JP4275777B2

JP4275777B2 - Shift control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP4275777B2
Application number: JP25606198A
Authority: JP
Inventors: 貴通嶋田; 関根　　登
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1997-08-29
Filing date: 1998-08-26
Publication date: 2009-06-10
Anticipated expiration: 2018-08-26
Also published as: JPH11141675A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は自動変速機の変速制御装置に関し、より詳しくはシフトアップ時に現在段（前段）係合要素に供給する作動油圧を適正に制御するようにした車両用の自動変速機の変速制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動変速機は複数列のギヤ列を備え、そ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、ブレーキなどの係合要素を選択的に係合させて入力回転の変速を行わせる。そのような自動変速機は、現在段（前段）の動力伝達経路設定用の係合要素を解放すると共に、次段（行先段）の動力伝達経路設定用の係合要素を係合させて変速を行う。
【０００３】
変速をスムーズかつタイムラグなく行わせるためには、現在段および次段の係合要素の解放または係合タイミングを正確に設定すると共に、現在段および次段の係合要素の解放から完全係合に至るまでの制御を適正に行う必要がある。その意図から、例えば特開昭６２−２４６６５３号公報において変速指令発生後、現在段係合要素の作動油圧を低下させてスリップ制御してイナーシャを吸収する手法が提案されている。
【０００４】
しかしながら、従来技術で提案する手法によるとき、どの時点で現在段クラッチがスリップし始めたのか検出するのが困難である。そこで本出願人も特開平６−３０７５２４号あるいは特開平８−２７７９２１号公報などにおいて、現在段の制御期間を幾つかのステップに分け、現在段クラッチに供給する作動油圧を減圧し、次いでスロットル開度や機関トルクに基づいてクラッチのスリップ（滑り）をフィードバック制御する技術を提案している。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、現在段クラッチの状態、例えば、経時劣化、プレート温度あるいは変速状態などによってスリップ状態は変化し、目標値通りに油圧制御してもスリップ開始点は変化する。また、現在段クラッチが減圧によってスリップし始めると、クラッチの摩擦状態が変化するため、平均油圧を少し上げる必要があるが、このときクラッチのスリップを所定範囲に抑えて現在段の制御期間を短くすることができれば、クラッチの耐久性が向上し、次段制御にスムーズに連続させることができる。
【０００６】
従って、この発明の目的は、クラッチなどの係合要素の経時劣化などの変化の如何に関わらず、スリップ開始点を安定させて安定した変速制御を実現すると共に、係合要素のスリップを所定範囲に抑えて現在段の制御期間を短くし、よって係合要素の耐久性を向上させ、さらに次段制御にスムーズに連続させることができるようにした自動変速機の変速制御装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するために、請求項１項にあっては、入出力部材間に形成された複数の動力伝達経路と、前記動力伝達経路を選択的に設定する複数の係合要素と、前記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係合制御手段とを備え、シフトアップ信号に基づいて、前記複数の係合要素のうち現在段係合要素の作動油圧を低下させてスリップ制御しつつ開放させると共に、次段係合要素を係合させて現在段から次段へのシフトアップを行う自動変速機の変速制御装置において、前記現在段係合要素が第１目標スリップ率となるように油圧指令信号を決定する第１ステップ、前記現在段係合要素のスリップ率が第２目標スリップ率となるようにフィードバック制御する第２ステップ、前記第１ステップにおける前記現在段係合要素の実スリップ率を検出し、検出した実スリップ率の最大値と前記第２目標スリップ率との差から予め設定された特性に基づいて決定される補正値を用いて前記第１ステップの油圧指令信号を補正する油圧指令信号補正手段、および補正された前記油圧指令信号を次回のシフトアップ時の第１ステップの油圧指令信号として決定する次回油圧指令信号決定手段、を備える如く構成した。
【０００８】
これによって、クラッチなどの係合要素の経時劣化などの係合要素の状態の如何に関わらず、スリップ開始点を安定させ、よって安定した変速制御を実現すると共に、係合要素のスリップを所定範囲に抑えて現在段の制御期間を短くし、よってその耐久性を向上させ、かつ次段制御にスムーズに連続させることができる。
【０００９】
請求項２項にあっては、前記第２ステップの油圧指令値を前記第１ステップの油圧指令値より大きく決定する如く構成した。
【００１０】
これによって、上記した作用効果に加え、クラッチなどの係合要素の摩擦状態の変化に対して安定した変速制御を実現することができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面に即してこの発明の実施の形態を説明する。
【００１２】
図１は、この発明に係る自動変速機の制御装置の構成を示す概略説明図である。
【００１３】
自動変速機１はトルクコンバータ８を備え、トルクコンバータ８は内燃機関９ａの出力軸９に接続される。トルクコンバータ８のタービン（図示せず）は、変速機入力軸８ａに接続される。
【００１４】
自動変速機１は、変速機入力軸８ａ上に並列に配置された第１、第２および第３遊星歯車列Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３を有する。各遊星歯車列はそれぞれ、中央に位置する第１、第２、第３サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３と、これら第１、第２、第３サンギヤと噛み合ってその回りを自転しながら公転する第１、第２、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２、第３キャリアＣ１，Ｃ２，Ｃ３と、このピニオンと噛み合う内歯を有した第１、第２、第３リングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３とから構成される。
【００１５】
第１遊星歯車列Ｇ１および第２遊星歯車列Ｇ２はダブルピニオン式遊星歯車列であり、第１ピニオンＰ１および第２ピニオンＰ２は、図示のようにそれぞれ２個のピニオンギヤＰ１１，Ｐ１２と、Ｐ２１，Ｐ２２とから構成される。
【００１６】
第１サンギヤＳ１は入力軸に常時連結され、第１キャリアＣ１は常時固定される。第１リングギヤＲ１は第３クラッチＫ３を介して第２サンギヤＳ２に連結され、さらに第２サンギヤＳ２は第１ブレーキＢ１により固定保持可能とされる。第２キャリアＣ２は第３キャリアＣ３に連結されると共に、出力ギヤ８ｂに連結され、第２キャリアＣ２および第３キャリアＣ３の回転が、変速機の出力回転となる。
【００１７】
第２リングギヤＲ２は第３リングギヤＲ３と直結され、これら両リングギヤＲ２，Ｒ３は一体となって第２ブレーキＢ２により固定保持可能であり、かつ第２クラッチＫ２を介して変速機入力軸と係脱自在に連結される。第３サンギヤＳ３は第１クラッチＫ１を介して変速機入力軸と係脱自在に連結される。第２ブレーキＢ２と並列にワンウェイクラッチＯＷＣが配設される。
【００１８】
