JP4045481B2

JP4045481B2 - Control device for automatic transmission

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Publication number: JP4045481B2
Application number: JP2002020907A
Authority: JP
Inventors: 浩幸勝田; 哲司小崎
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2002-01-30
Filing date: 2002-01-30
Publication date: 2008-02-13
Anticipated expiration: 2022-01-30
Also published as: JP2003222237A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ダウンシフト時の変速ショックを低減するように制御する自動変速機の制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用の自動変速機は、エンジンの動力をトルクコンバータを介して変速機構の入力軸に伝達し、この変速機構で変速して出力軸に伝達し、駆動輪を回転駆動するようにしている。最も一般的な変速機構は、入力軸と出力軸との間に複数の歯車を配列して、入力軸と出力軸との間に変速比の異なる複数の動力伝達経路を構成し、各動力伝達経路中にクラッチやブレーキ等の摩擦係合要素を設けて、変速指令に応じて各摩擦係合要素に作用させる油圧を個別に制御することで、各摩擦係合要素の係合と解放を選択的に切り換えて、入・出力軸間の動力伝達経路を切り換えて変速比を切り換えるようにしている。
【０００３】
このような構成の自動変速機では、現在の変速段からそれよりも低速の変速段へ変速するダウンシフトを行う場合は、現在の変速段を保持する摩擦係合要素の油圧を低下させて、当該摩擦係合要素を解放してほぼニュートラル状態に切り換えることで、入力軸の回転速度を上昇させ、それによって、入力軸の回転速度が当該ダウンシフト先の変速段相当の回転速度に上昇するタイミングに合わせて、当該ダウンシフト先の変速段の摩擦係合要素に作用させる油圧を増加させて係合状態にすることでダウンシフトするようにしている。
【０００４】
以上のような変速制御を行うために、各変速段の摩擦係合要素に作動油を供給する油圧回路中の油圧制御弁を電子制御するようにしているが、部品の製造ばらつき（特にクラッチのクリアランス）や動作環境の変化によって、同じ油圧指令値でも、実際に摩擦係合要素に充填される作動油充填量（摩擦係合要素の作動状態）がばらついてしまい、常に最適な制御状態になるとは限らない。このため、ダウンシフト制御時に、入力軸の回転速度が低速段相当の回転速度に上昇するタイミングに合わせて、低速段の摩擦係合要素に対する油圧指令値を増加させても、低速段の摩擦係合要素が実際に係合力を発生する状態に切り換わるタイミング（低速段の摩擦係合要素への実際の作動油充填量が適正値に到達するタイミング）がばらついてしまい、そのタイミングのずれによって不快な変速ショックが発生してしまう。
【０００５】
このような不具合を発生させる原因は、油圧指令値に対する実際の作動油圧が適正でないために、変速を進行させる期間にダウンシフト先の変速段の摩擦係合要素への作動油の充填量が適正にならないためと考えられる。ダウンシフト制御中に、油圧指令値が増加したときに、摩擦係合要素へ作動油の充填が完了してから油圧が増加し始めるため、摩擦係合要素が実際に係合力を発生する状態になるのが遅れる。
【０００６】
そこで、特許第２６１８６２４号公報に示すように、低速段の摩擦係合要素を構成するクラッチピストンの位置を検出するセンサを設け、ダウンシフト制御時に当該センサの出力に基づいて低速段の摩擦係合要素に作用させる油圧（作動油充填量）を、係合力を発生する直前の状態にフィードバック制御し、入力軸の回転速度が低速段相当の回転速度に上昇するタイミングに合わせて、低速段の摩擦係合要素に対する油圧指令値を増加させて低速段の摩擦係合要素の係合力を増加させることでダウンシフトするようにしたものがある。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記公報の構成では、クラッチピストンの位置を検出するセンサを設ける必要があるため、コストアップする欠点がある。しかも、このセンサを配置する場所は、変速機本体内の狭い場所で温度等の環境条件も厳しいため、センサを十分な信頼性を持って構成することは難しく、耐久性に問題がある。その上、センサやその信号伝達経路に故障が発生すると、変速不能になったり、変速ショックが更に悪化したりする問題がある。
【０００８】
ところで、摩擦係合要素への作動油の充填を確実に行わせる手段として、常に高めの油圧指令値を用いて作動油の充填が不足することのないようにすることが考えられる。しかし、この方法では、ダウンシフト制御開始後に、解放する摩擦係合要素の油圧が十分に低下しないうちに、係合側（低速段）の摩擦係合要素への作動油の充填が進み過ぎて係合力を発生してしまう可能性があり、その結果、解放側と係合側の両方の摩擦係合要素が同時に係合力を発生する、いわゆる二重係合状態となって、変速ショックを更に悪化させたり、摩擦係合要素を損傷させてしまう可能性がある。特に、製造ばらつき等によって、油圧指令値に対する実際の油圧が高めにばらついている製品では、より深刻な二重係合の問題を発生させる懸念がある。油圧のばらつきを生じさせる原因は、作動油を充填すべき容積のばらつきの他に、油圧指令値に対する油圧制御装置の出力油圧のばらつきもあり、実際の油圧が高めにばらついていることも少なくないため、従来のダウンシフト制御では、二重係合の問題から油圧指令値を高めに設定することができず、二重係合の問題と係合側の摩擦係合要素の作動油の充填不足の問題を同時に解消することは困難である。
【０００９】
本発明はこのような事情を考慮してなされたものであり、従ってその目的は、新たなセンサ類を設けなくても、変速ショックの少ないダウンシフトを行うことができ、しかも、二重係合の問題と係合側の摩擦係合要素の作動油の充填不足の問題を同時に解消することができて、ダウンシフト時の変速ショック低減、信頼性向上、低コスト化を同時に達成することができる自動変速機の制御装置を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明の請求項１の自動変速機の制御装置は、ダウンシフト制御手段により、ダウンシフト制御を開始するときに、現在の変速段の摩擦係合要素（以下「解放側の摩擦係合要素」という）を解放してほぼニュートラル状態にすることで、入力軸の回転速度を上昇させると共に、ダウンシフト先の変速段の摩擦係合要素（以下「係合側の摩擦係合要素」という）が係合力を発生する直前の状態になるまで作動油の充填制御を行い、入力軸の回転速度が当該ダウンシフト先の変速段相当の回転速度に上昇するタイミングに合わせて係合側の摩擦係合要素の係合力を増加させるように油圧の増圧制御を行ってダウンシフトを完了する。このダウンシフト制御中に、係合側の摩擦係合要素への作動油の充填制御の終了から増圧制御を開始するまでの間に係合側の摩擦係合要素に作用させる油圧を該係合側の摩擦係合要素の作動油充填状態を保持するための待機油圧に保持する期間があり（図５参照）、この待機油圧保持期間がある程度短くなっても、その後の増圧制御を正常に行うことができることに着目し、係合側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングを解放側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングよりも遅らせるようにしたものである。つまり、解放側の摩擦係合要素の油圧制御を開始してから、暫く遅れて係合側の摩擦係合要素の油圧制御（充填制御）を開始するようにしたものである。このように制御しても、待機油圧保持期間が係合側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングの遅れ時間分だけ短くなるだけであり、ダウンシフトの変速の進み具合は遅れず、変速速度が遅くなることはない。
【００１１】
本発明では、ダウンシフト制御開始後に、解放側の摩擦係合要素に作用する油圧をある程度低下させてから、係合側の摩擦係合要素への作動油の充填制御を開始することができるので、油圧指令値に対する実際の油圧のばらつきを考慮して、作動油の充填不足が生じないように油圧指令値を従来よりも高めに設定しても、二重係合を確実に回避することができる。その結果、本発明では、油圧指令値に対する実際の油圧のばらつきを考慮して充填制御期間の油圧指令値を従来よりも高めに設定することができるので、二重係合の問題と係合側の摩擦係合要素の作動油の充填不足の問題を同時に解消することができ、その結果、新たなセンサ類を設けなくても、変速ショックの少ないダウンシフトを行うことができ、ダウンシフト時の変速ショック低減、信頼性向上、低コスト化を同時に達成することができる。
【００１５】
また、請求項１に係る発明では、解放側の摩擦係合要素の油圧制御開始後の入力軸の回転速度の上昇度合に基づいて前記係合側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングに達したか否かを判定するようにしている。このようにすれば、入力軸の回転速度の上昇度合から実際の変速の進み具合を確認しながら、係合側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングを、二重係合を防止するのに必要な時間だけ遅らせることができる。
【００１６】
更に、請求項１に係る発明では、係合側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングの遅れ量を、待機油圧保持期間が車速によらずほぼ一定の時間となるように設定するようにしている。つまり、解放側の摩擦係合要素の油圧制御開始後の入力軸の回転速度の上昇度合を見れば、増圧制御の開始タイミングをある程度予測することができるため、係合側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングの遅れ量を、待機油圧保持期間が車速によらずほぼ一定の時間となるように設定することができて、車速の影響を受けない安定したダウンシフト制御を行うことができる。
【００１７】
ところで、ダウンシフト制御中に運転者がアクセル開度を閉じたり、解放側の摩擦係合要素の作動油圧の減圧速度が何等かの原因で遅くなったりすると、入力軸の回転速度の上昇度合が遅くなる場合がある。このような場合に、入力軸の回転速度の上昇度合に基づいて係合側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングの遅れ量を設定すると、油圧制御開始タイミングの遅れ量が大きくなり過ぎて、ダウンシフト制御に要する時間が長くなり過ぎたり、最悪の場合は、係合側の摩擦係合要素の油圧制御（充填制御）をいつまでも開始できない状態が続いてしまう可能性がある。
【００１８】
そこで、請求項２のように、係合側の摩擦係合要素の油圧制御開始タイミングの遅れ量を所定のガード値以下に制限するようにすると良い。このようにすれば、ダウンシフト制御時に、何等かの原因で入力軸の回転速度の上昇度合が遅くなった場合でも、解放側の摩擦係合要素の油圧制御開始後の経過時間が所定のガード値に達した時点で、強制的に係合側の摩擦係合要素の油圧制御（充填制御）を開始することができ、ダウンシフトの変速速度が遅くなり過ぎることを防止することができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
《実施形態（１）》
以下、本発明の実施形態（１）を図１乃至図１３に基づいて説明する。
【００２０】
まず、図１及び図２に基づいて自動変速機１１の概略構成を説明する。図２に示すように、エンジン（図示せず）の出力軸には、トルクコンバータ１２の入力軸１３が連結され、このトルクコンバータ１２の出力軸１４に、油圧駆動式の変速歯車機構１５（変速機構）が連結されている。トルクコンバータ１２の内部には、流体継手を構成するポンプインペラ３１とタービンランナ３２が対向して設けられ、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２との間には、オイルの流れを整流するステータ３３が設けられている。ポンプインペラ３１は、トルクコンバータ１２の入力軸１３に連結され、タービンランナ３２は、トルクコンバータ１２の出力軸１４に連結されている。
【００２１】
また、トルクコンバータ１２には、入力軸１３側と出力軸１４側との間を係合又は切り離しするためのロックアップクラッチ１６が設けられている。エンジンの出力トルクは、トルクコンバータ１２を介して変速歯車機構１５に伝達され、変速歯車機構１５の複数のギヤ（遊星歯車等）で変速されて、車両の駆動輪（前輪又は後輪）に伝達される。
【００２２】
変速歯車機構１５には、複数の変速段を切り換えるための摩擦係合要素である複数のクラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２とブレーキＢ０，Ｂ１が設けられ、図３に示すように、これら各クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２と各ブレーキＢ０，Ｂ１の係合／解放を油圧で切り換えて、動力を伝達するギヤの組み合わせを切り換えることによって変速比を切り換えるようになっている。尚、図３は４速自動変速機のクラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２とブレーキＢ０，Ｂ１の係合の組合せを示すもので、○印はその変速段で係合状態（トルク伝達状態）に保持されるクラッチとブレーキを示し、無印は解放状態を示している。例えば、３速から２速にダウンシフトする場合は、３速で係合状態に保持されていた２つのクラッチＣ０，Ｃ２のうちの片方のクラッチＣ２を解放し、その代わりに、ブレーキＢ１を係合することで、２速にダウンシフトする。また、３速から４速にアップシフトする場合は、３速で係合状態に保持されていた２つのクラッチＣ０，Ｃ２のうちの片方のクラッチＣ０を解放し、その代わりに、ブレーキＢ１を係合することで、４速にアップシフトする。
【００２３】
図１に示すように、変速歯車機構１５には、エンジン動力で駆動される油圧ポンプ１８が設けられ、作動油（オイル）を貯溜するオイルパン（図示せず）内には、油圧制御回路１７が設けられている。この油圧制御回路１７は、ライン圧制御回路１９、自動変速制御回路２０、ロックアップ制御回路２１、手動切換弁２６等から構成され、オイルパンから油圧ポンプ１８で汲み上げられた作動油がライン圧制御回路１９を介して自動変速制御回路２０とロックアップ制御回路２１に供給される。ライン圧制御回路１９には、油圧ポンプ１８からの油圧を所定のライン圧に制御するライン圧制御用の油圧制御弁（図示せず）が設けられ、自動変速制御回路２０には、変速歯車機構１５の各クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２と各ブレーキＢ０，Ｂ１に供給する油圧を制御する複数の変速用の油圧制御弁（図示せず）が設けられている。また、ロックアップ制御回路２１には、ロックアップクラッチ１６に供給する油圧を制御するロックアップ制御用の油圧制御弁（図示せず）が設けられている。
