JP3698599B2

JP3698599B2 - Shift control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3698599B2
Application number: JP24083099A
Authority: JP
Inventors: 弘之湯浅; 芳和田中
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1999-08-27
Filing date: 1999-08-27
Publication date: 2005-09-21
Anticipated expiration: 2019-08-27
Also published as: JP2001065682A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は自動変速機の変速制御装置に関し、詳しくは、異なる摩擦係合要素の締結制御と解放制御とを同時に行う摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行うよう構成された車両用の自動変速機の変速制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、摩擦係合要素の締結・解放を油圧によって制御するよう構成すると共に、２つの摩擦係合要素の締結制御と解放制御とを同時に行う摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行わせる構成の自動変速機が知られている（特開平９−２９６８６２号公報、特開平９−２９６８６３号公報等参照）。
【０００３】
特開平９−２９６８６２号公報のものは、ダウン変速において、高車速かつ高トルクの場合には、解放側摩擦係合要素のみで変速を行い、低車速かつ低トルクの場合には、解放側と締結側との双方を用いて変速制御を行わせる構成となっている。
【０００４】
また、特開平９−２９６８６３号公報のものでは、アップ変速において、締結側摩擦係合要素を変速制御の主体として解放側摩擦係合要素を追従制御させるよう構成すると共に、このときの締結側摩擦係合要素の伝達トルク容量に対する解放側摩擦係合要素の伝達トルク容量の割合（分担率）を、高トルク状態と低トルク状態とで変化させる構成となっている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のように、トルクや車速に応じて変速制御におけるメインの摩擦係合要素を選択させる構成では、解放側摩擦係合要素の係合油圧を低下させたときのギヤ比の変化方向に対応して最適な摩擦係合要素を確実に選択させることができず、変速時間が長くなったり、変速ショックを発生させる可能性があった。
【０００６】
即ち、解放側摩擦係合要素の係合油圧を低下させたときのギヤ比の変化方向が、要求されるギヤ比の変化方向とが一致する場合には、そのまま解放制御を進行させることで、短い変速時間で滑らかに変速させることができるが、逆に前記ギヤ比の変化方向が一致しない場合に、そのまま解放制御を進行させると、ギヤ比が要求とは異なる方向に大きく変化してしまって変速時間が長くなり、変速ショックの発生を抑止しつつ変速時間の短縮を図ることが困難になってしまう。従来のように、トルクや車速から摩擦係合要素を選択する構成では、車両が走行している路面勾配などの影響によって、所期の回転変化が得られずに変速時間が長くなったり、変速ショックを発生させる可能性があったものである。
【０００７】
本発明は上記問題点に鑑みなされたものであり、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴うギヤ比の変化方向に対応して摩擦係合要素を的確に選択できるようにして、短い変速時間でかつ変速ショックの少ない掛け替え変速を実現できるようにすることを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
そのため請求項１記載の発明は、異なる摩擦係合要素の締結制御と解放制御とを同時に行う摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行うよう構成された自動変速機の変速制御装置であって、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴う変速機構のギヤ比の変化方向と、変速により前記ギヤ比が変化すべき方向とを比較し、前記ギヤ比の変化方向が一致する場合には、当該変速において前記解放側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御し、一致しない場合には、当該変速において締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御するよう構成すると共に、
アップ変速でかつ前記ギヤ比の変化方向が一致する場合に、変速機構の入力軸トルクが所定値以上であるか否かを判別し、前記入力軸トルクが所定値以上であるときに、当該変速においては優先的に締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御させるよう構成した。
【０００９】
かかる構成によると、変速要求に基づいて解放すべき摩擦係合要素（解放側摩擦係合要素）と締結すべき摩擦係合要素（締結側摩擦係合要素）とが決定され、該決定に基づいて前記解放側摩擦係合要素の係合油圧を低下させていって滑りが生じるようになると、変速機構の入力軸回転速度（タービン回転速度）と出力軸回転速度との比であるギヤ比が変化し始める。このときのギヤ比の変化方向と、要求されるギヤ比の変化方向とが一致しているか否かが判断され、該判断結果に基づいて解放側と締結側とのいずれを変速制御のメインとするかを選択する。
更に、上記のように、ギヤ比の変化方向が一致する場合には、解放側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御させるのが基本であるが、アップ変速であって然も解放開始時点における入力軸トルクが所定値以上であるときには、たとえギヤ比の変化方向が一致する場合であっても、締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御させる。
【００１２】
請求項２記載の発明では、前記変速機構の入力軸トルクを、変速に伴うイナーシャトルクで減算補正し、該補正された入力軸トルクと前記所定値とを比較させる構成とした。
【００１３】
かかる構成によると、回転低下に伴って発生し伝達トルクに付加されるイナーシャトルク、又は、回転上昇のために伝達トルクから減算されるイナーシャトルクによって入力軸トルクを補正し、該補正した入力軸トルクに基づいて締結側摩擦係合要素の制御で変速を行わせるか否かを判断する。
【００１４】
請求項３記載の発明では、前記イナーシャトルクを目標変速時間に応じて設定する構成とした。かかる構成によると、目標変速時間の違いによるイナーシャトルクの変化に対応して、変速に伴うイナーシャトルクが設定される。
【００１５】
請求項４記載の発明では、前記締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御させる場合に、前記解放開始に伴うギヤ比の変化を収束させるべく、前記解放側摩擦係合要素及び／又は締結側摩擦係合要素の係合油圧を制御し、所定ギヤ比になってから前記締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御するよう構成した。
【００１６】
かかる構成によると、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴ってギヤ比が要求される変速方向とは異なる方向に変化する場合、まず、かかる逆方向へのギヤ比の変化を収束させるべく解放側及び／又は締結側の係合油圧を制御し、ギヤ比の変化方向が反転して所定ギヤ比になってから変速後の目標ギヤ比に向けて変速させる。
【００１７】
請求項５記載の発明では、前記所定ギヤ比になるまでの間、変速前のギヤ比と変速機構の出力軸回転速度とから求められる基準の入力軸回転速度と、実際の入力軸回転速度との偏差の微分値に応じて、前記解放側摩擦係合要素及び／又は締結側摩擦係合要素の係合油圧を補正する構成とした。
【００１８】
かかる構成によると、変速前のギヤ比と変速機構の出力軸回転速度とから求められる基準の入力軸回転速度は、変速前のギヤ比における入力軸回転速度であり、該基準の入力軸回転速度と実際の入力軸回転速度との偏差の微分値から、基準から離れつつあるか、基準に近づきつつあるかを判断でき、これは、ギヤ比が要求とは異なる方向に変化しているか、変化方向が反転して要求ギヤ比に向けて変化しているかを表すことになり、更に、変化速度が判定され、これらの情報に基づいて係合油圧を補正することで、要求とは異なる方向へのギヤ比の変化を収束させる。
【００１９】
請求項６記載の発明では、前記所定ギヤ比になるまでの間、締結側摩擦係合要素の係合油圧を漸増させる一方、ギヤ比が変化すべき方向と異なる方向へ変化している間、前記解放側摩擦係合要素の係合油圧を臨界圧付近に保持すると共に、前記締結側摩擦係合要素の係合油圧を前記偏差の微分値に応じて増大補正し、前記ギヤ比の変化方向が反転した後は、前記解放側摩擦係合要素の係合油圧を前記偏差の微分値に応じて減少補正する構成とした。
請求項７記載の発明では、
異なる摩擦係合要素の締結制御と解放制御とを同時に行う摩擦係合要素の掛け替えによって変速を行うよう構成された自動変速機の変速制御装置であって、
解放側摩擦係合要素の解放開始に伴う変速機構のギヤ比の変化方向と、変速により前記ギヤ比が変化すべき方向とを比較し、前記ギヤ比の変化方向が一致する場合には、当該変速において前記解放側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御し、一致しない場合には、当該変速において締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御するよう構成すると共に、
前記締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御させる場合に、所定ギヤ比になってから前記締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御するよう構成し、
前記所定ギヤ比になるまでの間、締結側摩擦係合要素の係合油圧を漸増させる一方、
ギヤ比が変化すべき方向と異なる方向へ変化している間、前記解放側摩擦係合要素の係合油圧を臨界圧付近に保持すると共に、前記締結側摩擦係合要素の係合油圧を、変速前のギヤ比と変速機構の出力軸回転速度とから求められる基準の入力軸回転速度と、実際の入力軸回転速度との偏差の微分値に応じて増大補正し、前記ギヤ比の変化方向が反転した後は、前記解放側摩擦係合要素の係合油圧を前記偏差の微分値に応じて減少補正する構成とした。
【００２０】
かかる構成によると、ギヤ比が変化すべき方向と異なる方向へ変化している間、解放側を臨界状態に保持することで、更なる逆方向への変化の発生を抑止する一方で、締結側の係合油圧を、逆方向への変化速度が早いほど増大補正して、逆方向への変化の収束を図り、ギヤ比の変化方向が反転して要求されるギヤ比に向けて変化し始めると、締結側の係合油圧が漸増することによる回転落ち（ロック）を回避すべく、反転後の回転変化速度が早いほど、解放側の係合油圧を減少補正して締結の進行に対応して解放を進めるようにする。
【００２１】
請求項８記載の発明では、前記解放側摩擦係合要素の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比になるまで制御させる場合に、前記変速後のギヤ比になるまでの間、前記締結側摩擦係合要素の係合油圧をスタンバイ圧に保持し、略変速後のギヤ比にまで変化した後に、前記解放側摩擦係合要素の係合油圧を最小圧にまで漸減させると同時に、前記締結側摩擦係合要素の係合油圧を前記スタンバイ圧から漸増させる構成とした。
【００２２】
かかる構成によると、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴って変速要求に沿った方向にギヤ比が変化する場合、締結側の係合油圧をスタンバイ圧に保持させた状態で解放側の係合油圧を制御して、ギヤ比を変速後の目標付近にまで変化させる。その後、解放制御と締結制御とを同時進行させ、変速制御を終了する。
【００２３】
請求項９記載の発明では、目標変速時間と変速前後のギヤ比とに基づいて、前記変速時間における目標の入力軸回転速度変化を設定し、実際の入力軸回転速度が前記目標の入力軸回転速度変化に追従するように、前記解放側摩擦係合要素又は締結側摩擦係合要素の係合油圧をフィードバック制御することによって、変速後のギヤ比になるまで制御するよう構成した。
【００２４】
かかる構成によると、目標の変速時間で変速前のギヤ比から変速後のギヤ比にまで変化するときの入力軸回転速度の変化を目標として設定し、実際の入力軸回転速度が前記目標の変化特性に追従して変化するように、解放側又は締結側の係合油圧をフィードバック制御することによって、変速後のギヤ比になるまで制御する。
【００２５】
請求項１０記載の発明では、変速判断に基づいて前記締結側摩擦係合要素の係合油圧をスタンバイ圧に制御して保持させる一方、前記解放側摩擦係合要素の係合油圧を漸減し、ギヤ比が変化し始めた時のギヤ比の変化方向に基づいて、変速後のギヤ比になるまで制御する摩擦係合要素を選択する構成とした。
【００２６】