このように各要素（第１〜第３サンギヤＳ１〜Ｓ３、第１〜第３キャリアＣ１〜Ｃ３、および第１〜第３リングギヤＲ１〜Ｒ３）、変速機入力軸８ａおよび出力ギヤ８ｂを連結して構成した自動変速機において、第１〜第３クラッチＫ１〜Ｋ３および第１，第２ブレーキＢ１，Ｂ２を係脱制御することにより、変速段の設定および変速制御を行うことができる。
【００１９】
具体的には、表１に示すように係脱制御すれば、前進５速、即ち、１ＳＴ（１速）、２ＮＤ（２速）、３ＲＤ（３速）、４ＴＨ（４速）および５ＴＨ（５速）、後進１速（ＲＶＳ）からなる変速段を設定することができる。尚、各変速段での減速比（レシオ）は各ギヤの歯数により変化するが、表１にその一例を参考に示す。
【００２０】
【表１】

【００２１】
表１において、１ＳＴ（１速）における第２ブレーキＢ２にカッコを付しているが、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ＣＯＷにより駆動側の動力伝達がなされるからである。即ち、第１クラッチＫ１を係合させれば、第２ブレーキＢ２を係合させなくても、１ＳＴのギヤ比（変速比）での駆動側の動力伝達は可能であり、１ＳＴが設定される。
【００２２】
ただし、駆動側とは逆の動力伝達はできず、このため、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１ＳＴとなり、第２ブレーキＢ２が非係合のときはエンジンブレーキが効かない１ＳＴとなる。
【００２３】
かかる摩擦係合要素への油圧供給を制御するために、マイクロコンピュータからなるコントローラ２００が設けられる。
【００２４】
また、変速機入力軸８ａの近傍には磁気ピックアップからなる回転数センサ２０２と、同様に、出力ギヤ８ｂの近傍に配置されて変速機出力回転数が配置されて変速機入力回転数Ｎｉｎに比例した信号を出力すると共に、出力ギヤ８ｂの近傍には同様に磁気ピックアップからなる回転数センサ２０４が配置されて変速機出力回転数Ｎｏｕｔに比例した信号を出力する。
【００２５】
また、運転席近傍のシフトレバー２０８にはレンジセレクタスイッチ２０６が接続され、運転者が選択したギヤレンジに対応する信号を出力する。
【００２６】
さらに、内燃機関９ａのクランク軸（図示せず）の近傍にはクランク角センサ２１０が配置されて機関回転数ＮＥに比例した信号を出力すると共に、スロットル弁（図示せず）にはスロットル位置センサ２１２が接続されてスロットル開度θＴＨ（機関負荷）に比例した信号を出力する。
【００２７】
また、車両のドライブシャフト（図示せず）の付近には車速センサ２１４が配置され、自動変速速機１が搭載される車両の走行速度である車速Ｖに比例した信号を出力する。
【００２８】
これらセンサの出力は、コントローラ２００に入力される。
【００２９】
検出されたそれらパラメータに基づき、コントローラ２００は、ソレノイドバルブＳＡ〜ＳＥを励磁（通電あるいはオン）あるいは非励磁（非通電あるいはオフ）し、油圧制御回路３００において第１、第２、第３クラッチＫ１，Ｋ２，Ｋ３および第１、第２ブレーキＢ１，Ｂ２などの係合要素への油圧供給を制御する。油圧制御回路３００において油圧は５個の油圧センサＰＳ（後述）を介して検出され、その検出値もコントローラ２００に送られる。
【００３０】
続いて、上記した係合要素の係脱制御を行うための油圧制御回路３００を、図２および図３に基づいて説明する。尚、図２および図３はそれぞれ油圧制御回路の各部を表し、これら２つの図により１つの油圧制御装置を構成する。
【００３１】
尚、各図の油路で終端に丸囲みのアルファベットを付したものは、他方の図の同じ丸囲みアルファベットがついた油路と接続されることを表す。また、×印は、そのポートがドレンに開放することを示す。
【００３２】
ブレーキ、クラッチの作動制御は、図２の下部に示すタンクからポンプ１０（油圧源）により供給される作動油の油圧を利用して行われる。ポンプ１０から油路１２に吐出された高圧作動油は、レギュレータバルブ１４によって所定のライン圧に調圧される。
【００３３】
尚、ポンプ１０からの吐出油の一部はレギュレータバルブ１４から油路１６に送り出され、トルクコンバータのロックアップ制御用に供給される。尚、油路１８に送り出された作動油は、図示しないリリーフバルブを介してタンクに戻される。
【００３４】
上記の如くライン圧に調圧された油路１２の作動油は、変速制御のため、該当する各部に供給される。油圧回路には、シフトレバー２０８を介して運転者のマニュアル操作により作動させられるマニュアルバルブ２０と、そのマニュアル操作を検出したコントローラ２００によってデューティ比制御される５個のシフトソレノイドバルブＳＡ〜ＳＥと、それらマニュアルバルブ２０とシフトソレノイドバルブＳＡ〜ＳＥの作動に応じて作動する６個の油圧作動バルブ２２，２４，２６，２８，３０，３２と、４個のアキュムレータ３４，３６，３８，４０と、５個の油圧センサＰＳとが配設される。
【００３５】
尚、ソレノイドバルブＳＡおよびＳＣはノーマルオープンタイプのバルブであり、ソレノイドがオフのとき開放される。一方、ソレノイドバルブＳＢ，ＳＤおよびＳＥはノーマルクローズタイプのバルブであり、ソレノイドへの通電がオフのとき閉止される。
【００３６】
上記したバルブ２０，ＳＡ〜ＳＥ，２２，２４，２６，２８，３０，３２による作動油の供給制御により、変速制御およびトルクコンバータのロックアップクラッチの作動制御がなされるが、各ソレノイドバルブＳＡ〜ＳＥの作動とこの作動に伴い設定される速度段との関係は、表２に示すようになる。尚、この表２におけるオン・オフは各ソレノイドバルブＳＡ〜ＳＥに備えられる電磁ソレノイドのオン・オフを表す。オンのときは、デューティ比制御がなされる。
【００３７】
【表２】

【００３８】
変速制御について以下説明する。まず、シフトレバーによりＤレンジが選択され、マニュアルバルブ２０のスプール２０ａがＤ位置に移動した場合を説明する。図３において、スプール２０ａの右先端フック部がＤ（３，２）で示す位置まで右動されてスプール２０ａがＤ位置になると、ライン圧に調圧された作動油が供給される油路１２は油路４２と連通する。
【００３９】
油路１２はソレノイドバルブＳＣに接続され、油路４２はソレノイドバルブＳＥに接続されることから、ソレノイドバルブＳＣおよびソレノイドバルブＳＥには常時ライン圧が作用する。さらに、油路４２はソレノイドバルブＳＡにも接続されることから、ソレノイドバルブＳＡにも常時ライン圧が作用する。尚、この明細書で左右、上下などの方向は添付図面における方向を示す意味で使用する。
【００４０】
油路１２から分岐した油路１２ａはリバースプレッシャスイッチングバルブ２２の右端油室に、油路１２から分岐した油路１２ｂはプレッシャリリースバルブ２４の左端油室に、油路４２から分岐した油路４２ａはアウトギヤコントロールバルブ２６の右端油室にそれぞれ接続される。そのため、リバースプレッシャスイッチングバルブ２２およびアウトギヤコントロールバルブ２６は左方に、プレッシャリリースバルブ２４は右方にライン圧で常時押圧される。
【００４１】
Ｄレンジが選択された場合、機関負荷（スロットル開度θＴＨ）および車速Ｖに応じて変速段が決定され、その変速段となるように各ソレノイドバルブＳＡ〜ＳＥの作動が表２に示されるように制御される。
【００４２】
以下、一例として３速（３ＲＤ）が設定される場合を例にとってクラッチおよびブレーキの作動について説明すると、その場合にはソレノイドバルブＳＣおよびＳＤがオンからオフに切り替わり、全てのソレノイドバルブがオフとなる。これにより２速（２ＮＤ）の状態から、ソレノイドバルブＳＣが開放され、ソレノイドバルブＳＤが閉止される。ソレノイドバルブＳＡが開放されているため、第１クラッチＫ１は係合されたままである。ソレノイドバルブＳＤが閉止されるので、油路５４はソレノイドバルブＳＤの内部を介してドレンに連通し、よって第１ブレーキＢ１が解放される。
【００４３】
一方、ソレノイドバルブＳＣが開放されると、ライン圧が油路５２に供給され、これに連通する第３クラッチＫ３が係合させられる。この際、第４アキュムレータ４０の作用によりショックが軽減される。このようにして第１クラッチＫ１および第３クラッチＫ３が係合されて３速（３ＲＤ）が設定される。
