JP3810024B2

JP3810024B2 - Shift control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3810024B2
Application number: JP07392596A
Authority: JP
Inventors: 関根　　登; 修一藤本; 和美佐藤; 久史國井; 能行浦; 貴通嶋田
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1995-04-03
Filing date: 1996-03-28
Publication date: 2006-08-16
Anticipated expiration: 2016-03-28
Also published as: JPH08334169A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は車両用等に用いられる自動変速機（自動変速を行う無段変速機を含む）に関し、さらに詳しくは、ニュートラルレンジから走行レンジに切り換えたときの変速制御を行う変速制御装置に関する。なお、ここではニュートラルレンジから走行レンジ（前進レンジもしくは後進レンジ）への切換制御をインギヤ制御と称する。
【０００２】
【従来の技術】
自動変速機は複数のギヤ列を有して構成され、このギヤ列により構成される複数の動力伝達経路を、クラッチ、ブレーキ等といった摩擦係合要素を油圧等により係合させて選択し、変速を行わせるようになっている。ここで、変速を行わせると動力伝達経路が切り換えられ、変速比が変化するため、これを急激に行ったのでは変速ショックが生じるという問題がある。このため、従来から摩擦係合要素の係合を調整してショックの無いスムーズな変速を行わせるための種々の工夫がなされている。
【０００３】
このような変速ショックのうち、シフトレバーがニュートラル位置に位置してニュートラルレンジが設定されている状態で、シフトレバーを前進（もしくは後進）レンジ位置に切り換えて前進（もしくは後進）レンジを設定する場合（すなわち、インギヤの場合）に生じる変速ショックが特に問題となりやすい。これは、インギヤ制御は、無負荷状態であるニュートラルレンジから前進レンジ（もしくは後進レンジ）に移行する制御であるが、このときの入力トルクは小さく、摩擦係合要素の係合容量の変化に対する伝達トルク変動比が大きいため、摩擦係合要素の係合制御はきわめてデリケートな制御が必要だからである。
【０００４】
このため、従来からインギヤ制御に関する様々な提案がなされており、一例を挙げれば、特開平６−１０９１３０号公報に開示の制御装置がある。この装置では、ニュートラルレンジから走行レンジへの切り換え指令が発生したときに、まず第１の切り換えステージを実行しソレノイドバルブデューティ比を大きくしてファーストクイックフィルを行い、次ぎに、第２の切り換えステージを実行し所定のデューティ比減少率でクラッチ供給圧を減少させ、完全係合直前になったらエンジン回転速度に基づいて定めたデューティ比により供給圧を最低にする第３の切り換えステージを実行するようになっている。
【０００５】
このような制御でファーストクイックフィルは、摩擦係合要素におけるピストンの油室内に作動油を充満させるとともに摩擦係合要素を係合直前の状態にする（係合直前の位置までピストンを移動させる）無効ストローク詰めを行うものであり、このファーストクイックフィルが適切に行われれば、スムーズなインギヤ制御を行うことができる。ところが、無効ストローク詰めが完了する前にファーストクイックフィルを終了して次の制御ステージに移行すると、残りの無効ストローク詰めの時間が長くなりインギヤ遅れが生じるおそれがあり、逆に無効ストローク詰めが完了したのにファーストクイックフィルを継続すると摩擦係合要素の係合が急激となってインギヤショックが生じるおそれがある。
【０００６】
このようなことから、特開昭６３−２８０９２９号公報には、変速機の入力軸（トルクコンバータのタービン軸）の回転変化率が所定値以上となったときにフィリング完了と判断する装置が開示されている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、インギヤ時においてエンジン回転やトルクコンバータのタービン回転が常に一定回転であるとは限らず、むしろ変化することが多いため、このような変化によってタービン軸の回転変化率が所定値以上となることもある。このため、上記のようにタービン軸（変速機入力軸）の回転変化率のみに基づいてフィリング完了（もしくは無効ストローク詰め完了）の判断を行うと誤判断の可能性があるという問題がある。このような誤判断の下でインギヤ制御を行うと、インギヤ遅れやインギヤショックの発生に繋がるおそれがある。
【０００８】
なお、自動変速機は上記のようにギヤ列を有したものだけではなく、無段変速機構を有した自動変速機もある。このような無段変速機構を有する自動変速機においても、シフトレバー操作により、前進レンジ、ニュートラルレンジおよび後進レンジの切換設定が可能となっており、上記と同様なインギヤ制御の問題がある。
【０００９】
本発明はこのような問題に鑑みたもので、インギヤ制御に際して無効ストローク詰めの完了を正確に検出することができ、スムーズ且つ迅速なインギヤ制御を達成することができるような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。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
このような目的達成のため、本発明の変速制御装置は、エンジンの出力軸に繋がるカップリング手段と、このカップリング手段の出力軸に繋がる変速機構と、この変速機構において少なくとも走行レンジとニュートラルレンジとが設定可能な摩擦係合要素と、この摩擦係合要素の係合作動を制御する係合制御手段とを有して構成され、係合制御手段は摩擦係合要素の係合作動油圧を油圧指令信号に応じて制御することにより係合作動制御を行う。また、変速機構が変速比の異なる複数の動力伝達経路から構成され、摩擦係合要素が、複数の動力伝達経路のうちの少なくとも発進用変速段を選択設定するための第１の摩擦係合要素および高速側変速段を選択設定するための第２の摩擦係合要素からなる複数の摩擦係合要素を有して構成される。ここで、ニュートラルレンジから走行レンジへ切り換えられたときに、係合制御手段は、走行レンジ設定用の第１および第２の摩擦係合要素の係合作動油圧を所定高圧に設定して無効ストローク詰め制御を開始し、この無効ストローク詰め制御を開始した後、係合制御手段は、第１および第２の摩擦係合要素の係合作動油圧を所定高圧に設定した状態を所定時間継続した後に、第２の摩擦係合要素の係合作動油圧を所定高圧に設定した状態で、第１の摩擦係合要素の係合作動油圧を第１の摩擦係合要素が係合直前状態に保持されるように所定高圧より低い所定保持圧力に設定し、その後、係合制御手段は、カップリング手段の出力軸の回転変化率の絶対値が第１の所定変化率（ＲＮｔ（１））以上且つエンジンの回転速度とカップリング手段の出力軸の回転速度との差が第１の所定値（ΔＮ１）以上のときに第２の摩擦係合要素における無効ストローク詰め完了と判定し、第１の摩擦係合要素の係合作動油圧を所定保持圧力に設定した状態で、第２の摩擦係合要素における無効ストローク詰め制御を終了して、第２の摩擦係合要素の係合作動油圧を所定高圧より低い油圧に設定し、カップリング手段の出力軸の回転変化率の絶対値が第１の所定変化率より大きい第２の所定変化率（ＲＮｔ（２））以上且つエンジンの回転速度とカップリング手段の出力軸の回転速度との差が第１の所定値より大きい第２の所定値（ΔＮ２：ΔＮ２＞ΔＮ１）以上のときに第１の摩擦係合要素における無効ストローク詰め完了と判定し、第１の摩擦係合要素における無効ストローク詰め制御を終了して、第１の摩擦係合要素の係合作動油圧を所定高圧より低い油圧に設定する。
【００１１】
なお、カップリング手段としてトルクコンバータが用いられることが多いが、この場合には、トルクコンバータのタービン軸の回転変化率の絶対値が第１の所定変化率以上且つエンジンの回転速度とタービン軸の回転速度との差が第１の所定値以上のときに第２の摩擦係合要素における無効ストローク詰め完了と判定し、第１の摩擦係合要素の係合作動油圧を所定保持圧力に設定した状態で、第２の摩擦係合要素における無効ストローク詰め制御を終了し、タービン軸の回転変化率の絶対値が第２の所定変化率以上且つエンジンの回転速度とタービン軸の回転速度との差が第２の所定値以上のときに第１の摩擦係合要素における無効ストローク詰め完了と判定し、第１の摩擦係合要素における無効ストローク詰め制御を終了させる制御が行われる。
【００１２】
ニュートラルレンジから走行レンジへの切換が行われた場合、摩擦係合要素の係合に応じてカップリング出力軸（もしくはタービン軸）負荷が増加するため、一般的に、カップリング出力軸（タービン軸）回転が低下し、エンジン回転とカップリング出力軸（タービン軸）回転の差（トルクコンバータのスリップ回転数）が増加するということができる。しかしながら、インギヤ制御の際にエンジン回転は一定であるとは限らず、例えば、アクセルペダルから足を離した状態で、アクセルペダルを踏み込みながら、もしくはアクセルペダルを戻しながらインギヤ制御が行われたりすることもあり、このような場合には、各状態に応じてカップリング出力軸（タービン軸）回転の変化が異なる。
【００１３】
このため、カップリング出力軸（タービン軸）の回転変化率だけでは無効ストローク詰めの完了判断が難しい。但し、上記いずれの状態においても摩擦係合要素が係合開始してカップリング出力軸（タービン軸）負荷が増加し始めると上記回転の差（トルクコンバータのスリップ量）が増加する。本発明はこのようなことを鑑みたもので、本発明においては、カップリング出力軸（タービン軸）回転の変化率に加えて、エンジン回転数とカップリング出力軸（タービン軸）回転数の差、すなわち、トルクコンバータのスリップ量にも基づいて無効ストローク詰めの完了判断を行うようになっている。このため、アクセルペダルが上記いずれの状態であっても無効ストローク詰めが完了したか否かを的確に判断することができる。
【００１４】
エンジン回転が比較的細かく上下変動するような場合、カップリング（トルクコンバータ）を介した軸回転変動はエンジン回転変動に対して時間遅れが生じるため、エンジン回転変動とカップリング出力軸（タービン軸）回転変動の位相がずれてエンジン回転変動の山部分とカップリング出力軸（タービン軸）回転変動の谷部分が同時となり、エンジン回転数とカップリング出力軸（タービン軸）回転数の差が大きくなることがある。このため、エンジン回転数とカップリング出力軸（タービン軸）回転数の差のみに基づいて無効ストローク詰め完了判断を行うのも判断が不正確となるおそれがある。ところが、本発明では、カップリング出力軸（タービン軸）回転変化率も判断基準として用いているためこのような場合でも正確な判断が行われる。
【００１５】
なお、変速機構としては、ギヤ式自動変速機のように変速比の異なる複数の動力伝達経路から構成したものや、無段変速機構（例えば、金属Ｖベルト式無段変速機構）から構成したもの等がある。ギヤ式自動変速機の場合には、一般的にカップリング手段としてはトルクコンバータが用いられ、複数の動力伝達経路から所定の動力伝達経路を選択設定するための複数の摩擦係合要素を有する。また、無段変速機構の場合には、カップリング手段としては機械的なカップリング手段、流体継手、トルクコンバータ等が用いられ少なくともも走行レンジとニュートラルレンジとを設定可能な発進制御摩擦係合要素を有する。
【００１６】
なお、無効ストローク詰めのための高圧油圧指令信号を、ニュートラルレンジから走行レンジへ切り換えられたときから所定時間継続して出力される最大油圧指令信号と、この後、タービン軸の回転変化率の絶対値が所定変化率以上となり且つエンジンの回転速度とタービン軸の回転速度との差が所定値以上となるまで出力される中間油圧指令信号とから構成するのが好ましい。
このようにすれば、無効ストローク詰め完了時には中間油圧が設定されることとなり、無効ストローク詰め完了から次の制御ステージへの移行が多少ずれても、スムーズに次の制御に移行することができる。
【００１７】
ニュートラルレンジから走行レンジへ切り換えられたときに、高速側変速段を経由して発進用変速段が設定されるスクォートインギヤ制御が行われる場合には、高速側変速段の係合制御における無効ストローク詰め制御を、ニュートラルレンジから走行レンジへ切り換えられたときからタービン軸の回転変化率の絶対値が所定変化率以上となり且つエンジンの回転速度とタービン軸の回転速度との差が所定値以上となるまで最大油圧指令信号を出力する制御ステージから構成するのが望ましい。
【００１８】
このようなスクォート制御が行われる場合には、高速側変速段の係合制御のみならず発進用変速段における無効ストローク詰め制御も必要であり、両無効ストローク詰め完了をともに上記のようにして判断しても良い。
なお、この場合に、高速側変速段の無効ストローク詰め判断のためのタービン軸の回転変化率の絶対値の判定値およびエンジンの回転速度とタービン軸の回転速度との差の判定値は、発進用変速段の無効ストローク詰め判断のための判定値とは異なる値を用いることができる。
【００１９】
【実施例】
以下、図面を参照して本発明の好ましい実施例について説明する。
本発明に係る変速制御装置により変速制御がなされる自動変速機の動力伝達系構成の一例を図１に示している。
この変速機は、エンジン出力軸１に接続されたトルクコンバータ２と、このトルクコンバータ２のタービン軸に接続された変速機入力軸３とを有し、入力軸３の上にプラネタリ式変速機構が配設されている。
【００２０】
この変速機構は、変速機入力軸３の上に並列に配置された第１、第２および第３プラネタリギヤ列Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３を有する。各ギヤ列はそれぞれ、中央に位置する第１〜第３サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３と、これら第１〜第３サンギヤに噛合してその周りを自転しながら公転する第１〜第３プラネタリピニオンＰ１，Ｐ２，Ｐ３と、このピニオンを回転自在に保持してピニオンの公転と同一回転する第１〜第３キャリアＣ１，Ｃ２，Ｃ３と、上記ピニオンと噛合する内歯を有した第１〜第３リングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３とから構成される。
なお、第１および第２プラネタリギヤ列Ｇ１，Ｇ２はダブルピニオン型プラネタリギヤ列であり、第１および第２ピニオンＰ１，Ｐ２は、図示のようにそれぞれ２個のピニオンＰ１１，Ｐ１２およびＰ２１，Ｐ２２から構成される。
【００２１】
第１サンギヤＳ１は入力軸３に常時連結され、第１キャリアＣ１は第１ブレーキＢ１により固定保持可能であるとともに第２サンギヤＳ２と常時連結されている。第１リングギヤＲ１は第３クラッチＣＬ３を介して第１キャリアＣ１および第２サンギヤＳ２と係脱自在に連結されている。第２キャリアＣ２と第３キャリアＣ３とが常時連結されるとともに出力ギヤ４とも常時連結されている。第２リングギヤＲ２と第３リングギヤＲ３とは常時連結されており、これらが第２ブレーキＢ２により固定保持可能であるとともにワンウェイクラッチＢ３を介してケースに接続されて前進側駆動方向の回転に対してのみブレーキ作用を生じさせるようになっており、さらに、これらは第２クラッチＣＬ２を介して入力軸３と係脱可能に連結している。第３サンギヤＳ３は第１クラッチＣＬ１を介して入力軸と係脱可能に連結している。
また、入力回転センサー９ａと出力回転センサー９ｂとが図示のように配設されている。
【００２２】
以上のように構成した変速機において、第１〜第３クラッチＣＬ１〜ＣＬ３および第１，第２ブレーキＢ１，Ｂ２の係脱制御を行うことにより、変速段の設定および変速制御を行うことができる。具体的には、表１に示すように係脱制御を行えば、前進５速（１ＳＴ，２ＮＤ，３ＲＤ，４ＴＨ，５ＴＨ）、後進１速（ＲＥＶ）を設定できる。
【００２３】
なお、この表１において、１ＳＴにおける第２ブレーキＢ２に括弧を付けているが、これは第２ブレーキＢ２を係合させなくてもワンウェイクラッチＢ３の作用により１ＳＴ変速段が設定できるからである。すなわち、第１クラッチＣＬ１を係合させれば、第２ブレーキＢ２を係合させなくても１ＳＴ変速段の設定が可能である。但し、ワンウェイクラッチＢ３は駆動側とは逆の動力伝達は許容できず、このため、第２ブレーキＢ２が非係合状態であるときの１ＳＴはエンジンブレーキの効かない変速段となり、第２ブレーキＢ２を係合させればエンジンブレーキの効く変速段となる。なお、Ｄレンジの１ＳＴはエンジンブレーキの効かない変速段である。
【００２４】
【表１】