かかる構成によると、変速要求が判別されると、締結側の係合油圧をその後の締結制御の開始に備えてスタンバイ圧にまで増大させて保持させる一方、解放側の係合油圧を漸減させる。そして、解放側の解放開始（滑りの発生）に伴ってギヤ比が変化し始めると、その方向に基づいて変速後のギヤ比にまで変化させるときの制御対象とする摩擦係合要素を選択して、該選択結果に応じてその後の変速制御を行わせる。
【００２７】
【発明の効果】
請求項１記載の発明によると、解放側摩擦係合要素の解放によってギヤ比がどの方向に変化するかに応じて、変速後のギヤ比にまで制御するのに最適な摩擦係合要素が選択され、変速時間が長くなったり、変速ショックが発生することを回避できるという効果があると共に、例えば下り坂での車速増加に伴うアップ変速時であって、変速機構に対する入力トルクが比較的高いため解放制御によるギヤ比変化が遅くなるときに、解放側の制御に代えて締結側の制御によって変速後のギヤ比にまで制御させることで変速時間を短くできるという効果がある。
【００２９】
請求項２記載の発明によると、回転変化に伴うイナーシャトルクの発生を考慮して、変速機構の入力軸トルクを精度良く判断できるという効果がある。請求項３記載の発明によると、回転変化に伴うイナーシャトルクを、簡便かつ精度良く設定できるという効果がある。
【００３０】
請求項４記載の発明によると、解放開始に伴う逆方向へのギヤ比変化を最小に抑制して、早期に変速後のギヤ比に向けた制御を行わせることができるという効果がある。
【００３１】
請求項５記載の発明によると、変速前の入力軸回転速度からの変化方向及び変化速度に応じて係合油圧を補正することで、解放開始に伴う逆方向へのギヤ比変化を精度良くかつ効率良く収束させることができるという効果がある。
【００３２】
請求項６，７記載の発明によると、解放開始に伴う逆方向へのギヤ比変化を抑制しつつ、ロック（出力軸トルクの落ち込み）を防止できるという効果がある。請求項８記載の発明によると、解放側の係合油圧の制御によって速やかに変速後のギヤ比にまで変化させた後、伝達トルクの掛け替えを行わせることができるという効果がある。
【００３３】
請求項９記載の発明によると、目標変速時間内でギヤ比を変速後のギヤ比にまで確実に変化させることができるという効果がある。
請求項１０記載の発明によると、締結制御の開始に備えつつ、解放側摩擦係合要素を解放開始状態にまで確実に制御でき、また、解放開始状態（臨界状態）を基準とした解放側の制御を精度良く行わせることができるという効果がある。
【００３４】
【発明の実施の形態】
以下に本発明の実施の形態を説明する。
図１は、実施の形態における自動変速機の変速機構を示すものであり、エンジンの出力がトルクコンバータ１を介して変速機構２に伝達される構成となっている。
【００３５】
前記変速機構２は、２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２、３組の多板クラッチＨ／Ｃ，Ｒ／Ｃ，Ｌ／Ｃ、１組のブレーキバンド２＆４／Ｂ、１組の多板式ブレーキＬ＆Ｒ／Ｂ、１組のワンウェイクラッチＬ／ＯＷＣで構成される。
【００３６】
前記２組の遊星歯車Ｇ１，Ｇ２は、それぞれ、サンギヤＳ１，Ｓ２、リングギヤｒ１，ｒ２及びキャリアｃ１，ｃ２よりなる単純遊星歯車である。
前記遊星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１は、リバースクラッチＲ／Ｃにより入力軸ＩＮに結合可能に構成される一方、ブレーキバンド２＆４／Ｂによって固定可能に構成される。
【００３７】
前記遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２は、入力軸ＩＮに直結される。
前記遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１は、ハイクラッチＨ／Ｃにより入力軸Ｉに結合可能に構成される一方、前記遊星歯車組Ｇ２のリングギヤｒ２が、ロークラッチＬ／Ｃにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１に結合可能に構成され、更に、ロー＆リバースブレーキＬ＆Ｒ／Ｂにより遊星歯車組Ｇ１のキャリアｃ１を固定できるようになっている。
【００３８】
そして、出力軸ＯＵＴには、前記遊星歯車組Ｇ１のリングギヤｒ１と、前記遊星歯車組Ｇ２のキャリアｃ２とが一体的に直結されている。
上記構成の変速機構２において、１速〜４速及び後退は、図２に示すように、各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせによって実現される。
【００３９】
尚、図２において、丸印が締結状態を示し、記号が付されていない部分は解放状態とすることを示すが、特に、１速におけるロー＆リバースブレーキＬ＆Ｒ／Ｂの黒丸で示される締結状態は、１レンジでのみの締結を示すものとする。
【００４０】
前記図２に示す各クラッチ・ブレーキの締結状態の組み合わせによると、例えば、４速から３速へのダウンシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行う共にロークラッチＬ／Ｃの締結を行い、３速から２速へのダウンシフト時には、ハイクラッチＨ／Ｃの解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになり、２速から３速へのアップシフト時には、ブレーキバンド２＆４／Ｂの解放を行うと共にハイクラッチＨ／Ｃの締結を行い、３速から４速へのアップシフト時には、ロークラッチＬ／Ｃの解放を行うと共にブレーキバンド２＆４／Ｂの締結を行うことになり、上記のように、クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要素）の締結と解放とを同時に制御して摩擦係合要素の掛け替えを行う変速を掛け替え変速と称するものとする。
【００４１】
前記各クラッチ・ブレーキ（摩擦係合要素）は、供給油圧によって動作するようになっており、各クラッチ・ブレーキに対する供給油圧は、図３に示すソレノイドバルブユニット１１に含まれる各種ソレノイドバルブによって調整される。
【００４２】
前記ソレノイドバルブユニット１１の各種ソレノイドバルブを制御するＡ／Ｔコントローラ１２には、Ａ／Ｔ油温センサ１３，アクセル開度センサ１４，車速センサ１５，タービン回転センサ１６，エンジン回転センサ１７，エアフローメータ１８等からの検出信号が入力され、これらの検出結果に基づいて、各摩擦係合要素における係合油圧を制御する。
【００４３】
尚、図３において、符号２０は、前記自動変速機と組み合わされるエンジンを示す。
ここで、前記Ａ／Ｔコントローラ１２による掛け替え変速の様子を、図４〜図２８のフローチャートに従って説明する。
【００４４】
図４のフローチャートは、アップ変速又はダウン変速の要求を判別すると共に、変速をパワーオン変速とパワーオフ変速とのいずれかに判別して変速制御を行うメインルーチンを示す。
【００４５】
ステップＳ１では、現在の変速段Cur#GRと、アクセル開度と車速とに基づき変速マップから検索した変速段NEXT#GRとを比較することで変速の必要があるか否かを判別する。
【００４６】
Cur#GR＝NEXT#GRであって、変速の必要がないときには、ステップＳ２へ進み、各摩擦係合要素の係合油圧を、非変速時の制御仕様に従って制御する。
一方、Cur#GR≠NEXT#GRであって、変速が必要であるときには、ステップＳ３へ進み、現在の変速段Cur#GRよりもマップから求めた変速段NEXT#GRが高速段側であるか否かを判別することで、アップ変速とダウン変速とのいずれかに判別する。
【００４７】
現在の変速段Cur#GRよりも変速マップから求めた変速段NEXT#GRが高速段側であれば、ステップＳ４へ進んでアップ変速と判断し、それ以外は、ステップＳ５へ進んでダウン変速と判断する。
【００４８】
ステップＳ６では、変速機構の出力軸回転速度Ｎｏと変速前の変速段におけるギヤ比（入力軸回転速度／出力軸回転速度）とから得られる基準タービン回転速度（基準入力軸回転速度）と、実際の変速機構のタービン回転速度Ｎｔ（入力軸回転速度）とが略一致しているか否かを判別する。
【００４９】
前記の略一致とは、詳細には、基準タービン回転速度−ヒステリシス値ＨＹＳ２と基準タービン回転速度＋ヒステリシス値ＨＹＳ１とで挟まれる範囲内に、そのときのタービン回転速度Ｎｔが含まれる場合を示す。
【００５０】
尚、タービン回転速度Ｎｔを出力軸回転速度で除算した値がそのときのギヤ比であり、基準タービン回転速度（基準入力軸回転速度）を出力軸回転速度で除算した値が変速前のギヤ比に相当するから、上記の基準タービン回転速度（基準入力軸回転速度）と、実際の変速機構のタービン回転速度Ｎｔ（入力軸回転速度）との比較は、そのときのギヤ比と変速前のギヤ比とを比較していることと実質的に同じである。
【００５１】
前記基準タービン回転速度と実際のタービン回転速度Ｎｔとが異なるようになるまでは、ステップＳ７へ進み、準備フェーズ処理を行わせる。
前記準備フェーズ処理は、後に詳細に説明するが、解放側摩擦係合要素の係合油圧を非変速時の油圧から臨界圧に向けて徐々に低下させる一方、締結側摩擦係合要素の係合油圧をスタンバイ圧に制御して保持させる処理である（図２９〜３１参照）。
【００５２】
上記準備フェーズ処理における解放側摩擦係合要素の係合油圧の低下によって、解放側摩擦係合要素が滑り出し、その結果、タービン回転速度Ｎｔと基準タービン回転速度Ｎｔとが異なるようになると、ステップＳ８へ進む。
【００５３】
ステップＳ８では、基準タービン回転速度とヒステリシス値ＨＹＳ１（例えば10rpm）との加算値よりも、実際のタービン回転速度Ｎｔが高いか否かを判別する。
【００５４】
基準タービン回転速度とヒステリシス値ＨＹＳ１との加算値よりも、実際のタービン回転速度Ｎｔが高い場合には、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴って、タービン回転速度Ｎｔ（ギヤ比）が増大変化したものと判断される。そして、この場合には、ステップＳ９へ進んで、パワーオン変速と判断し、前記準備フェーズ処理に続けてパワーオンアップ変速制御又はパワーオンダウン変速制御を行わせる。
【００５５】
実際のタービン回転速度Ｎｔが、基準タービン回転速度とヒステリシス値ＨＹＳ１との加算値以下であるときには、ステップＳ１０へ進み、基準タービン回転速度からヒステリシス値ＨＹＳ２を減算した値よりも、実際のタービン回転速度Ｎｔが低いか否かを判別する。
【００５６】
基準タービン回転速度からヒステリシス値ＨＹＳ２を減算した値よりも、実際のタービン回転速度Ｎｔが低い場合には、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴って、タービン回転速度Ｎｔ（ギヤ比）が減少変化したものと判断される。そして、この場合には、ステップＳ１１へ進んで、パワーオフ変速と判断し、前記準備フェーズ処理に続けてパワーオフアップ変速制御又はパワーオフダウン変速制御を行わせる。
【００５７】
即ち、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴って、タービン回転速度Ｎｔが増大変化するときには、エンジンによる駆動状態（パワーオン状態）でエンジンの駆動負荷が小さくなったために回転が上昇した（空吹けした）ものと推定され、また、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴って、タービン回転速度Ｎｔが減少変化するときには、エンジンによる駆動状態ではないもの（パワーオフ状態）と推定されるものである。
【００５８】
上記のように変速を、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴ってタービン回転速度（ギヤ比）が増大するパワーオン変速と、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴ってタービン回転速度（ギヤ比）が減少するパワーオフ変速とに判別し、同じアップ変速又はダウン変速であっても、パワーオン変速とパワーオフ変速とで異なる変速制御を実行させるようにしてある。
【００５９】
尚、上記では、出力軸回転速度Ｎｏと変速前のギヤ比（入力軸回転速度／出力軸回転速度）とから得られる基準タービン回転速度と、実際の変速機構のタービン回転速度Ｎｔとを比較することで、解放側の解放開始に伴うギヤ比の変化方向を判別させたが、タービン回転速度Ｎｔと出力軸回転速度Ｎｏとからギヤ比を算出して、変速前のギヤ比と比較させ、ギヤ比の変化方向を判別させる構成としても良い。
【００６０】
また、変速後のギヤ比から変速後のタービン回転速度を基準速度として求め、この変速後のタービン回転速度に実際のタービン回転速度Ｎｔが近づくか否かを判別させるか、又は、変速後のギヤ比にそのときのギヤ比が近づくか否かを判別させ、これによって、ギヤ比の変化方向を判別させる構成としても良い。
【００６１】
ここで、アップ・ダウン変速及びパワーオン変速・パワーオフ変速において共通に実行される準備フェーズ処理（ステップＳ７）を以下に説明する。
図５のフローチャートは、解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理のメインルーチンを示すものであり、ステップＳ３１では、変速判断から所定時間ＴＩＭＥＲ１だけ経過したか否かを判別する。
【００６２】
前記所定時間ＴＩＭＥＲ１内であれば、ステップＳ３２へ進み、解放初期油圧の演算を行う。前記解放初期油圧は、解放制御を行う初期圧であり、非変速時の油圧から前記解放初期油圧まで、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１内で低下させるようにする。
【００６３】