【００２４】
また、ライン圧制御回路１９と自動変速制御回路２０との間には、シフトレバー２５の操作に連動して切り換えられる手動切換弁２６が設けられている。シフトレバー２５がニュートラルレンジ（Ｎレンジ）又はパーキングレンジ（Ｐレンジ）に操作されているときには、自動変速制御回路２０の油圧制御弁への通電が停止（ＯＦＦ）された状態になっていても、手動切換弁２６によって変速歯車機構１５に供給する油圧が変速歯車機構１５をニュートラル状態とするように切り換えられる。
【００２５】
一方、エンジンには、エンジン回転速度Ｎｅを検出するエンジン回転速度センサ２７が設けられ、変速歯車機構１５には、変速歯車機構１５の入力軸回転速度Ｎｔ（トルクコンバータ１２の出力軸回転速度）を検出する入力軸回転速度センサ２８と、変速歯車機構１５の出力軸回転速度Ｎｏを検出する出力軸回転速度センサ２９が設けられている。
【００２６】
これら各種センサの出力信号は、自動変速機電子制御回路（以下「ＡＴ−ＥＣＵ」と表記する）３０に入力される。このＡＴ−ＥＣＵ３０は、マイクロコンピュータを主体として構成され、内蔵されたＲＯＭ（記憶媒体）に記憶された図７乃至図１３のプログラムを実行することで、予め設定した図４の変速パターンに従って変速歯車機構１５の変速が行われるように、シフトレバー２５の操作位置や運転条件（スロットル開度、車速等）に応じて自動変速制御回路２０の各油圧制御弁への通電を制御して、変速歯車機構１５の各クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２と各ブレーキＢ０，Ｂ１に作用させる油圧を制御することによって、図３に示すように、各クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２と各ブレーキＢ０，Ｂ１の係合／解放を切り換えて、動力を伝達するギヤの組み合わせを切り換えることで、変速歯車機構１５の変速比を切り換える。
【００２７】
この際、ＡＴ−ＥＣＵ３０は、ダウンシフトを行う場合は、図５に示すように制御する。以下の説明では、クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２とブレーキＢ０，Ｂ１を総称して単に「クラッチ」と簡略化して表記する。また、ダウンシフト制御時に係合状態から解放状態に切り換えるクラッチを「解放側クラッチ」と表記し、解放状態から係合状態に切り換えるクラッチを「係合側クラッチ」と表記する。
【００２８】
まず、ダウンシフト時の解放側クラッチの油圧制御を図５を用いて説明する。ダウンシフトの変速指令が出力された時点ｔ0 で、解放側クラッチの油圧指令値を初期油圧まで低下させた後、解放側クラッチの油圧指令値を一定勾配で緩やかに低下させる（以下この油圧制御を「減圧制御」という）。これにより、解放側クラッチの係合力が低下して、エンジン側から入力されるトルクに対して、解放側クラッチの伝達トルク容量が低下するため、時刻ｔ1 付近で、変速歯車機構１５の入力軸回転速度Ｎｔ（トルクコンバータ１２の出力軸回転速度）が上昇し始める。
【００２９】
解放側クラッチの減圧制御中は、入力軸回転速度Ｎｔが上昇し始めたか否かを次の（１）式を用いて判定する。
Ｎｔ−Ｎｏ×ｇ1 ≧Δｎ1 ……（１）
ここで、Ｎo は変速歯車機構１５の出力軸回転速度、ｇ1 は変速前の変速段のギア比、Δｎ1 は判定値である。Ｎｏ×ｇ1 は、変速前の入力軸回転速度に相当する。
【００３０】
Ｎｔ−Ｎｏ×ｇ1 が判定値Δｎ1 以上になった時点ｔ1 で、入力軸回転速度Ｎｔが上昇し始めたと判断して解放側クラッチの減圧制御を終了し、フィードバック制御を開始する。このフィードバック制御では、入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合が予め設定した目標の上昇度合となるように解放側クラッチの油圧をフィードバック制御する。
【００３１】
このフィードバック制御中は、変速の進行度合（入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合）が変速完了時期に近付いたか否かを次の（２）式を用いて判定する。
Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ≦Δｎ3 ……（２）
ここで、ｇ2 は変速後の変速段のギア比、Δｎ3 は判定値である。Ｎｏ×ｇ2 は、最終的な目標入力軸回転速度に相当する。
【００３２】
Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔが判定値Δｎ3 以下になった時点ｔ4 で、変速の進行度合（入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合）が変速完了時期に近付いたと判断して、フィードバック制御を終了し、その後は、入力軸回転速度Ｎｔの吹き上がりを防止するために、解放側クラッチの油圧指令値を一定勾配で緩やかに上昇させる（以下この油圧制御を「増圧制御」という）。
【００３３】
この解放側クラッチの増圧制御中は、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近にとどまっているか否かを次の（３）式を用いて判定する。
｜Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ｜≦Δｎ4 ／２ ……（３）
ここで、Δｎ4 ／２は判定値である。
【００３４】
｜Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ｜≦Δｎ4 ／２の状態が所定時間ｔs 以上続くまで増圧制御を続け、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近にとどまっている状態（｜Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ｜≦Δｎ4 ／２の状態）が所定時間ｔs 以上続いていることを確認した時点ｔ5 で、解放側クラッチの増圧制御を終了し、その後は、解放側クラッチの油圧指令値を最低油圧に向けて一定勾配で低下させて、ダウンシフトの変速を終了させる。
【００３５】
次に、ダウンシフト時の係合側クラッチの油圧制御を図５を用いて説明する。
ダウンシフト制御開始時（解放側クラッチの減圧制御開始時）ｔ0 から解放側クラッチの実際の油圧が十分に低下してから係合側クラッチの充填制御を開始するために、解放側クラッチの減圧制御を開始した時点ｔ0 から所定の遅れ時間ｔd を経過した後に係合側クラッチの充填制御を開始する。この充填制御では、係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になるように、係合側クラッチの油圧指令値を予め設定された充填油圧Ｐo に設定して、係合側クラッチに作動油を充填する。この充填制御を予め設定された所定時間ｔ_Fだけ実行して係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になった時点ｔ2 で、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧Ｐh まで低下させて充填制御を終了する。この後は、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧Ｐh に保持して、この待機油圧Ｐh によって係合側クラッチを係合力を発生する直前の状態に保持する。
【００３６】
この待機油圧保持期間中は、変速の進行度合（入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合）が所定段階まで進んだか否かを次の（４）式を用いて判定する。
Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ≦Δｎ2 ……（４）
ここで、Δｎ2 は判定値である。但し、Δｎ2 ＞Δｎ3 に設定されている。
【００３７】
Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔが判定値Δｎ2 以下になった時点ｔ3 で、変速の進行度合（入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合）が所定段階まで進んだと判断して、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧Ｐh に保持する制御を終了し、その後は、係合側クラッチの係合力を徐々に発生させるために、係合側クラッチの油圧指令値を一定勾配で緩やかに上昇させる（以下この油圧制御を「増圧制御」という）。
【００３８】
その後、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近にとどまっている状態（｜Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ｜≦Δｎ4 ／２の状態）が所定時間ｔs 以上続いていることを確認した時点ｔ5 で、係合側クラッチの増圧制御を終了し、その後は、係合側クラッチの油圧指令値を最高油圧に向けて上昇させて、係合側クラッチの係合力を最大に増加させて、ダウンシフトの変速を終了させる。このように制御することで、入力軸回転速度Ｎｔがダウンシフト先の低速段相当の回転速度に上昇するタイミングに合わせて、係合側クラッチの係合力を増加させてダウンシフトを完了する。
【００３９】
この場合、変速の進行度合（入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合）が変速完了時期に近付いたと判断できる時点ｔ4 から所定時間ｔs 以上経過するまで増圧制御を継続する理由は、例えば、係合側クラッチの実際の油圧が低めにばらついているような場合に、入力軸回転速度Ｎｔが急激に最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）を越えて吹き上がってしまうため、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）に達した時点で、直ちに変速完了と判断して係合側クラッチの係合力（油圧）を急激に増加させると、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）を越えて吹き上がっている場合に大きな変速ショックを発生してしまうためである。
【００４０】
本実施形態（１）のように、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近にとどまっている状態（｜Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ｜≦Δｎ4 ／２の状態）が所定時間ｔs 以上続いていることを確認した時点ｔ5 で、変速完了と判断するようにすれば、入力軸回転速度Ｎｔが一時的に最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）を越えて吹き上がっている場合でも、その吹き上がりが収まって入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近に収束するのを待って、変速完了と判断することができ、変速ショックを少なくすることができる。
【００４１】
ところで、待機油圧保持期間（図５の時刻ｔ2 〜ｔ3 の期間）の係合側クラッチの待機油圧Ｐh は、当該係合側クラッチが非作動時に引きずりを生じないように内蔵したリターンスプリングのばね力よりも若干高めの油圧に設定すれば、待機油圧保持期間中の充填作動油の漏れ（充填不足）を防止して、係合側クラッチの油圧を確実に待機油圧Ｐh に保持できる。
【００４２】
しかし、従来のダウンシフト制御では、解放側クラッチの減圧制御を開始するのと同時に、係合側クラッチの充填制御を開始するようにしているので、係合側クラッチの待機油圧Ｐh を高めの油圧に設定すると、ダウンシフト制御開始後に解放側クラッチの油圧が十分に低下しないうちに、係合側クラッチの油圧が上昇し過ぎて、係合側クラッチと解放側クラッチとが同時に係合力を発生する二重係合状態となってしまう可能性があり、それによって、大きな変速ショックが発生したり、クラッチを損傷させてしまう可能性がある。
【００４３】
特に、製造ばらつき等によって、油圧指令値に対する実際の油圧が高めにばらついている製品では、より深刻な二重係合の問題を発生させる懸念がある。油圧のばらつきを生じさせる原因は、作動油を充填すべき容積のばらつきの他に、油圧指令値に対する油圧制御回路１７の出力油圧のばらつきもあり、実際の油圧が高めにばらついていることも少なくないと思われる。従って、従来のダウンシフト制御では、二重係合の問題を避けるために、待機油圧Ｐh を高めに設定することができない。
【００４４】
これに対して、本実施形態（１）では、解放側クラッチの減圧制御を開始してから、所定の遅れ時間ｔd を経過した後に係合側クラッチの充填制御を開始するようにしたので、解放側クラッチの油圧を十分に低下させてから、係合側クラッチの充填制御を開始することができる。そのため、油圧指令値に対する実際の油圧のばらつきを考慮して、作動油の充填不足が生じないように待機油圧Ｐh を従来よりも高めに設定しても、二重係合を確実に回避することができる。その結果、本実施形態（１）では、油圧指令値に対する実際の油圧のばらつきを考慮して、待機油圧Ｐh を従来よりも高めに設定することができるので、二重係合の問題と係合側クラッチの作動油の充填不足の問題を同時に解消することができる。更に、解放側クラッチの油圧と係合側クラッチの油圧とは独立に制御できるので、解放側クラッチと係合側クラッチを互いの油圧制御の影響を受けずに変速の進み具合に応じて最適のタイミングで油圧制御することができる。
【００４５】
ところで、解放側クラッチの減圧制御開始タイミングｔ0 から係合側クラッチの充填制御を開始するまでの遅れ時間ｔd は、二重係合を防止するために解放側クラッチの油圧が十分に低下してから係合側クラッチの充填制御を開始するように設定すれば良く、例えば、入力軸回転速度Ｎｔが上昇し始める時刻ｔ1 付近で係合側クラッチの充填制御を開始するように遅れ時間ｔd を設定すれば、二重係合を防止できる。
【００４６】
一般に、車速が速くなるほど、ダウンシフト制御に要する時間が長くなるため、係合側クラッチの充填制御開始タイミングの遅れ時間ｔd を一定にすると、高速走行時にダウンシフト制御を行うときに、充填制御の終了から増圧制御を開始するまでの待機油圧保持期間が長くなる。この待機油圧保持期間中には、係合側クラッチの摺動部品のクリアランスや摺動部品を解放方向に付勢するリターンスプリングのばね力によって充填作動油が少しずつ漏れるため、待機油圧保持期間が長くなると、その分、待機油圧保持期間中の充填作動油の漏れ量が増えて、その後の増圧制御で油圧上昇が遅れてしまい、変速ショックが大きくなる傾向がある。反対に、待機油圧保持期間が短くなり過ぎると、実際の油圧が目標とする待機油圧Ｐh で十分に安定しないうちに増圧制御が開始されてしまうため、増圧制御開始当初の油圧がばらついて、その影響で増圧制御中の油圧上昇がばらついてしまい、変速ショックが大きくなる傾向がある。
【００４７】