【００２５】
次に、第１〜第３クラッチＣＬ１〜ＣＬ３と第１，第２ブレーキＢ１，Ｂ２の係脱制御を行うための制御装置を図２〜図４に基づいて説明する。なお、図２〜図４は制御装置の各部を示し、これら三つの図により一つの制御装置を構成している。また、各図の油路のうち、終端に丸囲みのアルファベット（Ａ〜Ｙ）が付いているものは、他の図の同じアルファベットが付いた油路と繋がっていることを意味する。さらに、図における×印はその部分がドレンされていることを意味する。
【００２６】
この制御装置には油圧ポンプ１０から作動油が供給されており、この作動油がレギュレータバルブ２０によりライン圧Ｐ１に調圧されて油路１００に送られ、図示のように供給される。
この制御装置内には、このレギュレータバルブ２０の外に、運転席のシフトレバーに繋がり運転者のマニュアル操作により作動されるマニュアルバルブ２５と、６個のソレノイドバルブＳＡ〜ＳＦと、６個の油圧作動バルブ３０，３５，４０，４５，５０，５５と、４個のアキュムレータ７１〜７４とが配設されている。ソレノイドバルブＳＡ，ＳＣ，ＳＦはノーマルオープンタイプのバルブでソレノイドが通電オフのときにはこれらバルブは開放される。一方、ソレノイドバルブＳＢ，ＳＤ，ＳＥはノーマルクローズタイプのバルブでソレノイドが通電オフのときにはこれらバルブは閉止される。
【００２７】
なお、以下においては、バルブ３０をリデューシングバルブ、バルブ３５をＬ−Ｈシフトバルブ、バルブ４０をＦＷＤ圧スイッチングバルブ、バルブ４５をＲＥＶ圧スイッチングバルブ、バルブ５０をデリバリーバルブ、バルブ５５をリリーフバルブと称する。
【００２８】
上記マニュアルバルブ２５の作動と、ソレノイドバルブＳＡ〜ＳＦの作動とに応じて各バルブが作動され、変速制御が行われる。この場合での各ソレノイドバルブの作動とこの作動に伴い設定される速度段との関係は下記表２に示すようになる。この表２におけるＯＮ，ＯＦＦはソレノイドのＯＮ，ＯＦＦを表している。なお、この表２においてはソレノイドバルブＳＦの作動は表示していないが、このソレノイドバルブＳＦはリバース速度段設定時にライン圧を増圧するときに用いるものであり、変速段設定には使用されないものであるためである。
【００２９】
【表２】