前記ステップＳ３２の解放初期油圧の演算は、図６のフローチャートに詳細に示してあり、ステップＳ３２１では、今回解放制御を行う摩擦係合要素の非変速時油圧Ｐｏ０（指示圧）と、前記摩擦係合要素の解放初期油圧Ｐｏ１（指示圧）とを算出する。
【００６４】
前記非変速時油圧Ｐｏ０は、
Ｐｏ０＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o×余裕代(0)）＋Prtn-o
として算出される。
【００６５】
ここで、Ｋ１は、解放側の摩擦係合要素の伝達トルク容量（必要伝達トルク容量）を油圧に変換するための係数であり、変速の種類及び解放制御する摩擦係合要素の種類に応じて予め記憶されている。また、Ｔｔは、変速機構の入力軸トルクの推定値であり、例えば吸入空気量・エンジン回転速度などから推定されるエンジンの出力トルクと、トルクコンバータのトルク比とから推定される。Ｔr-oは、前記入力軸トルクＴｔに対して、解放側摩擦係合要素が滑りを生じる臨界伝達トルク容量を求めるための解放臨界トルク比である。余裕代(0)は、前記臨界伝達トルク容量に対して余裕分の伝達トルク容量を付加するための補正係数であり、例えば3.0程度の値として予め記憶されている。Prtn-oは、解放側のスタンバイ圧（解放側リターンスプリング圧）であり、摩擦係合要素毎に予め記憶される。
【００６６】
一方、前記解放初期油圧Ｐｏ１は、
Ｐｏ１＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o×余裕代(1)）＋Prtn-o
として算出される。
【００６７】
即ち、非変速時油圧Ｐｏ０の演算式に対して、余裕代の部分のみが異なり、解放初期油圧Ｐｏ１の演算式においては、余裕代(1)を1.2程度の比較的低い値とする。
【００６８】
尚、前記余裕代(1)（＝1.2程度）は、入力軸トルクの推定誤差が予想される範囲内で発生しても、解放側摩擦係合要素が締結状態を保持できる値として設定される。
【００６９】
非変速時には、前記非変速時油圧Ｐｏ０に制御されるが、変速要求に伴って解放するときに、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１内で、前記非変速時油圧Ｐｏ０から解放初期油圧Ｐｏ１まで低下させるものであり、ステップＳ３２２では、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１内での油圧減少勾配Ｒmp−Po1を、
Ｒmp−Po1＝（Ｐｏ０−Ｐｏ１）／ＴＩＭＥＲ１
として算出する。
【００７０】
そして、前記非変速時油圧Ｐｏ０から単位時間毎に（Ｒmp−Po1）だけ油圧を減少させ、所定時間ＴＩＭＥＲ１が経過した時点で、解放初期油圧Ｐｏ１まで低下するようにする。
【００７１】
上記のようにして所定時間ＴＩＭＥＲ１内で解放初期油圧Ｐｏ１まで低下させた後、ステップＳ３３で、基準タービン回転速度（Ｎｏ×変速前のギヤ比）とタービン回転速度Ｎｔとが略一致すると判断される間においては、ステップＳ３４の分担比ランプ制御を実行する。
【００７２】
前記ステップＳ３４の分担比ランプ制御の詳細は、図７のフローチャートに示してあり、ステップＳ３４１では、前記解放初期油圧Ｐｏ１を算出し、また、解放油圧Ｐｏ２を算出する。
【００７３】
前記解放油圧Ｐｏ２（指示圧）は、
Ｐｏ２＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o×余裕代(2)）＋Prtn-o
として算出されるものであり、前記余裕代(2)として1.0よりも小さい例えば0.8程度の値を用いる（余裕代(0)＞余裕代(1)＞０＞余裕代(2)：図３２参照）。
【００７４】
ステップＳ３４２では、所定時間ＴＩＭＥＲ２内で、前記解放初期油圧Ｐｏ１から解放油圧Ｐｏ２まで低下させるための油圧ランプ勾配（単位時間当たりの油圧減少幅）を、
Ｒmp−Po２＝（Ｐｏ１−Ｐｏ２）／ＴＩＭＥＲ２
として算出する。
【００７５】
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ１経過した時点から所定時間ＴＩＭＥＲ２内で、かつ、タービン回転速度Ｎｔが基準タービン回転速度（Ｎｏ×変速前のギヤ比）と略一致する判断される状態では、単位時間毎に（Ｒmp−Po２）だけ油圧を減少させる。
【００７６】
前記勾配Ｒmp−Po2により係合油圧を徐々に減少させると、余裕代が1.0付近になった時点で、基準タービン回転速度（Ｎｏ×変速前のギヤ比）とタービン回転速度Ｎｔとが一致しなくなることで、解放側の伝達トルク容量が臨界付近にまで低下したことを間接的に知ることができる。
【００７７】
一方、締結側の準備フェーズ処理は、図８のフローチャートに示される。
図８のフローチャートは、締結側の準備フェーズ処理を示すものであり、ステップＳ４１で、タービン回転速度Ｎｔと、基準タービン回転速度（出力軸回転速度Ｎｏ×変速前のギヤ比）とが略一致しているか否かを判別し、略一致している間においては、ステップＳ４２へ進む。
【００７８】
ステップＳ４２では、変速判断から所定時間ＴＩＭＥＲ０内であるか否かを判別し、前記所定時間ＴＩＭＥＲ０内であれば、ステップＳ４３へ進み、締結側摩擦係合要素の係合油圧を、摩擦係合要素毎に予め決められた所定のプリチャージ圧までステップ的に増大させ、前記所定時間ＴＩＭＥＲ０内で前記プリチャージ圧を保持させるようにする。
【００７９】
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ０が経過すると、ステップＳ４４へ進み、締結側摩擦係合要素の係合油圧を前記プリチャージ圧よりも低いスタンバイ圧までステップ的に低下させ、該スタンバイ圧を保持させるようにする。
【００８０】
次に、前記準備フェーズに続く、パワーオン変速・パワーオフ変速の判別結果に基づく変速制御の詳細、即ち、ステップＳ９，Ｓ１１の詳しい処理内容を、図９のフローチャートに従って説明する。
【００８１】
図９のフローチャートにおいては、前記パワーオンアップ変速・パワーオフアップ変速・パワーオンダウン変速・パワーオフダウン変速の別に基づいて、変速を行わせるときのメインの制御要素、即ち、変速後のギヤ比にまで変化させるときに制御対象とする摩擦係合要素（以下、メイン制御要素ともいう）が決定される。
【００８２】
ステップＳ２０１では、アップ変速であるか否かを判別し、アップ変速であれば、ステップＳ２０２へ進む。
ステップＳ２０２では、パワーオン変速であるか否かを判別し、パワーオンアップ変速であるときには、ステップＳ２０３へ進んで、メイン制御要素として締結側の摩擦係合要素を選択し、締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によってギヤ比を変速後の変速段のギヤ比にまで変化させる設定を行う。
【００８３】
パワーオン変速は、解放側の解放開始に伴ってギヤ比が増大変化する変速であり、アップ変速は、ギヤ比を減少変化させる変速であるから、両者のギヤ比の変化方向が異なり、この場合に、締結側摩擦係合要素の係合油圧の制御によってギヤ比を変速後のギヤ比にまで変化させる設定を行う。
【００８４】
また、パワーオンアップ変速でないとき、即ち、パワーオフアップ変速であるときには、ステップＳ２０４へ進み、解放開始判断を行ったときの入力軸トルク推定値Ｔｔから変速（回転減少変化）によるイナーシャトルクＴinrを減算した値が所定値よりも大きいか否かを判別する。
【００８５】
尚、前記イナーシャトルクＴinrは、図３３に示すように、目標変速時間に対応するテーブル値として予め記憶されている。
そして、Ｔｔ−Ｔinrが所定値よりも大きい場合、には、ステップＳ２０５へ進み、パワーオン変速時と同様に、メイン制御要素として締結側の摩擦係合要素を選択する。
【００８６】
一方、Ｔｔ−Ｔinrが所定値以下の場合には、ステップＳ２０６へ進み、メイン制御要素として解放側の摩擦係合要素を選択し、解放側摩擦係合要素の係合油圧の制御によってギヤ比を変速後の変速段のギヤ比にまで変化させるようにする。
【００８７】
パワーオフ変速は、解放側の解放開始に伴ってギヤ比が減少変化する変速であり、アップ変速は、ギヤ比を減少変化させる変速であるから、両者のギヤ比の変化方向が同じであり、基本的には、解放制御によってギヤ比を変速後のギヤ比にまで変化させることができる。しかし、Ｔｔ−Ｔinrが所定値よりも大きい場合には、締結側摩擦係合要素で変速後のギヤ比にまで変化させる設定を行う。これは、Ｔｔ−Ｔinrが所定値よりも大きい場合には、解放を進行させてもギヤ比がなかなか変速後のギヤ比にまで変化しないことがあるため、締結制御によって早期に変速後のギヤ比まで制御させるものである。
【００８８】
また、ステップＳ２０１で、アップ変速でなくダウン変速であると判別されると、ステップＳ２０７へ進む。
ステップＳ２０７では、パワーオンダウン変速であるか否かを判別し、パワーオンダウン変速であるときには、ステップＳ２０８へ進んでメイン制御要素として解放側の摩擦係合要素を選択し、パワーオンダウン変速でないとき、即ち、パワーオフダウン変速であるときには、ステップＳ２０９へ進んでメイン制御要素として締結側の摩擦係合要素を選択する。
【００８９】
パワーオフ変速は、解放側の解放開始に伴ってギヤ比が減少変化する変速であり、ダウン変速は、ギヤ比を増大変化させる変速であるから、両者のギヤ比の変化方向が異なり、パワーオフダウン変速では、締結制御によってギヤ比を変速後の変速段のギヤ比にまで変化させる。また、パワーオン変速は、解放側の解放開始に伴ってギヤ比が増大変化する変速であり、ダウン変速は、ギヤ比を増大変化させる変速であるから、両者のギヤ比の変化方向が一致し、パワーオンダウン変速では、解放制御によってギヤ比を変速後のギヤ比にまで変化させる。
【００９０】
上記メイン制御要素の決定が行われるステップＳ２０３，Ｓ２０５，Ｓ２０６，Ｓ２０８，Ｓ２０９に続けて、ステップＳ２１１〜Ｓ２１５において準備フェーズに続く変速制御（イナーシャフェーズ又はトルクフェーズ）が行われることになるが、ここでは、メイン制御要素を締結側摩擦係合要素とするパワーオンアップ変速（ステップＳ２１１）を、図２９のタイムチャートを参照しつつ、図１０のフローチャートに従って説明する。
【００９１】
尚、パワーオンアップ変速と同様にメイン制御要素として締結側が選択される、パワーオフダウン変速、及び、パワーオフアップ変速であるがＴｔ−Ｔinrが所定値よりも大きい場合（以下、パワーオフアップ変速(1)という）は、解放側摩擦係合要素の解放開始に基づく回転変化の方向の違いに対応するための処理が異なるだけで、基本的な制御はパワーオンアップ変速と共通になる。尚、図３０には、パワーオフダウン変速におけるトルクフェーズにおけるタービン回転変化の特性及び油圧制御特性を示してある。
【００９２】
そこで、パワーオフダウン変速、及び、パワーオフアップ変速(1)（ステップＳ２１５，Ｓ２１２）については、以下のパワーオンアップ変速（ステップＳ２１１）の説明において、異なる部分についてのみ説明し、個別の説明は省略する。
【００９３】
図１０のフローチャートは、パワーオンアップ変速における変速制御（ステップＳ２１１）の概略を示すものであり、前述の準備フェーズ処理に伴うタービン回転速度Ｎｔの変化があってから、予め設定されるフィードバック（Ｆ／Ｂ）開始ギヤ比までギヤ比が変化したか否かをステップＳ１００１で判別し、Ｆ／Ｂ開始ギヤ比までギヤ比が変化するまでの間、ステップＳ１００２へ進んで、トルクフェーズ処理を行う。
【００９４】
そして、Ｆ／Ｂ開始ギヤ比までギヤ比が変化すると、ステップＳ１００３へ進み、予め設定されるフィードバック（Ｆ／Ｂ）終了ギヤ比までギヤ比が変化したか否かを判別し、Ｆ／Ｂ終了ギヤ比までギヤ比が変化するまでの間、ステップＳ１００４へ進んで、イナーシャフェーズ処理を行う。
【００９５】
Ｆ／Ｂ終了ギヤ比までギヤ比が変化すると、ステップＳ１００５へ進み、イナーシャフェーズ終了から所定時間ＴＩＭＥＲ７だけ経過したか否かを判別し、所定時間ＴＩＭＥＲ７内であれば、ステップＳ１００６へ進んで、終了フェーズ処理を行わせ、所定時間ＴＩＭＥＲ７が経過した時点で変速制御を終了させる。
【００９６】
ここで、前記パワーオンアップ変速におけるトルクフェーズ処理について説明する。
図１１のフローチャートは、解放側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理の様子を示すものであり、ステップＳ５１では、タービン回転速度Ｎｔと基準タービン回転速度（Ｎｏ×変速前のギヤ比）との偏差の時間微分値が負であるか否かを判別する。
【００９７】
そして、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）≧０である間、即ち、タービン回転速度Ｎｔと基準タービン回転速度（Ｎｏ×変速前のギヤ比）との偏差が増大変化している間は、ステップＳ５２へ進み、トルク分担比保持制御を行う。
【００９８】
前記トルク分担比保持制御は、図１２に詳しく示してある。
図１２のフローチャートにおいて、ステップＳ５２１では、解放側摩擦係合要素の解放開始が判定された時点の余裕代Ｔｒを求める。
【００９９】
尚、解放開始の判定には遅れが生じるので、判定時から判定遅れの時間だけ前の時点の余裕代を推定するようにしても良い。
次のステップＳ５２２では、前記余裕代Ｔｒに基づいて、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）≧０である間の解放側の油圧Ｐｏ３を演算する。
【０１００】
Ｐｏ３＝Ｋ１×（Ｔｔ×Ｔr-o×余裕代Ｔｒ）＋Prtn-o
一方、図１１のフローチャートのステップＳ５１でｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）＜０であると判別されると、ステップＳ５３へ進み、解放トルク補正制御を行う。