これらの欠点を解決するために、本実施形態（１）では、係合側クラッチの充填制御開始タイミングの遅れ時間ｔd を図６のマップを用いて車速に応じて設定し、車速が速くなるほど、遅れ時間ｔd が大きくなるように設定するようにしている。このようにすれば、車速に応じてダウンシフト制御に要する時間が変化するのに対応して、遅れ時間ｔd を変化させて待機油圧保持期間を車速によらずほぼ一定の時間に設定することができる。その結果、高速走行時にダウンシフト制御を行う場合でも、待機油圧保持期間が長くなり過ぎることを防止できて、待機油圧保持期間中の充填作動油の漏れ量を少なくすることができ、高速走行時でも変速ショックの少ない安定したダウンシフト制御を行うことができる。しかも、低速走行時にダウンシフト制御を行う場合でも、待機油圧保持期間が短くなり過ぎることを防止できて、待機油圧保持期間中に油圧を安定させてから増圧制御を開始することができ、低速走行時でも変速ショックの少ない安定したダウンシフト制御を行うことができる。
【００４８】
以上説明した本実施形態（１）の変速制御は、ＡＴ−ＥＣＵ３０によって図７乃至図１３のプログラムに従って実行される。以下、これら各プログラムの処理内容を説明する。
【００４９】
［変速制御］
図７の変速制御プログラムは、エンジン運転中に所定時間毎（例えば８〜３２ｍｓｅｃ毎）に実行される変速制御のメインプログラムである。本プログラムが起動されると、まずステップ１００で、変速指令が出力されたか否かを判定し、変速指令が出力されていなければ、ステップ４００に進み、後述する解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間をカウントするタイマ１をリセットして、本プログラムを終了する。
【００５０】
一方、変速指令が出力されていれば、ステップ２００に進み、後述する図８の変速種類判定プログラムを実行して、現在の変速指令に対応する変速種類を判定する。この後、ステップ３００に進み、変速種類に応じた変速油圧制御プログラム（変速種類が後述するパワーオンダウンシフトであれば図９のパワーオンダウンシフト油圧制御プログラム）を実行して、現在の変速指令に応じた変速段に変速して本プログラムを終了する。
【００５１】
［変速種類判定］
次に、図７の変速制御プログラムのステップ２００で実行される図８の変速種類判定プログラムの処理内容を説明する。本プログラムが起動されると、まずステップ２０１で、現在の変速指令がアップシフトかダウンシフトかを判定し、次のステップ２０２又は２０３で、自動変速機１１に加わる負荷状態がパワーオン（エンジン側から自動変速機１１が駆動される状態）かパワーオフ（駆動輪側から自動変速機１１が駆動される状態）かを判定する。そして、この判定結果に応じて、現在の変速指令に応じた変速種類がパワーオンアップシフト（ステップ２０４）、パワーオフアップシフト（ステップ２０５）、パワーオンダウンシフト（ステップ２０６）、パワーオフダウンシフト（ステップ２０７）のいずれに該当するかを判別して、本プログラムを終了する。
【００５２】
尚、以下に説明する図９のパワーオンダウンシフト油圧制御プログラムと、図１０及び図１１の解放側クラッチ油圧制御プログラムと、図１２及び図１３の係合側クラッチ油圧制御プログラムは、特許請求の範囲でいうダウンシフト制御手段としての役割を果たす。
【００５３】
［パワーオンダウンシフト油圧制御］
図９のパワーオンダウンシフト油圧制御プログラムは、変速種類がパワーオンダウンシフトの場合に実行される。本プログラムが起動されると、まずステップ３０１で、後述する図１０及び図１１に示す解放側クラッチ油圧制御プログラムを実行して、解放側クラッチの油圧を制御すると共に、次のステップ３０２で、解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間（タイマ１のカウント値）が遅れ時間ｔd を越えたか否かを判定する。この際、車速に応じてダウンシフト制御に要する時間が変化することを考慮して、図６のマップを用いて、車速が速くなるほど、遅れ時間ｔd が大きくなるように設定される。
【００５４】
解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間が遅れ時間ｔd に達する前は、係合側クラッチの油圧制御を開始することなく、ステップ３０２からステップ３０４に進み、解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間を計測するタイマ１をカウントアップして、本プログラムを終了する。
【００５５】
その後、解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間が遅れ時間ｔd に達した時点で、ステップ３０２で「Ｙｅｓ」と判定されて、ステップ３０３に進み、後述する図１２及び図１３に示す係合側クラッチ油圧制御プログラムを実行して、係合側クラッチの油圧制御を開始する。
【００５６】
この後、ステップ３０５に進み、ダウンシフトが完了したか否かを、後述する制御段階フラグＦｌａｇ１＝５、且つ、Ｆｌａｇ２＝５であるか否かで判定する。そして、ダウンシフトが完了した時点で、ステップ３０６に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１とＦｌａｇ２を共に初期値「０」にリセットすると共に、タイマ１をリセットして、本プログラムを終了する。
【００５７】
［解放側クラッチ油圧制御］
次に、図９のパワーオンダウンシフト油圧制御プログラムのステップ３０１で実行される図１０及び図１１の解放側クラッチ油圧制御プログラムの処理内容を説明する。本プログラムが起動されると、まずステップ４０１で、変速歯車機構１５の入力軸（トルクコンバータ１２の出力軸１４）のトルクＴｉｎをエンジン運転条件やトルクコンバータ１２の特性に基づいて例えば次式により推定する。
【００５８】
Ｔｉｎ＝Ｃ（ｅ）×ｔｒ（ｅ）×Ｎｅ²
Ｃ（ｅ）：トルクコンバータ容量係数
ｔｒ（ｅ）：トルク比
Ｎｅ：エンジン回転速度
ここで、トルクコンバータ容量係数Ｃ（ｅ）とトルク比ｔｒ（ｅ）は、それぞれ速度比ｅ（＝Ｎｔ／Ｎｅ）に応じてマップ又は数式等により算出される。
【００５９】
この他、エンジンから出力されるトルクを、吸入空気量やスロットル開度を基にして算出し、これに上記トルク比ｔｒ（ｅ）を乗じて入力軸トルクＴｉｎとするようにしても良い。
【００６０】
この入力軸トルクの推定後、ステップ４０２に進み、解放側クラッチの制御段階フラグＦｌａｇ１の値が０〜５のいずれであるか否かで、現在の解放側クラッチ油圧制御の段階を判定する。この制御段階フラグＦｌａｇ１は、解放側クラッチ油圧制御の各段階に進む毎に１ずつ増加するフラグであり、初期値は０で最大値は５である。従って、解放側クラッチ油圧制御は、５段階のシーケンス制御となる。
【００６１】
解放側クラッチ油圧制御を開始する時点ｔ0 では、制御段階フラグＦｌａｇ１は初期値（０）に設定されているため、ステップ４０３に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１を「１」にセットして、次のステップ４０４に進み、解放側クラッチの油圧指令値を初期油圧に設定して、解放側クラッチに供給する油圧を初期油圧まで低下させ（第１段階の制御）、本プログラムを終了する。
【００６２】
次回の本プログラムの起動時には、既にＦｌａｇ１＝１になっているため、ステップ４０６に進み、図５の時刻ｔ0 〜ｔ1 に示すように、解放側クラッチの油圧指令値を一定勾配で緩やかに低下させる減圧制御を実行する（第２段階の制御）。これにより、解放側クラッチの係合力が低下して、エンジン側から入力されるトルクに対して、解放側クラッチの伝達トルク容量が低下するため、変速歯車機構１５の入力軸回転速度Ｎｔ（トルクコンバータ１２の出力軸回転速度）が吹き上がり始める。
【００６３】
この解放側クラッチの減圧制御（第２段階の制御）は、入力軸回転速度Ｎｔの吹き上り（Ｎｔ−Ｎｏ×ｇ1 ≧Δｎ1 ）を検出するまで継続される（ステップ４０７）。そして、入力軸回転速度Ｎｔの吹き上りを検出した時点ｔ1 で、ステップ４０８に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１を「２」にセットして、この第２段階の制御（減圧制御）を終了し、第３段階の制御に移行する。
【００６４】
第３段階の制御（図５の時刻ｔ1 〜ｔ4 ）では、まずステップ４０９で、入力軸回転速度Ｎｔの吹き上り勾配が所定値になるように解放側クラッチの油圧をフィードバック制御する。このフィードバック制御中は、ステップ４１０で、変速の進行度合（入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合）が変速完了時期に近付いたか否かを次式の関係が成立するか否かによって判定する。
Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ≦Δｎ3
【００６５】
上式の関係が成立しなければ、まだ変速完了時期に近付いていないと判断して、解放側クラッチのフィードバック制御を継続する。その後、上式の関係が成立した時点ｔ4 で、ステップ４１１に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１を「３」にセットし、次のステップ４１２で、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近にとどまっている状態が続く時間をカウントするタイマ２を０にリセットして、この第３段階の制御（フィードバック制御）を終了し、第４段階の制御に移行する。
【００６６】
第４段階の制御（図５の時刻ｔ4 〜ｔ5 ）では、まず、図１１のステップ４１３で、解放側クラッチの油圧指令値を一定勾配で上昇させる増圧制御を実行する。この増圧制御中は、ステップ４１４で、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近であるか否かを次式の関係が成立するか否かによって判定する。
｜Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ｜≦Δｎ4 ／２
【００６７】
上式の関係が成立しなければ、まだ入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近に収束していないと判断して、ステップ４１５に進み、タイマ２を０にリセットして、本プログラムを終了する。
【００６８】
その後、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近になったと判断された時点で、ステップ４１６に進み、タイマ２をカウントアップして、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近にとどまっている状態（｜Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ｜≦Δｎ4 ／２の状態）が続く時間を計測する。
【００６９】
そして、次のステップ４１７で、このタイマ２のカウント値が所定時間ｔs 以上であるか否かで、入力軸回転速度Ｎｔが最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）付近にとどまっている状態（｜Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ｜≦Δｎ4 ／２の状態）が所定時間ｔs 以上続いているか否かを判定し、この状態が所定時間ｔs 以上続いていなければ、引き続き第４段階の制御（増圧制御）を続ける。そして、この状態が所定時間ｔs 以上続いた時点ｔ5 で、ステップ４１８に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１を「４」にセットして、この第４段階の制御（増圧制御）を終了し、第５段階の制御に移行する。
【００７０】
第５段階の制御（図５の時刻ｔ5 以降）では、まずステップ４１９で、解放側クラッチの油圧指令値を０に向けて一定勾配で低下させる最終減圧制御を実行する。そして、次のステップ４２０で、解放側クラッチの油圧指令値が０以下に低下したか否かを判定し、解放側クラッチの油圧指令値が０以下に低下するまで、この第５段階の制御（最終減圧制御）を継続する。その後、解放側クラッチの油圧指令値が０以下に低下した時点で、ステップ４２１に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１を「５」にセットして、この第５段階の制御を終了する。これにより、解放側クラッチの油圧制御を全て終了する。
【００７１】
［係合側クラッチ油圧制御］
次に、図９の変速油圧制御プログラムのステップ３０３で実行される図１２及び図１３の係合側クラッチ油圧制御プログラムの処理内容を説明する。本プログラムは、図９の変速油圧制御プログラムによって解放側クラッチの油圧制御を開始してから所定の遅れ時間ｔd を経過した後に起動される。本プログラムが起動されると、まずステップ５０１で、係合側クラッチの制御段階フラグＦｌａｇ２の値が０〜５のいずれであるか否かで、現在の係合側クラッチ油圧制御の段階を判定する。この制御段階フラグＦｌａｇ２は、係合側クラッチ油圧制御の各段階に進む毎に１ずつ増加するフラグであり、初期値は０で最大値は５である。従って、係合側クラッチ油圧制御は、５段階のシーケンス制御となる。
【００７２】
係合側クラッチの油圧制御を開始する時点ｔ0 では、制御段階フラグＦｌａｇ２は初期値（０）に設定されているため、ステップ５０２に進み、係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になるように、係合側クラッチの油圧指令値を所定の充填油圧Ｐo に設定して、係合側クラッチに作動油を充填する充填制御を実行する。そして、次のステップ５０３で、制御段階フラグＦｌａｇ２を「１」にセットした後、ステップ５０４に進み、充填制御時間をカウントするタイマ３を０にリセットして、本プログラムを終了する。
【００７３】
次回の本プログラムの起動時には、既にＦｌａｇ２＝１になっているため、ステップ５０５に進み、充填制御時間タイマ３をカウントアップして、現在までの充填制御時間を計測し、次のステップ５０６で、充填制御時間（タイマ３のカウント値）が所定時間ｔ_F以上になったか否かを判定する。そして、充填制御時間が所定時間ｔ_Fに達するまでは、係合側クラッチの油圧指令値を充填油圧Ｐo に保持して、充填制御を継続する（ステップ５０７）。
【００７４】
ここで、所定時間ｔ_Fは、充填制御により係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になるのに要する標準的（平均的）な時間であり、予め実験又はシミュレーション等により設定されている。
【００７５】
その後、充填制御時間が所定時間ｔ_Fに達した時点ｔ2 （充填制御により係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になった時点）で、ステップ５０６からステップ５０８に進み、制御段階フラグＦｌａｇ２を「２」にセットし、次のステップ５０９で、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧Ｐh まで低下させて充填制御を終了する。この後は、待機油圧Ｐh によって係合側クラッチを係合力を発生する直前の状態に保持する。
【００７６】
この待機油圧保持期間中は、制御段階フラグＦｌａｇ２が「２」になっているため、ステップ５１０に進み、変速の進行度合（入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合）が所定段階まで進んだか否かを次式を用いて判定する。
Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ≦Δｎ2
【００７７】
上式の関係が成立しなければ、まだ変速の進行度合が所定段階まで進んでいないと判断して、ステップ５１１に進み、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧Ｐh に保持する。
【００７８】
その後、上式の関係が成立した時点ｔ3 で、変速の進行度合が所定段階まで進んだと判断して、ステップ５１０からステップ５１２に進み、制御段階フラグＦｌａｇ２を「３」にセットし、次のステップ５１３で、係合側クラッチの油圧指令値を一定勾配で緩やかに増加させる増圧制御を開始する。
【００７９】
この後、本プログラムが起動された時は、制御段階フラグＦｌａｇ２が「３」になっているため、図１３のステップ５１４に進み、係合側クラッチの増圧制御を継続し、次のステップ５１５で、解放側クラッチの制御段階フラグＦｌａｇ１が「４」であるか否か（つまり解放側クラッチの制御段階が最終減圧制御に移行したか否か）を判定し、制御段階フラグＦｌａｇ１が「４」になっていない場合は、そのまま本プログラムを終了し、係合側クラッチの増圧制御を継続する。このように制御することで、入力軸回転速度Ｎｔがダウンシフト先の低速段相当の回転速度に上昇するタイミングに合わせて、係合側クラッチの係合力を増加させる。
【００８０】
その後、解放側クラッチの制御段階フラグＦｌａｇ１が「４」に切り替って、解放側クラッチの制御段階が最終減圧制御に移行した時点ｔ5 で、ステップ５１５からステップ５１６に進み、係合側クラッチの制御段階フラグＦｌａｇ２を「４」にセットする。
【００８１】
これにより、係合側クラッチの増圧制御を終了して、ステップ５１７に進み、係合側クラッチの油圧指令値を最高油圧に向けて上昇させる最終増圧制御を実行する。この最終増圧制御中は、ステップ５１８で、係合側クラッチの油圧指令値が最高油圧に到達したか否かを判定し、最高油圧に到達した時点で、５１９に進み、制御段階フラグＦｌａｇ２を「５」にセットして、係合側クラッチ油圧制御を全て終了する。
【００８２】
以上説明した本実施形態（１）のダウンシフト制御では、解放側クラッチの減圧制御を開始してから、所定の遅れ時間ｔd を経過した後に係合側クラッチの充填制御を開始するようにしたので、解放側クラッチの油圧を十分に低下させてから、係合側クラッチの充填制御を開始することができる。そのため、油圧指令値に対する実際の油圧のばらつきを考慮して、作動油の充填不足が生じないように待機油圧Ｐh を従来よりも高めに設定しても、二重係合を確実に回避することができ、二重係合の問題と係合側クラッチの作動油の充填不足の問題を同時に解消することができる。その結果、新たなセンサ類を設けなくても、変速ショックの少ないダウンシフトを行うことができ、ダウンシフト時の変速ショック低減、信頼性向上、低コスト化を同時に達成することができる。
【００８３】
しかも、本実施形態（１）では、係合側クラッチの充填制御開始タイミングの遅れ時間ｔd を車速に応じて変化させるようにしているので、車速に応じてダウンシフト制御に要する時間が変化するのに対応して、遅れ時間ｔd を変化させて待機油圧保持期間を車速によらずほぼ一定の時間に設定することができる。その結果、高速走行時にダウンシフト制御を行う場合でも、待機油圧保持期間が長くなり過ぎることを防止できて、待機油圧保持期間中の充填作動油の漏れ量を少なくすることができ、高速走行時でも変速ショックの少ない安定したダウンシフト制御を行うことができる。しかも、低速走行時にダウンシフト制御を行う場合でも、待機油圧保持期間が短くなり過ぎることを防止できて、待機油圧保持期間中に油圧を安定させてから増圧制御を開始することができ、低速走行時でも変速ショックの少ない安定したダウンシフト制御を行うことができる。
【００８５】
《実施形態（２）》
前記実施形態（１）のダウンシフト制御では、係合側クラッチの充填制御開始タイミングの遅れ時間ｔd を車速に応じて変化させることで、待機油圧保持期間を車速によらずほぼ一定の時間に設定するようにしたが、図１４及び図１５に示す本発明の実施形態（２）のダウンシフト制御では、入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合に基づいて係合側クラッチの充填制御開始タイミングｔd に達したか否かを判定するようにしている。このようにすれば、入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合から実際の変速の進み具合を確認しながら、係合側クラッチの充填制御開始タイミングｔd を、二重係合を防止するのに必要な時間だけ遅らせることができる。
【００８６】
更に、本実施形態（２）では、係合側クラッチの充填制御開始タイミングｔd を次の（５）式を用いて判定することで、待機油圧保持期間が車速によらずほぼ一定の時間となるように設定するようにしてしている。
Ｎｔ(t3)−Ｎｔ≦Δｎ5 ……（５）
ここで、Ｎｔ(t3)は、現在の入力軸回転速度Ｎｔの上昇速度に基づいて予測した待機油圧保持期間終了時ｔ3 の予測入力軸回転速度である。Δｎ5 は判定値である。
【００８７】
上記（５）式を用いて、待機油圧保持期間終了時ｔ3 の予測入力軸回転速度Ｎｔ(t3)と実際の入力軸回転速度Ｎｔとの差が判定値Δｎ5 以下になった時点ｔd で係合側クラッチの充填制御を開始すれば、充填制御開始時ｔd から待機油圧保持期間終了時ｔ3 までの時間を車速によらずほぼ一定の時間となるように設定することができる。この場合、充填制御時間ｔ_Fは予め設定された一定時間であるため、充填制御開始時ｔd から待機油圧保持期間終了時ｔ3 までの時間がほぼ一定に設定されれば、待機油圧保持期間もほぼ一定の時間となる。
【００８８】
或は、上記（５）式の代わりに、次の（６）式を用いて係合側クラッチの充填制御開始タイミングｔd を判定するようにしても良い。
Ｎｏ×ｇ2 −Ｎｔ≦Δｎ6 ……（６）
ここで、ｇ2 は変速後の変速段のギア比、Δｎ6 は判定値である。Ｎｏ×ｇ2 は、現在の出力軸回転速度Ｎｏから推定した最終的な目標入力軸回転速度に相当する。
【００８９】
上記（６）式を用いて、最終的な目標入力軸回転速度（Ｎｏ×ｇ2 ）と、実際の入力軸回転速度Ｎｔとの差が判定値Δｎ6 以下になった時点ｔd で係合側クラッチの充填制御を開始すれば、充填制御開始時ｔd から変速がほぼ終了するまでの時間を車速によらずほぼ一定の時間となるように設定することができる。この場合、充填制御開始時ｔd から変速がほぼ終了するまでの時間がほぼ一定に設定されれば、待機油圧保持期間もほぼ一定の時間となる。
【００９０】
ところで、ダウンシフト制御中に運転者がアクセル開度を閉じたり、解放側クラッチの油圧の減圧速度が何等かの原因で遅くなったりすると、入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合が遅くなる場合がある。このような場合に、入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合に基づいて係合側クラッチの充填制御開始タイミングの遅れ量を設定すると、充填制御開始タイミングの遅れ量が大きくなり過ぎて、ダウンシフト制御に要する時間が長くなり過ぎたり、最悪の場合は、係合側クラッチの充填制御をいつまでも開始できない状態が続いてしまう可能性がある。
【００９１】
そこで、本実施形態（２）では、係合側クラッチの充填制御開始タイミングの遅れ量を所定のガード値ｔdmax以下に制限するようにしている。つまり、解放側クラッチの油圧制御開始時ｔ0 からの経過時間がガード値ｔdmaxに達する前に、上記（５）式又は（６）式の関係が成立するようになれば、その時点ｔd で、係合側クラッチの充填制御を開始する。これに対し、解放側クラッチの油圧制御開始時ｔ0 からの経過時間がガード値ｔdmaxに達しても、上記（５）式又は（６）式の関係が成立しない場合は、ガード値ｔdmaxに達した時点で、係合側クラッチの充填制御を開始する。このようにすれば、ダウンシフト制御時に、何等かの原因で入力軸回転速度Ｎｔの上昇度合が遅くなった場合でも、解放側クラッチの油圧制御開始後の経過時間がガード値ｔdmaxに達した時点で、強制的に係合側クラッチの充填制御を開始することができ、ダウンシフトの変速速度が遅くなり過ぎることを防止することができる。
【００９２】
以上説明した本実施形態（２）のダウンシフト制御は、図１２のパワーオンダウンシフト油圧制御プログラムによって実行される。その他のプログラムは、前記実施形態（１）と同じである。
【００９３】
図１２のパワーオンダウンシフト油圧制御プログラムが起動されると、まずステップ６０１で、前述した図１０及び図１１に示す解放側クラッチ油圧制御プログラムを実行して、解放側クラッチの油圧を制御すると共に、次のステップ３０２で、充填制御開始フラグＦｌａｇＸが係合側クラッチの充填制御開始を意味する「１」にセットされているか否かを判定する。もし、ＦｌａｇＸ＝０（充填制御開始前）と判定されれば、ステップ６０３に進み、解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間を計測するタイマ１をカウントアップして、ステップ６０４に進み、解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間（タイマ１のカウント値）が所定のガード値ｔdmaxに達したか否かを判定する。
【００９４】
解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間がガード値ｔdmaxに達する前は、ステップ６０４からステップ６０５に進み、前記（５）式［又は（６）式］の関係が成立したか否かを判定し、その式の関係が成立するまでは、係合側クラッチの油圧制御を開始することなく、本プログラムを終了する。
【００９５】
その後、解放側クラッチの減圧制御開始時ｔ0 からの経過時間がガード値ｔdmaxに達する前に、前記（５）式［又は（６）式］の関係が成立すれば、その時点ｔ3 で、ステップ６０５からステップ６０６に進み、充填制御開始フラグＦｌａｇＸを係合側クラッチの充填制御開始を意味する「１」にセットして、ステップ６０７に進み、前述した図１２及び図１３に示す係合側クラッチ油圧制御プログラムを実行して、係合側クラッチの充填制御を開始する。
【００９６】
この後、ステップ６０８に進み、ダウンシフトが完了したか否かを、制御段階フラグＦｌａｇ１＝５、且つ、Ｆｌａｇ２＝５であるか否かで判定する。そして、ダウンシフトが完了した時点で、ステップ６０９に進み、充填制御開始フラグＦｌａｇＸ、制御段階フラグＦｌａｇ１及びＦｌａｇ２を共に初期値「０」にリセットすると共に、タイマ１をリセットして、本プログラムを終了する。
【００９７】
以上説明した本実施形態（２）でも、前記実施形態（１）と同様の効果を得ることができる。
尚、本発明は、上記各実施形態に限定されず、例えば、解放側クラッチ油圧制御シーケンスや係合側クラッチ油圧制御シーケンスを適宜変更しても良い等、種々変更して実施できることは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態（１）における自動変速機全体の概略構成を示す図
【図２】自動変速機の機械的構成を模式的に示す図
【図３】各変速段毎のクラッチＣ０〜Ｃ２とブレーキＢ０，Ｂ１の係合／解放の組み合わせを示す図
【図４】変速パターンの一例を示す図
【図５】実施形態（１）のダウンシフト制御の一例を示すタイムチャート
【図６】実施形態（１）のダウンシフト制御時の入力軸回転速度Ｎｔとその変化率ΔＮｔの挙動を示すタイムチャート
【図７】実施形態（１）の変速制御プログラムの処理の流れを示すフローチャート
【図８】実施形態（１）の変速種類判定プログラムの処理の流れを示すフローチャート
【図９】実施形態（１）のパワーオンダウンシフト油圧制御プログラムの処理の流れを示すフローチャート
【図１０】実施形態（１）の解放側クラッチ油圧制御プログラムの処理の流れを示すフローチャート（その１）
【図１１】実施形態（１）の解放側クラッチ油圧制御プログラムの処理の流れを示すフローチャート（その２）
【図１２】実施形態（１）の係合側クラッチ油圧制御プログラムの処理の流れを示すフローチャート（その１）
【図１３】実施形態（１）の係合側クラッチ油圧制御プログラムの処理の流れを示すフローチャート（その２）
【図１４】実施形態（２）のダウンシフト制御の一例を示すタイムチャート
【図１５】実施形態（１）のパワーオンダウンシフト油圧制御プログラムの処理の流れを示すフローチャート
【符号の説明】
１１…自動変速機、１２…トルクコンバータ、１３…変速歯車機構（変速機構）、１６…ロックアップクラッチ、１７…油圧制御回路、１８…油圧ポンプ、１９…ライン圧制御回路、２０…自動変速制御回路、２１…ロックアップ制御回路、２６…手動切換弁、２７…エンジン回転速度センサ、３０…ＡＴ−ＥＣＵ（ダウンシフト制御手段）、Ｃ０〜Ｃ２…クラッチ（摩擦係合要素）、Ｂ０，Ｂ１…ブレーキ（摩擦係合要素）。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission that performs control so as to reduce shift shock during downshifting.
[0002]
[Prior art]
An automatic transmission for an automobile transmits engine power to an input shaft of a speed change mechanism via a torque converter, shifts the speed by the speed change mechanism and transmits it to an output shaft, and rotates a drive wheel. The most common speed change mechanism has a plurality of gears arranged between an input shaft and an output shaft to form a plurality of power transmission paths having different speed ratios between the input shaft and the output shaft. Friction engagement elements such as clutches and brakes are provided in the path, and the engagement and release of each friction engagement element is selected by individually controlling the hydraulic pressure applied to each friction engagement element in response to a shift command. The transmission ratio is switched by switching the power transmission path between the input and output shafts.