【００３０】
上記制御について、以下に説明する。
まず、シフトレバーによりＤレンジ（前進側レンジ）が設定され、マニュアルバルブ２５のスプール２６がＤ位置に移動した場合を考える。図においては、スプール２６はＮ位置にあり、右端フック部がＤ位置まで右動されてスプール２６はＤ位置に位置する。このとき、ライン圧Ｐ１を有する作動油は、油路１００から分岐する油路１０１，１０２に送られ、ＦＷＤスイッチングバルブ４０のスプール溝を通って油路１０３からマニュアルバルブ２５に送られる。そして、スプール２６の溝を介して油路１１０および１２０に送られる。なお、油路１１０はこの状態ではＲＥＶスイッチングバルブ４５において閉塞されている。
【００３１】
油路１２０に送られたライン圧Ｐ１の作動油は、分岐油路１２１，１２２，１２３，１２４，１２５を介してそれぞれソレノイドバルブＳＦ，ＳＥ，ＳＤ，ＳＢ，ＳＡに供給される。油路１２０のライン圧Ｐ１はＬ−Ｈシフトバルブ３５の右端にも作用し、このバルブ３５のスプール３６を左動させる。油路１２０の分岐油路１２６はデリバリーバルブ５０の右側に繋がり、油路１２６から分岐する油路１２７はリリーフバルブ５５の左端に繋がり、このバルブ５５のスプール５６，５７を右動させる。
【００３２】
一方、油路１０３の分岐油路１０３ａはＦＷＤスイッチングバルブ４０の右端に繋がり、ライン圧Ｐ１によりスプール４１は左方に押圧される。油路１０３の分岐油路１０４は左動されたＬ−Ｈシフトバルブ３５のスプール３６の溝を介して油路１０５に送られ、ライン圧Ｐ１をＦＷＤスイッチングバルブ４０の左側に作用させる。油路１０４の分岐油路１０６はＲＥＶスイッチングバルブ４５の右端に繋がり、ライン圧Ｐ１によりそのスプール４６を左動状態で保持させる。
また、油路１０３の分岐油路１０７はソレノイドバルブＳＣに繋がり、ソレノイドバルブＳＣにもライン圧Ｐ１が供給される。
【００３３】
以上のように、ソレノイドバルブＳＡ〜ＳＦにはそれぞれライン圧Ｐ１が供給されており、このバルブの開閉制御によりライン圧Ｐ１を有した作動油の供給制御を行うことができる。
【００３４】
ここでまず、１ＳＴ変速段を設定する場合を説明する。なお、変速段の設定では表２に示すようにソレノイドバルブＳＦは関係しないので、ここではソレノイドバルブＳＡ〜ＳＥについてのみ考える。
１ＳＴでは、表２に示すように、ソレノイドバルブＳＣがオンで、それ以外がオフであり、ソレノイドバルブＳＡのみが開放され、他のソレノイドバルブは閉止される。ソレノイドバルブＳＡが開放されると、油路１２５から油路１３０にライン圧Ｐ１が供給され、油路１３０からＤ位置に位置したマニュアルバルブスプール２６の溝を通って油路１３１にライン圧Ｐ１が供給される。
【００３５】
油路１３１の分岐油路１３１ａはリリーフバルブ５５の右端に繋がっており、ライン圧Ｐ１がリリーフバルブ５５の右端に作用する。さらに、油路１３１から分岐する油路１３２を介してライン圧Ｐ１は第１クラッチＣＬ１に供給され、第１クラッチＣＬ１が係合される。なお、このクラッチ圧ＣＬ１変化は第１アキュムレータ７１により調整される。
【００３６】
なお、第２クラッチＣＬ２はリリーフバルブ５５（このときスプール５６，５７は右動状態）からソレノイドバルブＳＢを介してドレンに繋がり、第３クラッチＣＬ３はソレノイドバルブＳＣを介してドレンに繋がり、第１ブレーキＢ１はリリーフバルブ５５からソレノイドバルブＳＣを介してドレンに繋がり、第２ブレーキＢ２はマニュアルバルブ２５を介してドレンに繋がる。このため、第１クラッチＣＬ１のみが係合されて１ＳＴ速度段が設定される。
【００３７】
次に、２ＮＤ速度段を設定する場合を考える。このときには、１ＳＴの状態がソレノイドバルブＳＤがオフからオンに切り換わり、ソレノイドバルブＳＤも開放される。これにより、油路１２３から油路１４０にライン圧Ｐ１が供給され、スプール５６，５７が右動した状態のリリーフバルブ５５から油路１４１を介して第１ブレーキＢ１にライン圧Ｐ１を有した作動油が供給される。このため、第１クラッチＣＬ１および第１ブレーキＢ１がともに係合されて２ＮＤ速度段が設定される。
【００３８】
３ＲＤ速度段を設定するときには、ソレノイドバルブＳＣがオンからオフに切り換えられ、ソレノイドバルブＳＤがオフに戻される。ソレノイドバルブＳＤがオフに戻るため、第１ブレーキＢ１は開放される。ソレノイドバルブＳＣがオフに切り換わることにより、これが開放され、油路１０７からライン圧Ｐ１を有した作動油が油路１４５を介して第３クラッチＣＬ３に供給される。これにより第３クラッチＣＬ３が係合されて３ＲＤ速度段が設定される。
このとき同時に、油路１４５から分岐する油路１４６を介してライン圧Ｐ１がデリバリーバルブ５０の左側に作用し、油路１４７を介してライン圧Ｐ１がリリーフバルブ５５の右端に作用する。
【００３９】
４ＴＨ速度段を設定するときには、ソレノイドバルブＳＢをオフからオンに切換、ソレノイドバルブＳＣをオンに戻す。ソレノイドバルブＳＣがオンに戻されるため、第３クラッチＣＬ３は解放される。一方、ソレノイドバルブＳＢがオンに切り換わることにより、ソレノイドバルブＳＢが開放され、油路１２４からライン圧Ｐ１が油路１５０，１５１に供給され、右動したスプール５６の溝から油路１５２を介して第２クラッチＣＬ２にライン圧Ｐ１が供給される。このため、第２クラッチＣＬ２が係合されて４ＴＨ速度段が設定される。
【００４０】
５ＴＨ速度段を設定するときには、ソレノイドバルブＳＡをオフからオンに切り換えるとともにソレノイドバルブＳＣをオンからオフに切り換える。ソレノイドバルブＳＡがオフからオンに切り換わると、油路１３０へのライン圧Ｐ１の供給が遮断され、且つ第１クラッチＣＬ１はソレノイドバルブＳＡを介してドレンに繋がり、第１クラッチＣＬ１は解放される。一方、ソレノイドバルブＳＣがオフに切り換えられると、上述のように第３クラッチＣＬ３が係合され、この結果５ＴＨ速度段が設定される。
【００４１】
以上のようにして各クラッチ、ブレーキの係合制御が行われるのであるが、ここで、シフトレバーをＮからＤに操作して、Ｎレンジ（ニュートラルレンジ）からＤレンジ（前進レンジ）に切り換える場合の係合制御を図５に示すタイムチャートと図６〜図７に示すフローチャートに基づいて説明する。
【００４２】
フローチャートに示すように、制御装置内においては、ＮレンジからＤレンジへの切換の有無が検知されており（ステップＳ２）、Ｄレンジ切換でないときにはこの制御は行われない。Ｄレンジに切り換えられたことがステップＳ２において検出されると、ステップＳ４において、車速Ｖが所定車速ｂ（ほぼ零に近い値）より小さいか否かすなわちほぼ停止しているか否かが判断される。車速Ｖがほぼ零でないときにもこの制御は行われない。
【００４３】
ＮレンジからＤレンジへの切換が車速Ｖがほぼ零の状態で行われた場合には、ステップＳ６に進み、第１タイマー時間ｔ１をセットするとともに、図５にも示すように、ソレノイドバルブＳＡおよびソレノイドバルブＳＣをＯＦＦに切り換える（ステップＳ８）。この制御は、ステップＳ６においてセットされた第１タイマー時間ｔ１の間行われる（ステップＳ１０）。
【００４４】
これにより、ともにノーマルオープンタイプであるソレノイドバルブＳＡおよびＳＣは全開状態となり、第１および第３クラッチＣＬ１，ＣＬ３に急速に作動油が供給され、各ピストン油室に油を充満させるとともにピストンの無効ストローク分の移動を行わせる無効ストローク詰め作動が急速に開始される。
【００４５】
この状態が第１タイマーｔ１の設定時間だけ継続され、第１タイマーｔ１の設定時間が経過すると、ステップＳ１０からステップＳ１２に進み、ソレノイドバルブＳＣはＯＦＦのまま、ソレノイドバルブＳＡに中間デューティ比信号を出力する。なお、中間デューテイ比信号とは、クラッチを係合直前状態で保持するために必要とされる油圧を発生させるデューティ比信号である。これにより、第１クラッチＣＬ１への作動油供給が絞られるが、第３クラッチＣＬ３にはそのまま急速な供給が継続される。
【００４６】
この制御においては、エンジン回転数Ｎｅ，トルクコンバータのタービン回転数Ｎｔおよびタービン回転の変化率dNt/dtが検出されており、エンジン回転数Ｎｅとタービン回転数Ｎｔの差ΔＮ（＝Ｎｅ−Ｎｔ）が演算されている。そして、この差ΔＮが第１許容差ΔＮ１より大きくなり且つタービン回転の変化率dNt/dtの絶対値が第１許容率ＲＮt(1)より大きくなったとステップＳ１４，１６において判断されると、第３クラッチＣＬ３の無効ストローク詰めが完了したと判断し、ソレノイドバルブＳＡは中間デューティ比のまま、ソレノイドバルブＳＣを第１デューティ比に基づいて作動させる制御に移行する（ステップＳ１８）。この第１デューティ比は上記中間デューティ比より若干大きな値で、第３クラッチＣＬ３をある程度係合させることができる油圧を発生させるデューティ比である。これにより、第３クラッチＣＬ３は所定係合状態（緩やかな係合状態）で保持され、第３速段（３ＲＤ）が設定される。
【００４７】
さらにこの後、エンジン回転数Ｎｅとタービン回転数Ｎｔの差ΔＮが第２許容差ΔＮ２（ΔＮ２＞ΔＮ１）より大きくなり且つタービン回転の変化率dNt/dtの絶対値が第２許容率RNｔ(2)（RNｔ(2)＞RNｔ(1)）より大きくなったとステップＳ２０，２２において判断されると、第１クラッチＣＬ１の無効ストローク詰めが完了したと判断し、ステップＳ２４に進み、ソレノイドバルブＳＣは第１デューティ比制御のまま、ソレノイドバルブＳＡをフィードバックデューティ比制御に基づいて作動させる制御を開始する。なお、このフィードバックデューティ比制御は、タービン回転数Ｎｔおよびタービン回転数変化率dNt/dtを目標値としたフィードバック制御である。
【００４８】
このフィードバック制御は第１クラッチＣＬ１を徐々に係合させる制御であり、このことから分かるように、ステップＳ２４に移行する時点で、無効ストローク詰め制御から通常係合制御に移行する。
【００４９】
この後、タービン回転数Ｎｔが所定回転Ｎt(1)まで低下すると、ステップＳ２６からステップＳ２８に進み、ソレノイドバルブＳＡはフィードバックデューティ比制御のまま、ソレノイドバルブＳＣを第２デューティ比に基づいて作動させる。第２デューティ比は第３クラッチＣＬ３の係合油圧Ｐ(CL3) をさらに低下させるデューティ比であり、第３クラッチＣＬ３は徐々に解放され、第１速段に変速される。
【００５０】
そして、タービン回転変化率dNt/dtがほぼ零となったときに、ステップＳ３０からステップＳ３２に進んで、第２タイマーｔ２をセットし、ソレノイドバルブＳＣをＯＮにする（ステップＳ３４）。これにより第３クラッチＣＬ３は完全に解放される。第２タイマーｔ２は第１クラッチＣＬ１が完全に係合するまで待つためのもので、第２タイマーｔ２の設定時間が経過した時点でステップＳ３６からステップＳ３８に進み、ソレノイドバルブＳＣはＯＮのままソレノイドバルブＳＡをＯＦＦにして第１クラッチＣＬ１の係合油圧を最大にする。このとき、第１クラッチＣＬ１は完全係合状態であり、係合油圧が最大となっても変速ショックが発生することがない。
以上のようにして、インギヤスクォート制御がスムーズに行われる。
【００５１】
なお、図５の制御において、ソレノイドバルブＳＣをタービン回転の変化率dNt/dtの絶対値が所定許容率ＲＮt(s)より大きくなったときに第１デューティ比制御に移行させ、ソレノイドバルブＳＡをエンジン回転数Ｎｅとタービン回転数Ｎｔの差ΔＮが所定許容差ΔＮｓより大きくなったときに中間デューティ比制御からフィードバックデューティ比制御に移行させるように構成しても良い。この場合には、タービン回転の変化率dNt/dtの絶対値が所定許容率ＲＮt(s)より大きくなるとともにエンジン回転数Ｎｅとタービン回転数Ｎｔの差ΔＮが所定許容差ΔＮｓより大きくなったときに無効ストローク詰め制御から通常係合制御に移行することになる。
【００５２】
なお、上記実施例においては、高速側変速段（第３速段）を経由して発進側変速段（第１速段）を設定するインギヤスクォート制御を例にして説明したが、本発明はこれに限られるものではなく、ニュートラルレンジから直接発進側変速段を設定する場合にも本発明の装置を用いて制御を行うことができる。
【００５３】
また、上記実施例においては、複数のプラネタリギヤを用いて複数の動力伝達経路を構成し、これをクラッチ、ブレーキ等からなる摩擦係合要素により選択して自動変速を行うようになったギヤ式自動変速機について説明したが、本発明の制御装置はこのようなギヤ式自動変速機のみならず、図８および図９に示すような無段変速形式の自動変速機にも用いることができる。
【００５４】
以下、無段変速形式の自動変速機について簡単に説明する。まず、図８に示す自動変速機は、エンジンＥＮＧの出力軸２０１に接続されたトルクコンバータ２０２と、その出力軸に繋がれたダブルピニオンプラネタリギヤから構成される前後進切換機構２０５と、前後進切換機構２０５に繋がれた無段変速機構２１０とから構成される。トルクコンバータ２０２のタービン軸２０３に繋がる前後進切換機構２０５は前進用クラッチ２０６と後進用ブレーキ２０７を有し、前進用クラッチ２０６を係合させて前進レンジを設定（前進用動力伝達経路を選択）し、後進用ブレーキ２０７を係合させて後進レンジを設定（後進用動力伝達経路を選択）し、これら両者をともに解放してニュートラルレンジを設定することができる。
【００５５】
無段変速機構２１０は、それぞれ油圧力等によりプーリ幅が可変設定可能となったドライブプーリ２１１およびドリブンプーリ２１２と、これらプーリに掛けられた金属Ｖベルト２１３とから構成され、プーリ幅を可変設定して変速比を無段階に変更できる。
【００５６】
図９に示す自動変速機においては、エンジンＥＮＧの出力軸２０１にカップリング３０２を介して変速機入力軸３０３が接続され、この変速機入力軸３０３に上記と同様な前後進切換機構３０５が接続され、この前後進切換機構３０５に無段変速機構３１０が接続される。この自動変速機においては、無段変速機構３１０の出力軸３１４に発進クラッチ３１５が接続される。
【００５７】
この変速機においては、前進用クラッチ３０６を係合させて前進レンジを設定（前進用動力伝達経路を選択）し、後進用ブレーキ３０７を係合させて後進レンジを設定（後進用動力伝達経路を選択）し、発進クラッチ３１５を解放してニュートラルレンジを設定することができる。なお、この発進クラッチと同様なクラッチを図８の変速機に設けても良い。
【００５８】
このような無段変速形式の自動変速機においても、ニュートラルレンジから走行レンジ（前進レンジもしくは後進レンジ）への切換制御を上記実施例の場合と同様に行うことができる。このような制御の一例を図１０に示しており、この制御ではニュートラルレンジからＤレンジへの変速指令が出力されたときから発進クラッチ制御用のソレノイドバルブをＯＮ作動させての無効ストローク詰め制御を開始する。そして、エンジン回転数Ｎｅとタービン回転数Ｎｔの差ΔＮ（＝Ｎｅ−Ｎｔ）が第１許容差ΔＮ１より大きくなり且つタービン回転の変化率dNt/dtの絶対値が第１許容率ＲＮt(1)より大きくなったとステップＳ１４，１６において判断されると、第３クラッチＣＬ３の無効ストローク詰めが完了したと判断し、発進クラッチ制御用のソレノイドバルブを第１デューティ比に基づいて作動させる係合制御に移行する
【００５９】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、ニュートラルレンジから走行レンジへ切り換えられてインギヤ制御が行われるときには、まず走行レンジ設定用の摩擦係合要素の係合作動制御を無効ストローク詰めを含む複数の制御ステージから構成し、カップリング手段出力軸（もしくはトルクコンバータタービン軸）の回転変化率の絶対値が所定変化率以上且つエンジンの回転速度とカップリング出力軸（タービン軸）の回転速度との差が所定値以上のときに無効ストローク詰め完了と判定し、無効ストローク詰め制御を終了するように構成されているため、アクセルペダルの踏み込み状態の如何に拘らず、無効ストローク詰めが完了したか否かを正確に判断することができる。また、インギヤ制御中にエンジン回転がある程度上下変動するような場合でも無効ストローク詰めの完了を正確に判断することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る変速制御装置による変速制御が行われる自動変速機の構成を示す概略図である。
【図２】本発明に係る変速制御装置を構成する油圧回路図である。
【図３】本発明に係る変速制御装置を構成する油圧回路図である。
【図４】本発明に係る変速制御装置を構成する油圧回路図である。
【図５】本発明に係る変速制御装置による変速制御におけるソレノイドバルブの作動状態および各種変数の経時変化を示すグラフである。
【図６】本発明に係る変速制御装置による変速制御内容を表すフローチャートである。
【図７】本発明に係る変速制御装置による変速制御内容を表すフローチャートである。
【図８】本発明に係る変速制御装置による変速制御が行われる自動変速機の異なる例を示す概略図である。
【図９】本発明に係る変速制御装置による変速制御が行われる自動変速機のさらに異なる例を示す概略図である。
【図１０】図８もしくは図９に示す変速機の変速制御装置による変速制御における各種変数の経時変化を示すグラフである。
【符号の説明】
３変速機入力軸
４変速機出力ギヤ
１０油圧ポンプ
２０レギュレータバルブ
２５マニュアルバルブ
３０リデューシングバルブ
３５Ｌ−Ｈシフトバルブ
４０ＦＷＤスイッチングバルブ
４５ＲＥＶスイッチングバルブ
５０デリバリーバルブ
５５リリーフバルブ[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to an automatic transmission (including a continuously variable transmission that performs automatic shifting) used for vehicles and the like, and more particularly to a shift control device that performs shift control when switching from a neutral range to a traveling range. Here, switching control from the neutral range to the travel range (forward range or reverse range) is referred to as in-gear control.
[0002]
[Prior art]
The automatic transmission is configured to have a plurality of gear trains, and a plurality of power transmission paths constituted by the gear trains are selected by engaging friction engagement elements such as clutches and brakes by hydraulic pressure or the like. Is supposed to be done. Here, when the speed change is performed, the power transmission path is switched and the speed ratio is changed. Therefore, there is a problem that a speed change shock occurs if this is performed rapidly. For this reason, various devices have been conventionally used to adjust the engagement of the friction engagement elements to perform a smooth shift without a shock.
[0003]