【０１０１】
前記解放トルク補正制御は、図１３に詳しく示してある。
ステップＳ５３１では、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）の大きさに応じて、解放補正トルクThosei-oを図３４に示すようなテーブルを参照して算出する。
【０１０２】
前記解放補正トルクThosei-oは、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）が０以上であるときに０で、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）が負であるときに、その絶対値が大きくなるほど絶対値の大きな負の値に設定される構成となっている。
【０１０３】
次のステップＳ５３２では、前記解放補正トルクThosei-oを用いて入力軸トルクＴｔを補正して解放油圧Ｐｏ4を算出する。
Ｐｏ4＝Ｋ１×[（Ｔｔ＋Thosei-o）×Ｔr-o×余裕代Ｔｒ]＋Prtn-o
上記解放油圧Ｐｏ4の演算によると、後述する締結側の係合油圧の漸増に対応して、解放補正トルクThosei-oにより入力軸トルクの減少補正がなされて解放油圧が漸減され、出力軸トルクの落ち込みが回避される。
【０１０４】
そして、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比を超えてアップシフト方向に変化した時点で、そのときの解放油圧から油圧＝０にまでステップ変化させる。
尚、パワーオフダウン変速及びパワーオフアップ変速(1)では、解放側摩擦係合要素の解放開始に伴って回転低下が生じるので、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）がマイナスである間において解放側を臨界圧に保持させる一方、前記補正トルクThosei-oをｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）がプラスであるときにその絶対値が大きくなるほど絶対値の大きな負の値に設定させるようにして、締結制御の進行に伴う回転の回復に応じて徐々に解放側の油圧を低下させるようにする。
【０１０５】
一方、締結側のトルクフェーズ処理は、図１４のフローチャートに示すようにして行われる。
ステップＳ６１では、解放側摩擦係合要素の解放開始を判定し、解放が開始されるとステップＳ６２へ進む。
【０１０６】
ステップＳ６２では、解放開始から所定時間ＴＩＭＥＲ３が経過したか否かを判別する。
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ３内であると判別されると、ステップＳ６３へ進み、締結側の準備油圧制御を行う。
【０１０７】
前記準備油圧制御の様子は、図１５のフローチャートに示してある。
ステップＳ６３１では、締結側摩擦係合要素がエンジントルクを伝達しない状態（締結トルク分担比＝０）から、締結臨界トルク比Ｔr-cの0.8倍程度の油圧にまで所定時間ＴＩＭＥＲ３で上昇させる設定を行い、ステップＳ６３２では、締結側の指示油圧Ｐｃ１を、
Ｐｃ１＝Ｋ２×Ｔｔ×Ｔr-c×（0.8×Ｒｍｐ-Ｔｒ１）＋Prtn-c
として算出する。
【０１０８】
ここで、Ｋ２は、締結側の摩擦係合要素の伝達トルク容量（必要伝達トルク容量）を油圧に変換するための係数であり、変速の種類及び解放制御する摩擦係合要素の種類に応じて予め記憶されている。Ｔr-cは、前記入力軸トルクＴｔに対して、締結側の摩擦係合要素が締結し始める臨界伝達トルク容量を求めるための締結臨界トルク比である。Prtn-cは、締結側のスタンバイ圧（締結側リターンスプリング圧）であり、摩擦係合要素毎に予め記憶される。
【０１０９】
更に、Ｒｍｐ-Ｔｒ１は、図３５に示すように、所定時間ＴＩＭＥＲ３内で０から１にまで一定速度で増大する係数であり、締結側のスタンバイ圧から締結臨界トルクの0.8倍（余裕代＝0.8）にまで締結側の油圧を増大変化させる。
【０１１０】
図１４のフローチャートのステップＳ６２で、前記所定時間ＴＩＭＥＲ３が経過したと判別されると、ステップＳ６４へ進む。
ステップＳ６４では、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも小さくなったか否かを判別し、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも大きい場合には、ステップＳ６５へ進んで、分担比ランプ制御を行う。
【０１１１】
前記分担比ランプ制御は、図１６のフローチャートに示される。
まず、ステップＳ６５１では、所定時間ＴＩＭＥＲ４で初期余裕代(1)＝0.8から余裕代(2)=1.2まで一定速度で変化させ（図３６参照）、該余裕代の上昇に伴って締結側の指示圧を増大させる設定を行う。
【０１１２】
ステップＳ６５２では、前記余裕代の増大変化に対応する初期圧Ｐｃ２及び最終圧Ｐｃ３を算出し、該指示圧Ｐｃ２，Ｐｃ３と前記所定時間ＴＩＭＥＲ４とに基づいて指示圧のランプ勾配Ｒｍｐ-Ｐｃ３を算出する。
【０１１３】
Ｐｃ２＝Ｋ２×Ｔｔ×Ｔr-c×余裕代(1)＋Prtn-c
Ｐｃ３＝Ｋ２×Ｔｔ×Ｔr-c×余裕代(2)＋Prtn-c
Ｒｍｐ-Ｐｃ３＝（Ｐｃ３−Ｐｃ２）／ＴＩＭＥＲ４
ステップＳ６５３では、ランプ勾配Ｒｍｐ-Ｐｃ３に従って締結側指示油圧Ｐｃ４を徐々に増大させる制御を行う。
【０１１４】
また、分担比ランプ制御の次は、ステップＳ６６の空吹け補正制御を行う。
上記空吹け補正制御を図１７のフローチャートに従って説明すると、ステップＳ６６１では、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）に応じて補正トルクＴhosei-cを求める。
【０１１５】
前記補正トルクＴhosei-cは、図３７に示すように、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×ギヤ比）がマイナスであるときは０であるが、プラスであるときにはｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）が大きくなるほど大きなプラスの値に設定される。
【０１１６】
ステップＳ６６２では、一定の速度で増大制御される前記指示油圧Ｐｃ４を、前記補正トルクＴhosei-cによって補正して指示圧Ｐｃ５を算出する。
Ｐｃ５＝Ｐｃ４＋Ｋ２×Ｔr-c×Ｔhosei-c
尚、パワーオフダウン変速、及び、パワーオフアップ変速(1)では、逆に回転落ちが発生し、かかる回転落ちが締結制御を促進させることで抑制されることになるので、ｄ/ｄｔ（Ｎｔ−Ｎｏ×変速前のギヤ比）がマイナスであるときに、その絶対値が大きくなるほど大きなプラスの値となるように補正トルクＴhosei-cを設定する。
【０１１７】
次に、前記図１０のフローチャートのステップＳ１００４におけるイナーシャフェーズ処理を説明する。
解放側のイナーシャフェーズ処理は、図１８のフローチャートに示してあり、ステップＳ７１でトルクフェーズ終了時の油圧（油圧＝０）を保持させる。
【０１１８】
また、締結側のイナーシャフェーズ処理は、図１９のフローチャートに示される。
図１９のフローチャートにおいて、ステップＳ８１では、図２０のフローチャートに示される基本制御を行う。
【０１１９】
前記基本制御においては、まず、ステップＳ８１１で、イナーシャトルクＴinrを算出する。前記イナーシャトルクＴinr（変速トルク）は、図３３に示すように、目標変速時間に対応するテーブル値として予め記憶されており、目標変速時間が短いときほど大きな値に設定される。
【０１２０】
ステップＳ８１２では、前記イナーシャトルクＴinrに基づいて締結側の指示圧Ｐｃ７を算出する。

上記指示圧Ｐｃ７は、入力トルクに対応する臨界圧に、イナーシャトルクＴinrに対応する油圧を加算した値として算出されることになる。また、前記イナーシャトルクＴinrを車速ＶＳＰに応じた補正係数HOSEI-VSPにより、車速が高い時ほどイナーシャトルクＴinrをより増大補正するようにしてある（図３８参照）。
【０１２１】
尚、パワーオフダウン変速においては、前記イナーシャトルクＴinrが回転上昇させるために使われるトルクとなるため、入力軸トルクに応じた臨界トルク容量相当の油圧を、イナーシャトルクＴinrに対応する油圧で減少補正するようにする。
【０１２２】
上記基本制御に加え、ステップＳ８２では、回転フィードバック（Ｆ／Ｂ）制御を実行する。
前記回転Ｆ／Ｂ制御を図２１のフローチャートに従って説明する。
【０１２３】
ステップＳ８２１では、目標のタービン回転速度を算出する。前記目標のタービン回転速度は、目標変速時間で変速前のギヤ比から変速後のギヤ比に一定速度で変化させるとした場合の時々刻々の目標ギヤ比と（図３９参照）、出力軸回転Ｎｏとの乗算値として求められる。
【０１２４】
ステップＳ８２２では、前記目標のタービン回転速度に実際のタービン回転速度を一致させるようにフィードバック補正分ＰＩＤを比例・積分・微分制御し、次のステップＳ８２３では、前記フィードバック補正分ＰＩＤで基本制御における指示圧Ｐｃ７を補正して、締結側指示圧Ｐｃ８を設定する。
【０１２５】
このようにして、締結側摩擦係合要の係合油圧の制御によって変速後のギヤ比にまで制御する。
そして、ギヤ比がＦ／Ｂ終了ギヤ比よりも小さくなると、ギヤ比がＦ／Ｂ終了ギヤ比よりも初めて小さくなった時点から所定時間ＴＩＭＥＲ７内であれば、終了フェーズ処理を行う。
【０１２６】
解放側摩擦係合要素についての終了フェーズ処理は、図２２のフローチャートに示してあり、ステップＳ９１でイナーシャフェーズ終了時の油圧を保持する設定を行う。即ち、解放側摩擦係合要素の油圧は、ギヤ比がＦ／Ｂ開始ギヤ比よりも小さくなった時点から０に保持されることになる。
【０１２７】
一方、締結側摩擦係合要素の終了フェーズ処理は、図２３のフローチャートに示され、ステップＳ１０１では、ギヤ比がＦ／Ｂ終了ギヤ比よりも初めて小さくなった時点から所定時間ＴＩＭＥＲ７内であるか否かを判別し、所定時間ＴＩＭＥＲ７内であればステップＳ１０２へ進んで、終了フェーズ処理を実行する。
【０１２８】
前記ステップＳ１０１の終了フェーズ処理の詳細は、図２４のフローチャートに示してあり、ステップＳ１１１では、締結臨界トルクに相当する油圧から締結臨界トルクの1.2倍に相当する油圧まで、前記所定時間ＴＩＭＥＲ７内で上昇させる設定を行う。
【０１２９】
ステップＳ１１２では、締結側指示圧Ｐｃ９を、

ここで、Rmp-Tr2は、図４０に示すように、所定時間ＴＩＭＥＲ７内で０から1.0まで一定速度で変化する係数であり、係数Rmp-Tr2が０のとき、Ｐｃ９＝Ｐｃ８となり、イナーシャフェーズでの油圧を初期値として、Ｐｃ９＝Ｋ２×Ｔｔ×Ｔr-c×1.2＋Prtn-c＋Ｋ２×Ｔr-c×（Ｔinr×HOSEI-VSP）まで、所定時間ＴＩＭＥＲ７内で油圧を増大させる。
【０１３０】
そして、前記所定時間ＴＩＭＥＲ７が経過した時点で、締結側の指示圧を、前記Ｐｃ９＝Ｋ２×Ｔｔ×Ｔr-c×1.2＋Prtn-c＋Ｋ２×Ｔr-c×（Ｔinr×HOSEI-VSP）から、最大圧までステップ変化させる。
【０１３１】
次に、前記図９のフローチャートにおけるステップＳ２１４のパワーオンダウン変速について、図３１のタイムチャートを参照しつつ以下に概略的に説明する。
【０１３２】
図２５のフローチャートは、メインの制御要素を解放側とするパワーオンダウン変速における変速制御の概略を示すものであり、前述の準備フェーズ処理に伴うタービン回転速度Ｎｔの変化があってから、フィードバック（Ｆ／Ｂ）終了ギヤ比までギヤ比が変化したか否かをステップＳ１０１１で判別し、Ｆ／Ｂ終了ギヤ比までギヤ比が変化するまでの間、ステップＳ１０１２へ進んで、イナーシャフェーズ処理を行う。
【０１３３】
そして、Ｆ／Ｂ終了ギヤ比までギヤ比が変化すると、ステップＳ１０１３へ進み、Ｆ／Ｂ終了ギヤ比に達してから所定時間ＴＩＭＥＲ４＋所定時間ＴＩＭＥＲ６が経過したか否かを判別し、所定時間ＴＩＭＥＲ４＋所定時間ＴＩＭＥＲ６が経過するまではステップＳ１０１４へ進んで、トルクフェーズ処理を行わせる。
【０１３４】
前記所定時間ＴＩＭＥＲ４＋所定時間ＴＩＭＥＲ６が経過すると、ステップＳ１０１５へ進み、トルクフェーズ処理の終了時点から所定時間ＴＩＭＥＲ７が経過したか否かを判別する。そして、所定時間ＴＩＭＥＲ７内であれば、ステップＳ１０１６へ進んで終了フェーズ処理を行わせ、所定時間ＴＩＭＥＲ７が経過した時点でパワーオンダウン変速を終了する。
【０１３５】
パワーオンダウン変速においても入力軸トルクの推定値，臨界トルク比，余裕代に基づいて係合油圧が算出されるが、基本的な係合油圧の演算方法は上記パワーオンアップ変速と同様であるので、以下のイナーシャフェーズ処理，トルクフェーズ処理，終了フェーズ処理の説明においては、油圧演算についての詳細な説明は省略する。
【０１３６】
パワーオンダウン変速における解放側のイナーシャフェーズ処理を、図２６のフローチャートに従って説明する。
ステップＳ１３１では、パワーオンダウンによる回転の増大変化に伴うイナーシャトルク（変速トルク）Ｔinrを算出する。
【０１３７】
そして、ステップＳ１３２では、入力軸トルクの推定値を前記イナーシャトルク（変速トルク）Ｔinrに基づいて減少補正して、臨界トルク容量に相当する油圧を求める。
【０１３８】
更に、ステップＳ１３３では、臨界トルク容量に相当する油圧を基本値として、タービン回転速度Ｎｔを、変速開始からの経過時間に応じた目標タービン回転速度に一致させるためのタービン回転フィードバック制御を行う。
【０１３９】
具体的には、変速開始からの経過時間に応じて目標ギヤ比を設定し、該目標ギヤ比と出力軸回転速度Ｎｏとから目標タービン回転速度を算出する。そして、実際のタービン回転速度と前記目標タービン回転速度との偏差から、例えば比例・積分・微分制御（ＰＩＤ制御）によってフィードバック補正分を算出し、前記基本圧を前記フィードバック補正分で補正する。