[0003]
In the automatic transmission having such a configuration, when performing a downshift to shift from the current shift stage to a lower shift stage, the hydraulic pressure of the friction engagement element that holds the current shift stage is decreased, The timing at which the rotational speed of the input shaft is increased by releasing the friction engagement element and switching to a substantially neutral state, thereby increasing the rotational speed of the input shaft to a rotational speed corresponding to the downshift destination gear. Accordingly, the downshift is performed by increasing the hydraulic pressure applied to the friction engagement element of the shift stage of the downshift destination to be in the engaged state.
[0004]
In order to perform the shift control as described above, the hydraulic control valve in the hydraulic circuit that supplies the hydraulic oil to the friction engagement element of each shift stage is electronically controlled. The amount of hydraulic oil that is actually filled into the frictional engagement element (the operational state of the frictional engagement element) varies even when the hydraulic pressure command value is the same due to changes in the clearance and operating environment. Is not limited. For this reason, during downshift control, even if the hydraulic pressure command value for the low-speed friction engagement element is increased in accordance with the timing at which the rotational speed of the input shaft increases to the rotational speed equivalent to the low-speed stage, the low-speed stage friction The timing at which the combined element actually switches to the state in which the engagement force is generated (the timing at which the actual hydraulic oil filling amount to the low-speed frictional engagement element reaches an appropriate value) varies, and the timing shift makes it uncomfortable. A serious shift shock will occur.
[0005]
The cause of the occurrence of such a problem is that the actual hydraulic pressure corresponding to the hydraulic pressure command value is not appropriate, so that the amount of hydraulic oil filled in the friction engagement elements of the downshift destination gear stage is appropriate during the shift progress period. It is thought that it is not. During downshift control, when the oil pressure command value increases, the hydraulic oil begins to increase after the hydraulic oil has been filled into the friction engagement element, so that the friction engagement element actually generates the engagement force. It will be late.
[0006]
Therefore, as shown in Japanese Patent No. 2618624, a sensor for detecting the position of the clutch piston that constitutes the low-speed friction engagement element is provided, and the low-speed friction engagement is performed based on the output of the sensor during downshift control. The hydraulic pressure applied to the element (hydraulic oil filling amount) is feedback controlled to the state just before the engagement force is generated, and the friction of the low speed stage is adjusted according to the timing when the rotational speed of the input shaft rises to the rotational speed equivalent to the low speed stage. There is a type in which a downshift is performed by increasing the hydraulic pressure command value for the engagement element to increase the engagement force of the low-speed friction engagement element.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the configuration of the above publication, it is necessary to provide a sensor for detecting the position of the clutch piston. Moreover, since the sensor is disposed in a narrow place in the transmission main body and environmental conditions such as temperature are severe, it is difficult to configure the sensor with sufficient reliability, and there is a problem in durability. In addition, when a failure occurs in the sensor or its signal transmission path, there is a problem that shifting becomes impossible or shifting shock becomes worse.
[0008]
By the way, as a means for reliably filling the friction engagement element with the hydraulic oil, it is conceivable to always use a higher hydraulic pressure command value so that the hydraulic oil is not insufficiently filled. However, in this method, after the downshift control is started, the hydraulic oil in the frictional engagement element on the engagement side (low speed stage) is overfilled before the hydraulic pressure of the frictional engagement element to be released is sufficiently reduced. As a result, a frictional engagement element on both the release side and the engagement side simultaneously generates an engagement force, resulting in a so-called double engagement state. It may worsen or damage the frictional engagement elements. In particular, there is a concern that a more serious double engagement problem may occur in a product in which the actual hydraulic pressure with respect to the hydraulic pressure command value varies due to manufacturing variation or the like. The cause of the variation in hydraulic pressure is due to the variation in the output hydraulic pressure of the hydraulic control device with respect to the hydraulic pressure command value in addition to the variation in the volume that should be filled with hydraulic oil, and the actual hydraulic pressure is often uneven. Therefore, in the conventional downshift control, the hydraulic pressure command value cannot be set higher due to the problem of double engagement, and the problem of double engagement and insufficient filling of hydraulic oil in the frictional engagement element on the engagement side It is difficult to solve these problems at the same time.
[0009]
The present invention has been made in view of such circumstances. Therefore, the object of the present invention is to perform a downshift with less shift shock without providing new sensors, and to achieve double engagement. And the problem of insufficient filling of hydraulic fluid in the frictional engagement element on the engagement side can be solved at the same time, and a shift shock can be reduced, reliability can be improved, and cost can be reduced at the time of downshift. It is to provide a control device for an automatic transmission.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a control device for an automatic transmission according to claim 1 of the present invention provides a friction engagement element (hereinafter referred to as “hereinafter“ The release side friction engagement element is released to a substantially neutral state, thereby increasing the rotational speed of the input shaft, and at the same time, the friction engagement element (hereinafter referred to as “engagement side friction engagement element” of the downshift destination). Filling control of the hydraulic oil is performed until the state immediately before the engagement force is generated, and the rotation speed of the input shaft is adjusted to the timing when the rotation speed of the input shaft increases to the rotation speed corresponding to the downshift destination. Then, the hydraulic pressure increase control is performed so as to increase the engagement force of the engagement side frictional engagement element, and the downshift is completed. During this downshift control, the hydraulic pressure applied to the frictional engagement element on the engagement side from the end of the filling control of the hydraulic oil to the frictional engagement element on the engagement side until the start of the pressure increase control is applied. There is a period of holding the standby hydraulic pressure for holding the working oil filling state of the mating friction engagement element (see FIG. 5). Even if this standby hydraulic pressure holding period is shortened to some extent, the subsequent pressure increase control is normal. In this case, the hydraulic control start timing of the engagement side frictional engagement element is delayed from the hydraulic control start timing of the release side frictional engagement element. That is, the hydraulic control (filling control) of the engagement side frictional engagement element is started after a while after the hydraulic control of the release side frictional engagement element is started. Even with this control, the standby hydraulic pressure holding period is only shortened by the delay time of the hydraulic control start timing of the frictional engagement element on the engagement side, and the progress of the downshift is not delayed. Will not slow down.
[0011]
In the present invention, after the downshift control is started, the hydraulic pressure acting on the release side frictional engagement element can be reduced to some extent, and then the hydraulic oil filling control to the engagement side frictional engagement element can be started. Taking into account the actual hydraulic pressure variation with respect to the hydraulic pressure command value, even if the hydraulic pressure command value is set higher than before so as not to cause insufficient hydraulic oil filling, double engagement can be reliably avoided. it can. As a result, in the present invention, the hydraulic pressure command value during the filling control period can be set higher than the conventional one in consideration of the variation of the actual hydraulic pressure with respect to the hydraulic pressure command value. The problem of insufficient fluid oil filling of the friction engagement elements can be solved at the same time, and as a result, downshifting with less shift shock can be performed without providing new sensors. Reduction of shift shock, improvement of reliability, and cost reduction can be achieved at the same time.
[0015]
  ClaimsIn the invention according to 1,Then, based on the degree of increase in the rotational speed of the input shaft after starting the hydraulic control of the disengagement side frictional engagement element, it is determined whether the hydraulic control start timing of the engagement side frictional engagement element has been reached. TheHave. By doing this, the hydraulic control start timing of the frictional engagement element on the engagement side can be prevented from double engagement while confirming the progress of the actual shift from the degree of increase in the rotational speed of the input shaft. Can be delayed by the required time.
[0016]
  More, ClaimsIn the invention according to 1,The delay amount of the hydraulic control start timing of the frictional engagement element on the engagement side is set so that the standby hydraulic pressure holding period is a substantially constant time regardless of the vehicle speed.Have. In other words, the start timing of the pressure increase control can be predicted to some extent by looking at the degree of increase in the rotational speed of the input shaft after the hydraulic control of the release side frictional engagement element is started. The delay amount of the hydraulic control start timing can be set so that the standby hydraulic pressure holding period is substantially constant regardless of the vehicle speed, and stable downshift control that is not affected by the vehicle speed can be performed. .
[0017]
By the way, if the driver closes the accelerator opening during downshift control, or the pressure reduction speed of the hydraulic pressure of the disengagement friction engagement element slows down for some reason, the degree of increase in the rotational speed of the input shaft will increase. May be slow. In such a case, if the delay amount of the hydraulic control start timing of the engagement side frictional engagement element is set based on the degree of increase in the rotational speed of the input shaft, the delay amount of the hydraulic control start timing becomes too large. There is a possibility that the time required for the downshift control becomes too long or, in the worst case, the state where the hydraulic control (filling control) of the frictional engagement element on the engagement side cannot be started indefinitely continues.
[0018]
  Therefore, the claim2As described above, the delay amount of the hydraulic control start timing of the friction engagement element on the engagement side may be limited to a predetermined guard value or less. In this way, even if the increase in the rotational speed of the input shaft becomes slow for some reason during downshift control, the elapsed time after the start of hydraulic control of the disengagement-side frictional engagement element becomes a predetermined guard. When the value is reached, the hydraulic control (filling control) of the engagement side frictional engagement element can be forcibly started, and the downshift speed can be prevented from becoming too slow.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
<< Embodiment (1) >>
Hereinafter, an embodiment (1) of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0020]
First, a schematic configuration of the automatic transmission 11 will be described based on FIGS. 1 and 2. As shown in FIG. 2, an input shaft 13 of a torque converter 12 is connected to an output shaft of an engine (not shown), and a hydraulically driven transmission gear mechanism 15 (speed change) is connected to the output shaft 14 of the torque converter 12. Mechanism). Inside the torque converter 12, a pump impeller 31 and a turbine runner 32 constituting a fluid coupling are provided to face each other, and a stator 33 for rectifying the flow of oil is provided between the pump impeller 31 and the turbine runner 32. It has been. The pump impeller 31 is connected to the input shaft 13 of the torque converter 12, and the turbine runner 32 is connected to the output shaft 14 of the torque converter 12.
[0021]
The torque converter 12 is provided with a lock-up clutch 16 for engaging or disengaging between the input shaft 13 side and the output shaft 14 side. The output torque of the engine is transmitted to the transmission gear mechanism 15 via the torque converter 12, is shifted by a plurality of gears (such as planetary gears) of the transmission gear mechanism 15, and is transmitted to the drive wheels (front wheels or rear wheels) of the vehicle. Is done.
[0022]
The transmission gear mechanism 15 is provided with a plurality of clutches C0, C1, C2 and brakes B0, B1, which are friction engagement elements for switching a plurality of shift stages. As shown in FIG. The gear ratio is switched by switching engagement / release of C1 and C2 and the brakes B0 and B1 with hydraulic pressure and switching a combination of gears for transmitting power. FIG. 3 shows a combination of engagement of the clutches C0, C1, C2 and the brakes B0, B1 of the four-speed automatic transmission. The circles are held in the engaged state (torque transmission state) at that gear stage. The clutch and brake are shown, and the unmarked state shows the released state. For example, when downshifting from the 3rd speed to the 2nd speed, one of the two clutches C0 and C2 held in the engaged state at the 3rd speed is released, and the brake B1 is engaged instead. By combining, downshift to 2nd speed. In addition, when upshifting from the 3rd speed to the 4th speed, one of the two clutches C0 and C2 held in the engaged state at the 3rd speed is released, and the brake B1 is engaged instead. By combining, upshift to 4th gear.
[0023]
As shown in FIG. 1, the transmission gear mechanism 15 is provided with a hydraulic pump 18 driven by engine power, and a hydraulic control circuit 17 is provided in an oil pan (not shown) for storing hydraulic oil (oil). Is provided. The hydraulic control circuit 17 includes a line pressure control circuit 19, an automatic transmission control circuit 20, a lock-up control circuit 21, a manual switching valve 26, and the like. The hydraulic oil pumped up from the oil pan by the hydraulic pump 18 is line pressure controlled. This is supplied to the automatic transmission control circuit 20 and the lockup control circuit 21 via the circuit 19. The line pressure control circuit 19 is provided with a hydraulic pressure control valve (not shown) for controlling the hydraulic pressure from the hydraulic pump 18 to a predetermined line pressure. The automatic transmission control circuit 20 has a transmission gear mechanism. A plurality of shift hydraulic control valves (not shown) for controlling the hydraulic pressure supplied to the 15 clutches C0, C1, C2 and the brakes B0, B1 are provided. The lockup control circuit 21 is provided with a lockup control hydraulic control valve (not shown) for controlling the hydraulic pressure supplied to the lockup clutch 16.
[0024]
A manual switching valve 26 that is switched in conjunction with the operation of the shift lever 25 is provided between the line pressure control circuit 19 and the automatic transmission control circuit 20. When the shift lever 25 is operated to the neutral range (N range) or the parking range (P range), even if the energization to the hydraulic control valve of the automatic transmission control circuit 20 is stopped (OFF), The hydraulic pressure supplied to the transmission gear mechanism 15 by the manual switching valve 26 is switched so that the transmission gear mechanism 15 is in a neutral state.
[0025]
On the other hand, the engine is provided with an engine rotation speed sensor 27 for detecting the engine rotation speed Ne, and the transmission gear mechanism 15 is supplied with the input shaft rotation speed Nt of the transmission gear mechanism 15 (the output shaft rotation speed of the torque converter 12). An input shaft rotational speed sensor 28 for detecting and an output shaft rotational speed sensor 29 for detecting the output shaft rotational speed No of the transmission gear mechanism 15 are provided.