Among such shift shocks, when the shift lever is in the neutral position and the neutral range is set, the shift lever is switched to the forward (or reverse) range position and the forward (or reverse) range is set. Shift shocks that occur in the case of in-gear are particularly problematic. In-gear control is control that shifts from the neutral range, which is an unloaded state, to the forward range (or the reverse range), but the input torque at this time is small, and transmission to changes in the engagement capacity of the friction engagement element is performed. This is because since the torque fluctuation ratio is large, the engagement control of the friction engagement element needs to be extremely delicate.
[0004]
For this reason, various proposals related to in-gear control have been made. For example, there is a control device disclosed in JP-A-6-109130. In this device, when a command to switch from the neutral range to the travel range is generated, the first switching stage is executed first, the solenoid valve duty ratio is increased to perform first quick fill, and then the second switching stage. To reduce the clutch supply pressure at a predetermined duty ratio reduction rate, and execute a third switching stage that minimizes the supply pressure with a duty ratio determined based on the engine speed immediately before complete engagement. It has become.
[0005]
With such control, the first quick fill fills the oil chamber of the piston in the friction engagement element with hydraulic oil and brings the friction engagement element into a state immediately before engagement (moves the piston to a position immediately before engagement). If the first quick fill is performed appropriately, smooth in-gear control can be performed. However, if the first quick fill is terminated before the invalid stroke filling is completed and the process proceeds to the next control stage, the remaining invalid stroke filling time may become longer and an in-gear delay may occur. However, if the first quick fill is continued, the engagement of the frictional engagement elements may become abrupt and an in-gear shock may occur.
[0006]
For this reason, Japanese Patent Application Laid-Open No. 63-280929 discloses an apparatus that determines that filling is complete when the rotational change rate of the input shaft of the transmission (turbine shaft of the torque converter) exceeds a predetermined value. Has been.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, during in-gear, the engine rotation and the turbine rotation of the torque converter are not always constant rotation, but rather change frequently, and such a change causes the rate of change in the rotation of the turbine shaft to exceed a predetermined value. There is also. For this reason, there is a problem that an erroneous determination may be made if the determination of the completion of filling (or the completion of invalid stroke filling) is made based only on the rotational change rate of the turbine shaft (transmission input shaft) as described above. If in-gear control is performed under such an erroneous determination, there is a risk of in-gear delay or in-gear shock.
[0008]
Note that the automatic transmission is not limited to the one having the gear train as described above, and there is an automatic transmission having a continuously variable transmission mechanism. Even in an automatic transmission having such a continuously variable transmission mechanism, the forward range, neutral range, and reverse range can be switched by operating the shift lever, and there is a problem in in-gear control similar to the above.
[0009]
The present invention has been made in view of such problems, and shift control of an automatic transmission that can accurately detect completion of invalid stroke filling during in-gear control and can achieve smooth and quick in-gear control. An object is to provide an apparatus.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, the speed change control device of the present invention includes a coupling means connected to the output shaft of the engine, a speed change mechanism connected to the output shaft of the coupling means, and at least a travel range and a neutral range in the speed change mechanism. And a friction engagement element that can be set, and an engagement control means for controlling the engagement operation of the friction engagement element. Engagement operation control is performed by controlling according to a hydraulic pressure command signal. In addition, the speed change mechanism is configured by a plurality of power transmission paths having different speed ratios, and the friction engagement element is a first friction engagement element for selectively setting at least a starting gear stage among the plurality of power transmission paths. And a plurality of friction engagement elements including a second friction engagement element for selectively setting the high speed side gear. Here, when the neutral range is switched to the travel range, the engagement control means is configured to set the first and second friction engagement elements for travel range setting. Person in charge Combined hydraulic pressure is set to a predetermined high pressure do it After starting the invalid stroke filling control, and after starting this invalid stroke filling control, the engagement control means And second Friction engagement element The engagement operating oil pressure is set to a predetermined high pressure After continuing for a predetermined time, In a state where the engagement hydraulic pressure of the second friction engagement element is set to a predetermined high pressure, The engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element is set to a predetermined holding pressure lower than a predetermined high pressure so that the first friction engagement element is held immediately before the engagement, and then the engagement control means The absolute value of the rotational change rate of the output shaft of the coupling means is not less than a first predetermined change rate (RNt (1)), and the difference between the rotational speed of the engine and the rotational speed of the output shaft of the coupling means is the first predetermined change rate. It is determined that the invalid stroke filling in the second friction engagement element is complete when the value (ΔN1) is equal to or greater than the value (ΔN1), and the second friction is set in a state where the engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element is set to a predetermined holding pressure. The invalid stroke filling control in the engagement element is terminated, the engagement hydraulic pressure of the second friction engagement element is set to a hydraulic pressure lower than a predetermined high pressure, and the absolute value of the rotation change rate of the output shaft of the coupling means is the first value. A second predetermined rate of change (R t (2)) or more and the difference between the rotational speed of the output shaft of the rotational speed and the coupling means of the engine is the first predetermined value greater than the second predetermined value (.DELTA.N2: .DELTA.N2> Δ N1) When it is above, it is determined that the invalid stroke filling in the first friction engagement element is completed, the invalid stroke filling control in the first friction engagement element is finished, and the engagement operation of the first friction engagement element is completed. The hydraulic pressure is set to a hydraulic pressure lower than a predetermined high pressure.
[0011]
A torque converter is often used as the coupling means. In this case, the absolute value of the rotational change rate of the turbine shaft of the torque converter is First More than a predetermined rate of change and the difference between the engine speed and the turbine shaft speed is First When the value is over the specified value In the second frictional engagement element It is determined that the invalid stroke is filled, In a state where the engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element is set to a predetermined holding pressure, the second friction engagement element End invalid stroke filling control The first friction engagement element when the absolute value of the rotational change rate of the turbine shaft is greater than or equal to a second predetermined change rate and the difference between the engine rotational speed and the turbine shaft rotational speed is greater than or equal to a second predetermined value. It is determined that invalid stroke filling has been completed at the end, and invalid stroke filling control for the first friction engagement element is terminated. Control is performed.
[0012]
