2 shift is performed. Further, the first hydraulic control means 92 determines whether an engine (not shown) is in an accelerator off state based on the throttle opening θ, and determines whether a manual shift has been performed based on the range. Judge.
[0060]
In this manner, when it is determined that the 3-2 shift is performed manually and the engine is in the accelerator-off state, the first hydraulic pressure control unit 92 stores the engine torque map stored in the memory 78 shown in FIG. And the throttle opening θ and the engine speed N_EEngine torque T corresponding to_ERead out.
Subsequently, the input torque calculation means (not shown) in the CPU 71 refers to the input torque map shown in FIG. 12 stored in the memory 78 and refers to the speed ratio γ1 (the torque converter 12) determined by the torque converter 12 (FIG. 4). (The value obtained by dividing the input rotation speed by the output rotation speed) is read out, and the input torque T_I
T_I= Γ2 · T_E                                      ...... (1)
Is calculated.
[0061]
By the way, the input torque T_IIs shared by the frictional engagement elements that are engaged when each gear is achieved. Then, assuming that the torque shared by the fourth brake B4, that is, the sharing coefficient of the fourth brake B4 is β, the shared torque T of the fourth brake B4_B4Is
T_B4= T_I/ Β (2)
become.
[0062]
Then, the area of the piston 83 (FIG. 6) of the hydraulic servo B-4 is defined as Sp, and the pressure for moving the piston 83 until the engagement of the fourth brake B4 is started, that is, the piston stroke pressure is P._PTThen, the command value Ps1 becomes
Ps1 = P_PT+ T_B4/ (Sp · μ) …… (3)
become.
[0063]
Therefore, the input torque T is calculated by the input torque calculating means._IIs calculated, the first hydraulic pressure control unit 92 refers to the friction coefficient map shown in FIG. 13 stored in the memory 78, and based on the equations (2) and (3), the command value Ps1 Is calculated.
Here, the friction coefficient μ is the input torque T_IIs larger than the positive value α, the value is μ1, and the input torque T_IIs smaller than the negative value -α, the value is μ2, and the input torque T_IIs less than or equal to the value α and greater than or equal to the value −α, interpolation is performed between the values μ1 and μ2, that is, linear interpolation is performed. That is, the input torque T_IBelongs to a predetermined area, the friction coefficient μ changes at a constant change rate. The values α, −α, μ1, and μ2 are set in advance.
[0064]
Then, by the linear interpolation, as shown in FIG._IBecomes smaller and becomes the value α, the input torque T_ICommand value Ps1 is gradually changed and increased in a pattern that changes at a predetermined small change rate until the value becomes -α.
As described above, the command value Ps1 is changed in a predetermined region including the boundary between the self-energy state and the de-energy state, and the command value Ps1 is gradually changed._EInput torque T_IFluctuates and the input torque T_IB4 control pressure P even if the timing t31 at which_B4Does not cause hunting, the B4 control pressure Ps_B4Can be generated stably.
[0065]
When the command value Ps1 is gradually increased in the predetermined region, the B4 control pressure P_B4Gradually increases, and the braking force of the fourth brake B4 can be made equal between the self-energy state and the de-energy state.
And B4 control pressure P more than necessary_B4Does not decrease and the braking force by the fourth brake B4 does not decrease, so that the fourth brake B4 does not slip.
[0066]
In the present embodiment, the pattern of the command value Ps1 is changed when the manual 3-2 shift is performed. However, the shift that switches between the self-energy state and the de-energy state, for example, a manual shift is performed. The command value pattern can be changed when the 4-3 shift is performed. In this case, since the third clutch C3 is released and the fourth brake B4 is engaged, the C3 control pressure P supplied to the hydraulic servo C-3 is increased._C3Is changed.
[0067]
It should be noted that the present invention is not limited to the above-described embodiment, but can be variously modified based on the gist of the present invention, and they are not excluded from the scope of the present invention.
[0068]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the present invention, in a shift control device for an automatic transmission, a brake composed of a band brake, a hydraulic servo for disengaging the brake, and a predetermined control pressure are generated. A hydraulic pressure generating means for supplying the control pressure to the hydraulic servo; a hydraulic control means for generating a command value of the control pressure; and an input torque calculating means for calculating an input torque to the transmission.
[0069]
Then, the hydraulic control means, when the shift is switched between the self-energy state and the de-energy state, the brake is disengaged, and a predetermined area including a boundary between the self-energy state and the de-energy state is determined. A state in which the input torque is positive is set to a self-energy state, a state in which the input torque is negative is set to a deenergized state, and the braking force of the brake is set in the self-energy state and the deenergized state. And a command value changing means for gradually changing the command value in a predetermined pattern in the area in order to equalize.
