WO2020022199A1 - 自動変速機の制御装置および制御方法 - Google Patents

自動変速機の制御装置および制御方法 Download PDF

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WO2020022199A1
WO2020022199A1 PCT/JP2019/028400 JP2019028400W WO2020022199A1 WO 2020022199 A1 WO2020022199 A1 WO 2020022199A1 JP 2019028400 W JP2019028400 W JP 2019028400W WO 2020022199 A1 WO2020022199 A1 WO 2020022199A1
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capacity
sub
torque
engagement
fastening
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PCT/JP2019/028400
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French (fr)
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翔 奥谷
大樹 宝藤
真琴 小松
祥吾 増渕
征臣 金田
幸司 古口
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ジヤトコ株式会社
日産自動車株式会社
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    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/14—Inputs being a function of torque or torque demand
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/36—Inputs being a function of speed
    • F16H59/38—Inputs being a function of speed of gearing elements
    • F16H59/42—Input shaft speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
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    • F16H61/68—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings
    • F16H61/684—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings without interruption of drive
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect

Definitions

  • the present invention relates to a control device and a control method for an automatic transmission.
  • Patent Literature 1 discloses a technique of increasing a torque input from a drive source side during an inertia phase in which a shift element is changed to advance a shift at the time of a downshift in a subtransmission mechanism.
  • the conventional control device does not manage the time of the inertia phase, and if the torque input from the drive source to the input shaft is large, the inertia phase time becomes longer, which may lead to judder vibration and shift delay. At the same time, there is a problem that the amount of heat generated by the clutch is large. On the other hand, if the inertia phase time is shortened in order to suppress heat generation, there is a possibility that a pull G shock may be caused.
  • the present invention has been made in view of such a technical problem, and when the input torque is large, the inertia phase time does not become long, and the pull G shock can be suppressed even when the input torque is small. It is an object of the present invention to provide a control device for an automatic transmission.
  • the fastening capacity of the second fastening element is provided between the input shaft on the drive source side of the vehicle and the output shaft on the wheel side to reduce the fastening capacity of the first fastening element to change from the engaged state to the released state.
  • a decrease in the engagement capacity of the first engagement element to less than a predetermined capacity is restricted.
  • the fastening capacity of the first fastening element does not become less than the predetermined capacity, so that the inertia phase time does not become long.
  • the first fastening element when the input torque is small, the first fastening element Therefore, the inertia phase time can be prolonged, and the pull G shock can be suppressed.
  • FIG. 4 shows an example of a shift diagram of the embodiment. 7 shows a state transition at the time of changing gears of the auxiliary transmission mechanism of the embodiment. It is a flowchart which determines the instruction
  • Transmission controller 11 of the embodiment a flow chart for determining the F / F indicated capacity T HC of the high clutch H / C in the inertia phase.
  • 4 is a time chart illustrating a relationship between a calculated sub-shift-side input torque and an instruction capacity THC of a high clutch H / C according to the embodiment. 4 is a time chart illustrating a setting process of a high clutch lowering allowable capacity according to the embodiment. It is a time chart showing the post-limit high clutch instruction capacity of the embodiment. It is a schematic diagram showing the post-limit shift profile of the example.
  • the “gear ratio” of a certain transmission mechanism is a value obtained by dividing the input rotation speed of the transmission mechanism by the output rotation speed of the transmission mechanism.
  • FIG. 1 shows a vehicle drive system according to the present embodiment.
  • the drive system has a power train and a shift control unit.
  • the power train includes an engine 1, a torque converter 2, a reduction mechanism 3, an automatic transmission 4, a final drive gear mechanism 6, and wheels 7.
  • the engine 1 is a driving source of the vehicle.
  • the torque converter 2 has a lock-up clutch 20 and is drivingly connected to the engine 1 (connected to transmit the driving force).
  • the automatic transmission 4 is drivingly connected to the torque converter 2 via the speed reduction mechanism 3.
  • the final drive gear mechanism 6 is drivingly connected to the automatic transmission 4 via a transmission output shaft (propeller shaft) 5. Power from the automatic transmission 4 is output to wheels 7 via a final drive gear mechanism 6.
  • the automatic transmission 4 has a continuously variable transmission mechanism 8 and an auxiliary transmission mechanism 9.
  • the continuously variable transmission mechanism 8 has a primary pulley 8a connected to the output shaft of the speed reduction mechanism 3, and a secondary pulley 8b connected to the input shaft 90 of the auxiliary transmission mechanism 9, between which a belt 8c is hung. It is a belt-type continuously variable transmission mechanism passed. Hydraulic oil (oil) is supplied to each of the primary pulley 8a and the secondary pulley 8b, and the pulley width can be freely changed according to the hydraulic pressure.
  • the continuously variable transmission mechanism 8 can change the gear ratio (pulley ratio) steplessly by controlling the supply pressure to the primary pulley 8a and the supply pressure to the secondary pulley 8b.
  • the auxiliary transmission mechanism 9 is a stepped transmission mechanism having a plurality of frictional engagement elements and a planetary gear mechanism.
  • the planetary gear mechanism is a Ravigneaux type.
  • the sun gear 9a is input by drivingly coupling an input shaft 90 (secondary pulley 8b) to the composite sun gear 9a.
  • the carrier 9b is output.
  • the sun gear 9a can be fixed to the case C via a low brake L / B (second fastening element).
  • the carrier 9b can be drivingly coupled to the ring gear 9c via a high clutch H / C (first engagement element).
  • the ring gear 9c can be fixed to the case C via a reverse brake R / B.
  • the low brake L / B, high clutch H / C, and reverse brake R / B are wet friction engagement elements, each of which is supplied with oil and can freely engage and release according to the oil pressure.
  • the auxiliary transmission mechanism 9 can select the first forward speed, the second forward speed, and the reverse speed by controlling the supply pressure to each fastening element.
  • the first forward speed the low brake L / B is engaged, and the high clutch H / C and the reverse brake R / B are released.
  • the high clutch H / C is engaged, and the low brake L / B and the reverse brake R / B are released.
  • the reverse brake R / B is engaged, and the low brake L / B and the high clutch H / C are released.
  • the shift control unit is a control unit for controlling the shift of the automatic transmission 4, and includes a hydraulic control valve unit 10 and a transmission controller 11.
  • the hydraulic control valve unit 10 includes a plurality of solenoid valves. By switching the operating state (ON / OFF) of these solenoid valves, the supply pressure to the primary pulley 8a and the secondary pulley 8b of the continuously variable transmission mechanism 8 (normally, only the supply pressure to the primary pulley 8a) is controlled. You. As a result, the gear ratio is changed steplessly.
  • the solenoid valve by switching the operation state of the solenoid valve, the supply pressure to the low brake L / B, the high clutch H / C, and the reverse brake R / B of the subtransmission mechanism 9 is controlled. Thereby, the first forward speed or the second forward speed is selected.
  • the supply pressure to the lock-up clutch 20 is controlled by switching the operation state of the solenoid valve. Thereby, the engagement state (engagement and release) of lock-up clutch 20 is changed.
  • the transmission controller 11 controls operating states of a plurality of solenoid valves in the hydraulic control valve unit 10.
  • the transmission controller 11 has a module that functions as a continuously variable transmission control unit 111 and a module that functions as a continuously variable transmission control unit 112.
  • Continuously variable transmission control section 111 an input rotational speed as a target of the automatic transmission 4 (hereinafter, “target automatic transmission input rotational speed”) N in (o) is calculated, and the target automatic transmission input revolution speed N based on in (o), the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism 8 (hereinafter, "CVT side ratio”) to control the i p steplessly.
  • target automatic transmission input rotational speed an input rotational speed as a target of the automatic transmission 4
  • CVT side ratio the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism 8
  • the stepped shift control unit 112 calculates a target shift speed of the subtransmission mechanism 9 (hereinafter, “target subshift side ratio”) i sub (o), and sets the target sub speed ratio i sub (o) to the sub speed.
  • the mechanism 9 is controlled.
  • the transmission controller 11 executes the speed change control of the continuously variable transmission mechanism 8 and the speed change control of the auxiliary speed change mechanism 9, and thereby sets a target gear ratio (hereinafter, “target total ratio”) i of the automatic transmission 4 as a whole. (o) is realized.
  • Total ratio of the automatic transmission 4 (hereinafter, “total ratio") i is the transmission ratio of the auxiliary transmission mechanism 9 in the continuously variable transmission side ratio i p (hereinafter, “auxiliary transmission side ratio”) multiplied by the i sub Obtained.
  • the transmission controller 11 includes, for example, a signal from a throttle opening sensor S Th for detecting a throttle opening TVO, a signal from an accelerator pedal opening sensor S A for detecting an accelerator pedal opening APO, and an output rotation of the engine 1.