When switching from the neutral range to the travel range, the coupling output shaft (or turbine shaft) load increases in accordance with the engagement of the friction engagement element. It can be said that the rotation decreases and the difference between the engine rotation and the coupling output shaft (turbine shaft) rotation (the slip rotation speed of the torque converter) increases. However, engine rotation is not always constant during in-gear control. For example, in-gear control may be performed while depressing the accelerator pedal or returning the accelerator pedal with the foot away from the accelerator pedal. In such a case, the change in the rotation of the coupling output shaft (turbine shaft) varies depending on each state.
[0013]
For this reason, it is difficult to judge the completion of invalid stroke filling only by the rotation change rate of the coupling output shaft (turbine shaft). However, in any of the above states, when the friction engagement element starts to be engaged and the coupling output shaft (turbine shaft) load starts to increase, the difference in rotation (slip amount of the torque converter) increases. The present invention has been made in view of the above, and in the present invention, in addition to the rate of change in the rotation of the coupling output shaft (turbine shaft), the difference between the engine rotational speed and the coupling output shaft (turbine shaft) rotational speed. In other words, the completion determination of invalid stroke filling is performed based on the slip amount of the torque converter. For this reason, it is possible to accurately determine whether or not the invalid stroke filling is completed in any state of the accelerator pedal.
[0014]
When the engine rotation fluctuates relatively finely, the shaft rotation fluctuation through the coupling (torque converter) is delayed with respect to the engine rotation fluctuation, so the engine rotation fluctuation and the coupling output shaft (turbine shaft) The phase of the rotational fluctuation is shifted, and the peak portion of the engine rotational variation and the valley portion of the coupling output shaft (turbine shaft) rotational variation become simultaneous, and the difference between the engine rotational speed and the coupling output shaft (turbine shaft) rotational speed increases. Sometimes. For this reason, it may be inaccurate to make the invalid stroke filling completion determination based only on the difference between the engine speed and the coupling output shaft (turbine shaft) speed. However, in the present invention, the coupling output shaft (turbine shaft) rotation rate of change is also used as a criterion for determination, so that accurate determination can be made even in such a case.
[0015]
The transmission mechanism is composed of a plurality of power transmission paths having different gear ratios, such as a gear type automatic transmission, or a continuously variable transmission mechanism (for example, a metal V-belt continuously variable transmission mechanism). Etc. In the case of a gear type automatic transmission, a torque converter is generally used as a coupling means, and has a plurality of friction engagement elements for selectively setting a predetermined power transmission path from a plurality of power transmission paths. In the case of a continuously variable transmission mechanism, a mechanical coupling means, a fluid coupling, a torque converter or the like is used as the coupling means, and at least a start control friction engagement element capable of setting a travel range and a neutral range Have
[0016]
Note that the high-pressure hydraulic command signal for filling the invalid stroke is the maximum hydraulic command signal that is output continuously for a predetermined time from when the neutral range is switched to the travel range, and then the absolute change rate of the turbine shaft rotation rate. It is preferable that the intermediate hydraulic pressure command signal is output until the value becomes a predetermined change rate or more and the difference between the engine speed and the turbine shaft speed becomes a predetermined value or more.
In this way, the intermediate hydraulic pressure is set when the invalid stroke filling is completed, and even if the shift from the completion of the invalid stroke filling to the next control stage is slightly shifted, the next control can be smoothly performed.
[0017]
When squat-in-gear control is performed in which the starting gear is set via the high speed gear when the neutral range is switched to the travel range, the invalid stroke in the engagement control of the high speed gear is performed. When the filling control is switched from the neutral range to the travel range, the absolute value of the rotational change rate of the turbine shaft becomes greater than or equal to a predetermined change rate, and the difference between the rotational speed of the engine and the rotational speed of the turbine shaft becomes greater than or equal to a predetermined value. It is desirable that the control stage output a maximum hydraulic pressure command signal.
[0018]
When such a squat control is performed, not only the engagement control for the high speed side gear stage but also the invalid stroke filling control for the starting gear stage is necessary, and the completion of both invalid stroke fillings is determined as described above. You may do it.
In this case, the determination value of the absolute value of the turbine shaft rotation change rate and the determination value of the difference between the rotation speed of the engine and the rotation speed of the turbine shaft for determining the invalid stroke filling of the high speed side gear are It is possible to use a value different from the determination value for determining invalid stroke filling of the gear shift stage.
[0019]
【Example】
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 shows an example of a power transmission system configuration of an automatic transmission that is controlled by a shift control device according to the present invention.
This transmission has a torque converter 2 connected to the engine output shaft 1 and a transmission input shaft 3 connected to the turbine shaft of the torque converter 2, and a planetary transmission mechanism is provided on the input shaft 3. It is arranged.
[0020]
This speed change mechanism has first, second and third planetary gear trains G1, G2, G3 arranged in parallel on the transmission input shaft 3. Each gear train has first to third sun gears S1, S2, S3 located at the center, and first to third planetary pinions P1 that mesh with these first to third sun gears and revolve around them. , P2, P3, first to third carriers C1, C2, and C3 that hold the pinion rotatably and rotate in the same manner as the revolution of the pinion, and first to third that have internal teeth that mesh with the pinion. It is comprised from ring gear R1, R2, R3.
The first and second planetary gear trains G1 and G2 are double pinion type planetary gear trains, and the first and second pinions P1 and P2 are each composed of two pinions P11, P12 and P21, P22 as shown in the figure. Is done.
[0021]
The first sun gear S1 is always connected to the input shaft 3, and the first carrier C1 can be fixed and held by the first brake B1 and is always connected to the second sun gear S2. The first ring gear R1 is detachably connected to the first carrier C1 and the second sun gear S2 via the third clutch CL3. The second carrier C2 and the third carrier C3 are always connected and the output gear 4 is always connected. The second ring gear R2 and the third ring gear R3 are always connected, and these can be fixedly held by the second brake B2 and are connected to the case via the one-way clutch B3 to prevent rotation in the forward drive direction. Only the braking action is produced, and these are detachably connected to the input shaft 3 via the second clutch CL2. The third sun gear S3 is detachably connected to the input shaft via the first clutch CL1.
An input rotation sensor 9a and an output rotation sensor 9b are arranged as shown.
[0022]
In the transmission configured as described above, it is possible to perform gear setting and shift control by performing engagement / disengagement control of the first to third clutches CL1 to CL3 and the first and second brakes B1 and B2. . More specifically, if engagement / disengagement control is performed as shown in Table 1, forward fifth speed (1ST, 2ND, 3RD, 4TH, 5TH) and reverse first speed (REV) can be set.
[0023]
In Table 1, parentheses are attached to the second brake B2 in 1ST because the 1ST shift stage can be set by the action of the one-way clutch B3 without engaging the second brake B2. That is, if the first clutch CL1 is engaged, the 1st gear position can be set without engaging the second brake B2. However, the one-way clutch B3 cannot allow power transmission opposite to that on the driving side. Therefore, 1ST when the second brake B2 is in the non-engaged state is a gear stage where the engine brake does not work, and the second brake B2 Is engaged, the gear stage is effective for engine braking. In addition, 1ST of D range is a gear stage in which an engine brake does not work.
[0024]
[Table 1]