【００４４】
尚、３速（３ＲＤ）においてはソレノイドバルブＳＤが閉止され、油路５４および油路５４ｂを介してプレッシャデリバリバルブ２８の左端部に作用していた油圧も零となる。しかし、油路７８を介して供給される作動油圧により、スプール２８ａの右動状態は保持される。従って、２速（２ＮＤ）の場合と同様にソレノイドバルブＳＥをオンすれば、その出力圧によりロックアップクラッチの制御を行うことができる。
【００４５】
上記の如くしてクラッチ、ブレーキが係脱され、変速が行われるが、以下、この発明に係る変速制御装置の動作を、シフトアップ、より具体的にはスロットル開度が所定値以上のときに行われるパワーオン・シフトアップを例にとって説明する。
【００４６】
図４はその制御を示すサブルーチン・フロー・チャートで、前記したコントローラ２００で行われる処理である。
【００４７】
先ず、Ｓ１０において変速指令、より具体的にはシフトアップ指令、例えば２速から３速にシフトアップ指令が発生されたか否か判断し、肯定されるときはＳ１２に進んで前記したようにソレノイドバルブＳＥをオンからオフにし、ロックアップクラッチを開放する。
【００４８】
次いでＳ１４に進み、タイマ（ダウンカウンタ）に所定値Ｔ１をセットしてダウンカウント（時間計測）を開始し、Ｓ１６に進んで所定時間Ｔ１が経過したか否か判断する。所定時間Ｔ１はクラッチ供給油圧制御に入る前にロックアップクラッチの開放を完全に行える程度の時間を求めて設定する。
【００４９】
Ｓ１６において所定時間Ｔ１が経過したと判断されるとＳ１８に進み、制御期間をステップ１（ＳＴＥＰ１）とすると共に、処理ＪＯＢをＪＯＢＥとする。
【００５０】
図５は図４の作業を示すタイム・チャートであるが、図示の如く、変速指令信号が発生され、Ｔ１時間経過した時点からの制御の初期をステップ１とし、そこでの作業をＪＯＢＥとする。
【００５１】
次いで、Ｓ２０に進み現在段供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱを決定（算出）する。図６はその作業を示すサブルーチン・フロー・チャートである。
【００５２】
以下説明すると、まずＳ１００において現在段の供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱの初期値ＱＴＲＱ０を以下のように算出する。
ＱＴＲＱ０＝ＲＥＳＬＯＰＥ×ＴＴＲＱＡＢＳ＋ＲＥＣＯＮＴＡＣＴ＋ＣＲ
【００５３】
ここで、ＲＥＳＬＯＰＥ：演算係数、ＴＴＲＱＡＢＳ：機関トルクに応じた基本値（図示しないテーブルを機関回転数ＮＥおよび吸気管内絶対圧ＰＢＡ（図示しない絶対圧センサで検出）から検索して求める）、ＲＥＣＯＮＴＡＣＴ：変速段別の加算値、ＣＲ：スロットル開度補正項である。
【００５４】
現在段の供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱは、ステップ１における実クラッチスリップ率ｅＣＬＯ（後述）が目標クラッチスリップ率（「第１目標スリップ率」という）ＥＣＬＯ２（後述）となるように、機関トルクに応じて算出する。
【００５５】
詳しくは、初回プログラムループであるときは、上記に示す式よりＱＴＲＱの初期値ＱＴＲＱ０の算出を行い、２回目以降のループであるときは、前回算出された供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱ０をそのまま保持する。尚、供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱ０はより具体的には、前記ソレノイドバルブのデューティ比（ＰＷＭ制御）に対応したトルクを示す値として決定される。
【００５６】
次いでＳ１０２に進み、現在の変速段（ギヤ）Ｓｏが次段（目標段あるいは行先段）ＳＡを超えているか否か判断する。図示例のようにシフトアップであるときはＳ１０２の判断は否定されてＳ１０４に進み、図７にその特性を示すマップを車速Ｖから検索してシフトアップ車速補正項ＱＴＲＱｕを求め、Ｓ１０６に進み、供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱに求めた補正項ＱＴＲＱｕを加算して増加補正する。
【００５７】
他方、Ｓ１０２で肯定、換言すればシフトダウンと判断されるときはＳ１０８に進んで図８にその特性を示すマップを車速Ｖで検索してダウンシフト車速補正項ＱＴＲＱｄを求め、Ｓ１１０に進み、供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱから求めた車速補正項ＱＴＲＱｄを減算して減少補正する。
【００５８】
図４フロー・チャートの説明に戻ると、次いでＳ２２に進んでステップ１における実クラッチスリップ率ｅＣＬＯを以下のように検出（算出）する。
ｅＣＬＯ＝（Ｎｏｕｔ／Ｎｉｎ）×ｉ
ここで、Ｎｏｕｔ＝変速機出力軸回転数（出力ギヤ８ｂの回転数）、Ｎｉｎ：変速機入力軸８ａの回転数、ｉ：レシオ（変速比）である。
【００５９】
次いでＳ２４に進んで検出（算出）したクラッチスリップ率ｅＣＬＯが前記したステップ１における目標クラッチスリップ率（第１目標スリップ率）ＥＣＬＯ２未満になったか否か判断する。具体的には現在段クラッチが目標量スリップしているか否か判断する。図５にその第１目標スリップ率ＥＣＬＯ２を示す。第１目標スリップ率ＥＣＬＯ２は、機関の状態および変速段毎に適宜設定する。
【００６０】
Ｓ２４で否定されるときはＳ１８に戻って上記処理を繰り返すと共に、肯定されるときはＳ２６に進み、ステップ１が終了してステップ２（ＳＴＥＰ２）が開始したと判断すると共に、ステップ２での作業をＪＯＢＦとする。
【００６１】
続いてＳ２８に進み、第１ステップで検出された現在段の実クラッチスリップ率ｅＣＬＯの最大値ＥＣＬＯＲを決定し、Ｓ３０に進み、決定した最大値ＥＣＬＯＲとステップ１の目標スリップ率ＥＣＬＯ２に基づいてステップ２における目標クラッチスリップ率（「第２目標スリップ率」という）ＥＣＬＯｒｅｆを図示の如く算出する。即ち、ステップ１の最大実スリップ率と目標スリップ率の平均値を求め、それをステップ２の目標ステップ率とする。
【００６２】
次いで、Ｓ３２に進み、下記の如く、算出した第２目標スリップ率ＥＣＬＯｒｅｆと（ステップ１での）最大実クラッチスリップ率ＥＣＬＯＲの偏差ＥＣＬＯｄｉｆを絶対値で求める。
ＥＣＬＯｄｉｆ＝｜ＥＣＬＯｒｅｆ−ＥＣＬＯＲ｜
【００６３】
そして、求めた偏差から図９にその特性を示すテーブルを検索して補正値ＱＴＲＱαを求める。
【００６４】
次いでＳ３４に進んで求めた補正値ＱＴＲＱαを加算して供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱを増加補正し、ステップ２における供給油圧減トルク値ＱＴＲＱとする。即ち、ステップ２の油圧指令値（供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱ）は、前記第１ステップの油圧指令値（供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱ）より大きく決定する。これによって、クラッチなどの係合要素の摩擦状態の変化に対して安定した変速制御を実現することができる。
【００６５】
続いてＳ３６に進んで求めたＱＴＲＱを記憶する。
【００６６】
次いでＳ３８に進んで上記の如く求めた供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱを補正する。図１０はその作業を示すサブルーチン・フロー・チャートである。
【００６７】
図１０を説明すると、先ずＳ２００において適宜設定したＯＷＣ制御目標スリップ率から実クラッチスリップ率ｅＣＬＯを減算し、差、即ち、現在のスリップ率偏差ＥＣＬＮを算出する。次いで算出した偏差ＥＣＬＮおよび係数ＫＤＮＴを用いて目標偏差ＳＥＣＬＯを以下の式から求める。