【０１４０】
一方、締結側のイナーシャフェーズ処理は、図２７のフローチャートに示される。
ステップＳ１６１では、予め設定された締結開始ギヤ比にまでギヤ比が変化したか否かを判別し、締結開始ギヤ比に到達するまでは、ステップＳ１６２へ進み、スタンバイ圧に保持させる。
【０１４１】
そして、締結開始ギヤ比に到達すると、ステップＳ１６３へ進み、準備油圧制御を行う。
該準備油圧制御は、前記パワーオンアップ変速の準備油圧制御と同様に、前記スタンバイ圧から締結初期圧まで所定時間ＴＩＭＥＲ３で上昇させる処理である。前記締結初期圧は、予め設定された余裕代(1)と入力軸トルクとに基づいて設定される。
【０１４２】
解放側におけるトルクフェーズ処理は、所定時間ＴＩＭＥＲ４で解放側の油圧を０にまで減少させるランプ制御を実行する。
一方、締結側のトルクフェーズ処理は、図２８のフローチャートに示される。
【０１４３】
ステップＳ１７１では、トルクフェーズ処理の開始から所定時間ＴＩＭＥＲ４内であるか否かを判別し、所定時間ＴＩＭＥＲ４内であれば、ステップＳ１７２へ進み、前記所定時間ＴＩＭＥＲ４内で、前記余裕代(1)から余裕代(2)まで一定速度で変化させ、該余裕代の上昇に伴って締結側の指示圧を増大させる設定を行う。
【０１４４】
また、ステップＳ１７３では、イナーシャトルク分に相当する油圧を求め、ステップＳ１７４では、前記所定時間ＴＩＭＥＲ４で前記余裕代(1)から余裕代(2)まで一定速度で変化させるように設定される基本圧に前記イナーシャトルク分に相当する油圧を加算して、前記所定時間ＴＩＭＥＲ４内における最終的な締結側の油圧を決定する。
【０１４５】
前記イナーシャトルク分に相当する油圧を加算するのは、イナーシャフェーズ中に、解放側の油圧が、回転上昇に用いられるトルクを見込んで、入力軸トルクの推定値に対応する油圧（伝達トルク容量）よりも低く制御されるが、変速が終了することで、回転上昇に用いられるトルクが無くなり、その分に対応する伝達トルク容量を締結側で確保する必要が生じるためである。
【０１４６】
前記所定時間ＴＩＭＥＲ４が経過すると、ステップＳ１７５へ進み、前記所定時間ＴＩＭＥＲ４が経過した時点から所定時間ＴＩＭＥＲ６が経過したか否かを判別する。
【０１４７】
前記所定時間ＴＩＭＥＲ４が経過した時点から所定時間ＴＩＭＥＲ６内であれば、ステップＳ１７６へ進み、前記所定時間ＴＩＭＥＲ４が経過した時点の締結側油圧を保持させる処理を行う。
【０１４８】
前記所定時間ＴＩＭＥＲ６が経過すると、終了フェーズに移行し、所定時間ＴＩＭＥＲ７内で、前記所定時間ＴＩＭＥＲ６が経過した時点における油圧の所定倍の油圧にまで徐々に増大させ、所定時間ＴＩＭＥＲ７が経過した時点で最大圧までステップ変化させる。
【０１４９】
一方、パワーオフアップ変速であって、かつ、Ｔｔ−Ｔinrが所定値以下であって、メインの制御要素として解放側が選択されるとき（パワーオフアップ変速(2)）には、上記パワーオンダウン変速制御と同様に、解放側摩擦係合要素の制御によって変速させた後、締結側摩擦係合要素を締結させるが、変速時の回転低下に伴ってイナーシャトルクが発生するので、イナーシャフェーズ中の解放側油圧をイナーシャトルク分だけ嵩上げし、逆に、トルクフェーズにおける締結側の油圧をイナーシャトルク分だけ下げるようにする。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態における自動変速機の変速機構を示す図。
【図２】前記変速機構における摩擦係合要素の締結状態の組み合わせと変速段との相関を示す図。
【図３】前記自動変速機の制御系を示すシステム図。
【図４】解放開始時のギヤ比の変化方向に基づくパワーオン変速・パワーオフ変速の判別制御を示すフローチャート。
【図５】準備フェーズ処理における解放側の制御を示すフローチャート。
【図６】解放側の準備フェーズ処理における初期油圧演算の様子を示すフローチャート。
【図７】解放側の準備フェーズ処理における分担比ランプ制御の様子を示すフローチャート。
【図８】準備フェーズ処理における締結側の制御を示すフローチャート。
【図９】パワーオン変速・パワーオフ変速の判別に基づくメイン制御要素の決定を示すフローチャート。
【図１０】パワーオンアップ変速の準備フェーズ処理後の変速制御を示すフローチャート。
【図１１】解放側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理を示すフローチャート。
【図１２】解放側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理におけるトルク分担比保持制御を示すフローチャート。
【図１３】解放側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理における解放トルク補正制御を示すフローチャート。
【図１４】締結側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理を示すフローチャート。
【図１５】締結側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理における準備油圧制御を示すフローチャート。
【図１６】締結側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理における分担比ランプ制御を示すフローチャート。
【図１７】締結側摩擦係合要素のトルクフェーズ処理における空吹け補正制御を示すフローチャート。
【図１８】解放側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理を示すフローチャート。
【図１９】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理を示すフローチャート。
【図２０】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理における基本制御を示すフローチャート。
【図２１】締結側摩擦係合要素のイナーシャフェーズ処理における回転Ｆ／Ｂ制御を示すフローチャート。
【図２２】解放側摩擦係合要素の終了フェーズ処理を示すフローチャート。
【図２３】締結側摩擦係合要素の終了フェーズ処理を示すフローチャート。
【図２４】締結側摩擦係合要素の終了フェーズ処理の詳細を示すフローチャート。
【図２５】パワーオンダウン変速の準備フェーズ処理後の変速制御を示すフローチャート。
【図２６】パワーオンダウン変速のイナーシャフェーズにおける解放側の制御を示すフローチャート。
【図２７】パワーオンダウン変速のイナーシャフェーズにおける締結側の制御を示すフローチャート。
【図２８】パワーオンダウン変速のトルクフェーズにおける締結側の制御を示すフローチャート。
【図２９】パワーオンアップ変速における変速制御の様子を示すタイムチャート。
【図３０】パワーオフダウン変速における変速制御を準備フェーズ及びトルクフェーズについて示すタイムチャート。
【図３１】パワーオンダウン変速における変速制御の様子を示すタイムチャート。
【図３２】解放側摩擦係合要素の準備フェーズ処理における余裕代の変化特性を示す線図。
【図３３】変速時間とイナーシャトルクとの相関を示す線図。
【図３４】解放側摩擦係合要素における空吹け補正トルクの特性を示す線図。
【図３５】締結側摩擦係合要素における準備油圧制御における油圧のランプ特性を示す線図。
【図３６】締結側摩擦係合要素における分担比ランプ制御における余裕代の変化特性を示す線図。
【図３７】締結側摩擦係合要素における空吹け補正トルクの特性を示す線図。
【図３８】イナーシャトルクの車速による補正係数を示す線図。
【図３９】目標変速時間と目標ギヤ比との相関を示す線図。
【図４０】締結側の終了フェーズにおける油圧のランプ特性を示す線図。
【符号の説明】
１…トルクコンバータ
２…変速機構
１１…ソレノイドバルブユニット
１２…Ａ／Ｔコントローラ
１３…Ａ／Ｔ油温センサ
１４…アクセル開度センサ
１５…車速センサ
１６…タービン回転センサ
１７…エンジン回転センサ
１８…エアフローメータ
２０…エンジン
Ｇ１，Ｇ２…遊星歯車
Ｈ／Ｃ…ハイクラッチ
Ｒ／Ｃ…リバースクラッチ
Ｌ／Ｃ…ロークラッチ
２＆４／Ｂ…２速／４速バンドブレーキ
Ｌ＆Ｒ／Ｂ…ロー＆リバースブレーキ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission, and more particularly, to an automatic transmission for a vehicle configured to perform a shift by changing friction engagement elements that simultaneously perform engagement control and release control of different friction engagement elements. The present invention relates to a shift control apparatus.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, the engagement / release of the friction engagement elements is controlled by hydraulic pressure, and the speed is changed by switching the friction engagement elements that simultaneously perform the engagement control and release control of the two friction engagement elements. Automatic transmissions are known (see Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 9-296862, 9-296863, etc.).
[0003]
In Japanese Patent Laid-Open No. 9-296862, in the downshift, when the vehicle speed is high and the torque is high, the gear is shifted only with the disengagement side frictional engagement element, and when the vehicle speed is low and the torque is low, the release side The shift control is performed using both the fastening side and the fastening side.
[0004]
Japanese Patent Laid-Open No. 9-296863 discloses a configuration in which the engagement side frictional engagement element is used as a main body of the shift control and the release side frictional engagement element is subjected to follow-up control in the upshift. The ratio (sharing ratio) of the transfer torque capacity of the disengagement friction engagement element to the transfer torque capacity of the engagement element is changed between the high torque state and the low torque state.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, as described above, in the configuration in which the main frictional engagement element in the shift control is selected according to the torque and the vehicle speed, the gear ratio changes in the direction in which the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is reduced. Correspondingly, the optimum frictional engagement element cannot be selected reliably, and there is a possibility that the shift time becomes long or a shift shock occurs.
[0006]