  • engine speed signals from an engine speed sensor S E for detecting the N Eng
  • input speed of the automatic transmission 4 (hereinafter, “automatic transmission input rotational speed”) automatically detecting the N in A signal from a transmission input rotation sensor S I , a signal from an automatic transmission output rotation sensor S O that detects the rotation speed of the transmission output shaft 5 (hereinafter, “automatic transmission output rotation speed”) N out
  • an automatic transmission the output signal of the oil temperature sensor S Te for detecting the oil temperature of the machine 4, the output signal of the inhibitor switch S Inh that detects a position of a select lever are inputted.
  • the running speed (hereinafter, referred to as “vehicle speed”) VSP of the vehicle is detected from the output speed N out of the automatic transmission and the gear ratio of
  • the transmission controller 11 performs a shift control of the automatic transmission 4 based on the input information and using a shift diagram illustrated in FIG. 2 as follows.
  • the shift diagram in FIG. 2 is a combination of the shift line of the continuously variable transmission mechanism 8 and the shift line of the auxiliary transmission mechanism 9.
  • the operating point of the automatic transmission 4 is determined based on the vehicle speed VSP and the target automatic transmission input rotation speed N in (o).
  • the target automatic transmission input rotation speed N in (o) is obtained according to the vehicle speed VSP and the accelerator pedal opening APO.
  • the slope of the line connecting the operating point and the zero point at the lower left corner of the shift diagram represents the total ratio i.
  • region A in FIG. 2 is a region in which shift control can be performed only when the shift speed of the auxiliary transmission mechanism 9 is the first forward speed.
  • the B region is a region where shift control can be performed when the shift speed of the auxiliary transmission mechanism 9 is the first forward speed or the second forward speed.
  • the area C is an area in which shift control can be performed only when the speed of the subtransmission mechanism 9 is the second forward speed.
  • the automatic transmission 4 includes a continuously variable transmission mechanism 8 that can continuously change the gear ratio (ratio) and an auxiliary transmission mechanism 9 that can select an arbitrary gear from a plurality of gears.
  • the continuously variable transmission mechanism 8 controls the target automatic transmission input rotation speed N in (o) in accordance with the operating point (target total ratio i (o)). Is done. As a result, the speed ratio is continuously and continuously controlled.
  • the shift line of the auxiliary transmission mechanism 9 has a forward 1st speed range and a 1 ⁇ 2UP line that switches from the first forward speed to the second forward speed, and a 2 ⁇ 1Down line that switches from the second forward speed to the first forward speed.
  • the second speed range is determined. For example, when the operating point crosses the 1 ⁇ 2UP line from the low vehicle speed side to the high vehicle speed side, the forward second speed is selected.
  • the auxiliary transmission mechanism 9 is moved to the second forward speed.
  • a request to downshift to the first forward speed is output.
  • the L range high limiter line indicates the lower limit of the number of rotations in the L range.
  • the transmission controller 11 coordinates the shift control of the continuously variable transmission mechanism 8 with the shift control of the auxiliary transmission mechanism 9. From the target total ratio i (o) and a predetermined shift speed, a transitional total ratio (hereinafter referred to as “instruction total ratio”) i (c) up to the target total ratio i (o) is determined.
  • a transitional sub-transmission-side ratio (hereinafter, referred to as “instruction sub-transmission”) from the shift time (inertia phase time) of the sub-transmission mechanism 9 set according to the traveling state to the target sub-transmission side ratio i sub (o). Side ratio ”) Determine i sub (c).
  • the transient stepless shift-side ratio (hereinafter referred to as the “commanded stepless shift-side ratio”) i p (c) Decide.
  • a state in which the input shaft 90 of the subtransmission mechanism 9 is on the driving side and the transmission output shaft 5 is on the driven side is referred to as a power-on state, and the other states are referred to as a power-off state.
  • the power-off state is a state in which the transmission output shaft 5 is on the driving side and the input shaft 90 is on the driven side.
  • the torque input from the engine 1 to the continuously variable transmission mechanism 8 (hereinafter referred to as “the continuously variable transmission side input”). Torque ”) includes the case where Tp_in is negative.
  • the power-off state includes a state in which the continuously variable transmission-side input torque Tp_in is near zero (regardless of positive or negative).
  • the power-off state refers to a state in which the input shaft 90 of the subtransmission mechanism 9 is on the non-drive side.
  • the time of shifting according to the invention of the present application mainly assumes a 2 ⁇ 1 downshift in a power-on state, but an overall image of control will be described with reference to FIGS.
  • the continuously variable transmission-side input torque Tp_in can be obtained from the output torque (hereinafter, “engine torque”) T Eng of the engine 1 and the engaged state of the lock-up clutch 20 of the torque converter 2.
  • Stepless side input torque T P_IN the torque inputted from the side of the engine 1 to the auxiliary transmission mechanism 9 (the input shaft 90) (hereinafter, "auxiliary transmission side input torque") substantially corresponds to the T sub_in.
  • the sub-transmission-side input torque T sub_in is calculated from the continuously variable transmission-side input torque T p_in and the continuously variable transmission-side ratio i p, and the power is determined based on whether the sub-transmission side input torque T sub_in is larger than a predetermined determination value. It may be determined whether the state is the on state or the power off state. Alternatively, it may be determined whether the vehicle is in the power-on state or the power-off state based on whether or not the accelerator pedal is operated (for example, accelerator opening APO).
  • a so-called changeover control for engaging one of the high clutch H / C and the low brake L / B and releasing the other is performed.
  • a downshift from the second forward speed to the first forward speed will be described as an example.
  • the transmission controller 11 advances the downshift (power-on downshift) by controlling the hydraulic pressure supplied to the high clutch H / C (torque capacity of the high clutch H / C).
  • the downshift power-off downshift
  • the downshift is advanced by controlling the hydraulic pressure supplied to the low brake L / B (torque capacity of the low brake L / B).
  • the transmission controller 11 determines that the vehicle is in the power-on state when the vehicle speed VSP is not stopped (during driving) when the vehicle speed VSP is higher than a predetermined threshold VSP *. Then, after performing the preparation (at the start of shifting) control, the downshift is advanced by controlling the torque capacity of the high clutch H / C. After the inertia phase, the torque phase occurs. In the preparation control, the low brake L / B is precharged with hydraulic pressure, and the low brake L / B is made to stand by immediately before engagement (preparation phase).
  • sub-transmission-side input rotation speed the rotation speed of the input shaft 90 (hereinafter, “sub-transmission-side input rotation speed”) N sub_in tends to increase due to the sub-transmission-side input torque T p_in. I do.
  • the sub-transmission-side input rotation speed N sub_in increases, and the inertia phase proceeds.
  • the degree of progress of the inertia phase that is, the inertia phase time can be controlled.
  • the transmission controller 11 determines that the vehicle is in the power-off state during traveling, the transmission controller 11 performs preparation control and then advances the downshift by controlling the torque capacity of the low brake L / B. After the torque phase, an inertia phase occurs.
  • the sub-transmission-side input torque T sub_in is small (for example, negative)
  • the sub-transmission-side input rotation speed N sub_in does not increase (decrease) even if the torque capacity of the high clutch H / C is simply reduced. try to). Therefore, after the preparation control, the hydraulic pressure (instruction torque capacity) supplied to the high clutch H / C is reduced, and the hydraulic pressure supplied to the low brake L / B is increased. Shift from C to low brake L / B (torque phase). Thereafter, by controlling the hydraulic pressure supplied to the low brake L / B, the input speed N sub_in on the sub-shift side is increased, and the inertia phase is advanced.
  • the transmission controller 11 continues the power-off downshift even if the transmission controller 11 determines that the power is on during the power-off downshift. That is, even if the power-on state is determined during the torque phase in the power-off downshift, the transition to the inertia phase in the power-on downshift (the transition indicated by the broken arrow ⁇ in FIG. 3) is prohibited. In addition, even if the power-on state is determined during the inertia phase in the power-off downshift, the transition to the inertia phase in the power-on downshift (transition indicated by the dashed arrow ⁇ in FIG. 3) is basically prohibited.
  • the transmission controller 11 determines that the power is off during the inertia phase in the power-on downshift, the transmission controller 11 shifts to the power-off downshift. For example, immediately after the power-on downshift is started by depressing the accelerator pedal, the accelerator pedal is depressed back by the driver's change mind. In such a case, when the power-off state is determined during the inertia phase in the power-on downshift and the hydraulic pressure (instructed torque capacity) supplied to the high clutch H / C is equal to or greater than a predetermined threshold, the power-off state is determined. Transition to the torque phase in the downshift.
  • the transmission controller 11 controls the supply hydraulic pressure to the release-side engagement element and the supply hydraulic pressure to the engagement-side engagement element during the re-switching control of the auxiliary transmission mechanism 9 by the command torque capacity of the release-side engagement element and the engagement-side engagement torque, respectively. Is calculated based on the indicated torque capacity of the fastening element. In the preparation phase and the torque phase, these command torque capacities are obtained as F / F command capacities, which are operation amounts of the feedforward control. In the inertia phase, the command torque capacity is obtained as an addition value of the F / F command capacity and the F / B command capacity which is the operation amount of the feedback control. The transmission controller 11 calculates the F / F instruction capacity based on the sub-transmission-side input torque Tsub_in .