ＳＥＣＬＯ＝ＥＣＬＮ×ＫＤＮＴ／１００
【００６８】
次いでＳ２０２に進み、実クラッチスリップ率ｅＣＬＯの変化分（１階差分値あるいは微分値）ＳｅＣＬＯを算出し、目標偏差ＳＥＣＬＯが変化分以上か否か判断する。目標偏差ＳＥＣＬＯが変化分ＳｅＣＬＯ以上と判断されるときは、Ｓ２０４に進んで供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱから所定値ＴＲＱｏｗｃを減算して減少補正すると共に、目標偏差ＳＥＣＬＯが変化分ＳｅＣＬＯ未満と判断されるときは、Ｓ２０６に進んで供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱに所定値ＴＲＱｏｗｃを加算して増加補正する。
【００６９】
次いでＳ２０８に進んで上記した目標偏差ＳＥＣＬＯが上限値ＳＥＣＬＭＡＸ以上か否か判断し、肯定されるときはＳ２１０に進んで目標偏差ＳＥＣＬＯを上限値ＳＥＣＬＭＡＸに書き換えると共に、否定されるときはＳ２１０をスキップする。
【００７０】
図４の説明に戻ると、次いでＳ４０に進んでＪＯＢＦが終了したか否判断する。具体的には、次段クラッチスリップ率を検出し、それが所定値ＥＣＬＯａ１を超えたか否か判断して行う。Ｓ４０で否定されるときはＳ２８に戻り上記処理を繰り返すと共に、肯定されるときはステップ２が終了し、ＪＯＢＦが終了したと判断してプログラムを終了する。
【００７１】
尚、図５に示す如く、次段クラッチスリップ率が所定値ＥＣＬＯａ１に達する、換言すれば、次段クラッチの係合が十分な値に達した、現在段クラッチを開放する。
【００７２】
尚、次回以降の変速制御にあっては、ＪＯＢＥ（ステップ１）で、現在段の供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱは、前述の如く、ＪＯＢＦ（ステップ２）で記憶した供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱに基づいて決定される。
【００７３】
また、現在段係合要素のクラッチの摩擦係数の値はクラッチのスリップ開始に伴って減少してクラッチなどに過度のスリップを生ぜしめるため、ＪＯＢＦで実クラッチスリップ率の最大値を決定し、決定値と第２目標スリップ率の偏差に基づいて現在段の供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱを補正する（図４のＳ３４）。従って、ＪＯＢＦ（ステップ２）での供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱは、ＪＯＢＦ（ステップ１）のそれに比して大きい値に設定される。
【００７４】
ここで、特許請求の範囲の表現に対応して説明すると、この実施の形態においては、入出力部材間に形成された複数の動力伝達経路と、前記動力伝達経路を選択的に設定する複数の係合要素と、前記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係合制御手段とを備え、シフトアップ信号に基づいて、前記複数の係合要素のうち現在段係合要素の作動油圧を低下させてスリップ制御しつつ開放させると共に、次段係合要素を係合させて現在段から次段へのシフトアップを行う自動変速機の変速制御装置において、前記現在段係合要素が第１目標スリップ率（ＥＣＬＯ２）となるように油圧指令信号（ＱＴＲＱ）を決定する（図４のＳ２０、図６のＳ１００ないしＳ１１０）第１ステップ、前記現在段係合要素のスリップ率が第２目標スリップ率（ＥＣＬＯｒｅｆ）となるようにフィードバック制御する（図４のＳ３０）第２ステップ、前記第１ステップにおける前記現在段係合要素の実スリップ率を検出し、検出した実スリップ率の最大値（ＥＣＬＯＲ）と前記第２目標スリップ率との差（ＥＣＬＯｄｅｆ）から予め設定された特性に基づいて決定される補正値を用いて前記第１ステップの油圧指令信号を補正する油圧指令信号補正手段（Ｓ３０，Ｓ３２）、および補正された前記油圧指令信号を次回のシフトアップ時の第１ステップの油圧指令信号として決定する次回油圧指令信号決定手段（Ｓ３６）を備える如く構成した。
【００７５】
また、前記第２ステップの油圧指令値を前記第１ステップの油圧指令値より大きく決定する（Ｓ３４）如く構成した。
【００７６】
この実施の形態は上記の如く、ステップ２（ＪＯＢＦ）で決定された供給油圧を次回のシフトアップ時のステップ１（ＪＯＢＥ）の供給油圧とするので、現在段クラッチの減圧時にクラッチのスリップが過度になることがなく、クラッチおよび磨耗材の耐久性を向上させることができると共に、次段クラッチ供給油圧制御にスムーズに移行させることができる。
【００７７】
また、現在段クラッチへの供給油圧を減少することで、クラッチがスリップし始めたときの摩擦係数の変化に対して安定したフィードバック制御を実現することができる。
【００７８】
また、前記第１ステップの油圧指令値より第２ステップの油圧指令値の方を大きく設定するため、クラッチプレート温度の変化、油温の変化に対して、すなわち、クラッチの摩擦係数の変化に対しても安定したスリップ制御、ひいては変速制御を実現することができる。
【００７９】
尚、上記において、プラネタリ式の自動変速機を例にとったが、特開平８−１８４３６７号公報に開示されるような平行軸式の自動変速機を用いても良い。
【００８０】
【発明の効果】
請求項１項にあっては、クラッチなどの係合要素の経時劣化などの係合要素の状態の如何に関わらず、スリップ開始点を安定させ、よって安定した変速制御を実現すると共に、係合要素のスリップを所定範囲に抑えて現在段の制御期間を短くし、よってその耐久性を向上させ、かつ次段制御にスムーズに連続させることができる。
【００８１】
請求項２項にあっては、上記した作用効果に加え、クラッチなどの係合要素の摩擦状態の変化に対して安定した変速制御を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明に係る自動変速機の制御装置の構成を示す概略説明図である。
【図２】図１の制御装置の部分油圧回路図である。
【図３】図２と同様の部分油圧回路図である。
【図４】図１に示す制御装置の動作を示すフロー・チャートである。
【図５】図４フロー・チャートの動作を説明するタイム・チャートである。
【図６】図４フロー・チャートの供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱの算出作業を示すサブルーチン・フロー・チャートである。
【図７】図６フロー・チャートで使用する補正項ＱＴＲＱｕのテーブル特性を示す説明グラフである。
【図８】図６フロー・チャートで使用する補正項ＱＴＲＱｄのテーブル特性を示す説明グラフである。
【図９】図４フロー・チャートで使用する補正値ＱＴＲＱαのテーブル特性を示す説明グラフである。
【図１０】図４フロー・チャートの供給油圧用減トルク値ＱＴＲＱの補正作業を示すサブルーチン・フロー・チャートである。
【符号の説明】
１自動変速機
８トルクコンバータ
８ａ変速機入力軸
９機関出力軸
１０ポンプ
ＰＳ油圧センサ
ＳＡ，ＳＢ，ＳＣ，ＳＤ，ＳＥソレノイドバルブ
Ｋ１，Ｋ２，Ｋ３クラッチ（係合要素）
ＢＲ１，ＢＲ２ブレーキ（係合要素）
２０マニュアルバルブ
２２，２４，２６，２８，３０，９６油圧作動バルブ
３４，３６，３８，４０アキュムレータ
２００コントローラ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission, and more particularly to a shift control device for an automatic transmission for a vehicle that appropriately controls the hydraulic pressure supplied to a current stage (previous stage) engagement element at the time of upshifting. .