[0026]
Output signals of these various sensors are input to an automatic transmission electronic control circuit (hereinafter referred to as “AT-ECU”) 30. The AT-ECU 30 is mainly composed of a microcomputer, and executes a program shown in FIGS. 7 to 13 stored in a built-in ROM (storage medium) to thereby change a transmission gear according to a preset shift pattern shown in FIG. In order to change the speed of the mechanism 15, the energization of each hydraulic control valve of the automatic transmission control circuit 20 is controlled according to the operation position of the shift lever 25 and the operating conditions (throttle opening, vehicle speed, etc.), By controlling the hydraulic pressure applied to each clutch C0, C1, C2 and each brake B0, B1 of mechanism 15, as shown in FIG. 3, the engagement / engagement between each clutch C0, C1, C2 and each brake B0, B1 is shown. The gear ratio of the transmission gear mechanism 15 is switched by switching the release and switching the combination of gears that transmit power.
[0027]
At this time, when performing the downshift, the AT-ECU 30 performs control as shown in FIG. In the following description, the clutches C0, C1, C2 and the brakes B0, B1 are collectively referred to simply as “clutch”. Further, a clutch that switches from an engaged state to a released state during downshift control is referred to as a “release side clutch”, and a clutch that switches from a released state to an engaged state is referred to as an “engagement side clutch”.
[0028]
First, the hydraulic control of the release side clutch at the time of downshift will be described with reference to FIG. At the time point t0 when the downshift gear shift command is output, the release side clutch hydraulic pressure command value is lowered to the initial hydraulic pressure, and then the release side clutch hydraulic pressure command value is gently lowered at a constant gradient (hereinafter, this hydraulic pressure control is performed). "Depressurization control"). As a result, the engagement force of the disengagement side clutch decreases, and the transfer torque capacity of the disengagement side clutch decreases with respect to the torque input from the engine side. The speed Nt (output shaft rotational speed of the torque converter 12) starts to increase.
[0029]
During pressure reduction control of the disengagement side clutch, it is determined using the following equation (1) whether or not the input shaft rotation speed Nt has started to increase.
Nt−No × g1 ≧ Δn1 (1)
Here, No is the output shaft rotational speed of the transmission gear mechanism 15, g1 is the gear ratio of the gear stage before the shift, and Δn1 is a judgment value. No × g1 corresponds to the input shaft rotation speed before shifting.
[0030]
At the time t1 when Nt-No * g1 becomes equal to or greater than the determination value [Delta] n1, it is determined that the input shaft rotational speed Nt has started to increase, the pressure reduction control for the disengagement side clutch is terminated, and feedback control is started. In this feedback control, the hydraulic pressure of the disengagement clutch is feedback-controlled so that the increase degree of the input shaft rotational speed Nt becomes a preset target increase degree.
[0031]
During this feedback control, it is determined using the following equation (2) whether or not the shift progress degree (the increase degree of the input shaft rotation speed Nt) has approached the shift completion timing.
No xg2 -Nt≤Δn3 (2)
Here, g2 is the gear ratio of the gear stage after the shift, and Δn3 is a judgment value. No × g2 corresponds to the final target input shaft rotation speed.
[0032]
At the time point t4 when No × g2−Nt becomes equal to or less than the determination value Δn3, it is determined that the shift progress degree (the increase degree of the input shaft rotational speed Nt) has approached the shift completion timing, and the feedback control is terminated. In order to prevent the input shaft rotational speed Nt from being blown up, the hydraulic pressure command value of the disengagement side clutch is gradually increased with a constant gradient (hereinafter, this hydraulic pressure control is referred to as “pressure increase control”).
[0033]
During the pressure increase control of the disengagement side clutch, it is determined by using the following equation (3) whether or not the input shaft rotational speed Nt remains near the final target input shaft rotational speed (No × g2).
| No × g2−Nt | ≦ Δn4 / 2 (3)
Here, Δn 4/2 is a judgment value.
[0034]
The pressure increase control is continued until the state of | No × g2−Nt | ≦ Δn4 / 2 continues for a predetermined time ts or longer, and the input shaft rotational speed Nt remains near the final target input shaft rotational speed (No × g2). At the time t5 when it is confirmed that the state (the state of | No × g2−Nt | ≦ Δn4 / 2) continues for a predetermined time ts or more, the pressure increase control of the release side clutch is finished, and thereafter, the release side clutch The hydraulic pressure command value is decreased at a constant gradient toward the minimum hydraulic pressure, and the downshift is completed.
[0035]
Next, hydraulic control of the engagement side clutch during downshift will be described with reference to FIG.
In order to start the charging control of the engagement side clutch after the actual hydraulic pressure of the release side clutch is sufficiently lowered from the time t0 when the downshift control starts (when the pressure reduction control of the release side clutch starts), the pressure reduction control of the release side clutch Engagement clutch charging control is started after a predetermined delay time td has elapsed from the time t0 when the operation is started. In this filling control, the engagement side clutch hydraulic pressure command value is set to a preset filling hydraulic pressure Po so that the engagement side clutch is in a state immediately before the engagement force is generated, and the engagement side clutch is operated. Fill with oil. This filling control is performed for a predetermined time t set in advance._FOnly when the engagement side clutch is in a state just before the engagement force is generated, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is lowered to the standby oil pressure Ph and the filling control is terminated. Thereafter, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is held at the standby hydraulic pressure Ph, and the standby side hydraulic pressure Ph is used to hold the engagement side clutch in a state immediately before the engagement force is generated.
[0036]
During this standby hydraulic pressure retention period, it is determined using the following equation (4) whether or not the shift progress (the increase in the input shaft rotation speed Nt) has progressed to a predetermined level.
No xg2 -Nt≤Δn2 (4)
Here, Δn2 is a judgment value. However, Δn2> Δn3 is set.
[0037]
At the time t3 when No × g2−Nt becomes equal to or less than the determination value Δn2, it is determined that the shift progress (the increase in the input shaft rotational speed Nt) has progressed to a predetermined level, and the hydraulic pressure command value for the engaging clutch Is maintained at the standby hydraulic pressure Ph, and thereafter, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is gradually increased with a constant gradient in order to gradually generate the engagement force of the engagement side clutch (hereinafter referred to as this hydraulic pressure). The control is called “pressure increase control”).
[0038]
Thereafter, the state where the input shaft rotational speed Nt remains in the vicinity of the final target input shaft rotational speed (No × g 2) (the state of | No × g 2 −Nt | ≦ Δn 4/2) continues for a predetermined time ts or longer. At time t5 when it is confirmed that this is the case, the engagement side clutch pressure increase control is terminated, and thereafter, the engagement side clutch hydraulic pressure command value is increased toward the maximum hydraulic pressure to maximize the engagement side clutch engagement force. To complete the downshift. By controlling in this manner, the downshift is completed by increasing the engagement force of the engagement side clutch in accordance with the timing at which the input shaft rotation speed Nt increases to the rotation speed corresponding to the low speed stage of the downshift destination.
[0039]
In this case, the reason why the pressure increase control is continued until a predetermined time ts or more has elapsed from the time point t4 at which it can be determined that the shift progress degree (the increase degree of the input shaft rotational speed Nt) has approached the shift completion timing is, for example, When the actual hydraulic pressure of the clutch varies slightly, the input shaft rotational speed Nt suddenly exceeds the final target input shaft rotational speed (No × g2), so the input shaft rotational speed When Nt reaches the final target input shaft rotational speed (No × g 2), it is immediately determined that the shift has been completed, and if the engagement force (hydraulic pressure) of the engaging clutch is rapidly increased, the input shaft rotational speed Nt This is because a large speed change shock is generated when the air pressure exceeds the final target input shaft rotational speed (No × g 2).
[0040]
As in the present embodiment (1), the state where the input shaft rotational speed Nt remains in the vicinity of the final target input shaft rotational speed (No × g2) (the state where | No × g2−Nt | ≦ Δn4 / 2) If it is determined that the shift has been completed at time t5 when it is confirmed that has continued for a predetermined time ts or longer, the input shaft rotational speed Nt temporarily exceeds the final target input shaft rotational speed (No × g2). Even if the air is blown up, it can be determined that the speed change is complete after waiting for the blow-up to stop and the input shaft rotational speed Nt to converge near the final target input shaft rotational speed (No × g2). , Gear shift shock can be reduced.
[0041]
By the way, the standby hydraulic pressure Ph of the engagement side clutch during the standby hydraulic pressure holding period (period from time t2 to t3 in FIG. 5) is the spring force of the built-in return spring so that the engagement side clutch does not drag when it is not operating. If the hydraulic pressure is set to be slightly higher than that, it is possible to prevent leakage of the filling hydraulic oil during the standby hydraulic pressure holding period (insufficient filling) and to reliably hold the hydraulic pressure of the engagement side clutch at the standby hydraulic pressure Ph.
[0042]
However, in the conventional downshift control, the engagement side clutch charging control is started simultaneously with the start of the pressure reduction control of the release side clutch, so that the standby hydraulic pressure Ph of the engagement side clutch is increased. If set to, before the downshift control starts, the hydraulic pressure of the disengagement clutch increases too much before the disengagement clutch hydraulic pressure decreases sufficiently, and the engagement clutch and the disengagement clutch simultaneously generate engagement force. There is a possibility of a double engagement, which may cause a large shift shock or damage the clutch.
[0043]
In particular, there is a concern that a more serious double engagement problem may occur in a product in which the actual hydraulic pressure with respect to the hydraulic pressure command value varies due to manufacturing variation or the like. The cause of the variation in the hydraulic pressure is the variation in the output hydraulic pressure of the hydraulic control circuit 17 with respect to the hydraulic pressure command value in addition to the variation in the volume to be filled with hydraulic oil, and the actual hydraulic pressure is less likely to vary. It seems not. Therefore, in the conventional downshift control, the standby hydraulic pressure Ph cannot be set high in order to avoid the problem of double engagement.
[0044]
On the other hand, in the present embodiment (1), the engagement side clutch filling control is started after a predetermined delay time td has elapsed after the release side clutch pressure reduction control is started. The charging control of the engagement side clutch can be started after the hydraulic pressure of the side clutch is sufficiently lowered. Therefore, even if the standby oil pressure Ph is set higher than the conventional oil pressure so as not to cause insufficient hydraulic oil filling in consideration of variations in actual oil pressure relative to the oil pressure command value, double engagement can be reliably avoided. Can do. As a result, in the present embodiment (1), the standby hydraulic pressure Ph can be set higher than the conventional one in consideration of the variation of the actual hydraulic pressure with respect to the hydraulic pressure command value. The problem of insufficient filling of hydraulic fluid in the side clutch can be solved at the same time. Furthermore, since the hydraulic pressure of the disengagement side clutch and the hydraulic pressure of the engagement side clutch can be controlled independently, the disengagement side clutch and the engagement side clutch are not affected by each other's hydraulic pressure control, and are optimal according to the progress of the shift. Hydraulic control can be performed at the timing.
[0045]
By the way, the delay time td from the release-side clutch pressure reduction control start timing t0 to the start of the engagement-side clutch charging control is the time after the release-side clutch hydraulic pressure is sufficiently lowered to prevent double engagement. For example, the delay time td may be set so that the charging control of the engaging clutch is started near the time t1 when the input shaft rotational speed Nt starts to increase. Thus, double engagement can be prevented.
[0046]
In general, as the vehicle speed increases, the time required for the downshift control becomes longer. Therefore, if the delay time td of the charging control start timing of the engagement side clutch is made constant, when the downshift control is performed during high speed traveling, The standby hydraulic pressure holding period from the end to the start of pressure increase control becomes longer. During this standby hydraulic pressure holding period, the filling hydraulic fluid leaks little by little due to the clearance of the sliding parts of the engaging clutch and the spring force of the return spring that biases the sliding parts in the releasing direction. If the length is longer, the amount of leakage of the filled hydraulic oil during the standby hydraulic pressure retention period increases, and the increase in hydraulic pressure is delayed by the subsequent pressure increase control, and the shift shock tends to increase. On the other hand, if the standby hydraulic pressure holding period becomes too short, the pressure increase control is started before the actual hydraulic pressure is sufficiently stabilized at the target standby hydraulic pressure Ph. Therefore, the oil pressure at the start of the pressure increase control varies. As a result, the hydraulic pressure increase during the pressure increase control varies, and the shift shock tends to increase.
[0047]
In order to solve these drawbacks, in the present embodiment (1), the delay time td of the charging control start timing of the engagement side clutch is set according to the vehicle speed using the map of FIG. 6, and as the vehicle speed increases, The delay time td is set so as to increase. In this way, the standby hydraulic pressure holding period can be set to a substantially constant time regardless of the vehicle speed by changing the delay time td in response to the change of the time required for the downshift control according to the vehicle speed. it can. As a result, even when downshift control is performed during high-speed driving, the standby hydraulic pressure holding period can be prevented from becoming too long, and the amount of leakage of the filling hydraulic fluid during the standby hydraulic pressure holding period can be reduced. However, stable downshift control with little shift shock can be performed. Moreover, even when downshift control is performed at low speeds, the standby hydraulic pressure holding period can be prevented from becoming too short, and the pressure increase control can be started after the hydraulic pressure is stabilized during the standby hydraulic pressure holding period. Even during traveling, stable downshift control with little shift shock can be performed.
[0048]
The shift control of the present embodiment (1) described above is executed by the AT-ECU 30 according to the programs of FIGS. Hereinafter, the processing contents of these programs will be described.