  • the F / B instruction capacity is calculated based on the sub-transmission-side input rotation speed N sub_in .
  • the F / F command capacity and the F / B command capacity are calculated using the start / end determination of each phase as a trigger.
  • the F / F instruction capacity may have a correction gain and an offset corresponding to the shift progress rate of the subtransmission mechanism 9 as an adaptation element for correcting the actual pressure response delay of the engagement element. In this case, the correction is applied from the torque phase, and the correction is canceled in the end phase according to the progress rate.
  • the transmission controller 11 compares the time spent in the preparation phase with the speed at which the supply hydraulic pressure to the disengagement side engagement element decreases (removal response) and the time required to complete the precharge of the engagement side engagement element (exceeding shelf pressure). Decide based on The time spent in the inertia phase is determined based on the sub-transmission-side input torque Tsub_in . The time spent in the torque phase is determined based on the sub-transmission-side input torque Tsub_in . For example, when the sub-shift-side input torque T sub_in is small, the time of the torque phase is shorter than when it is large.
  • the transmission controller 11 changes the change gradient d (i sub (c)) / dt () of the designated sub-transmission side ratio i sub (c) in the inertia phase.
  • the profile or the target pattern of the sub-transmission-side input rotation speed N sub_in in the inertia phase is determined so as to satisfy the following condition, for example.
  • -It can be realized by the command supply oil pressure to the fastening element.
  • the response delay of the actual supply oil pressure to the instruction supply oil pressure to the fastening element is within the allowable range. ⁇ Shock due to inertia torque can be suppressed when the fastening element on the fastening side is completely fastened. The method of determining the profile of the sub-transmission-side input rotation speed N sub_in will be described later in detail.
  • the transmission controller 11 shows a flow of determining the F / F indicated capacity T LB of low brake L / B in the inertia phase.
  • step S1 it is determined whether all of the following conditions are satisfied.
  • the sub-transmission-side input torque T sub_in is equal to or smaller than a predetermined threshold T sub_in *.
  • a request for a downshift of the auxiliary transmission mechanism 9 has been output (start of a downshift from the second forward speed to the first forward speed has been determined).
  • step S2 it is determined whether the lock-up clutch 20 of the torque converter 2 is engaged (on state) or released (off state). If it is on, the process proceeds to step S3, and if it is off, the process proceeds to step S4.
  • step S3 the F / F command capacity TLB of the low brake L / B is calculated by the following equation (1).
  • I Eng + Tbn is the moment of inertia of the engine 1 combined with the turbine runner 2a of the torque converter 2
  • ic is the speed ratio (gear ratio) of the reduction mechanism 3
  • I Pri is the primary pulley 8a of the continuously variable transmission mechanism 8.
  • step S4 the F / F command capacity TLB of the low brake L / B is calculated by the following equation (2).
  • ITbn is the moment of inertia of the turbine runner 2a of the torque converter 2.
  • the second term on the right-hand side in the equations (1) and (2) represents the change gradient d (i) of the sub- transmission-side ratio i sub (c) determined as described above, for the rotation element on the engine 1 side of the sub-transmission mechanism 9.
  • sub (c)) / dt in other words, the profile of the sub-transmission-side input rotation speed N sub_in
  • the target sub-transmission-side ratio i sub (o) in other words, the target rotation speed of the input shaft 90 after the shift (hereinafter, referred to as “ Target sub-shift-side input rotation speed ”) N sub_in (o)).
  • the moment of inertia of (the rotating element in) the engine 1 that functions as a driven rotating element by engaging the lock-up clutch 20 is considered.
  • the “driven rotation element” means an element that is rotationally driven by the torque transmitted from the low brake L / B.
  • the equation (2) since the engine 1 does not function as a driven rotation element due to the release of the lock-up clutch 20, the moment of inertia of the engine 1 is not considered.
  • d (i sub (c)) / dt ⁇ N out is the angular acceleration of the input shaft 90 of the subtransmission mechanism 9 (the input speed N sub_in of the subtransmission side ) .
  • Change rate The value multiplied by d (i sub (c)) / dt ⁇ N out corresponds to a value obtained by converting the inertia moment of the driven rotary element on the engine 1 side with respect to the subtransmission mechanism 9 into the inertia moment of the input shaft 90. .
  • Inertial combination of the turbine runner 2a of the engine 1 and the torque converter 2 moment I Eng + Tbn, and each moment of inertia I Tbn turbine runner 2a is speed ratio i c (2 squared) of the reduction mechanism 3 and the continuously variable By multiplying by the side ratio i p (squared), it is converted to the moment of inertia at the input shaft 90.
  • the moment of inertia I Pri of the primary pulley 8a of the continuously variable transmission mechanism 8 is converted to the moment of inertia of the input shaft 90 by multiplying the continuously variable transmission ratio i p (squared).
  • step S5 the F / F command capacity TLB of the low brake L / B is calculated by the following equation (3). That is, the F / F indicated volume T LB, and auxiliary transmission side input torque T Sub_in equivalent (i.e. a value commensurate with T sub_in).
  • the transmission controller 11 upon downshift of the subtransmission mechanism 9, when the auxiliary transmission side input torque T Sub_in the threshold T sub_in * hereinafter, the F / F indicated capacity T LB of low brake L / B, "sub ( Equivalent to the shift-side input torque Tsub_in ) plus a "torque for raising the sub-shift-side input rotational speed Nsub_in toward the target sub-shift-side input rotational speed Nsub_in (o)". 1) (2)). Therefore, the following problems can be suppressed.
  • step S21 the sub-transmission-side input torque T sub_in is calculated.
  • FIG. 6 is a schematic diagram illustrating a base shift profile calculation process according to the embodiment.
  • the base shift profile is, as shown in FIG. 6A, a time-change trajectory of the target sub-shift-side input rotation speed N sub_in * defined based on a preset value.
  • FIG. 6B shows the rate of change of the degree of progress of the shift
  • FIG. 6C shows the rate of progress of the shift (a state in which 1 has progressed by 100%).
  • the inertia phase time at which the progress of the shift is completed is represented by t.
  • the shift progress rate is determined by the progress rate change rate.
  • the progress rate change rate has a trapezoidal basic shape characteristic, a set value a1 for setting a gradient when the progress rate increases, a progress rate at a constant progress rate of 1 / t, when the progress rate decreases. Is set as a set value a2 for setting the gradient of the vehicle, and a desired base shift profile is calculated.
  • step S23 it is calculated by the following equation of high clutch H / C F / F indicated volume T HC (1).
  • ITbn is the moment of inertia of the turbine runner 2a of the torque converter 2.
  • FIG. 7 is a time chart showing the relationship between the calculated auxiliary transmission side input torque of the embodiment and the command capacity THC of the high clutch H / C. Inertia phase in accordance with a change in the auxiliary transmission side input torque in order to proceed along the basic speed profile, profile of the high clutch instruction capacity T HC as indicated by a thick solid line in FIG. 7 is calculated.
  • step S24 it sets the high clutch lowered allowable capacity T HC under_lim.
  • the following describes the reason for setting the high clutch lowered allowable capacity T HC under_lim.
  • the subtransmission mechanism 9 operates to complete the inertia phase in a predetermined inertia phase time.
  • the auxiliary transmission side input torque T Sub_in is large, the auxiliary transmission side input rotational speed N Sub_in tends to increase, since necessary to lower so much the high clutch instruction capacity T HC is not to reduce the pull G Shock
  • a response delay until shifting is completed can be shortened.
  • auxiliary transmission side input torque T Sub_in is small, auxiliary transmission side input rotational speed N Sub_in hardly increases, is calculated as greatly reduce the high clutch instruction capacity T HC. Then, there is a possibility that a pull G shock is caused. Also, there is a limit to the reduction of the high clutch instruction capacity THC , and it is difficult to advance the inertia phase according to the base shift profile in the first place. Therefore, it was decided to set without incurring pull G shock high clutch lowered allowable capacity T HC under_lim.
  • Figure 8 is a time chart showing a setting process of the high clutch lowered allowable capacity T HC under_lim embodiment.
  • a preset offset amount is subtracted from the value, and the value is set as the high clutch lowering allowable capacity T HC under_lim.
  • step S25 the post-limit high clutch instruction capacity T HC lim is calculated.
  • FIG. 9 is a time chart illustrating the post-limit high clutch instruction capacity T HC lim according to the embodiment.
  • High clutch instruction capacity T HC lim after limit is set by the select-high of the high clutch instruction capacity T HC and high clutch lowered allowable capacity T HC under_lim. Accordingly, high clutch lowered allowable capacity T HC without low value is set than Under_lim, you can avoid pulling G shock.