[0002]
[Prior art]
The automatic transmission includes a plurality of gear trains, and selectively engages engagement elements such as clutches and brakes with a plurality of power transmission paths constituted by the gear trains to perform a shift of input rotation. Such an automatic transmission releases the engaging element for setting the power transmission path at the current stage (previous stage) and engages the engaging element for setting the power transmission path at the next stage (destination stage) to change the speed. I do.
[0003]
In order to make shifting smoothly and without time lag, set the release or engagement timing of the current-stage and next-stage engagement elements accurately and change from the release of the current-stage and next-stage engagement elements to full engagement. It is necessary to carry out proper control. For this purpose, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-246653 proposes a method of absorbing the inertia by reducing the operating hydraulic pressure of the current stage engaging element and performing the slip control after the shift command is generated.
[0004]
However, it is difficult to detect when the current stage clutch starts to slip when using the method proposed in the prior art. In view of this, the present applicant also disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-307524 or Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-277211, etc., dividing the control period of the current stage into several steps, reducing the hydraulic pressure supplied to the current stage clutch, and then opening the throttle A technology for feedback control of clutch slippage based on the engine speed and engine torque is proposed.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, the slip state changes depending on the state of the current clutch, for example, deterioration over time, the plate temperature, or the shift state, and the slip start point changes even if hydraulic control is performed according to the target value. In addition, when the current stage clutch starts to slip due to decompression, the frictional state of the clutch changes, so it is necessary to slightly increase the average oil pressure. At this time, the clutch slip is kept within a predetermined range and the current stage control period is shortened. If it is possible, the durability of the clutch is improved, and the next stage control can be smoothly continued.
[0006]
Therefore, an object of the present invention is to realize stable shift control by stabilizing the slip start point regardless of changes such as aging of an engagement element such as a clutch, and to prevent slip of the engagement element within a predetermined range. To provide a shift control device for an automatic transmission that can reduce the control period of the current stage, improve the durability of the engagement element, and can smoothly continue to the next stage control. is there.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to claim 1, a plurality of power transmission paths formed between the input / output members, a plurality of engagement elements for selectively setting the power transmission paths, Engagement control means for controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement element in accordance with a hydraulic pressure command signal, and based on a shift-up signal, the hydraulic pressure of the current stage engagement element is selected from the plurality of engagement elements. In a shift control device for an automatic transmission that lowers and releases while performing slip control and engages the next stage engagement element to shift up from the current stage to the next stage, the current stage engagement element is the first A first step of determining a hydraulic pressure command signal so as to achieve a target slip ratio, and a second step of performing feedback control so that the slip ratio of the current stage engagement element becomes a second target slip ratio. ,in front In the first step Current stage Actual slip of engaging element Rate Detected and detected Fruit Slip rate Maximum value of When Above Second target slip ratio Using a correction value determined based on a preset characteristic from the difference between Said first step of Hydraulic command signal correction means for correcting the hydraulic command signal; and Supplement Corrected Above Hydraulic command signal The The next The first step when shifting up Hydraulic command signal As Next hydraulic pressure command signal determining means for determining is provided.
[0008]
This stabilizes the slip start point regardless of the state of the engagement element such as the deterioration of the engagement element such as the clutch over time, thereby realizing stable shift control and reducing the slip of the engagement element within a predetermined range. Thus, the control period of the current stage can be shortened, the durability thereof can be improved, and the next stage control can be smoothly continued.
[0009]
According to a second aspect of the present invention, the hydraulic pressure command value of the second step is determined to be larger than the hydraulic pressure command value of the first step.
[0010]
As a result, in addition to the above-described effects, stable shift control can be realized with respect to changes in the frictional state of the engagement element such as the clutch.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
[0012]
FIG. 1 is a schematic explanatory diagram showing the configuration of a control device for an automatic transmission according to the present invention.
[0013]
The automatic transmission 1 includes a torque converter 8, which is connected to the output shaft 9 of the internal combustion engine 9a. The turbine (not shown) of the torque converter 8 is connected to the transmission input shaft 8a.
[0014]
The automatic transmission 1 has first, second, and third planetary gear trains G1, G2, and G3 arranged in parallel on the transmission input shaft 8a. Each planetary gear train is engaged with the first, second, and third sun gears S1, S2, and S3 located at the center, and the first and second sun gears mesh with these first, second, and third sun gears and revolve while rotating around them. , Second and third planetary pinions P1, P2, P3, first, second, third carriers C1, C2, C3 that hold the pinion rotatably and rotate in the same direction as the revolution of the pinion, and the pinion The first, second, and third ring gears R1, R2, and R3 having internal teeth that mesh with each other.
[0015]
The first planetary gear train G1 and the second planetary gear train G2 are double pinion type planetary gear trains, and the first pinion P1 and the second pinion P2 are respectively composed of two pinion gears P11, P12, P21, P22.
[0016]
The first sun gear S1 is always connected to the input shaft, and the first carrier C1 is always fixed. The first ring gear R1 is connected to the second sun gear S2 via the third clutch K3, and the second sun gear S2 can be fixed and held by the first brake B1. The second carrier C2 is connected to the third carrier C3 and also to the output gear 8b, and the rotation of the second carrier C2 and the third carrier C3 becomes the output rotation of the transmission.
[0017]
The second ring gear R2 is directly connected to the third ring gear R3, and both the ring gears R2 and R3 can be fixed and held together by the second brake B2, and are engaged with and disengaged from the transmission input shaft via the second clutch K2. Connected freely. The third sun gear S3 is detachably connected to the transmission input shaft via the first clutch K1. A one-way clutch OWC is arranged in parallel with the second brake B2.
[0018]
In this way, each element (first to third sun gears S1 to S3, first to third carriers C1 to C3, and first to third ring gears R1 to R3), the transmission input shaft 8a and the output gear 8b are connected. In the automatic transmission configured as described above, by setting the first to third clutches K1 to K3 and the first and second brakes B1 and B2 to be engaged and disengaged, it is possible to set the shift speed and perform the shift control.