That is, when the change direction of the gear ratio when the engagement hydraulic pressure of the release side frictional engagement element is reduced matches the change direction of the required gear ratio, the release control is advanced as it is, It is possible to shift smoothly in a short shift time, but conversely, if the change direction of the gear ratio does not match, if the release control is advanced as it is, the gear ratio will change greatly in a direction different from the required one. The shift time becomes long, and it becomes difficult to shorten the shift time while suppressing the occurrence of shift shock. In the conventional configuration in which the frictional engagement element is selected from the torque and the vehicle speed, due to the influence of the road surface gradient or the like on which the vehicle is traveling, the desired rotation change cannot be obtained, and the shift time becomes longer, There was a possibility of generating a shock.
[0007]
The present invention has been made in view of the above problems, and enables a short shift time so that the friction engagement element can be accurately selected in accordance with the change direction of the gear ratio accompanying the start of release of the release side friction engagement element. In addition, an object of the present invention is to realize a change gear shift with little shift shock.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, the invention described in claim 1 is a shift control device for an automatic transmission configured to change gears by switching friction engagement elements that simultaneously perform engagement control and release control of different friction engagement elements. The change direction of the gear ratio of the speed change mechanism when the side frictional engagement element starts to be released is compared with the direction in which the gear ratio should change due to a shift, and if the change direction of the gear ratio matches, In step S1, the control is performed until the gear ratio after the shift is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element. Configuration to control until the gear ratio becomesAs well as
  When an upshift and the change direction of the gear ratio match, it is determined whether or not the input shaft torque of the transmission mechanism is greater than or equal to a predetermined value, and when the input shaft torque is greater than or equal to a predetermined value, Is preferentially controlled until the gear ratio after shifting is achieved by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element.did.
[0009]
According to this configuration, the frictional engagement element to be released (release side frictional engagement element) and the frictional engagement element to be fastened (fastening side frictional engagement element) are determined based on the speed change request. When the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is lowered and slipping occurs, the gear ratio, which is the ratio between the input shaft rotation speed (turbine rotation speed) of the speed change mechanism and the output shaft rotation speed, is obtained. Start to change. It is determined whether or not the change direction of the gear ratio at this time coincides with the change direction of the required gear ratio, and based on the determination result, either the release side or the engagement side is set as the main of the shift control. Select what to do.
  Furthermore, as described above, when the gear ratio changes in the same direction, it is basically controlled until the gear ratio after the shift is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element. If the input shaft torque at the start of disengagement is equal to or greater than a predetermined value even when shifting, even if the gear ratios change in the same direction, the shifting is performed by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element. Control until later gear ratio.
[0012]
Claim2In the described invention, the input shaft torque of the speed change mechanism is subtracted and corrected by an inertia torque accompanying the speed change, and the corrected input shaft torque is compared with the predetermined value.
[0013]
According to such a configuration, the input shaft torque is corrected by the inertia torque generated as the rotation decreases and added to the transmission torque, or the inertia torque subtracted from the transmission torque for the rotation increase, and the corrected input shaft torque is corrected. Based on the above, it is determined whether or not to change the speed by controlling the engagement side frictional engagement element.
[0014]
Claim3In the described invention, the inertia torque is set according to the target shift time. According to such a configuration, the inertia torque associated with the shift is set in response to the change of the inertia torque due to the difference in the target shift time.
[0015]
Claim4In the described invention, when the engagement hydraulic pressure of the engagement-side friction engagement element is controlled until the gear ratio after the shift is reached, the release-side friction is converged so as to converge the gear ratio change accompanying the start of the release. The engagement hydraulic pressure of the engagement element and / or the engagement side frictional engagement element is controlled and controlled from the predetermined gear ratio until the gear ratio after the shift is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element. Configured to do.
[0016]
According to such a configuration, when the gear ratio changes in a direction different from the required shift direction as the release side frictional engagement element starts to be released, first, the release is performed so as to converge the reverse change in the gear ratio. The engagement hydraulic pressure on the side and / or the engagement side is controlled, and the gear ratio is changed toward the target gear ratio after shifting after the change direction of the gear ratio is reversed to reach a predetermined gear ratio.