  • step S26 the post-limit target sub-shift-side input rotation speed N sub_in * lim is calculated. That is, the base shift profile determines the reference inertia phase time t, and depicts the locus of the desired target sub-shift-side input rotational speed N sub_in * using the set values a1 and a2. Limiting the high clutch instruction capacity T HC necessary to draw the trajectory, auxiliary transmission side input rotational speed N Sub_in next different from the target auxiliary transmission side input rotational speed N sub_in *, to manage the progress of inertia phase It will be difficult.
  • step S27 the post-limit high clutch instruction capacity T HC lim and the post-limit target sub-shift-side input rotation speed N sub_in * lim are output.
  • FIG. 10 is a schematic diagram illustrating a post-limit shift profile of the embodiment. 10 (a) is representative of the relationship between the basic speed profile and high clutch instruction capacity T HC when the subtransmission side input torque T Sub_in large.
  • the high clutch command capacity T HC maintains a value higher than the post-limit high clutch command capacity T HC lim, and the inertia phase can proceed according to the base shift profile.
  • the judder vibration and the shift delay are avoided while avoiding the pull G shock. If the time t of the inertia phase becomes longer, heat generation of the clutch may be a concern, but since the auxiliary transmission side input torque T sub_in is small, the post-limit high clutch instruction capacity T HC lim is used to suppress the torque. In addition, heat generation of the clutch can be suppressed. Further, even if the time t of the inertia phase becomes longer, the driver does not request sudden acceleration in the first place, and does not give the driver a feeling of strangeness such as a shift delay.
  • the embodiment has the following functions and effects. (1) Provided between the input shaft 90 on the engine 1 (drive source) side of the vehicle and the transmission output shaft 5 on the wheel side to reduce the engagement capacity of the high clutch H / C (first engagement element). At the time of the inertia phase of the subtransmission mechanism 9 (stepped transmission mechanism) that shifts from the engaged state to the released state and increases the engagement capacity of the low brake L / B (second engagement element) to shift from the released state to the engaged state. regulates the drop to less than high clutch instruction capacity T HC of the high clutch lowered allowable capacity T HC under_lim (predetermined capacity).
  • the sub-shift-side input torque Tsub_in when the sub-shift-side input torque Tsub_in is large, the high clutch instruction capacity T HC does not become less than the high clutch lowering allowable capacity T HC under_lim, so that the inertia phase time t does not increase.
  • the shift-side input torque Tsub_in is small, the reduction of the high clutch instruction capacity T HC to less than the high clutch lowering allowable capacity T HC under_lim is restricted, so that the inertia phase time t can be lengthened and the pull G shock can be reduced. Can be suppressed.
  • the sub-shift-side input torque Tsub_in is small, judder vibration is unlikely to occur, and the driver does not issue a strong acceleration request, so that the shift delay does not cause an uncomfortable feeling.
  • the sub-transmission-side input torque Tsub_in is small, the amount of heat generated by the clutch can be suppressed.
  • the sub-shift-side input torque Tsub_in is large, the inertia phase time is shortened to suppress the judder vibration and to avoid the shift delay, thereby suppressing the clutch heat generation.
  • the high clutch command capacity T HC at the time of shifting is calculated from the sub-shift-side input torque Tsub_in and a shift profile (a preset target rotation speed of the input shaft), and the calculated high clutch command capacity T HC is calculated.
  • the post-limit target sub-shift-side input rotational speed N sub_in * lim is calculated by calculating back from the sub-shift-side input torque Tsub_in and the post-restriction high clutch command capacity T HC lim after limit. based on the back calculated limit after the target sub transmission side input rotational speed N sub_in * lim controls the high clutch instruction capacity T HC.
  • the rate of change of the degree of progress of the shift is changed by the back calculation, and by extending the time t of the inertia phase, it is possible to avoid judder vibration and shift delay while avoiding a pull G shock.