[0049]
[Shift control]
The shift control program in FIG. 7 is a main program for shift control that is executed every predetermined time (for example, every 8 to 32 msec) during engine operation. When this program is started, it is first determined in step 100 whether or not a shift command has been output. If no shift command has been output, the process proceeds to step 400 to start the release-side clutch pressure reduction control to be described later. The timer 1 that counts the elapsed time from the reset is reset, and this program ends.
[0050]
On the other hand, if a shift command is output, the process proceeds to step 200, and a shift type determination program shown in FIG. 8 described later is executed to determine the shift type corresponding to the current shift command. Thereafter, the process proceeds to step 300, where a shift hydraulic pressure control program corresponding to the shift type (a power-on downshift hydraulic control program of FIG. 9 if the shift type is a power-on downshift described later) is executed to execute the current shift command. The program is terminated after shifting to a gear position according to the above.
[0051]
[Transmission type judgment]
Next, the processing contents of the shift type determination program of FIG. 8 executed in step 200 of the shift control program of FIG. 7 will be described. When this program is started, it is first determined in step 201 whether the current shift command is an upshift or a downshift, and in the next step 202 or 203, the load state applied to the automatic transmission 11 is turned on (engine side). From the state where the automatic transmission 11 is driven) or power off (the state where the automatic transmission 11 is driven from the drive wheel side). Depending on the determination result, the shift types corresponding to the current shift command are the power-on upshift (step 204), the poweroff upshift (step 205), the poweron downshift (step 206), and the poweroff downshift. It is determined which of (Step 207) corresponds, and this program is terminated.
[0052]
The power-on downshift hydraulic control program shown in FIG. 9, the release-side clutch hydraulic control program shown in FIGS. 10 and 11, and the engagement-side clutch hydraulic control program shown in FIGS. It serves as a downshift control means in terms of range.
[0053]
[Power-on downshift hydraulic control]
The power-on downshift hydraulic control program in FIG. 9 is executed when the shift type is power-on downshift. When this program is started, first, in step 301, a release side clutch hydraulic pressure control program shown in FIGS. 10 and 11 described later is executed to control the hydraulic pressure of the release side clutch, and in the next step 302, the release side clutch hydraulic pressure is controlled. It is determined whether or not the elapsed time (count value of timer 1) from the start time t0 of the side clutch pressure reduction control has exceeded the delay time td. At this time, considering that the time required for the downshift control changes according to the vehicle speed, the delay time td is set to increase as the vehicle speed increases using the map of FIG.
[0054]
Before the elapsed time from the time t0 when the release side clutch pressure reduction control starts reaches the delay time td, the process proceeds from step 302 to step 304 without starting the hydraulic control of the engagement side clutch, and the release side clutch pressure reduction control starts. The timer 1 for measuring the elapsed time from the time t0 is counted up and the program is terminated.
[0055]
Thereafter, when the elapsed time from the start time t0 of the release side clutch reaches the delay time td, it is determined as “Yes” in Step 302, and the process proceeds to Step 303, which will be described later with reference to FIGS. The engagement side clutch hydraulic control program is executed to start the hydraulic control of the engagement side clutch.
[0056]
Thereafter, the process proceeds to step 305, where it is determined whether or not the downshift is completed based on whether or not a control stage flag Flag1 = 5 and Flag2 = 5 described later. When the downshift is completed, the process proceeds to step 306, where both the control stage flags Flag1 and Flag2 are reset to the initial value “0”, the timer 1 is reset, and the program is terminated.
[0057]
[Release side clutch hydraulic control]
Next, processing contents of the release side clutch hydraulic pressure control program of FIGS. 10 and 11 executed in step 301 of the power-on downshift hydraulic pressure control program of FIG. 9 will be described. When this program is started, first, in step 401, the torque Tin of the input shaft of the transmission gear mechanism 15 (the output shaft 14 of the torque converter 12) is estimated based on the engine operating conditions and the characteristics of the torque converter 12, for example, by the following equation. To do.
[0058]
Tin = C (e) × tr (e) × Ne²
C (e): Torque converter capacity coefficient
tr (e): Torque ratio
Ne: Engine speed
Here, the torque converter capacity coefficient C (e) and the torque ratio tr (e) are respectively calculated by a map or a mathematical formula according to the speed ratio e (= Nt / Ne).
[0059]
In addition, the torque output from the engine may be calculated based on the intake air amount and the throttle opening, and multiplied by the torque ratio tr (e) to obtain the input shaft torque Tin.
[0060]
After the estimation of the input shaft torque, the routine proceeds to step 402, where the current release side clutch hydraulic pressure control stage is determined depending on whether the value of the release stage control stage flag Flag1 is 0-5. This control stage flag Flag1 is a flag that is incremented by 1 every time it proceeds to each stage of the release side clutch hydraulic pressure control. The initial value is 0 and the maximum value is 5. Accordingly, the release side clutch hydraulic pressure control is a five-step sequence control.
[0061]
Since the control stage flag Flag1 is set to the initial value (0) at the time point t0 at which the release side clutch hydraulic pressure control is started, the process proceeds to step 403, the control stage flag Flag1 is set to “1”, and the next step Proceeding to 404, the hydraulic pressure command value of the release side clutch is set to the initial hydraulic pressure, the hydraulic pressure supplied to the release side clutch is reduced to the initial hydraulic pressure (first stage control), and this program ends.
[0062]
At the next start of the program, since Flag1 = 1 has already been reached, the process proceeds to step 406, where the release side clutch hydraulic pressure command value is gradually reduced at a constant gradient as shown at times t0 to t1 in FIG. The pressure reduction control is executed (second stage control). As a result, the engagement force of the disengagement side clutch decreases and the transmission torque capacity of the disengagement side clutch decreases with respect to the torque input from the engine side. Therefore, the input shaft rotation speed Nt (torque converter) of the transmission gear mechanism 15 12 output shaft rotation speed) starts to blow up.
[0063]
The pressure reduction control (second stage control) of the release side clutch is continued until the rising of the input shaft rotational speed Nt (Nt−No × g1 ≧ Δn1) is detected (step 407). Then, at the time point t1 when the rising of the input shaft rotational speed Nt is detected, the process proceeds to step 408, the control stage flag Flag1 is set to “2”, the second stage control (decompression control) is terminated, Shift to three-step control.
[0064]
In the third-stage control (time t1 to t4 in FIG. 5), first, at step 409, the hydraulic pressure of the disengagement side clutch is feedback-controlled so that the rising gradient of the input shaft rotational speed Nt becomes a predetermined value. During this feedback control, in step 410, it is determined whether or not the shift progress degree (the increase degree of the input shaft rotation speed Nt) has approached the shift completion timing based on whether or not the following equation is satisfied.
No xg2 -Nt≤Δn3
[0065]
If the above relationship does not hold, it is determined that the shift completion timing is not approaching, and the feedback control of the disengagement side clutch is continued. Thereafter, at the time t4 when the relationship of the above equation is established, the routine proceeds to step 411, where the control stage flag Flag1 is set to "3", and at the next step 412, the input shaft rotational speed Nt becomes the final target input shaft rotational speed. The timer 2 that counts the time during which the state of staying in the vicinity of (No × g2) continues is reset to 0, the third-stage control (feedback control) is terminated, and the process proceeds to the fourth-stage control.
[0066]
In the fourth-stage control (time t4 to t5 in FIG. 5), first, in step 413 in FIG. 11, pressure increase control for increasing the hydraulic pressure command value of the disengagement side clutch with a constant gradient is executed. During this pressure increase control, in step 414, whether or not the input shaft rotational speed Nt is near the final target input shaft rotational speed (No × g2) is determined based on whether or not the relationship of the following equation is satisfied. .
| No × g2−Nt | ≦ Δn4 / 2
[0067]
If the relationship of the above equation does not hold, it is determined that the input shaft rotational speed Nt has not yet converged near the final target input shaft rotational speed (No × g 2), and the routine proceeds to step 415 where timer 2 is set to 0. To reset the program.
[0068]
Thereafter, when it is determined that the input shaft rotational speed Nt is close to the final target input shaft rotational speed (No × g 2), the routine proceeds to step 416 where the timer 2 is counted up and the input shaft rotational speed Nt is The time during which the state of staying in the vicinity of the final target input shaft rotational speed (No × g2) (the state of | No × g2−Nt | ≦ Δn4 / 2) continues is measured.
[0069]
In the next step 417, the input shaft rotational speed Nt stays near the final target input shaft rotational speed (No × g2) depending on whether or not the count value of the timer 2 is equal to or longer than the predetermined time ts. It is determined whether or not the state (the state of | No × g 2 −Nt | ≦ Δn 4/2) continues for a predetermined time ts or longer. If this state does not continue for the predetermined time ts or longer, the control (increase) of the fourth stage is continued. Continue pressure control. Then, at a time t5 when this state continues for a predetermined time ts or longer, the process proceeds to step 418, the control stage flag Flag1 is set to "4", and the fourth stage control (pressure increase control) is terminated. Transition to stage control.
[0070]
In the control of the fifth stage (after time t5 in FIG. 5), first, in step 419, final pressure reduction control is executed to decrease the hydraulic pressure command value of the disengagement side clutch toward 0 with a constant gradient. Then, in the next step 420, it is determined whether or not the release-side clutch hydraulic pressure command value has decreased to 0 or less, and this fifth-stage control (until the release-side clutch hydraulic pressure command value has decreased to 0 or less). Continue the final pressure reduction control. Thereafter, when the hydraulic pressure command value of the disengagement clutch decreases to 0 or less, the routine proceeds to step 421, the control stage flag Flag1 is set to “5”, and the control of the fifth stage is finished. Thereby, all the hydraulic control of the release side clutch is completed.
[0071]
[Engagement side clutch hydraulic control]
Next, processing contents of the engagement side clutch hydraulic pressure control program of FIGS. 12 and 13 executed in step 303 of the transmission hydraulic pressure control program of FIG. 9 will be described. This program is started after a predetermined delay time td has elapsed since the hydraulic control of the disengagement side clutch was started by the transmission hydraulic control program shown in FIG. When this program is started, first, in step 501, the current engagement-side clutch hydraulic pressure control stage is determined based on whether the value of the engagement-side clutch control stage flag Flag2 is 0 to 5. . The control stage flag Flag2 is a flag that increases by 1 each time the process proceeds to each stage of the engagement side clutch hydraulic pressure control. The initial value is 0 and the maximum value is 5. Therefore, the clutch clutch hydraulic pressure control is a five-step sequence control.
[0072]
At the time t0 when the hydraulic control of the engagement side clutch is started, the control stage flag Flag2 is set to the initial value (0), so the routine proceeds to step 502, where the state immediately before the engagement side clutch generates the engagement force. In this way, the hydraulic pressure command value for the engaging side clutch is set to a predetermined charging hydraulic pressure Po, and charging control for filling the engaging side clutch with hydraulic oil is executed. Then, in the next step 503, the control stage flag Flag2 is set to “1”, and then the process proceeds to step 504, the timer 3 for counting the filling control time is reset to 0, and this program is terminated.
[0073]
At the next start of the program, since Flag2 is already 1, the process proceeds to step 505, the filling control time timer 3 is counted up, the filling control time up to the present time is measured, and in the next step 506, Filling control time (count value of timer 3) is a predetermined time t_FIt is determined whether or not the above has been reached. And the filling control time is a predetermined time t_FUntil the pressure reaches the value, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is held at the charging hydraulic pressure Po, and the charging control is continued (step 507).
[0074]
Here, the predetermined time t_FIs a standard (average) time required for the engagement side clutch to be in a state immediately before the engagement force is generated by the filling control, and is set in advance by experiments or simulations.
[0075]
Thereafter, the filling control time is a predetermined time t._FAt time t2 (when the engagement side clutch is in a state immediately before the engagement force is generated by the charging control), the process proceeds from step 506 to step 508, and the control stage flag Flag2 is set to "2". In step 509, the hydraulic pressure command value for the engaging clutch is lowered to the standby hydraulic pressure Ph, and the charging control is terminated. Thereafter, the engagement side clutch is held in a state immediately before the engagement force is generated by the standby hydraulic pressure Ph.
[0076]
Since the control stage flag Flag2 is “2” during this standby hydraulic pressure holding period, the routine proceeds to step 510, where it is determined whether or not the shift progress degree (the increase degree of the input shaft rotational speed Nt) has advanced to a predetermined stage. Judge using the following formula.
No xg2 -Nt≤Δn2
[0077]
If the above equation does not hold, it is determined that the degree of progress of the shift has not yet progressed to a predetermined level, and the routine proceeds to step 511 where the hydraulic pressure command value for the engagement side clutch is held at the standby hydraulic pressure Ph.
[0078]
Thereafter, at the time t3 when the relationship of the above equation is established, it is determined that the degree of progress of the shift has progressed to a predetermined level, the process proceeds from step 510 to step 512, the control stage flag Flag2 is set to "3", and the next In step 513, pressure increase control for gradually increasing the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch with a constant gradient is started.
[0079]
Thereafter, when this program is started, since the control stage flag Flag2 is “3”, the process proceeds to step 514 in FIG. 13 to continue the pressure increase control of the engagement side clutch, and to the next step 515. Thus, it is determined whether or not the release-side clutch control stage flag Flag1 is “4” (that is, whether or not the release-side clutch control stage has shifted to the final decompression control), and the control stage flag Flag1 is “4”. If not, the program is terminated as it is, and the engagement side clutch pressure increase control is continued. By controlling in this way, the engagement force of the engagement side clutch is increased in accordance with the timing at which the input shaft rotation speed Nt increases to the rotation speed corresponding to the low speed stage to which the downshift is performed.