[0019]
Specifically, if the engagement / disengagement control is performed as shown in Table 1, forward 5th speed, that is, 1ST (1st speed), 2ND (2nd speed), 3RD (3rd speed), 4TH (4th speed) and 5TH (5 Speed) and a first reverse speed (RVS) can be set. Incidentally, the reduction ratio (ratio) at each gear stage varies depending on the number of teeth of each gear. Table 1 shows an example of the ratio.
[0020]
[Table 1]

[0021]
In Table 1, the second brake B2 in 1ST (1st speed) is parenthesized because the driving power is transmitted by the one-way clutch COW without engaging the second brake B2. is there. That is, if the first clutch K1 is engaged, the drive-side power transmission at the gear ratio (speed ratio) of 1ST is possible without engaging the second brake B2, and 1ST is set. .
[0022]
However, power transmission opposite to that on the drive side cannot be performed. Therefore, when the second brake B2 is engaged, the engine brake is effective 1ST, and when the second brake B2 is not engaged, the engine brake is not effective. 1ST.
[0023]
In order to control the hydraulic pressure supply to the friction engagement element, a controller 200 including a microcomputer is provided.
[0024]
Further, in the vicinity of the transmission input shaft 8a, a rotational speed sensor 202 made of a magnetic pickup, and similarly, in the vicinity of the output gear 8b, the transmission output rotational speed is disposed and is proportional to the transmission input rotational speed Nin. In addition, a rotation speed sensor 204 composed of a magnetic pickup is similarly arranged in the vicinity of the output gear 8b to output a signal proportional to the transmission output rotation speed Nout.
[0025]
A range selector switch 206 is connected to the shift lever 208 in the vicinity of the driver's seat and outputs a signal corresponding to the gear range selected by the driver.
[0026]
Further, a crank angle sensor 210 is disposed in the vicinity of the crankshaft (not shown) of the internal combustion engine 9a to output a signal proportional to the engine speed NE, and a throttle position sensor is provided to a throttle valve (not shown). 212 is connected to output a signal proportional to the throttle opening θTH (engine load).
[0027]
Further, a vehicle speed sensor 214 is disposed in the vicinity of the drive shaft (not shown) of the vehicle, and outputs a signal proportional to the vehicle speed V that is the traveling speed of the vehicle on which the automatic transmission 1 is mounted.
[0028]
The outputs of these sensors are input to the controller 200.
[0029]
Based on the detected parameters, the controller 200 energizes (energizes or turns on) the solenoid valves SA to SE or de-energizes (deenergizes or turns off), and the hydraulic control circuit 300 controls the first, second, and third clutches K1. , K2, K3 and the hydraulic pressure supply to the engaging elements such as the first and second brakes B1, B2. In the hydraulic control circuit 300, the hydraulic pressure is detected through five hydraulic pressure sensors PS (described later), and the detected value is also sent to the controller 200.
[0030]
Next, the hydraulic control circuit 300 for performing the engagement / disengagement control of the engagement element will be described with reference to FIGS. 2 and FIG. 3 represent each part of the hydraulic control circuit, and these two diagrams constitute one hydraulic control device.
[0031]
In addition, what attached | subjected the circled alphabet to the terminal in the oil path of each figure represents connecting with the oil path with the same circled alphabet of the other figure. Further, a cross indicates that the port is open to the drain.
[0032]
The brake and clutch operation control is performed using the hydraulic pressure of hydraulic oil supplied from the tank shown in the lower part of FIG. The high-pressure hydraulic oil discharged from the pump 10 to the oil passage 12 is regulated to a predetermined line pressure by the regulator valve 14.
[0033]
A part of the oil discharged from the pump 10 is sent from the regulator valve 14 to the oil passage 16 and supplied for lockup control of the torque converter. The hydraulic oil sent out to the oil passage 18 is returned to the tank via a relief valve (not shown).
[0034]
The hydraulic oil in the oil passage 12 that has been adjusted to the line pressure as described above is supplied to the corresponding units for gear shifting control. The hydraulic circuit includes a manual valve 20 that is operated by a manual operation of the driver via a shift lever 208, five shift solenoid valves SA to SE that are duty ratio controlled by the controller 200 that detects the manual operation, 6 hydraulically operated

valves

22, 24, 26, 28, 30, 32 that operate according to the operation of the manual valve 20 and the shift solenoid valves SA to SE, 4

accumulators

34, 36, 38, 40, Five hydraulic sensors PS are arranged.
[0035]
Solenoid valves SA and SC are normally open type valves that are opened when the solenoid is off. On the other hand, the solenoid valves SB, SD and SE are normally closed type valves and are closed when the energization to the solenoid is off.
[0036]
Shift control and operation control of the lock-up clutch of the torque converter are performed by the hydraulic oil supply control by the valves 20, SA to SE, 22, 24, 26, 28, 30, and 32. The solenoid valves SA to Table 2 shows the relationship between the operation of SE and the speed stage set by this operation. In addition, ON / OFF in this Table 2 represents ON / OFF of the electromagnetic solenoid with which each solenoid valve SA-SE is equipped. When it is on, duty ratio control is performed.
[0037]
[Table 2]

[0038]
The shift control will be described below. First, a case where the D range is selected by the shift lever and the spool 20a of the manual valve 20 is moved to the D position will be described. In FIG. 3, when the right end hook portion of the spool 20a is moved rightward to the position indicated by D (3, 2) and the spool 20a is set to the D position, the oil passage 12 to which hydraulic oil adjusted to the line pressure is supplied. Communicates with the oil passage 42.
[0039]
Since the oil passage 12 is connected to the solenoid valve SC and the oil passage 42 is connected to the solenoid valve SE, a line pressure always acts on the solenoid valve SC and the solenoid valve SE. Further, since the oil passage 42 is also connected to the solenoid valve SA, the line pressure always acts on the solenoid valve SA. In this specification, directions such as right and left and up and down are used to indicate directions in the attached drawings.
[0040]
The oil passage 12a branched from the oil passage 12 is in the right end oil chamber of the reverse pressure switching valve 22, the oil passage 12b branched from the oil passage 12 is in the left end oil chamber of the pressure release valve 24, and the oil passage 42a is branched from the oil passage 42. Are connected to the right end oil chamber of the outgear control valve 26, respectively. Therefore, the reverse pressure switching valve 22 and the outgear control valve 26 are always pressed to the left, and the pressure release valve 24 is always pressed to the right by the line pressure.
[0041]
When the D range is selected, the gear position is determined according to the engine load (throttle opening θTH) and the vehicle speed V, and the operations of the solenoid valves SA to SE are shown in Table 2 so as to be the gear position. To be controlled.
[0042]
Hereinafter, the operation of the clutch and the brake will be described by taking as an example the case where the third speed (3RD) is set. In this case, the solenoid valves SC and SD are switched from on to off, and all the solenoid valves are turned off. . As a result, the solenoid valve SC is opened and the solenoid valve SD is closed from the second speed (2ND) state. Since the solenoid valve SA is opened, the first clutch K1 remains engaged. Since the solenoid valve SD is closed, the oil passage 54 communicates with the drain through the inside of the solenoid valve SD, and thus the first brake B1 is released.