  • the time t of the inertia phase becomes longer, heat generation of the clutch may be a concern, but since the auxiliary transmission side input torque T sub_in is small, the post-limit high clutch instruction capacity T HC lim is used to suppress the torque. In addition, heat generation of the clutch can be suppressed. Further, even if the time t of the inertia phase becomes longer, the driver does not request sudden acceleration in the first place, and does not give the driver a feeling of strangeness such as a shift delay.
  • the drive source is not limited to the engine (internal combustion engine), but may be an electric motor or the like.
  • the continuously variable transmission mechanism is not limited to the belt type, and may be a power transmission member in which a chain is wrapped around pulleys, a toroidal type, or an electrically driven type, not limited to a hydraulically driven type. Some may be done.
  • the auxiliary transmission mechanism may have three or more gear stages for forward movement, may use a normal planetary gear mechanism, or may include a plurality of gear trains having different gear ratios. A plurality of power transmission paths, and a frictional engagement element for switching the power transmission paths.
  • switching from the D range to the L range is exemplified as the operation of the select lever for the driver to obtain the engine braking force, but switching to the M range (manual mode) may be performed.

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Abstract

自動変速機（４）は、無段変速機構（８）と有段の副変速機構（９）とを有し、副変速機構（９）は、ハイクラッチ（Ｈ／Ｃ）とローブレーキ（Ｌ／Ｂ）の掛け替えにより変速する。ハイクラッチ（Ｈ／Ｃ）の締結容量を低下させて締結状態から解放状態とし、ローブレーキ（Ｌ／Ｂ）の締結容量を上昇させて解放状態から締結状態とするイナーシャ相時に、ベース変速プロフィールに基づくハイクラッチ指示容量が過度に低下しないように、ハイクラッチ下げ許容容量を設定し、該許容容量未満へのハイクラッチ指示容量の低下を規制する。

Description

自動変速機の制御装置および制御方法
　本発明は、自動変速機の制御装置および制御方法に関する。
　従来、車両に搭載される自動変速機として、駆動源側の入力軸と車輪側の出力軸との間にバリエータと有段変速機構とを備えたものが知られている。特許文献１には、副変速機構におけるダウンシフト時に、締結要素を掛け替えて変速を進行させるイナーシャ相時に駆動源側から入力されるトルクを増大する技術が開示されている。
　しかしながら、上記従来の制御装置では、イナーシャ相の時間を管理しておらず、駆動源側から入力軸へ入力されるトルクが大きいときにイナーシャ相時間が長くなると、ジャダー振動や変速遅れを招くおそれとともに、クラッチ発熱量が大きいという問題があった。一方、発熱を抑制するためにイナーシャ相時間を短くすると、引きＧショックを招くおそれがあった。
　本発明は、このような技術的課題に鑑みてなされたもので、入力トルクが大きいときにはイナーシャ相時間が長くなることが無く、かつ、入力トルクが小さいときであっても引きＧショックを抑制可能な自動変速機の制御装置を提供することを目的とする。
ＷＯ２０１４／０６１６０１号公報
　本発明では、車両の駆動源側の入力軸と車輪側の出力軸との間に設けられ、第１締結要素の締結容量を低下させて締結状態から解放状態とし、第２締結要素の締結容量を上昇させて解放状態から締結状態とすることで変速する有段変速機構のイナーシャ相時は、前記第１締結要素の締結容量の所定容量未満への低下を規制することとした。
　すなわち、入力トルクが大きいときは、第１締結要素の締結容量が所定容量未満となることがないため、イナーシャ相時間が長くなることが無く、一方、入力トルクが小さいときは、第１締結要素の締結容量の所定容量未満への低下が規制されるため、イナーシャ相時間を長くすることができ、引きＧショックを抑制できる。
実施例の車両の駆動システムの概略構成を示す。 実施例の変速線図の一例を示す。 実施例の副変速機構の架け替え変速時における状態遷移を示す。 実施例のローブレーキの指示容量を決定するフローチャートである。 実施例の変速機コントローラ11が、イナーシャ相におけるハイクラッチH/CのF/F指示容量THCを決定するフローチャートである。 実施例のベース変速プロフィール算出処理を表す概略図である。 実施例の演算された副変速側入力トルクとハイクラッチH/Cの指示容量THCとの関係を表すタイムチャートである。 実施例のハイクラッチ下げ許容容量の設定処理を表すタイムチャートである。 実施例のリミット後ハイクラッチ指示容量を表すタイムチャートである。 実施例のリミット後変速プロフィールを表す概略図である。
　以下、図面を参照しながら本発明の実施例について説明する。以下の説明において、ある変速機構の「変速比」は、当該変速機構の入力回転数を当該変速機構の出力回転数で除して得られる値である。
　図1は、本実施例の車両の駆動システムを示す。駆動システムは、パワートレーン及び変速制御部を有する。パワートレーンは、エンジン1、トルクコンバータ2、減速機構3、自動変速機4、ファイナルドライブギア機構6、及び車輪7を有する。エンジン1は車両の駆動源である。トルクコンバータ2はロックアップクラッチ20を有し、エンジン1に駆動結合（駆動力を伝達可能に連結）する。自動変速機4は減速機構3を介してトルクコンバータ2に駆動結合する。ファイナルドライブギア機構6は、変速機出力軸（プロペラシャフト）5を介して自動変速機4に駆動結合する。自動変速機4からの動力は、ファイナルドライブギア機構6を経て、車輪7に出力される。
　自動変速機4は、無段変速機構8及び副変速機構9を有する。無段変速機構8は、減速機構3の出力軸に連結されるプライマリプーリ8aと、副変速機構9の入力軸90に連結されるセカンダリプーリ8bとを有し、これらの間にベルト8cを掛け渡したベルト式無段変速機構である。プライマリプーリ8a及びセカンダリプーリ8bにはそれぞれ、作動油（オイル）が供給され、その油圧に応じてプーリ幅を自由に変更することができる。無段変速機構8は、プライマリプーリ8aへの供給圧とセカンダリプーリ8bへの供給圧とを制御することで、変速比（プーリ比）を無段階に変更させることができる。
　副変速機構9は、複数の摩擦締結要素及び遊星歯車機構を有する有段変速機構である。遊星歯車機構はラビニヨ型であり、複合サンギア9aに入力軸90（セカンダリプーリ8b）を駆動結合することで当該サンギア9aを入力とする。キャリア9bを変速機出力軸5に駆動結合することで当該キャリア9bを出力とする。サンギア9aは、ローブレーキL/B（第２締結要素）を介してケースCに固定可能である。キャリア9bは、ハイクラッチH/C（第１締結要素）を介してリングギア9cに駆動結合することが可能である。リングギア9cは、リバースブレーキR/Bを介してケースCに固定可能である。
　ローブレーキL/B、ハイクラッチH/C及びリバースブレーキR/Bは、湿式の摩擦締結要素であり、それぞれオイルが供給され、その油圧に応じて締結及び解放を自由に行うことができる。副変速機構9は、各締結要素への供給圧を制御することで、前進1速、前進2速及び後進を選択することができる。前進1速の選択の場合は、ローブレーキL/Bを締結すると共にハイクラッチH/C及びリバースブレーキR/Bを解放する。前進2速の選択の場合は、ハイクラッチH/Cを締結すると共にローブレーキL/B及びリバースブレーキR/Bを解放する。後進の選択の場合は、リバースブレーキR/Bを締結すると共にローブレーキL/B及びハイクラッチH/Cを解放する。
　変速制御部は、自動変速機4の変速を制御するための制御部であり、油圧コントロールバルブユニット10及び変速機コントローラ11を有する。油圧コントロールバルブユニット10には、複数のソレノイドバルブが内蔵される。これらのソレノイドバルブの作動状態（オン・オフ）が切り替わることで、無段変速機構8のプライマリプーリ8a及びセカンダリプーリ8bへの供給圧（通常は、プライマリプーリ8aへの供給圧のみ）が制御される。これにより、変速比が無段階に変更される。同様に、上記ソレノイドバルブの作動状態が切り替わることで、副変速機構9のローブレーキL/B、ハイクラッチH/C及びリバースブレーキR/Bへの供給圧が制御される。これにより、前進1速又は前進2速が選択される。また、上記ソレノイドバルブの作動状態が切り替わることで、ロックアップクラッチ20への供給圧が制御される。これにより、ロックアップクラッチ20の締結状態（締結及び解放）が変更される。