[0080]
Thereafter, at time t5 when the release-side clutch control stage flag Flag1 is switched to “4” and the release-side clutch control stage shifts to the final pressure-reducing control, the routine proceeds from step 515 to step 516 to control the engagement-side clutch. The stage flag Flag2 is set to “4”.
[0081]
Thus, the pressure increase control of the engagement side clutch is finished, and the process proceeds to step 517, where final pressure increase control for increasing the oil pressure command value of the engagement side clutch toward the maximum hydraulic pressure is executed. During this final pressure increase control, it is determined in step 518 whether or not the hydraulic pressure command value of the engaging clutch has reached the maximum hydraulic pressure, and when it reaches the maximum hydraulic pressure, the process proceeds to 519 and the control stage flag Flag2 is set. Set to “5” to complete all engagement clutch hydraulic pressure control.
[0082]
In the downshift control of the present embodiment (1) described above, the engagement side clutch charging control is started after a predetermined delay time td has elapsed after the release side clutch pressure reduction control is started. Then, after the hydraulic pressure of the release side clutch is sufficiently lowered, the charging control of the engagement side clutch can be started. Therefore, even if the standby oil pressure Ph is set higher than the conventional oil pressure so as not to cause insufficient hydraulic oil filling in consideration of variations in actual oil pressure relative to the oil pressure command value, double engagement can be reliably avoided. Thus, the problem of double engagement and the problem of insufficient filling of hydraulic oil in the engagement clutch can be solved at the same time. As a result, it is possible to perform a downshift with less shift shock without providing new sensors, and to simultaneously achieve shift shock reduction, improved reliability, and cost reduction during the downshift.
[0083]
In addition, in this embodiment (1), the delay time td of the charging control start timing of the engagement side clutch is changed according to the vehicle speed, so the time required for the downshift control changes according to the vehicle speed. In response to this, the standby hydraulic pressure holding period can be set to a substantially constant time regardless of the vehicle speed by changing the delay time td. As a result, even when downshift control is performed during high-speed driving, the standby hydraulic pressure holding period can be prevented from becoming too long, and the amount of leakage of the filling hydraulic fluid during the standby hydraulic pressure holding period can be reduced. However, stable downshift control with little shift shock can be performed. Moreover, even when downshift control is performed at low speeds, the standby hydraulic pressure holding period can be prevented from becoming too short, and the pressure increase control can be started after the hydraulic pressure is stabilized during the standby hydraulic pressure holding period. Even during traveling, stable downshift control with little shift shock can be performed.
[0085]
<< Embodiment (2) >>
In the downshift control of the embodiment (1), the standby hydraulic pressure holding period is set to a substantially constant time regardless of the vehicle speed by changing the delay time td of the charging control start timing of the engagement side clutch according to the vehicle speed. However, in the downshift control of the embodiment (2) of the present invention shown in FIG. 14 and FIG. 15, the charging control start timing td of the engagement side clutch is reached based on the increasing degree of the input shaft rotational speed Nt. It is determined whether or not it has been done. In this way, while confirming the actual shift progress from the degree of increase in the input shaft rotation speed Nt, the charging control start timing td of the engagement side clutch is set to the time required to prevent double engagement. Can only be delayed.
[0086]
Further, in the present embodiment (2), the standby hydraulic pressure holding period becomes a substantially constant time regardless of the vehicle speed by determining the charging control start timing td of the engaging clutch using the following equation (5). I try to set it up like this.
Nt (t3) −Nt ≦ Δn5 (5)
Here, Nt (t3) is the predicted input shaft rotation speed at the end of the standby hydraulic pressure holding period t3 predicted based on the current increase speed of the input shaft rotation speed Nt. Δn5 is a judgment value.
[0087]
Using the above equation (5), the engagement is performed at the time td when the difference between the predicted input shaft rotational speed Nt (t3) at the end of the standby hydraulic pressure holding period t3 and the actual input shaft rotational speed Nt is equal to or less than the determination value Δn5. When the side clutch charging control is started, the time from the charging control start time td to the end of the standby hydraulic pressure holding period t3 can be set to be a substantially constant time regardless of the vehicle speed. In this case, the filling control time t_FSince the predetermined time is preset, if the time from the start of filling control td to the end of the standby hydraulic pressure holding period t3 is set to be substantially constant, the standby hydraulic pressure holding period will also be substantially constant.
[0088]
Alternatively, the charging control start timing td of the engaging clutch may be determined using the following equation (6) instead of the above equation (5).
No xg2 -Nt≤Δn6 (6)
Here, g2 is the gear ratio of the gear stage after the shift, and Δn6 is a judgment value. No × g2 corresponds to the final target input shaft rotational speed estimated from the current output shaft rotational speed No.
[0089]
Using the above equation (6), at the time td when the difference between the final target input shaft rotational speed (No × g2) and the actual input shaft rotational speed Nt becomes equal to or less than the judgment value Δn6, If the filling control is started, the time from the filling control start time td until the gear shift is almost finished can be set to be a substantially constant time regardless of the vehicle speed. In this case, if the time from the filling control start time td until the gear shift is almost finished is set to be substantially constant, the standby hydraulic pressure holding period is also substantially constant.
[0090]
By the way, if the driver closes the accelerator opening during the downshift control or the pressure reduction speed of the hydraulic pressure of the release side clutch becomes slow for some reason, the increase degree of the input shaft rotational speed Nt may be slow. . In such a case, if the delay amount of the charging control start timing of the engagement side clutch is set based on the increase degree of the input shaft rotational speed Nt, the delay amount of the charging control start timing becomes too large, and the downshift control is performed. There is a possibility that the time required will be too long or, in the worst case, a state where the charging control of the engaging clutch cannot be started indefinitely continues.
[0091]
Therefore, in this embodiment (2), the delay amount of the charging control start timing of the engagement side clutch is limited to a predetermined guard value tdmax or less. That is, if the relationship of the above equation (5) or (6) is established before the elapsed time from the start of hydraulic control of the release side clutch reaches the guard value tdmax, at the time td The filling control of the clutch on the side is started. On the other hand, even if the elapsed time from the start time t0 of the release side clutch hydraulic control reaches the guard value tdmax, the guard value tdmax is reached if the relationship of the above expression (5) or (6) does not hold. At the time, the charging control of the engagement side clutch is started. In this way, even when the degree of increase in the input shaft rotational speed Nt is delayed for some reason during downshift control, the elapsed time after starting the hydraulic control of the release side clutch reaches the guard value tdmax. Thus, the charging control of the engaging clutch can be forcibly started, and the shift speed of the downshift can be prevented from becoming too slow.
[0092]
The downshift control of the present embodiment (2) described above is executed by the power-on downshift hydraulic control program of FIG. Other programs are the same as those in the embodiment (1).
[0093]
When the power-on downshift hydraulic control program shown in FIG. 12 is started, first, in step 601, the above-mentioned release side clutch hydraulic control program shown in FIGS. 10 and 11 is executed to control the release side clutch hydraulic pressure. In the next step 302, it is determined whether or not the charging control start flag FlagX is set to “1” which means the charging control start of the engaging clutch. If it is determined that FlagX = 0 (before the filling control is started), the process proceeds to step 603, the timer 1 for measuring the elapsed time from the start time t0 of the release side clutch pressure reduction control is counted up, and the process proceeds to step 604. Then, it is determined whether or not the elapsed time (count value of the timer 1) from the start time t0 of the release side clutch pressure reduction control has reached a predetermined guard value tdmax.
[0094]
Before the elapsed time from the time t0 when the pressure reduction control of the disengagement clutch starts reaches the guard value tdmax, the process proceeds from step 604 to step 605, and whether or not the relationship of equation (5) [or equation (6)] is established. This program is terminated without starting the hydraulic control of the engaging clutch until the relationship of the equation is established.
[0095]
Thereafter, if the relationship of the above equation (5) [or equation (6)] is established before the elapsed time from the start time t0 of the release side clutch reaches the guard value tdmax, the step 605 is performed at the time t3. From Step 606, the charging control start flag FlagX is set to “1” which means the start of charging control of the engaging clutch, and the processing proceeds to Step 607, where the engaging side clutch hydraulic pressure shown in FIGS. The control program is executed to start the charging control of the engagement side clutch.
[0096]
Thereafter, the process proceeds to step 608, and whether or not the downshift is completed is determined by whether or not the control stage flag Flag1 = 5 and Flag2 = 5. When the downshift is completed, the process proceeds to step 609 to reset the filling control start flag FlagX and the control stage flags Flag1 and Flag2 to the initial value “0”, reset the timer 1 and end the program. To do.
[0097]
Also in the present embodiment (2) described above, the same effects as those in the embodiment (1) can be obtained.
Needless to say, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and can be implemented with various modifications, for example, the release side clutch hydraulic pressure control sequence and the engagement side clutch hydraulic pressure control sequence may be appropriately changed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of an entire automatic transmission according to an embodiment (1) of the present invention.
FIG. 2 is a diagram schematically showing a mechanical configuration of an automatic transmission.
FIG. 3 is a diagram showing a combination of engagement / release of clutches C0 to C2 and brakes B0 and B1 for each gear position;
FIG. 4 is a diagram showing an example of a shift pattern
FIG. 5 is a time chart showing an example of downshift control according to the embodiment (1).
FIG. 6 is a time chart showing the behavior of the input shaft rotation speed Nt and its change rate ΔNt during downshift control in the embodiment (1).
FIG. 7 is a flowchart showing a flow of processing of the shift control program according to the embodiment (1).
FIG. 8 is a flowchart showing a processing flow of a shift type determination program according to the embodiment (1).
FIG. 9 is a flowchart showing a process flow of a power-on downshift hydraulic control program according to the embodiment (1).
FIG. 10 is a flowchart (No. 1) showing the flow of processing of a disengagement side clutch hydraulic pressure control program according to the embodiment (1).
FIG. 11 is a flowchart (part 2) showing the flow of processing of the release side clutch hydraulic pressure control program of the embodiment (1).
FIG. 12 is a flowchart (part 1) showing the flow of processing of the engagement side clutch hydraulic pressure control program of the embodiment (1).
FIG. 13 is a flowchart (part 2) showing the flow of processing of the engagement side clutch hydraulic pressure control program of the embodiment (1).
FIG. 14 is a time chart showing an example of downshift control according to the embodiment (2).
FIG. 15 is a flowchart showing a processing flow of a power-on downshift hydraulic control program according to the embodiment (1).
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Automatic transmission, 12 ... Torque converter, 13 ... Transmission gear mechanism (transmission mechanism), 16 ... Lock-up clutch, 17 ... Hydraulic control circuit, 18 ... Hydraulic pump, 19 ... Line pressure control circuit, 20 ... Automatic transmission control Circuit, 21 ... Lock-up control circuit, 26 ... Manual switching valve, 27 ... Engine speed sensor, 30 ... AT-ECU (downshift control means), C0-C2 ... Clutch (friction engagement element), B0, B1 ... Brake (friction engagement element).

Claims

An input shaft to which the rotational force is transmitted from the drive source, a transmission mechanism that shifts the rotation of the input shaft and transmits the rotation to the output shaft, and a plurality of friction engagement elements provided at a plurality of shift stages of the transmission mechanism; Each of the friction engagement elements is selectively controlled according to a shift command, thereby selectively switching between engagement and release of each friction engagement element, so that the shift stage of the transmission mechanism In an automatic transmission control device that switches between
The friction engagement element of the current shift stage (hereinafter referred to as the “release-side friction engagement element”) when starting a shift from the current shift stage to a lower speed shift stage (hereinafter referred to as “downshift”). And the rotational speed of the input shaft is increased by switching to a substantially neutral state, and the frictional engagement element (hereinafter referred to as the “engagement side frictional engagement element”) of the downshift destination is engaged. Friction engagement on the engagement side is performed in accordance with the timing at which the rotational speed of the input shaft rises to the rotational speed corresponding to the downshift destination gear stage until the state immediately before the occurrence of the oil pressure Downshift control means for completing the downshift by increasing the hydraulic pressure so as to increase the engagement force of the elements,
The downshift control means includes means for delaying the hydraulic control start timing of the engagement side frictional engagement element from the hydraulic control start timing of the release side frictional engagement element during downshift control, and the release side friction. Means for determining whether the hydraulic control start timing of the engagement side frictional engagement element has been reached based on the degree of increase in the rotational speed of the input shaft after the hydraulic control of the engagement element is started; and During the hydraulic control of the frictional engagement element on the side, the hydraulic pressure applied to the frictional engagement element on the engagement side from the end of the filling control to the start of the pressure increase control is frictional engagement on the engagement side Control is performed so as to maintain the standby hydraulic pressure for maintaining the hydraulic oil filling state of the element, and the delay time of the hydraulic control start timing of the frictional engagement element on the engagement side is maintained at the standby hydraulic pressure. It becomes almost constant regardless of the vehicle speed Control device for an automatic transmission and having a means for sea urchin set.

The downshift control means is a control system for an automatic transmission according to claim 1, characterized in that to limit the delay quantity of the hydraulic control start timing of the frictional engagement elements of the engagement side below a predetermined guard value .