[0025]
Next, a control device for performing engagement / disengagement control of the first to third clutches CL1 to CL3 and the first and second brakes B1 and B2 will be described with reference to FIGS. 2 to 4 show each part of the control device, and these three figures constitute one control device. Also, among the oil passages in each figure, those with a circled alphabet (A to Y) at the end means that they are connected to oil passages with the same alphabet in other figures. Furthermore, a cross in the figure means that the portion is drained.
[0026]
The control apparatus is supplied with hydraulic oil from the hydraulic pump 10, and the hydraulic oil is regulated to the line pressure P1 by the regulator valve 20 and sent to the oil passage 100, where it is supplied as shown.
In addition to the regulator valve 20, the control device includes a manual valve 25 connected to a shift lever in the driver's seat and operated by a driver's manual operation, six solenoid valves SA to SF, and six hydraulic pressures. Actuating

valves

30, 35, 40, 45, 50, and 55 and four accumulators 71 to 74 are disposed. Solenoid valves SA, SC, and SF are normally open type valves that are opened when the solenoid is energized. On the other hand, the solenoid valves SB, SD, SE are normally closed type valves and are closed when the solenoid is de-energized.
[0027]
In the following, the valve 30 is a reducing valve, the valve 35 is an LH shift valve, the valve 40 is an FWD pressure switching valve, the valve 45 is a REV pressure switching valve, the valve 50 is a delivery valve, and the valve 55 is a relief valve. Called.
[0028]
Each valve is operated in accordance with the operation of the manual valve 25 and the operation of the solenoid valves SA to SF, and shift control is performed. The relationship between the operation of each solenoid valve in this case and the speed stage set in accordance with this operation is as shown in Table 2 below. ON and OFF in Table 2 represent ON and OFF of the solenoid. Although the operation of the solenoid valve SF is not shown in Table 2, this solenoid valve SF is used for increasing the line pressure when the reverse speed stage is set, and is not used for setting the gear stage. Because there is.
[0029]
[Table 2]