　変速機コントローラ11は、油圧コントロールバルブユニット10における複数のソレノイドバルブの作動状態を制御する。変速機コントローラ11は、無段変速制御部111として機能するモジュール、及び有段変速制御部112として機能するモジュールを有する。無段変速制御部111は、自動変速機4の目標とする入力回転数（以下、「目標自動変速機入力回転数」）Nin(o)を算出し、この目標自動変速機入力回転数Nin(o)に基づき、無段変速機構8の変速比（以下、「無段変速側レシオ」）ipを無段階に制御する。有段変速制御部112は、副変速機構9の目標変速段（以下、「目標副変速側レシオ」）isub(o)を算出し、この目標副変速側レシオisub(o)に副変速機構9を制御する。変速機コントローラ11は、無段変速機構8の変速制御と副変速機構9の変速制御を実行することで、自動変速機4の全体として目標とする変速比（以下、「目標トータルレシオ」）i(o)を実現する。自動変速機4の全体としての変速比（以下、「トータルレシオ」）iは、無段変速側レシオipに副変速機構9の変速比（以下、「副変速側レシオ」）isubを乗じて得られる。
　変速機コントローラ11には、例えば、スロットル開度TVOを検出するスロットル開度センサSThからの信号、アクセルペダル開度APOを検出するアクセルペダル開度センサSAからの信号、エンジン1の出力回転数（以下、「エンジン回転数」）NEngを検出するエンジン回転センサSEからの信号、自動変速機4の入力回転数（以下、「自動変速機入力回転数」）Ninを検出する自動変速機入力回転センサSIからの信号、変速機出力軸5の回転数（以下、「自動変速機出力回転数」）Noutを検出する自動変速機出力回転センサSOからの信号、自動変速機4の油温を検出する油温センサSTeの出力信号、セレクトレバーの位置を検出するインヒビタスイッチSInhの出力信号が入力される。自動変速機出力回転数Noutとファイナルドライブギア機構6のギア比から車両の走行速度（以下、「車速」）VSPが検出される。
　変速機コントローラ11は、これら入力情報に基づき図2に例示する変速線図を用いて以下のとおりに自動変速機4の変速制御を行う。図2の変速線図は、無段変速機構8の変速線と、副変速機構9の変速線とを組み合わせたものである。この変速線図上では、自動変速機4の動作点が、車速VSPと目標自動変速機入力回転数Nin(o)に基づき決定される。目標自動変速機入力回転数Nin(o)は車速VSPとアクセルペダル開度APOとに応じて求められる。動作点と変速線図左下隅の零点とを結ぶ線の傾きがトータルレシオiを表している。副変速機構9の変速段として前進1速が選択されている場合、無段変速機構8の変速可能領域は、1速最Low線から1速最Hi線までの領域である。これに対し、副変速機構9の変速段として前進2速が選択されている場合、無段変速機構8の変速可能領域は、2速最Low線から2速最Hi線までの領域である。このため、図2のA領域は、副変速機構9の変速段が前進1速であるときのみ変速制御が可能な領域となる。また、B領域は、副変速機構9の変速段が前進1速又は前進2速であるときに変速制御が可能な領域となる。更に、C領域は、副変速機構9の変速段が前進2速であるときのみ変速制御が可能な領域となる。このように、自動変速機4は、変速比（レシオ）を無段階に変更させることができる無段変速機構8と、複数の変速段から任意の変速段を選択することができる副変速機構9とを組み合わせることで、どちらか一方のみで取り得るレシオカバレッジに比べて、拡大されたレシオカバレッジを得ることができる。
　図2のA～C領域では、動作点（目標トータルレシオi(o)）に応じて、目標自動変速機入力回転数Nin(o)が達成されるように、無段変速機構8が制御される。これにより、変速比が無段階に連続制御される。これに対し、副変速機構9の変速線は、前進1速から前進2速に切り替わる1→2UP線と、前進2速から前進1速に切り替わる2→1Down線とにより、前進1速領域と前進2速領域とが決定される。例えば、動作点が、1→2UP線を低車速側から高車速側に向かって横切ると、前進2速を選択する。2→1Down線を高車速側から低車速側に向かって横切ると、前進1速を選択する。また、例えば、走行中にセレクトレバーの位置がDレンジからLレンジへ切り替えられることに伴って動作点がC領域のP点からA領域のQ点に移行すると、副変速機構9を前進2速から前進1速にダウンシフトする要求が出力される。
　なお、Lレンジハイリミッタ線は、Lレンジでの回転数の下限を示す。
　また、変速機コントローラ11は、無段変速機構8の変速制御を副変速機構9の変速制御に協調させる。目標トータルレシオi(o)と予め定めた変速速度とから、目標トータルレシオi(o)に至るまでの過渡的なトータルレシオ（以下、「指示トータルレシオ」）i(c)を決める。走行状態に応じて設定された副変速機構9の変速時間（イナーシャ相時間）から、目標副変速側レシオisub(o)に至るまでの過渡的な副変速側レシオ（以下、「指示副変速側レシオ」）isub(c)を決める。指示トータルレシオi(c)を指示副変速側レシオisub(c)で除することで、過渡的な無段変速側レシオ（以下、「指示無段変速側レシオ」）ip(c)を決める。
　以下、副変速機構9の入力軸90が駆動側となり変速機出力軸5が従動側となる状態をパワーオン状態といい、それ以外の状態をパワーオフ状態という。パワーオフ状態は、変速機出力軸5が駆動側となり入力軸90が従動側となる状態、言い換えるとエンジン1の側から無段変速機構8へ入力されるトルク（以下、「無段変速側入力トルク」）Tp_inが負である状態を含む。そのほか、パワーオフ状態は、無段変速側入力トルクTp_inが（正負に関わらず）ゼロ付近である状態を含む。言い換えると、パワーオフ状態は、副変速機構9の入力軸90が非駆動側となる状態をいう。
　本願発明の変速時とは、主にパワーオン状態の2→1ダウンシフトを想定しているが、制御の全体像について、図3，4を用いて説明する。エンジン1の出力トルク（以下、「エンジントルク」）TEngとトルクコンバータ2のロックアップクラッチ20の締結状態とから、無段変速側入力トルクTp_inを得ることができる。無段変速側入力トルクTp_inが所定のパワーオン判定値Tp_in*（正値）より大きければパワーオン状態と判定でき、パワーオン判定値Tp_in*以下であればパワーオフ状態と判定できる。無段変速側入力トルクTp_inは、エンジン1の側から副変速機構9（入力軸90）へ入力されるトルク（以下、「副変速側入力トルク」）Tsub_inに略相当する。なお、無段変速側入力トルクTp_inと無段変速側レシオipとから副変速側入力トルクTsub_inを算出し、副変速側入力トルクTsub_inが所定の判定値より大きいか否かによりパワーオン状態であるかパワーオフ状態であるかを判定してもよい。また、アクセルペダル操作の有無（例えばアクセル開度APO）その他によりパワーオン状態であるかパワーオフ状態であるかを判定してもよい。
　副変速機構9を前進1速と前進2速との間で変速するとき、ハイクラッチH/CとローブレーキL/Bのうち一方を締結し他方を解放するいわゆる架け替え制御が実施される。以下、前進2速から前進1速へのダウンシフトを例にとって説明する。ダウンシフトではハイクラッチH/Cが締結状態から解放状態に切り替わり、ローブレーキL/Bが解放状態から締結状態に切り替わる。変速機コントローラ11は、パワーオン状態と判定したとき、ハイクラッチH/Cへの供給油圧（ハイクラッチH/Cのトルク容量）の制御によりダウンシフト（パワーオンダウンシフト）を進行させる。パワーオフ状態と判定したとき、ローブレーキL/Bへの供給油圧（ローブレーキL/Bのトルク容量）の制御によりダウンシフト（パワーオフダウンシフト）を進行させる。
　図3の架け替え変速（ダウンシフト）時の状態遷移図に示すように、変速機コントローラ11は、車速VSPが所定の閾値VSP*より大きい非停車時（走行時）に、パワーオン状態と判定すると、準備（変速開始時）制御を行った後、ハイクラッチH/Cのトルク容量の制御によりダウンシフトを進行させる。イナーシャ相の後、トルク相となる。準備制御では、ローブレーキL/Bへの油圧のプリチャージを行い、ローブレーキL/Bを締結直前の状態で待機させる（準備相）。パワーオン状態では、ローブレーキL/Bのトルク容量がなくても、副変速側入力トルクTp_inにより入力軸90の回転数（以下、「副変速側入力回転数」）Nsub_inが上昇しようとする。このため、ハイクラッチH/Cのトルク容量をある程度低下させるだけで、副変速側入力回転数Nsub_inが上昇し、イナーシャ相が進行する。また、ハイクラッチH/Cのトルク容量を制御することでイナーシャ相の進行度合い、すなわちイナーシャ相時間を制御できる。イナーシャ相の進行中、ハイクラッチH/Cへの供給油圧の制御により、副変速側入力回転数Nsub_inの過度の上昇（吹き上がり）を抑制する。その後、ハイクラッチH/Cへの供給油圧（指示トルク容量）を低下させると共にローブレーキL/Bへの供給油圧を増大させ、トルクの伝達を受け持つ締結要素をハイクラッチH/CからローブレーキL/Bへと移行させる（トルク相）。
　変速機コントローラ11は、走行時にパワーオフ状態と判定すると、準備制御を行った後、ローブレーキL/Bのトルク容量の制御によりダウンシフトを進行させる。トルク相の後、イナーシャ相となる。パワーオフ状態では、副変速側入力トルクTsub_inが小さい（例えば負である）ため、単にハイクラッチH/Cのトルク容量を低下させても、副変速側入力回転数Nsub_inが上昇しない（低下しようとする）。よって、準備制御の後、ハイクラッチH/Cへの供給油圧（指示トルク容量）を低下させると共にローブレーキL/Bへの供給油圧を増大させ、トルクの伝達を受け持つ締結要素をハイクラッチH/CからローブレーキL/Bへと移行させる（トルク相）。その後、ローブレーキL/Bへの供給油圧の制御により、副変速側入力回転数Nsub_inを上昇させ、イナーシャ相を進行させる。
　車速VSPが閾値VSP*以下である停車時は、準備制御の後、イナーシャ相がなく、トルク相となる。上記いずれの場合も、終了制御（変速終了時制御）を行って遷移を終了する。変速機コントローラ11は、ハイクラッチH/Cへの供給油圧をゼロとしてハイクラッチH/Cを完全解放させるとともにローブレーキL/Bへの供給油圧を増大させてローブレーキL/Bを完全締結させる。
　変速機コントローラ11は、パワーオフダウンシフト中、パワーオン状態と判定しても、パワーオフダウンシフトを継続する。すなわち、パワーオフダウンシフトにおけるトルク相中、パワーオン状態と判定しても、パワーオンダウンシフトにおけるイナーシャ相への遷移（図3で破線の矢印αにより示す遷移）を禁止する。また、パワーオフダウンシフトにおけるイナーシャ相中、パワーオン状態と判定しても、パワーオンダウンシフトにおけるイナーシャ相への遷移（図3で破線の矢印βにより示す遷移）を基本的に禁止する。なお、パワーオフダウンシフトにおけるイナーシャ相中、パワーオン状態と判定したとき、イナーシャ相の進行率が所定の閾値を超えていれば（イナーシャ相が実質的に終了していると判定すれば）、パワーオンダウンシフトにおけるトルク相へ遷移する。