[0017]
Claim5In the described invention, the deviation between the reference input shaft rotational speed obtained from the gear ratio before the shift and the output shaft rotational speed of the speed change mechanism and the actual input shaft rotational speed until the predetermined gear ratio is reached. The engagement hydraulic pressure of the release side frictional engagement element and / or the engagement side frictional engagement element is corrected according to the differential value.
[0018]
According to this configuration, the reference input shaft rotational speed obtained from the gear ratio before the shift and the output shaft rotational speed of the transmission mechanism is the input shaft rotational speed at the gear ratio before the shift, and the reference input shaft rotational speed. From the differential value of the deviation from the actual input shaft rotation speed, it can be judged whether it is moving away from the reference or approaching the reference. This is because the gear ratio is changing in the direction different from the request or the change It indicates whether the direction is reversed and changes toward the required gear ratio. Further, the change speed is determined, and the engagement hydraulic pressure is corrected based on the information, so that the direction is different from the required direction. The change of the gear ratio is converged.
[0019]
Claim6In the described invention, the engagement hydraulic pressure of the engagement-side frictional engagement element is gradually increased until the predetermined gear ratio is reached, while the disengagement side is changed while the gear ratio is changing in a direction different from the direction to be changed. While maintaining the engagement hydraulic pressure of the friction engagement element near the critical pressure, the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is increased and corrected according to the differential value of the deviation, and the change direction of the gear ratio is reversed. Thereafter, the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is corrected to decrease according to the differential value of the deviation.
  In invention of Claim 7,
  A shift control device for an automatic transmission configured to perform a shift by changing friction engagement elements that simultaneously perform engagement control and release control of different friction engagement elements,
  The change direction of the gear ratio of the speed change mechanism accompanying the start of release of the disengagement side frictional engagement element is compared with the direction in which the gear ratio should change due to a shift, and if the change direction of the gear ratio matches, In shifting, control is performed until the gear ratio after shifting is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the disengagement friction engagement element. If they do not match, shifting is controlled by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement friction engagement element in the shifting. Configure to control until the later gear ratio,
  When control is performed until the gear ratio after the shift is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element, after the shift is achieved by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element after the predetermined gear ratio is reached. It is configured to control until the gear ratio becomes
  Until the predetermined gear ratio is reached, the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is gradually increased,
  While the gear ratio is changing in a direction different from the direction to be changed, the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is maintained near the critical pressure, and the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is The direction of change of the gear ratio is corrected by increasing according to the differential value of the deviation between the reference input shaft rotational speed obtained from the gear ratio before the speed change and the output shaft rotational speed of the speed change mechanism and the actual input shaft rotational speed. After reversing, the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is corrected to decrease according to the differential value of the deviation.
[0020]
According to such a configuration, while the gear ratio is changing in a direction different from the direction to be changed, the release side is held in a critical state, thereby preventing the occurrence of further changes in the reverse direction, while the fastening side The engagement hydraulic pressure is increased and corrected as the speed of change in the reverse direction increases, so that the change in the reverse direction is converged, and the change direction of the gear ratio is reversed to start changing toward the required gear ratio. In order to avoid a drop in rotation (lock) due to a gradual increase in the engagement-side engagement hydraulic pressure, the faster the rotation change speed after reversal, the smaller the release-side engagement hydraulic pressure is corrected to accommodate the progress of the engagement. To release.
[0021]
In the invention according to claim 8, when the gear ratio after the shift is controlled by controlling the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element, the engagement side until the gear ratio after the shift is reached. After the engagement hydraulic pressure of the friction engagement element is maintained at the standby pressure and changed to the gear ratio after the substantial shift, the engagement hydraulic pressure of the disengagement side friction engagement element is gradually reduced to the minimum pressure and at the same time The engagement hydraulic pressure of the side friction engagement element is gradually increased from the standby pressure.
[0022]
According to this configuration, when the gear ratio changes in the direction along the shift request as the release-side frictional engagement element starts to be released, the engagement-side engagement hydraulic pressure is maintained at the standby pressure and the release-side engagement is maintained. The combined hydraulic pressure is controlled to change the gear ratio to near the target after the shift. Thereafter, the release control and the engagement control are simultaneously advanced, and the shift control is terminated.
[0023]
According to the ninth aspect of the present invention, based on the target shift time and the gear ratio before and after the shift, the target input shaft rotation speed change during the shift time is set, and the actual input shaft rotation speed is set to the target input shaft rotation. The engagement hydraulic pressure of the disengagement-side frictional engagement element or the engagement-side frictional engagement element is feedback-controlled so as to follow the speed change, thereby controlling the gear ratio after the shift.
[0024]
According to this configuration, the change in the input shaft rotational speed when the gear ratio before the shift is changed from the gear ratio before the shift to the gear ratio after the shift in the target shift time is set as a target, and the actual input shaft rotational speed is changed as the target. The engagement side hydraulic pressure on the disengagement side or the engagement side is feedback-controlled so as to change following the characteristics, thereby controlling the gear ratio after the shift.
[0025]
According to a tenth aspect of the present invention, the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is controlled to be maintained at a standby pressure based on the shift determination, and the engagement hydraulic pressure of the release side frictional engagement element is gradually decreased. Based on the change direction of the gear ratio when the gear ratio starts to change, the friction engagement element to be controlled until the gear ratio after the shift is reached is selected.
[0026]
According to such a configuration, when the shift request is determined, the engagement side engagement hydraulic pressure is increased to the standby pressure and maintained in preparation for the start of subsequent engagement control, while the release side engagement hydraulic pressure is gradually decreased. When the gear ratio starts to change as the release side starts to release (slip occurs), the friction engagement element to be controlled is selected based on the direction to change to the gear ratio after the shift. Thus, the subsequent shift control is performed according to the selection result.
[0027]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the optimum friction engagement element for controlling to the gear ratio after the shift is selected according to which direction the gear ratio changes due to the release of the release side friction engagement element. This has the effect of avoiding longer shift times and the occurrence of shift shocks.At the same time, for example, at the time of upshifting due to an increase in vehicle speed on a downhill, when the gear ratio change due to release control becomes slow because the input torque to the transmission mechanism is relatively high, the engagement side is replaced with the control on the engagement side. By controlling to the gear ratio after the shift by control, there is an effect that the shift time can be shortened.
[0029]
Claim2According to the described invention, there is an effect that it is possible to accurately determine the input shaft torque of the transmission mechanism in consideration of the occurrence of inertia torque accompanying the rotation change. Claim3According to the described invention, there is an effect that the inertia torque accompanying the rotation change can be set easily and accurately.
[0030]
Claim4According to the described invention, there is an effect that the gear ratio change in the reverse direction at the start of the release can be suppressed to the minimum, and the control toward the gear ratio after the shift can be performed at an early stage.
[0031]
Claim5According to the described invention, by correcting the engagement hydraulic pressure in accordance with the change direction and the change speed from the input shaft rotation speed before the shift, the gear ratio change in the reverse direction at the start of the release is accurately and efficiently converged. There is an effect that can be made.
[0032]
Claim6,7According to the described invention, there is an effect that it is possible to prevent the lock (drop of the output shaft torque) while suppressing the change in the gear ratio in the reverse direction at the start of the release. According to the eighth aspect of the invention, there is an effect that the transmission torque can be changed after the gear ratio after the speed change is quickly changed by the control of the engagement side engagement hydraulic pressure.
[0033]
According to the ninth aspect of the invention, there is an effect that the gear ratio can be reliably changed to the gear ratio after the shift within the target shift time.
According to the tenth aspect of the present invention, the release side frictional engagement element can be reliably controlled to the release start state while preparing for the start of the fastening control, and the release side relative to the release start state (critical state) can be controlled. There is an effect that the control can be performed with high accuracy.
[0034]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below.
FIG. 1 shows a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment, and an engine output is transmitted to a transmission mechanism 2 via a torque converter 1.
[0035]
The transmission mechanism 2 includes two sets of planetary gears G1, G2, three sets of multi-plate clutches H / C, R / C, L / C, one set of brake bands 2 & 4 / B, and one set of multi-plate brakes L & R /. B, one set of one-way clutch L / OWC.
[0036]
The two sets of planetary gears G1 and G2 are simple planetary gears composed of sun gears S1 and S2, ring gears r1 and r2, and carriers c1 and c2, respectively.
The sun gear S1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft IN by a reverse clutch R / C, and is configured to be fixed by a brake band 2 & 4 / B.
[0037]
The sun gear S2 of the planetary gear set G2 is directly connected to the input shaft IN.
A carrier c1 of the planetary gear set G1 is configured to be connectable to the input shaft I by a high clutch H / C, while a ring gear r2 of the planetary gear set G2 is a carrier of the planetary gear set G1 by a low clutch L / C. The carrier c1 of the planetary gear set G1 can be fixed by a low & reverse brake L & R / B.
[0038]
A ring gear r1 of the planetary gear set G1 and a carrier c2 of the planetary gear set G2 are directly and integrally connected to the output shaft OUT.
In the speed change mechanism 2 configured as described above, the first to fourth speeds and the reverse are realized by a combination of engagement states of the respective clutches and brakes as shown in FIG.
[0039]
In FIG. 2, the circles indicate the engaged state, and the parts not marked with the symbol indicate the released state. In particular, the engaged state indicated by the black circle of the low & reverse brake L & R / B at the first speed. Indicates fastening in only one range.
[0040]
According to the combination of engagement states of the clutches and brakes shown in FIG. 2, for example, at the time of downshift from the 4th speed to the 3rd speed, the brake band 2 & 4 / B is released and the low clutch L / C is engaged. When downshifting from 3rd to 2nd, the high clutch H / C is released and the brake band 2 & 4 / B is engaged. When upshifting from 2nd to 3rd, the brake band 2 & 4 / B And the high clutch H / C are engaged, and at the time of upshift from the third speed to the fourth speed, the low clutch L / C is released and the brake band 2 & 4 / B is engaged. As described above, a shift in which the engagement and release of the clutch and brake (friction engagement element) are controlled simultaneously to change the friction engagement element is referred to as a change shift. To.
[0041]
The clutches and brakes (friction engagement elements) are operated by supply hydraulic pressures, and the supply hydraulic pressures for the clutches and brakes are adjusted by various solenoid valves included in the solenoid valve unit 11 shown in FIG. The
[0042]
The A / T controller 12 for controlling the various solenoid valves of the solenoid valve unit 11 includes an A / T oil temperature sensor 13, an accelerator opening sensor 14, a vehicle speed sensor 15, a turbine rotation sensor 16, an engine rotation sensor 17, and an air flow meter. Detection signals from 18 etc. are input, and the engagement hydraulic pressure in each friction engagement element is controlled based on these detection results.
[0043]
In FIG. 3, reference numeral 20 indicates an engine combined with the automatic transmission.
Here, the state of the changing gear shift by the A / T controller 12 will be described with reference to the flowcharts of FIGS.
[0044]
The flowchart of FIG. 4 shows a main routine for determining whether an upshift or a downshift is required, and determining whether the shift is a power-on shift or a power-off shift, and performing shift control.
[0045]
In step S1, it is determined whether or not a shift is necessary by comparing the current shift stage Cur # GR with the shift stage NEXT # GR retrieved from the shift map based on the accelerator opening and the vehicle speed.