In this case, a predetermined control pressure command value is generated by the hydraulic pressure control means, the control pressure is generated by the hydraulic pressure generation means and supplied to the hydraulic servo, and the brake is disengaged by the hydraulic servo.
[0070]
When a shift is performed to switch between the self-energy state and the de-energy state, a predetermined area including a boundary between the self-energy state and the de-energy state is set based on the input torque, and the input torque is positive. The state is a self-energy state, the state in which the input torque is negative is a de-energy state, and in order to make the braking force of the brake equal between the self-energy state and the de-energy state, the command value is a predetermined value in the region. It can be changed gradually with a pattern.
Therefore, even if the input torque fluctuates with the fluctuation of the engine torque, the control pressure command value does not cause hunting, and thus the control pressure can be generated stably.
[0071]
Further, when switching between the self-energy state and the de-energized state, the control pressure is not excessively reduced and the braking force by the brake is not reduced, so that the brake does not slip.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a functional block diagram of a shift control device for an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a time chart showing an operation of a conventional transmission.
FIG. 3 is a diagram showing a friction coefficient map in a conventional transmission.
FIG. 4 is a conceptual diagram of an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a diagram showing an operation table of the automatic transmission according to the embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a diagram showing a main part of a hydraulic circuit according to the embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a control block diagram of the automatic transmission according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a flowchart showing an operation of a first hydraulic control unit in the embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a flowchart illustrating an operation of a second hydraulic control unit according to the embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a time chart showing the operation of the first and second hydraulic control means in the embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a diagram showing an engine torque map according to the embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a diagram showing an input torque map according to the embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a diagram showing a friction coefficient map according to the embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a time chart illustrating an operation of the transmission according to the embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
11 Automatic transmission
13 Transmission
71 CPU
91 Hydraulic pressure generating means
92 First hydraulic control means
93 Command value changing means
B1 to B5 First to fifth brakes
B-4 Hydraulic servo
C1 to C3 first to third clutches
P_B4        B4 control pressure
Ps1 command value
T_I    Input torque
μ Coefficient of friction

Claims

A brake composed of a band brake, a hydraulic servo for disengaging the brake, hydraulic control means for generating a predetermined control pressure and supplying the control pressure to the hydraulic servo, and generating a command value for the control pressure A hydraulic control means for controlling the transmission and an input torque calculating means for calculating an input torque to the transmission , wherein the hydraulic control means is configured to disengage the brake and to switch between a self-energy state and a de-energy state. Is performed, a predetermined area including a boundary between the self-energy state and the de-energy state is set based on the input torque, a state where the input torque is positive is set to the self-energy state, and the input torque is negative. braking force of the brake in a certain state and di Energy state, the self-energy state and di Energy state To equalize, the shift control device for an automatic transmission, characterized in that it comprises a command value changing means for gradually changing the command value with a predetermined pattern in said region.

Before SL command value changing means, a shift control system for an automatic transmission according to claim 1, modified by linear interpolation before SL command value each said region smell.

The shift control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the command value is calculated based on a friction coefficient of the brake, and the friction coefficient is changed in accordance with an input torque.

The shift control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the shift is a downshift, and the brake is released with the shift.

The shift control device for an automatic transmission according to claim 4, wherein in the shift, a predetermined friction engagement element is engaged with release of a brake.