[0030]
The above control will be described below.
First, consider a case where the D range (forward range) is set by the shift lever and the spool 26 of the manual valve 25 is moved to the D position. In the drawing, the spool 26 is at the N position, and the right end hook portion is moved to the D position to the right, and the spool 26 is positioned at the D position. At this time, the hydraulic oil having the line pressure P <b> 1 is sent to the

oil passages

101 and 102 branched from the oil passage 100, and is sent from the oil passage 103 to the manual valve 25 through the spool groove of the FWD switching valve 40. Then, the oil is sent to the

oil passages

110 and 120 through the groove of the spool 26. Note that the oil passage 110 is closed by the REV switching valve 45 in this state.
[0031]
The hydraulic oil having the line pressure P1 sent to the oil passage 120 is supplied to the solenoid valves SF, SE, SD, SB, and SA via the

branch oil passages

121, 122, 123, 124, and 125, respectively. The line pressure P1 in the oil passage 120 also acts on the right end of the LH shift valve 35, and causes the spool 36 of the valve 35 to move to the left. The branch oil passage 126 of the oil passage 120 is connected to the right side of the delivery valve 50, and the oil passage 127 branched from the oil passage 126 is connected to the left end of the relief valve 55, and the spools 56 and 57 of the valve 55 are moved to the right.
[0032]
On the other hand, the branch oil passage 103a of the oil passage 103 is connected to the right end of the FWD switching valve 40, and the spool 41 is pressed to the left by the line pressure P1. The branch oil passage 104 of the oil passage 103 is sent to the oil passage 105 via the groove of the spool 36 of the left-shifted LH shift valve 35, and the line pressure P1 is applied to the left side of the FWD switching valve 40. The branch oil passage 106 of the oil passage 104 is connected to the right end of the REV switching valve 45, and the spool 46 is held in the left-handed state by the line pressure P1.
Further, the branch oil passage 107 of the oil passage 103 is connected to the solenoid valve SC, and the line pressure P1 is also supplied to the solenoid valve SC.
[0033]
As described above, the solenoid valves SA to SF are respectively supplied with the line pressure P1, and the supply control of the hydraulic oil having the line pressure P1 can be performed by the opening / closing control of the valves.
[0034]
First, the case where the 1ST shift speed is set will be described. Note that, as shown in Table 2, the solenoid valve SF does not relate to the setting of the gear position, so only the solenoid valves SA to SE are considered here.
In 1ST, as shown in Table 2, the solenoid valve SC is on, the others are off, only the solenoid valve SA is opened, and the other solenoid valves are closed. When the solenoid valve SA is opened, the line pressure P1 is supplied from the oil passage 125 to the oil passage 130, and the line pressure P1 is applied to the oil passage 131 through the groove of the manual valve spool 26 located at the D position from the oil passage 130. Supplied.
[0035]
The branch oil passage 131a of the oil passage 131 is connected to the right end of the relief valve 55, and the line pressure P1 acts on the right end of the relief valve 55. Further, the line pressure P1 is supplied to the first clutch CL1 through the oil passage 132 branched from the oil passage 131, and the first clutch CL1 is engaged. The clutch pressure CL1 change is adjusted by the first accumulator 71.
[0036]
The second clutch CL2 is connected to the drain from the relief valve 55 (the spools 56 and 57 are in the right-handed state at this time) via the solenoid valve SB, and the third clutch CL3 is connected to the drain via the solenoid valve SC. The brake B1 is connected to the drain from the relief valve 55 via the solenoid valve SC, and the second brake B2 is connected to the drain via the manual valve 25. For this reason, only the first clutch CL1 is engaged and the 1ST speed stage is set.
[0037]
Next, consider a case where a 2ND speed stage is set. At this time, the state of 1ST switches the solenoid valve SD from OFF to ON, and the solenoid valve SD is also opened. Accordingly, the line pressure P1 is supplied from the oil passage 123 to the oil passage 140, and the operation having the line pressure P1 in the first brake B1 from the relief valve 55 in a state in which the spools 56 and 57 are moved to the right through the oil passage 141. Oil is supplied. Therefore, both the first clutch CL1 and the first brake B1 are engaged to set the 2ND speed stage.
[0038]
When setting the 3RD speed stage, the solenoid valve SC is switched from on to off, and the solenoid valve SD is returned to off. Since the solenoid valve SD returns to OFF, the first brake B1 is released. When the solenoid valve SC is switched off, the solenoid valve SC is opened, and hydraulic oil having the line pressure P1 is supplied from the oil passage 107 to the third clutch CL3 via the oil passage 145. As a result, the third clutch CL3 is engaged and the 3RD speed stage is set.
At the same time, the line pressure P1 acts on the left side of the delivery valve 50 via the oil passage 146 branched from the oil passage 145, and the line pressure P1 acts on the right end of the relief valve 55 via the oil passage 147.
[0039]
When setting the 4TH speed stage, the solenoid valve SB is switched from OFF to ON, and the solenoid valve SC is returned to ON. Since the solenoid valve SC is turned back on, the third clutch CL3 is released. On the other hand, when the solenoid valve SB is turned on, the solenoid valve SB is opened, the line pressure P1 is supplied from the oil passage 124 to the