[0043]
On the other hand, when the solenoid valve SC is opened, the line pressure is supplied to the oil passage 52, and the third clutch K3 communicating therewith is engaged. At this time, the shock is reduced by the action of the fourth accumulator 40. In this way, the first clutch K1 and the third clutch K3 are engaged, and the third speed (3RD) is set.
[0044]
In the third speed (3RD), the solenoid valve SD is closed, and the hydraulic pressure applied to the left end portion of the pressure delivery valve 28 via the oil passage 54 and the oil passage 54b becomes zero. However, the right movement state of the spool 28 a is maintained by the hydraulic pressure supplied via the oil passage 78. Accordingly, if the solenoid valve SE is turned on as in the case of the second speed (2ND), the lockup clutch can be controlled by the output pressure.
[0045]
As described above, the clutch and the brake are engaged and disengaged, and the speed change is performed. Hereinafter, the operation of the speed change control device according to the present invention is shifted up, more specifically, when the throttle opening is equal to or greater than a predetermined value. An example of the power-on shift-up performed will be described.
[0046]
FIG. 4 is a subroutine flowchart showing the control, and is a process performed by the controller 200 described above.
[0047]
First, in S10, it is determined whether or not a shift command, more specifically, a shift-up command, for example, a shift-up command from the second speed to the third speed, has been generated. Turn SE off and release lockup clutch.
[0048]
Next, in S14, a predetermined value T1 is set in the timer (down counter) to start down-counting (time measurement). In S16, it is determined whether or not the predetermined time T1 has elapsed. The predetermined time T1 is set by obtaining a time enough to completely release the lockup clutch before entering the clutch supply hydraulic control.
[0049]
If it is determined in S16 that the predetermined time T1 has elapsed, the process proceeds to S18, the control period is set to step 1 (STEP1), and the processing job is set to JOB.
[0050]
FIG. 5 is a time chart showing the work of FIG. 4. As shown in the figure, the initial stage of control from when the shift command signal is generated and the time T1 has elapsed is step 1, and the work there is JOB.
[0051]
Next, the process proceeds to S20 to determine (calculate) the current stage supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ. FIG. 6 is a subroutine flow chart showing the work.
[0052]
In the following, first, in S100, an initial value QTRQ0 of the current stage hydraulic pressure reduction torque value QTRQ is calculated as follows.
QTRQ0 = RESLOPE x TTRQABS + RECONACT + CR
[0053]
Here, RESLOPE: calculation coefficient, TTRQABS: basic value corresponding to engine torque (obtained by searching a table not shown from engine speed NE and intake pipe absolute pressure PBA (detected by an absolute pressure sensor not shown)), RECONACT: Addition value for each shift stage, CR: throttle opening correction term.
[0054]
The reduction torque value QTRQ for the supply hydraulic pressure at the current stage is equal to the engine torque so that the actual clutch slip ratio eCLO (described later) in step 1 becomes the target clutch slip ratio (referred to as “first target slip ratio”) ECLO2 (described later). Calculate accordingly.
[0055]
Specifically, in the case of the first program loop, the initial value QTRQ0 of QTRQ is calculated from the above formula, and in the second and subsequent loops, the previously calculated supply hydraulic torque reduction torque value QTRQ0 is held as it is. To do. More specifically, the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ0 is determined as a value indicating a torque corresponding to the duty ratio (PWM control) of the solenoid valve.
[0056]
Next, in S102, it is determined whether or not the current gear stage (gear) So exceeds the next stage (target stage or destination stage) SA. When it is upshifting as in the illustrated example, the determination in S102 is denied and the process proceeds to S104, a map showing the characteristics in FIG. 7 is searched from the vehicle speed V to obtain the upshift vehicle speed correction term QTRQu, and the process proceeds to S106. An increase correction is performed by adding the correction term QTRQu obtained to the supply hydraulic pressure reduction torque value QRQ.
[0057]
On the other hand, if it is determined affirmative in S102, in other words, if it is determined that the vehicle is downshifted, the process proceeds to S108, and a map showing the characteristics in FIG. The vehicle speed correction term QTRQd obtained from the hydraulic torque reduction torque value QTRQ is subtracted to correct for decrease.
[0058]
Returning to the description of the flow chart of FIG. 4, the program then proceeds to S22 where the actual clutch slip ratio eCLO in step 1 is detected (calculated) as follows.
eCLO = (Nout / Nin) × i
Here, Nout = transmission output shaft rotational speed (the rotational speed of the output gear 8b), Nin: rotational speed of the transmission input shaft 8a, and i: ratio (transmission ratio).
[0059]
Next, in S24, it is determined whether or not the clutch slip ratio eCLO detected (calculated) is less than the target clutch slip ratio (first target slip ratio) ECLO2 in step 1 described above. Specifically, it is determined whether or not the current stage clutch is slipping a target amount. FIG. 5 shows the first target slip ratio ECLO2. The first target slip ratio ECLO2 is appropriately set for each engine state and each gear position.
[0060]
When the result in S24 is negative, the process returns to S18 and the above processing is repeated. When the result is affirmative, the process proceeds to S26, it is determined that Step 1 is completed and Step 2 (STEP2) is started, and the work in Step 2 is performed. Is JOBF.
[0061]
Subsequently, the process proceeds to S28, and in the first step was detected The maximum value ECLOR of the actual clutch slip ratio eCLO at the current stage Decision And proceed to S30 Decision The target clutch slip ratio (referred to as “second target slip ratio”) ECLOref in step 2 is calculated based on the maximum value ECLOR and the target slip ratio ECLO2 in step 1 as shown in the figure. That is, the average value of the maximum actual slip ratio and the target slip ratio in step 1 is obtained and used as the target step ratio in step 2.
[0062]
Next, the process proceeds to S32, and the deviation ECLOdif of the calculated second target slip ratio ECLOref and the maximum actual clutch slip ratio ECLOR (in step 1) is obtained as an absolute value as described below.
ECLOdif = | ECLOref-ECLOR |
[0063]
Then, a correction value QTRQα is obtained by searching a table whose characteristics are shown in FIG. 9 from the obtained deviation.
[0064]
Next, in S34, the correction value QTRQα obtained is added to increase the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ to obtain the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ in step 2. That is, the hydraulic pressure command value (supplied hydraulic pressure reduction torque value QTRQ) in step 2 is determined to be larger than the hydraulic pressure command value (supplied hydraulic pressure reduction torque value QTRQ) in the first step. Thereby, stable shift control can be realized with respect to a change in the frictional state of an engagement element such as a clutch.
[0065]
Subsequently, the process proceeds to S36 and the obtained QTRQ is stored.
[0066]
Next, the routine proceeds to S38, where the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ obtained as described above is corrected. FIG. 10 is a subroutine flow chart showing the work.
[0067]
Referring to FIG. 10, first, the actual clutch slip ratio eCLO is subtracted from the OWC control target slip ratio appropriately set in S200, and the difference, that is, the current slip ratio deviation ECLN is calculated. Next, using the calculated deviation ECLN and coefficient KDNT, the target deviation SECLO is obtained from the following equation.
SECLO = ECLN × KDNT / 100
[0068]
Next, in S202, a change amount (first-order difference value or differential value) SeCLO of the actual clutch slip ratio eCLO is calculated, and it is determined whether or not the target deviation SECLO is equal to or more than the change amount. When it is determined that the target deviation SECLO is greater than or equal to the change amount SeCLO, the process proceeds to S204 where the predetermined value TRQowc is subtracted from the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ to correct the decrease, and the target deviation SECLO is determined to be less than the change amount SeCLO. If YES in step S206, the flow advances to S206, and a predetermined value TRQowc is added to the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ to increase the correction.