　変速機コントローラ11は、パワーオンダウンシフトにおけるイナーシャ相中、パワーオフ状態と判定したとき、パワーオフダウンシフトへ遷移する。例えば、アクセルペダルの踏込みによりパワーオンダウンシフトを開始した直後、運転者のチェンジマインドによってアクセルペダルが踏み戻された場合である。このような場合であって、パワーオンダウンシフトにおけるイナーシャ相中にパワーオフ状態と判定したとき、ハイクラッチH/Cへの供給油圧（指示トルク容量）が所定の閾値以上であれば、パワーオフダウンシフトにおけるトルク相へ遷移する。一方、上記判定時にハイクラッチH/Cへの供給油圧が上記閾値未満であれば、パワーオフダウンシフトにおけるイナーシャ相へ遷移する。なお、上記判定時に、パワーオンダウンシフトにおけるイナーシャ相の進行率が所定の閾値を超えていれば（イナーシャ相が実質的に終了していると判定すれば）、パワーオンダウンシフトにおけるトルク相へ遷移する。
　変速機コントローラ11は、副変速機構9の架け替え制御時、解放側の締結要素への供給油圧及び締結側の締結要素への供給油圧を、それぞれ解放側の締結要素の指示トルク容量及び締結側の締結要素の指示トルク容量を基に算出する。これらの指示トルク容量をそれぞれ、準備相及びトルク相では、フィードフォワード制御の操作量であるF/F指示容量として求める。イナーシャ相では、F/F指示容量と、フィードバック制御の操作量であるF/B指示容量との加算値として、指示トルク容量を求める。変速機コントローラ11は、F/F指示容量を、副変速側入力トルクTsub_in を基に算出する。F/B指示容量を、副変速側入力回転数Nsub_inを基に算出する。F/F指示容量及びF/B指示容量は、各相の開始・終了の判定をトリガーにして算出される。なお、締結要素の実圧応答遅れ分を補正するための適合要素として、副変速機構9の変速の進行率に応じた補正ゲインとオフセットをF/F指示容量に持たせてもよい。この場合、トルク相から補正をかけ、終了相で進行率に応じて補正を解除する。
　変速機コントローラ11は、準備相に費やす時間を、解放側の締結要素への供給油圧の低下速度（抜け応答）と、締結側の締結要素のプリチャージ完了（棚圧越え）までの時間とに基づき決定する。イナーシャ相に費やす時間を、副変速側入力トルクTsub_inに基づき決定する。トルク相に費やす時間を、副変速側入力トルクTsub_inに基づき決定する。例えば、副変速側入力トルクTsub_inが小さいときは大きいときよりも、トルク相の時間を短くする。また、副変速側入力トルクTsub_inが所定値以上のときは、変速機コントローラ11は、イナーシャ相における指示副変速側レシオisub(c)の変化勾配d(isub(c)）/dt（言い換えるとイナーシャ相における副変速側入力回転数Nsub_inのプロフィールないし目標パターン）を、例えば以下の条件を満たすように決定する。
・締結要素への指示供給油圧により実現可能である。
・締結要素への指示供給油圧に対する実供給油圧の応答遅れが許容範囲内である。
・締結側の締結要素の完全締結時にイナーシャトルクによるショックを抑制できる。
　尚、副変速側入力回転数Nsub_inのプロフィールを決定する方法については、後で詳述する。
　以下、ローブレーキL/BのF/F指示容量をTLBとし、ハイクラッチH/CのF/F指示容量をTHCとする。図4は、変速機コントローラ11が、イナーシャ相におけるローブレーキL/BのF/F指示容量TLBを決定する流れを示す。ステップS1で、以下の条件をすべて満たすか否かを判定する。
・副変速側入力トルクTsub_inが所定の閾値Tsub_in*以下である。
・副変速機構9のダウンシフトの要求が出力された（前進2速から前進1速へのダウンシフトの開始が判定された）。例えば、セレクトレバーの位置がDレンジからLレンジへ切り替えられると、図2の変速線図において動作点がP点からQ点に移行することで、上記ダウンシフトの要求が出力される。
・車速VSPが所定の閾値VSP*より大きい。
　これらの条件をすべて満たせばステップS2へ進み、これらの条件の少なくとも1つを満たさなければステップS5へ進む。ステップS2で、トルクコンバータ2のロックアップクラッチ20が締結されている状態（オン状態）か解放されている状態（オフ状態）かを判定する。オン状態であればステップS3へ進み、オフ状態であればステップS4へ進む。
　ステップS3では、ローブレーキL/BのF/F指示容量TLBを以下の式（1）により算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　ただし、IEng+Tbnはエンジン1とトルクコンバータ2のタービンランナ2aとを合わせた慣性モーメント、icは減速機構3の変速比（ギア比）、IPriは無段変速機構8のプライマリプーリ8aの慣性モーメント、ISecは無段変速機構8のセカンダリプーリ8bの慣性モーメントである。
　ステップS4では、ローブレーキL/BのF/F指示容量TLBを以下の式（2）により算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　ただし、ITbnはトルクコンバータ2のタービンランナ2aの慣性モーメントである。
　式（1）（2）における右辺第2項は、副変速機構9よりもエンジン1の側の回転要素を、上記のように決定した副変速側レシオisub(c)の変化勾配d(isub(c)）/dt（言い換えると副変速側入力回転数Nsub_inのプロフィール）で、目標副変速側レシオisub(o)（言い換えると入力軸90の変速後の目標回転数（以下、「目標副変速側入力回転数」）Nsub_in(o)）に向けて上昇させるためのトルクを表す。式（1）では、ロックアップクラッチ20の締結により従動回転要素として機能するエンジン1（における回転要素）の慣性モーメントを考慮している。ここで「従動回転要素」とは、ローブレーキL/Bから伝達されるトルクにより回転駆動される要素を意味する。一方、式（2）では、ロックアップクラッチ20の解放によりエンジン1が従動回転要素として機能しないため、エンジン1の慣性モーメントを考慮しない。
　式（1）（2）の右辺第2項において、d(isub(c)）/dt×Noutは、副変速機構9の入力軸90の角加速度（副変速側入力回転数Nsub_inの変化率）に相当する。d(isub(c)）/dt×Noutに乗じる値は、副変速機構9よりもエンジン1の側の従動回転要素の慣性モーメントを、入力軸90における慣性モーメントに換算したものに相当する。エンジン1とトルクコンバータ2のタービンランナ2aとを合わせた慣性モーメントIEng+Tbn、及びタービンランナ2aの慣性モーメントITbnはそれぞれ、減速機構3の変速比ic（の2乗）及び無段変速側レシオip（の2乗）を乗じることで、入力軸90における慣性モーメントに換算される。無段変速機構8のプライマリプーリ8aの慣性モーメントIPriは、無段変速側レシオip（の2乗）を乗じることで、入力軸90における慣性モーメントに換算される。
　ステップＳ5では、ローブレーキL/BのF/F指示容量TLBを以下の式（3）により算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　すなわち、F/F指示容量TLBを、副変速側入力トルクTsub_in相当（すなわちTsub_inに釣り合う値）とする。
　すなわち、変速機コントローラ11は、副変速機構9のダウンシフト時に、副変速側入力トルクTsub_inが閾値Tsub_in*以下のとき、ローブレーキL/BのF/F指示容量TLBを、「副変速側入力トルクTsub_in相当」に「副変速側入力回転数Nsub_inを目標副変速側入力回転数Nsub_in(o)に向けて上昇させるためのトルク」を加えた値に制御する（式（1）（2））。よって、以下に列挙する問題を抑制できる。
問題１）無段変速側入力トルクTp_inがゼロ付近（副変速側入力トルクTsub_inが閾値Tsub_in*以下）であるパワーオフダウンシフトで、イナーシャ相におけるF/F指示容量TLBが（副変速側入力トルクTsub_in相当であり）小さいことに起因して、イナーシャ相がなかなか開始せず、また、開始しても徐々にしか進行しないといった問題。
問題２）協調制御される無段変速機構8の変速比（無段変速側レシオip）は、副変速側レシオisubの変化開始前に、最ローに達し、その後も、副変速機構9のダウンシフト（イナーシャ相）がなかなか開始せず、自動変速機4の全体としての変速比（トータルレシオi）の変化が非連続的になり、これによって減速度Gの変動が生じるといった問題。
問題３）運転者がエンジンブレーキ力を得るためにセレクトレバーをDレンジからLレンジへ切り替え、これによりダウンシフト要求が出されているような場合でも、得られるエンジンブレーキ力（減速度Gの大きさ）が小さく、またその発生が遅いといった問題や、無段変速機構8のダウンシフトによるものと副変速機構9のダウンシフトによるものとが時間的に離れて発生し、エンジンブレーキのタイムラグ感や二段感として運転者に違和感を与えるという問題。
　次に、ハイクラッチH/CのF/F指示容量THCについて説明する。図５は、実施例の変速機コントローラ11が、イナーシャ相におけるハイクラッチH/CのF/F指示容量THCを決定するフローチャートである。
　ステップS21では、副変速側入力トルクTsub_inを演算する。
　ステップS22では、ベース変速プロフィールを演算する。図６は、実施例のベース変速プロフィール算出処理を表す概略図である。ベース変速プロフィールとは、図６（ａ）に示すように、予め設定された設定値に基づいて規定される目標副変速側入力回転数Nsub_in*の時間変化軌跡である。図６（ｂ）は、変速の進行度変化率を表し、図６（ｃ）は、変速の進行率（１が100%進行した状態）を表す。変速の進行が完了するイナーシャ相時間をtとする。変速の進行率は、進行度変化率によって決定される。進行度変化率は、台形の基本形状特性を有し、進行率が上昇する際の勾配を設定する設定値a1、進行率が一定の際の進行率を1/t、進行率が下降する際の勾配を設定する設定値a2とし、所望のベース変速プロフィールを演算する。
　ステップS23では、ハイクラッチH/CのF/F指示容量THCを以下の式（1）により算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　尚、ロックアップクラッチ20解放時は、以下の式より算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　ただし、ITbnはトルクコンバータ2のタービンランナ2aの慣性モーメントである。