oil passages

150 and 151, and the groove of the spool 56 that has moved to the right passes through the oil passage 152. Thus, the line pressure P1 is supplied to the second clutch CL2. Therefore, the second clutch CL2 is engaged and the 4TH speed stage is set.
[0040]
When setting the 5TH speed stage, the solenoid valve SA is switched from OFF to ON and the solenoid valve SC is switched from ON to OFF. When the solenoid valve SA is switched from OFF to ON, the supply of the line pressure P1 to the oil passage 130 is cut off, and the first clutch CL1 is connected to the drain via the solenoid valve SA, and the first clutch CL1 is released. . On the other hand, when the solenoid valve SC is switched off, the third clutch CL3 is engaged as described above, and as a result, the 5TH speed stage is set.
[0041]
The clutch and brake engagement control is performed as described above. Here, the shift lever is operated from N to D to switch from the N range (neutral range) to the D range (forward range). The engagement control will be described based on the time chart shown in FIG. 5 and the flowcharts shown in FIGS.
[0042]
As shown in the flowchart, the presence or absence of switching from the N range to the D range is detected in the control device (step S2), and this control is not performed when the D range is not switched. When it is detected in step S2 that the range has been switched to the D range, it is determined in step S4 whether or not the vehicle speed V is smaller than a predetermined vehicle speed b (a value close to zero), that is, whether or not the vehicle is almost stopped. . This control is not performed even when the vehicle speed V is not substantially zero.
[0043]
When the switching from the N range to the D range is performed in a state where the vehicle speed V is substantially zero, the process proceeds to step S6, the first timer time t1 is set, and the solenoid valve SA is also set as shown in FIG. Then, the solenoid valve SC is switched off (step S8). This control is performed for the first timer time t1 set in step S6 (step S10).
[0044]
As a result, the solenoid valves SA and SC, both of which are normally open, are fully opened, and hydraulic oil is rapidly supplied to the first and third clutches CL1 and CL3, filling each piston oil chamber with oil and disabling the pistons. The invalid stroke filling operation for moving the stroke is started rapidly.
[0045]
This state continues for the set time of the first timer t1, and when the set time of the first timer t1 elapses, the process proceeds from step S10 to step S12, the solenoid valve SC remains OFF, and an intermediate duty ratio signal is sent to the solenoid valve SA. Output. The intermediate duty ratio signal is a duty ratio signal for generating a hydraulic pressure required to hold the clutch in a state immediately before engagement. As a result, the supply of hydraulic oil to the first clutch CL1 is reduced, but the rapid supply of the third clutch CL3 is continued as it is.
[0046]
In this control, the engine speed Ne, the turbine speed Nt of the torque converter, and the turbine speed change rate dNt / dt are detected, and the difference ΔN (= Ne−Nt) between the engine speed Ne and the turbine speed Nt. Is calculated. When it is determined in steps S14 and S16 that the difference ΔN is greater than the first tolerance ΔN1 and the absolute value of the turbine rotation rate of change dNt / dt is greater than the first tolerance RNt (1), It is determined that the invalid stroke filling of the three-clutch CL3 has been completed, and the control shifts to control for operating the solenoid valve SC based on the first duty ratio while the solenoid valve SA remains at the intermediate duty ratio (step S18). The first duty ratio is a value slightly higher than the intermediate duty ratio and is a duty ratio that generates a hydraulic pressure that can engage the third clutch CL3 to some extent. As a result, the third clutch CL3 is held in a predetermined engagement state (slow engagement state), and the third speed (3RD) is set.
[0047]
Thereafter, the difference ΔN between the engine speed Ne and the turbine speed Nt becomes larger than the second tolerance ΔN2 (ΔN2> ΔN1), and the absolute value of the turbine rotation rate of change dNt / dt becomes the second tolerance RNt (2 ) (RNt (2)> RNt (1)) If it is determined in steps S20 and S22, it is determined that the invalid stroke filling of the first clutch CL1 has been completed, the process proceeds to step S24, and the solenoid valve SC is Solenoid valve SA remains in the first duty ratio control Feedback duty ratio Control to be activated based on the control is started. This feedback duty ratio control is feedback control with the turbine rotation speed Nt and the turbine rotation speed change rate dNt / dt as target values.
[0048]
This feedback control is a control for gradually engaging the first clutch CL1, and as can be seen from this, at the time of shifting to step S24, the control shifts from the invalid stroke filling control to the normal engagement control.
[0049]
Thereafter, when the turbine rotational speed Nt decreases to the predetermined rotational speed Nt (1), the process proceeds from step S26 to step S28, and the solenoid valve SC is operated based on the second duty ratio while the solenoid valve SA remains in the feedback duty ratio control. . The second duty ratio is a duty ratio that further reduces the engagement hydraulic pressure P (CL3) of the third clutch CL3. The third clutch CL3 is gradually released and shifted to the first gear.
[0050]
When the turbine rotation change rate dNt / dt becomes substantially zero, the process proceeds from step S30 to step S32, the second timer t2 is set, and the solenoid valve SC is turned on (step S34). As a result, the third clutch CL3 is completely released. The second timer t2 waits until the first clutch CL1 is completely engaged. When the set time of the second timer t2 has elapsed, the process proceeds from step S36 to step S38, and the solenoid valve SC remains ON and the solenoid The valve SA is turned off to maximize the engagement hydraulic pressure of the first clutch CL1. At this time, the first clutch CL1 is in a completely engaged state, and no shift shock occurs even when the engagement hydraulic pressure becomes maximum.
In-gear squat control is performed smoothly as described above.
[0051]
In the control of FIG. 5, the solenoid valve SC is shifted to the first duty ratio control when the absolute value of the turbine rotation change rate dNt / dt becomes larger than the predetermined allowable rate RNt (s), and the solenoid valve SA is turned on. It may be configured to shift from the intermediate duty ratio control to the feedback duty ratio control when the difference ΔN between the engine speed Ne and the turbine speed Nt becomes larger than a predetermined allowable difference ΔNs. In this case, when the absolute value of the turbine rotation rate of change dNt / dt becomes larger than the predetermined allowable rate RNt (s) and the difference ΔN between the engine speed Ne and the turbine rotational speed Nt becomes larger than the predetermined allowable difference ΔNs. Therefore, the control shifts from the invalid stroke filling control to the normal engagement control.
[0052]
In the above embodiment, the in-gear squat control in which the start side gear stage (first speed stage) is set via the high speed side gear stage (third speed stage) has been described as an example. However, the present invention is not limited to this, and control can be performed using the device of the present invention even when the starting shift stage is set directly from the neutral range.
[0053]
In the above-described embodiment, a plurality of planetary gears are used to form a plurality of power transmission paths, which are selected by friction engagement elements such as clutches and brakes, and automatic gear shifting is performed. Although the transmission has been described, the control device of the present invention can be used not only for such a gear type automatic transmission but also for a continuously variable automatic transmission as shown in FIGS.
[0054]
Hereinafter, a continuously variable automatic transmission will be briefly described. First, the automatic transmission shown in FIG. 8 includes a forward / reverse switching mechanism 205 including a torque converter 202 connected to the output shaft 201 of the engine ENG, a double pinion planetary gear connected to the output shaft, and a forward / reverse switching. And a continuously variable transmission mechanism 210 connected to the mechanism 205. The forward / reverse switching mechanism 205 connected to the turbine shaft 203 of the torque converter 202 has a forward clutch 206 and a reverse brake 207, and the forward clutch 206 is engaged to set a forward range (select a forward power transmission path). Then, the reverse brake 207 can be engaged to set the reverse range (select the reverse power transmission path), and both can be released to set the neutral range.
[0055]
The continuously variable transmission mechanism 210 is composed of a drive pulley 211 and a driven pulley 212 whose pulley width can be variably set by hydraulic pressure or the like, and a metal V belt 213 hung on these pulleys, and the pulley width is variably set. Thus, the gear ratio can be changed steplessly.
[0056]
In the automatic transmission shown in FIG. 9, a transmission input shaft 303 is connected to the output shaft 201 of the engine ENG via a coupling 302, and a forward / reverse switching mechanism 305 similar to the above is connected to the transmission input shaft 303. The continuously variable transmission mechanism 310 is connected to the forward / reverse switching mechanism 305. In this automatic transmission, a start clutch 315 is connected to the output shaft 314 of the continuously variable transmission mechanism 310.
[0057]
In this transmission, the forward clutch 306 is engaged to set the forward range (select the forward power transmission path), and the reverse brake 307 is engaged to set the reverse range (reverse power transmission path And the starting clutch 315 can be released to set the neutral range. A clutch similar to the starting clutch may be provided in the transmission shown in FIG.
[0058]
In such a continuously variable automatic transmission, the switching control from the neutral range to the travel range (forward range or reverse range) can be performed in the same manner as in the above embodiment. An example of such control is shown in FIG. 10. In this control, invalid stroke filling control is performed by turning on the solenoid valve for starting clutch control after a shift command from the neutral range to the D range is output. Start. Then, the difference ΔN (= Ne−Nt) between the engine speed Ne and the turbine speed Nt becomes larger than the first tolerance ΔN1, and the absolute value of the turbine rotation change rate dNt / dt is the first tolerance RNt (1). If it is determined in steps S14 and S16 that it has become larger, it is determined that the invalid stroke filling of the third clutch CL3 has been completed, and the engagement control for operating the solenoid valve for starting clutch control based on the first duty ratio is performed. Transition
[0059]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, when in-gear control is performed by switching from the neutral range to the travel range, first, the engagement operation control of the friction engagement elements for setting the travel range includes a plurality of invalid strokes. The absolute value of the rotational change rate of the coupling means output shaft (or torque converter turbine shaft) is equal to or greater than a predetermined change rate, and the rotational speed of the engine and the rotational speed of the coupling output shaft (turbine shaft) are It is determined that invalid stroke filling is completed when the difference is equal to or greater than the predetermined value, and invalid stroke filling control is terminated. Can be determined accurately. Even when the engine rotation fluctuates up and down to some extent during in-gear control, it is possible to accurately determine the completion of invalid stroke filling.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of an automatic transmission in which shift control is performed by a shift control device according to the present invention.
FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram constituting a shift control device according to the present invention.
FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram constituting the shift control device according to the present invention.
FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram constituting a shift control device according to the present invention.
FIG. 5 is a graph showing the operating state of a solenoid valve and changes over time of various variables in shift control by the shift control device according to the present invention.
FIG. 6 is a flowchart showing details of shift control by the shift control device according to the present invention.
FIG. 7 is a flowchart showing details of shift control by the shift control device according to the present invention.
FIG. 8 is a schematic diagram showing a different example of an automatic transmission in which shift control is performed by the shift control device according to the present invention.
FIG. 9 is a schematic view showing still another example of an automatic transmission in which shift control is performed by the shift control device according to the present invention.
10 is a graph showing temporal changes of various variables in the shift control by the shift control device of the transmission shown in FIG. 8 or FIG. 9;
[Explanation of symbols]
3 Transmission input shaft
4 Transmission output gear
10 Hydraulic pump
20 Regulator valve
25 Manual valve
30 Reducing valve
35 LH shift valve
40 FWD switching valve
45 REV switching valve
50 Delivery valve
55 Relief valve

Claims

And coupling means connected to an output shaft of an engine, a transmission mechanism connected to an output shaft of said coupling means, and frictional engagement elements and at least driving range and a neutral range can be set in the speed change mechanism, the frictional engagement elements A shift control device for an automatic transmission having engagement control means for controlling the engagement operation of
The engagement control means performs engagement operation control by controlling the engagement operation hydraulic pressure of the friction engagement element according to a hydraulic pressure command signal,
The speed change mechanism is composed of a plurality of power transmission paths having different speed ratios,
The friction engagement element is a first friction engagement element for selecting and setting at least a starting shift stage among the plurality of power transmission paths, and a second friction engagement for selectively setting a high speed side shift stage. A plurality of friction engagement elements composed of a combination element;
When switched from the neutral range to the drive range, the engagement control means sets the engagement actuation pressure of said first and second frictional engaging element for said driving range set at a predetermined pressure Start invalid stroke filling control,
After starting the invalid stroke filling control, the engagement control means, after the state in which the engagement hydraulic pressure of the first and second frictional engagement element is set to the predetermined pressure for the predetermined period, the first With the engagement hydraulic pressure of the second friction engagement element set to the predetermined high pressure, the first friction engagement element maintains the engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element in a state immediately before the engagement. Is set to a predetermined holding pressure lower than the predetermined high pressure,
Thereafter, the engagement control means has an absolute value of the rotational change rate of the output shaft of the coupling means equal to or greater than a first predetermined change rate (RNt (1)), and the engine rotational speed and the output of the coupling means. When the difference from the rotational speed of the shaft is equal to or greater than a first predetermined value (ΔN1), it is determined that the invalid stroke filling in the second friction engagement element is completed, and the engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element is determined. Is set to the predetermined holding pressure, the invalid stroke filling control in the second friction engagement element is terminated, and the engagement hydraulic pressure of the second friction engagement element is set to a hydraulic pressure lower than the predetermined high pressure. Set,
The absolute value of the rotational change rate of the output shaft of the coupling means is greater than or equal to a second predetermined change rate (RNt (2)) greater than the first predetermined change rate, and the rotational speed of the engine and the output of the coupling means. the difference between the rotational speed of the shaft is a first predetermined value greater than the second predetermined value (ΔN2: ΔN2> Δ N1) or more is determined to be invalid stroke clearing completion of the first friction engagement element when, In the automatic transmission, the invalid stroke filling control in the first friction engagement element is ended, and the engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element is set to be lower than the predetermined high pressure. Shift control device.

The coupling means comprises a torque converter, the absolute value of the rotational change rate of the turbine shaft of the torque converter is greater than or equal to the first predetermined change rate, and the difference between the rotational speed of the engine and the rotational speed of the turbine shaft is When it is determined that the invalid stroke filling in the second friction engagement element is completed when the first predetermined value or more, and the engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element is set to the predetermined holding pressure, End the invalid stroke filling control in the second friction engagement element;
The first value when the absolute value of the rotational change rate of the turbine shaft is not less than the second predetermined change rate and the difference between the rotational speed of the engine and the rotational speed of the turbine shaft is not less than the second predetermined value. 2. The shift control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein it is determined that the invalid stroke filling in the friction engagement element is completed, and the invalid stroke filling control in the first friction engagement element is terminated.