[0069]
Next, the routine proceeds to S208, where it is determined whether or not the target deviation SECLO is greater than or equal to the upper limit value SECLMAX. .
[0070]
Returning to the description of FIG. 4, the process then proceeds to S40 to determine whether or not the JOBF has ended. Specifically, the next-stage clutch slip ratio is detected, and it is determined whether or not it exceeds a predetermined value ECLOa1. When the result in S40 is negative, the process returns to S28 and the above processing is repeated. When the result is affirmative, Step 2 ends, and it is determined that JOBF has ended, and the program ends.
[0071]
As shown in FIG. 5, the next-stage clutch slip ratio reaches a predetermined value ECLOa1, in other words, the current-stage clutch is released when the engagement of the next-stage clutch has reached a sufficient value.
[0072]
In the shift control from the next time on, the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ at the current stage in JOBE (step 1) is the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ stored in JOBF (step 2) as described above. To be determined.
[0073]
In addition, the value of the friction coefficient of the clutch of the current stage engagement element decreases with the start of clutch slip and causes excessive slip in the clutch. Maximum value of The Decision And Decision Based on the deviation between the value and the second target slip ratio, the current-stage hydraulic pressure reduction torque value QTRQ is corrected (S34 in FIG. 4). Accordingly, the supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ in JOBF (step 2) is set to a value larger than that of JOBF (step 1).
[0074]
In this embodiment, a plurality of power transmission paths formed between the input / output members and a plurality of power transmission paths that selectively set the power transmission paths will be described. An engagement element; and an engagement control means for controlling an engagement hydraulic pressure of the engagement element according to a hydraulic pressure command signal. , Based on the lift-up signal, among the plurality of engagement elements, the hydraulic pressure of the current stage engagement element is reduced to release it while slip-controlling, and the next stage engagement element is engaged to shift from the current stage to the next stage. In the shift control device for the automatic transmission that performs the upshift, the hydraulic pressure command signal (QTRQ) is determined so that the current stage engagement element becomes the first target slip ratio (ECLO2) (S20 in FIG. 4, FIG. 6). S100 to S110) First step, feedback control is performed so that the slip ratio of the current stage engagement element becomes the second target slip ratio (ECLOref) (S30 in FIG. 4) Second step ,in front In the first step Current stage The actual slip ratio of the engagement element is detected, and the detected maximum value of the actual slip ratio (ECLOR) Above Difference from the second target slip ratio (ECLOdef) Using a correction value determined based on a preset characteristic from Said first step of Hydraulic command signal correcting means (S30, S32) for correcting the hydraulic command signal; Supplement Corrected Above Hydraulic command signal The The next The first step when shifting up Hydraulic command signal As The next hydraulic pressure command signal determining means (S36) to be determined is provided.
[0075]
Further, the hydraulic pressure command value of the second step is determined to be larger than the hydraulic pressure command value of the first step (S34).
[0076]
In this embodiment, as described above, the supply hydraulic pressure determined in step 2 (JOBF) is used as the supply hydraulic pressure in step 1 (JOBE) at the next shift-up, so that clutch slip is excessive when the current stage clutch is depressurized. Thus, the durability of the clutch and the wear material can be improved, and the transition to the next-stage clutch supply hydraulic pressure control can be smoothly performed.
[0077]
Further, by reducing the hydraulic pressure supplied to the current stage clutch, it is possible to realize stable feedback control with respect to the change of the friction coefficient when the clutch starts to slip.
[0078]
Further, since the hydraulic pressure command value in the second step is set larger than the hydraulic pressure command value in the first step, the clutch plate temperature changes, the oil temperature changes, that is, the clutch friction coefficient changes. However, stable slip control, and hence shift control can be realized.
[0079]
In the above description, the planetary automatic transmission is taken as an example. However, a parallel shaft automatic transmission as disclosed in JP-A-8-184367 may be used.
[0080]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the slip start point is stabilized regardless of the state of the engagement element such as the deterioration of the engagement element such as the clutch over time, thereby realizing stable shift control and the engagement. It is possible to suppress the slip of the element within a predetermined range and shorten the control period of the current stage, thereby improving the durability and smoothly continuing to the next stage control.
[0081]
According to the second aspect, in addition to the above-described operation and effect, stable shift control can be realized with respect to a change in the friction state of an engagement element such as a clutch.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic explanatory diagram showing the configuration of a control device for an automatic transmission according to the present invention.
FIG. 2 is a partial hydraulic circuit diagram of the control device of FIG. 1;
FIG. 3 is a partial hydraulic circuit diagram similar to FIG.
4 is a flowchart showing the operation of the control device shown in FIG.
FIG. 5 is a time chart for explaining the operation of the flowchart of FIG. 4;
6 is a subroutine flow chart showing a calculation work of a supply hydraulic pressure reduction torque value QTRQ in the flow chart of FIG. 4;
7 is an explanatory graph showing table characteristics of a correction term QTRQu used in the flowchart of FIG. 6. FIG.
FIG. 8 is an explanatory graph showing table characteristics of a correction term QTRQd used in the flowchart of FIG. 6;
FIG. 9 is an explanatory graph showing table characteristics of the correction value QTRQα used in the flowchart of FIG. 4;
FIG. 10 is a subroutine flow chart showing a correction operation of the supply hydraulic pressure reduction torque value QRQ in the flowchart of FIG. 4;
[Explanation of symbols]
1 Automatic transmission
8 Torque converter
8a Transmission input shaft
9 Engine output shaft
10 Pump
PS Hydraulic sensor
SA, SB, SC, SD, SE Solenoid valve
K1, K2, K3 clutch (engagement element)
BR1, BR2 Brake (engaging element)
20 Manual valve
22, 24, 26, 28, 30, 96 Hydraulically operated valves
34, 36, 38, 40 Accumulator
200 controller

Claims

A plurality of power transmission paths formed between the input / output members, a plurality of engagement elements that selectively set the power transmission paths, and an engagement hydraulic pressure of the engagement elements are controlled according to a hydraulic pressure command signal Engagement control means, and based on a shift-up signal, among the plurality of engagement elements, the hydraulic pressure of the current stage engagement element is reduced to release it while performing slip control, and the next stage engagement element is engaged. In a shift control device for an automatic transmission that shifts up from the current stage to the next stage,
a. A first step of determining a hydraulic pressure command signal so that the current stage engagement element has a first target slip ratio;
b. A second step of performing feedback control so that the slip ratio of the current stage engagement element becomes the second target slip ratio;
c. The actual slip ratio of the current stage engagement element in the first step is detected, and a correction determined based on a preset characteristic from the difference between the detected maximum value of the actual slip ratio and the second target slip ratio A hydraulic pressure command signal correcting means for correcting the hydraulic pressure command signal of the first step using a value ;
And d . Next hydraulic pressure command signal determining means for determining the complement Tadashisa the said oil pressure command signal as a pressure command signal of the first step for the next upshift,
A shift control device for an automatic transmission, comprising:

The shift control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the hydraulic pressure command value of the second step is determined to be larger than the hydraulic pressure command value of the first step.