　図７は、実施例の演算された副変速側入力トルクとハイクラッチH/Cの指示容量THCとの関係を表すタイムチャートである。副変速側入力トルクの変化に応じてイナーシャ相をベース変速プロフィールに沿って進行させるために、図７の太い実線で示すようなハイクラッチ指示容量THCのプロフィールが演算される。
　ステップS24では、ハイクラッチ下げ許容容量THCunder_limを設定する。ここで、ハイクラッチ下げ許容容量THCunder_limを設定する理由について説明する。副変速機構９は、ベース変速プロフィールに基づいてハイクラッチ指示容量THCを設定すると、予め決定したイナーシャ相時間でイナーシャ相を完了させようと作動する。このとき、副変速側入力トルクTsub_inが大きい場合は、副変速側入力回転数Nsub_inが上昇しやすいため、ハイクラッチ指示容量THCをさほど低下させる必要が無いため、引きＧショックを小さくしつつ変速が完了するまでの応答遅れを短くできる。一方、副変速側入力トルクTsub_inが小さい場合は、副変速側入力回転数Nsub_inが上昇しにくく、ハイクラッチ指示容量THCを大きく低下させるように演算される。そうすると、引きＧショックを招くおそれがある。また、ハイクラッチ指示容量THCの低下には限界があり、そもそもベース変速プロフィール通りにイナーシャ相を進行させることが困難である。そこで、引きＧショックを招くことのないハイクラッチ下げ許容容量THCunder_limを設定することとした。
　図８は、実施例のハイクラッチ下げ許容容量THCunder_limの設定処理を表すタイムチャートである。掛け替え開始タイミングにおける副変速側入力トルクTsub_inを基準とし、その値から予め設定されたオフセット量を減算し、その値をハイクラッチ下げ許容容量THCunder_limとして設定する。
　ステップS25では、リミット後ハイクラッチ指示容量THClimを算出する。図９は、実施例のリミット後ハイクラッチ指示容量THClimを表すタイムチャートである。リミット後ハイクラッチ指示容量THClimは、ハイクラッチ指示容量THCとハイクラッチ下げ許容容量THCunder_limとのセレクトハイにより設定される。よって、ハイクラッチ下げ許容容量THCunder_limよりも低い値が設定されることがなく、引きＧショックを回避できる。
　ステップS26では、リミット後目標副変速側入力回転数Nsub_in*limを算出する。すなわち、ベース変速プロフィールは、基準となるイナーシャ相時間tを決定し、設定値a1、a2を用いた所望の目標副変速側入力回転数Nsub_in*の軌跡を描いたものである。この軌跡を描くのに必要なハイクラッチ指示容量THCを制限すると、目標副変速側入力回転数Nsub_in*とは異なる副変速側入力回転数Nsub_inとなり、イナーシャ相の進行を管理することが困難となる。そこで、リミット後ハイクラッチ指示容量THClimから逆算してリミット後目標副変速側入力回転数Nsub_in*limを算出し、リミット後変速プロフィールを作成する。
　ステップS27では、リミット後ハイクラッチ指示容量THClim及びリミット後目標副変速側入力回転数Nsub_in*limを出力する。
　図１０は、実施例のリミット後変速プロフィールを表す概略図である。図１０（ａ）は、副変速側入力トルクTsub_inが大きいときのベース変速プロフィールとハイクラッチ指示容量THCとの関係を表す。この場合、ハイクラッチ指示容量THCがリミット後ハイクラッチ指示容量THClimよりも高い値を維持しており、ベース変速プロフィール通りにイナーシャ相を進行できる。
　一方、図１０（ｂ）に示すように、アクセルペダルを即座に踏み込んだものの、低開度の場合は、副変速側入力トルクTsub_inが小さいため、イナーシャ相を進行させようとすると、引きＧショックを招く。また、図１０（ｃ）に示すように、アクセルペダルをゆっくりと踏み込むことで最終的な副変速側入力トルクTsub_inは大きくても、架け替え変速開始時点で既に副変速側入力トルクTsub_inが大きい場合は、やはり引きＧショックを招くおそれがある。これに対し、リミット後ハイクラッチ指示容量THClimから逆算してリミット後目標副変速側入力回転数Nsub_in*limを算出し、リミット後変速プロフィールを作成するため、進行度変化率が変更され、イナーシャ相の時間tを長くすることで、引きＧショックを回避しつつ、ジャダー振動や変速遅れを回避する。尚、イナーシャ相の時間tが長くなると、クラッチの発熱が懸念されるが、そもそも副変速側入力トルクTsub_inが小さいことに起因してリミット後ハイクラッチ指示容量THClimによる抑制が行われるため、クラッチの発熱を抑制できる。また、イナーシャ相の時間tが長くなったとしても、そもそも運転者は急加速を要求しておらず、運転者に変速遅れ等の違和感を与えることはない。
　以上説明したように、実施例にあっては、以下の作用効果を奏する。
　（１）車両のエンジン１（駆動源）側の入力軸90と車輪側の変速機出力軸5との間に設けられ、ハイクラッチＨ／Ｃ（第１締結要素）の締結容量を低下させて締結状態から解放状態とし、ローブレーキＬ／Ｂ（第２締結要素）の締結容量を上昇させて解放状態から締結状態とすることで変速する副変速機構9（有段変速機構）のイナーシャ相時は、ハイクラッチ指示容量ＴHCのハイクラッチ下げ許容容量THCunder_lim（所定容量）未満への低下を規制する。
　すなわち、副変速側入力トルクTsub_inが大きいときは、ハイクラッチ指示容量THCがハイクラッチ下げ許容容量THCunder_lim未満となることがないため、イナーシャ相時間tが長くなることが無く、一方、副変速側入力トルクTsub_inが小さいときは、ハイクラッチ指示容量THCのハイクラッチ下げ許容容量THCunder_lim未満への低下が規制されるため、イナーシャ相時間tを長くすることができ、引きＧショックを抑制できる。尚、副変速側入力トルクTsub_inが小さいときは、ジャダー振動が生じにくく、また運転者も強い加速要求を出しておらず変速遅れが違和感となることはない。また、副変速側入力トルクTsub_inが小さいため、クラッチ発熱量も抑制できる。一方、副変速側入力トルクTsub_inが大きいときは、イナーシャ相時間を短くすることで、ジャダー振動を抑制し、変速遅れを回避しつつ、クラッチ発熱量を抑制できる。
　（２）変速時におけるハイクラッチ指示容量THCは、副変速側入力トルクTsub_inと、変速プロフィール（予め設定された入力軸の目標回転数）とから算出され、算出されたハイクラッチ指示容量THCが規制されたときは、副変速側入力トルクTsub_inと、規制後のリミット後ハイクラッチ指示容量THClimとから逆算してリミット後目標副変速側入力回転数Nsub_in*limを算出し、該逆算されたリミット後目標副変速側入力回転数Nsub_in*limに基づいてハイクラッチ指示容量THCを制御する。
　よって、逆算により変速の進行度変化率が変更され、イナーシャ相の時間tを長くすることで、引きＧショックを回避しつつ、ジャダー振動や変速遅れを回避できる。尚、イナーシャ相の時間tが長くなると、クラッチの発熱が懸念されるが、そもそも副変速側入力トルクTsub_inが小さいことに起因してリミット後ハイクラッチ指示容量THClimによる抑制が行われるため、クラッチの発熱を抑制できる。また、イナーシャ相の時間tが長くなったとしても、そもそも運転者は急加速を要求しておらず、運転者に変速遅れ等の違和感を与えることはない。
　以上、本発明を実施するための形態を実施例に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は、実施例に示した構成に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。例えば、駆動源は、エンジン（内燃機関）に限らず、電動機等であってもよい。無段変速機構は、ベルト式に限らず、動力伝達部材としてチェーンがプーリ間に掛け回されたものや、トロイダル式であってもよいし、油圧で駆動されるものに限らず電気的に駆動されるものあってもよい。副変速機構（有段変速機構）は、前進用の変速段として3段以上を有してもよいし、通常の遊星歯車機構を用いてもよいし、ギア比の異なる複数の歯車列で構成される複数の動力伝達経路と、これら動力伝達経路を切り換える摩擦締結要素とによって構成されてもよい。実施例では、運転者がエンジンブレーキ力を得るためにするセレクトレバー操作として、DレンジからLレンジへの切り替えを例示したが、Mレンジ（マニュアルモード）への切り替え等であってもよい。
　

Claims (5)

  1. 　車両の駆動源側の入力軸と車輪側の出力軸との間に設けられ、第１締結要素の締結容量を低下させて締結状態から解放状態とし、第２締結要素の締結容量を上昇させて解放状態から締結状態とすることで変速する有段変速機構のイナーシャ相時は、前記第１締結要素の締結容量の所定容量未満への低下を規制する、自動変速機の制御装置。
  2. 　請求項１に記載の自動変速機の制御装置において、
    　変速時における前記第１締結要素の締結容量は、前記入力軸のトルクと、予め設定された前記入力軸の目標回転数とから算出され、
    　前記算出された第１締結要素の締結容量が規制されたときは、前記入力軸のトルクと、規制後の前記第１締結要素の締結容量とから逆算して前記入力軸の目標入力回転数を算出し、該逆算された規制後目標入力回転数に基づいて前記第1締結要素の締結容量を制御する、自動変速機の制御装置。
  3. 　請求項１または２に記載の自動変速機の制御装置において、
    　前記所定容量は、前記第１締結要素と前記第２締結要素の掛け替え開始タイミングにおける前記入力軸のトルクから予め設定したオフセット量を減算した値に設定される、自動変速機の制御装置。
  4. 　車両の駆動源側の入力軸と車輪側の出力軸との間に設けられ、第１締結要素の締結容量を低下させて締結状態から解放状態とし、第２締結要素の締結容量を上昇させて解放状態から締結状態とすることで変速する有段変速機構のイナーシャ相時は、前記第１締結要素の締結容量の所定容量未満への低下を規制する、自動変速機の制御方法。
  5. 　請求項４に記載の自動変速機の制御方法において、
    　変速時における前記第１締結要素の締結容量は、前記入力軸のトルクと、予め設定された前記入力軸の目標回転数とから算出され、
    　前記算出された第１締結要素の締結容量が規制されたときは、前記入力軸のトルクと、規制後の前記第１締結要素の締結容量とから逆算して前記入力軸の目標入力回転数を算出し、該逆算された規制後目標入力回転数に基づいて前記第1締結要素の締結容量を制御する、自動変速機の制御方法。
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