[0046]
When Cur # GR = NEXT # GR and there is no need for shifting, the process proceeds to step S2, and the engagement hydraulic pressure of each friction engagement element is controlled according to the control specifications at the time of non-shifting.
On the other hand, if Cur # GR ≠ NEXT # GR and a shift is required, the process proceeds to step S3, and whether the shift stage NEXT # GR determined from the map is on the higher speed side than the current shift stage Cur # GR. By determining whether or not, it is determined to be either an upshift or a downshift.
[0047]
If the shift stage NEXT # GR obtained from the shift map is higher than the current shift stage Cur # GR, the process proceeds to step S4 to determine an upshift, and otherwise, the process proceeds to step S5 and the downshift is performed. to decide.
[0048]
In step S6, the reference turbine rotational speed (reference input shaft rotational speed) obtained from the output shaft rotational speed No of the speed change mechanism and the gear ratio (input shaft rotational speed / output shaft rotational speed) at the gear stage before the shift, and the actual It is determined whether or not the turbine rotation speed Nt (input shaft rotation speed) of the transmission mechanism is substantially the same.
[0049]
More specifically, the substantially coincidence indicates a case where the turbine rotation speed Nt at that time is included in a range between the reference turbine rotation speed−hysteresis value HYS2 and the reference turbine rotation speed + hysteresis value HYS1.
[0050]
The value obtained by dividing the turbine rotational speed Nt by the output shaft rotational speed is the gear ratio at that time, and the value obtained by dividing the reference turbine rotational speed (reference input shaft rotational speed) by the output shaft rotational speed is the gear ratio before shifting. Therefore, the comparison between the reference turbine rotational speed (reference input shaft rotational speed) and the actual turbine rotational speed Nt (input shaft rotational speed) of the transmission mechanism is based on the gear ratio at that time and the gear before the shift. It is substantially the same as comparing the ratio.
[0051]
Until the reference turbine rotational speed and the actual turbine rotational speed Nt are different, the process proceeds to step S7, and a preparation phase process is performed.
As will be described in detail later, the preparation phase process gradually reduces the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element from the hydraulic pressure during non-shifting toward the critical pressure, while the engagement of the engagement side frictional engagement element. This is a process of controlling the oil pressure to be kept at the standby pressure (see FIGS. 29 to 31).
[0052]
If the release side frictional engagement element starts to slide due to the decrease in the engagement hydraulic pressure of the release side frictional engagement element in the preparation phase process, and as a result, the turbine rotational speed Nt and the reference turbine rotational speed Nt become different, step S8 Proceed to
[0053]
In step S8, it is determined whether or not the actual turbine rotational speed Nt is higher than the added value of the reference turbine rotational speed and the hysteresis value HYS1 (for example, 10 rpm).
[0054]
When the actual turbine rotational speed Nt is higher than the added value of the reference turbine rotational speed and the hysteresis value HYS1, the turbine rotational speed Nt (gear ratio) increases as the release-side frictional engagement element starts to be released. Judged to have changed. In this case, the process proceeds to step S9, where it is determined that the power-on shift is performed, and the power-on up shift control or the power-on down shift control is performed following the preparation phase process.
[0055]
When the actual turbine rotation speed Nt is less than or equal to the sum of the reference turbine rotation speed and the hysteresis value HYS1, the process proceeds to step S10, where the actual turbine rotation speed is less than the value obtained by subtracting the hysteresis value HYS2 from the reference turbine rotation speed. It is determined whether Nt is low.
[0056]
When the actual turbine rotation speed Nt is lower than the value obtained by subtracting the hysteresis value HYS2 from the reference turbine rotation speed, the turbine rotation speed Nt (gear ratio) decreases as the release side frictional engagement element starts to be released. Judged to have changed. In this case, the process proceeds to step S11, where it is determined that the power-off shift is performed, and the power-off upshift control or the power-off downshift control is performed following the preparation phase process.
[0057]
That is, when the turbine rotational speed Nt increases with the start of release of the disengagement side frictional engagement element, the rotational speed increases because the engine driving load is reduced in the engine driven state (power-on state). It is estimated that the engine is not driven by the engine (power-off state) when the turbine rotational speed Nt decreases with the start of release of the disengagement side frictional engagement element. It is.
[0058]
As described above, the speed change is performed by a power-on shift in which the turbine rotation speed (gear ratio) increases as the release-side friction engagement element starts to be released, and the turbine rotation speed ( It is determined that the power-off shift in which the gear ratio is decreased, and different shift control is executed between the power-on shift and the power-off shift even when the same up-shift or down-shift.
[0059]
In the above, the reference turbine rotational speed obtained from the output shaft rotational speed No and the gear ratio before shifting (input shaft rotational speed / output shaft rotational speed) is compared with the actual turbine rotational speed Nt of the transmission mechanism. Thus, the change direction of the gear ratio accompanying the start of release on the release side is determined, but the gear ratio is calculated from the turbine rotation speed Nt and the output shaft rotation speed No, and compared with the gear ratio before the shift. A configuration in which the change direction of the ratio is determined may be adopted.
[0060]
Further, the turbine rotation speed after the shift is obtained as a reference speed from the gear ratio after the shift, and it is determined whether the actual turbine rotation speed Nt approaches the turbine rotation speed after the shift, or the gear after the shift It may be configured to determine whether or not the gear ratio at that time approaches the ratio, and thereby to determine the change direction of the gear ratio.
[0061]
Here, the preparation phase process (step S7) executed in common in the up / down shift and the power-on shift / power-off shift will be described below.
The flowchart of FIG. 5 shows the main routine of the release-side frictional engagement element preparation phase process. In step S31, it is determined whether or not a predetermined time TIMER1 has elapsed since the shift determination.
[0062]
If it is within the predetermined time TIMER1, the process proceeds to step S32, and the release initial hydraulic pressure is calculated. The release initial hydraulic pressure is an initial pressure for performing release control, and is decreased within the predetermined time TIMER1 from a hydraulic pressure during non-shifting to the release initial hydraulic pressure.
[0063]
The calculation of the release initial hydraulic pressure in step S32 is shown in detail in the flowchart of FIG. 6. In step S321, the non-shifting hydraulic pressure Po0 (indicated pressure) of the friction engagement element that performs the release control this time and the friction The release initial hydraulic pressure Po1 (indicated pressure) of the combined element is calculated.
[0064]
The non-shifting hydraulic pressure Po0 is:
Po0 = K1 × (Tt × Tr-o × allowance (0)) + Prtn-o
Is calculated as
[0065]
Here, K1 is a coefficient for converting the transmission torque capacity (necessary transmission torque capacity) of the friction engagement element on the release side into hydraulic pressure, and depends on the type of shift and the type of friction engagement element to be controlled to release. Stored in advance. Tt is an estimated value of the input shaft torque of the speed change mechanism, and is estimated from, for example, the engine output torque estimated from the intake air amount, the engine rotational speed, and the like, and the torque ratio of the torque converter. Tr-o is a release critical torque ratio for obtaining a critical transmission torque capacity at which the release side frictional engagement element slips with respect to the input shaft torque Tt. The margin allowance (0) is a correction coefficient for adding a marginal transmission torque capacity to the critical transmission torque capacity, and is stored in advance as a value of about 3.0, for example. Prtn-o is a release-side standby pressure (release-side return spring pressure), and is stored in advance for each friction engagement element.
[0066]
On the other hand, the release initial hydraulic pressure Po1 is
Po1 = K1 × (Tt × Tr-o × margin (1)) + Prtn-o
Is calculated as
[0067]
That is, only the margin portion is different from the arithmetic expression of the non-shifting hydraulic pressure Po0, and the margin (1) is set to a relatively low value of about 1.2 in the arithmetic expression of the release initial hydraulic pressure Po1.
[0068]
The margin (1) (= about 1.2) is set as a value that allows the disengagement side frictional engagement element to maintain the engaged state even if the estimation error of the input shaft torque occurs within the expected range. .
[0069]
During non-shifting, the non-shifting hydraulic pressure Po0 is controlled, but when releasing in response to a shift request, the non-shifting hydraulic pressure Po0 is decreased from the non-shifting hydraulic pressure Po0 within the predetermined time TIMER1. In step S322, the oil pressure decrease gradient Rmp-Po1 within the predetermined time TIMER1 is set as follows.
Rmp-Po1 = (Po0-Po1) / TIMER1
Calculate as
[0070]
Then, the hydraulic pressure is reduced by (Rmp-Po1) every unit time from the non-shifting hydraulic pressure Po0, and when the predetermined time TIMER1 has elapsed, the hydraulic pressure is reduced to the release initial hydraulic pressure Po1.
[0071]
After reducing to the release initial hydraulic pressure Po1 within the predetermined time TIMER1 as described above, it is determined in step S33 that the reference turbine rotational speed (No.times.gear ratio before shifting) and the turbine rotational speed Nt substantially coincide. In the meantime, the sharing ratio ramp control in step S34 is executed.
[0072]
The details of the share ratio ramp control in step S34 are shown in the flowchart of FIG. 7. In step S341, the release initial hydraulic pressure Po1 is calculated, and the release hydraulic pressure Po2 is calculated.
[0073]
The release hydraulic pressure Po2 (indicated pressure) is
Po2 = K1 × (Tt × Tr-o × margin (2)) + Prtn-o
For example, a value of about 0.8 smaller than 1.0 is used as the margin (2) (margin (0)> margin (1)> 0> margin (2): see FIG. ).
[0074]
In step S342, an oil pressure ramp gradient (an oil pressure decrease per unit time) for decreasing from the release initial oil pressure Po1 to the release oil pressure Po2 within a predetermined time TIMER2,
Rmp-Po2 = (Po1-Po2) / TIMER2
Calculate as
[0075]
In a state in which the turbine rotation speed Nt is determined to be substantially equal to the reference turbine rotation speed (No × gear ratio before shifting) within the predetermined time TIMER2 from the time when the predetermined time TIMER1 has elapsed, every unit time. Decrease the hydraulic pressure by (Rmp-Po2).
[0076]
When the engagement hydraulic pressure is gradually reduced by the gradient Rmp-Po2, the reference turbine rotational speed (No.times.gear ratio before shifting) and the turbine rotational speed Nt do not coincide with each other when the margin of margin becomes near 1.0. Thus, it is possible to indirectly know that the transmission torque capacity on the disengagement side has dropped to near criticality.
[0077]
On the other hand, the preparation phase process on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
The flowchart in FIG. 8 shows the preparation phase process on the engagement side, and in step S41, the turbine rotation speed Nt and the reference turbine rotation speed (output shaft rotation speed No × gear ratio before shifting) substantially coincide with each other. Whether or not it is determined is determined, and the process proceeds to step S42 while substantially matching.
[0078]
In step S42, it is determined whether or not it is within the predetermined time TIMER0 from the shift determination. If it is within the predetermined time TIMER0, the process proceeds to step S43, and the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is changed to the frictional engagement element. Every time, the precharge pressure is increased stepwise to a predetermined precharge pressure, and the precharge pressure is maintained within the predetermined time TIMER0.
[0079]
When the predetermined time TIMER0 elapses, the process proceeds to step S44, where the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is stepwise reduced to a standby pressure lower than the precharge pressure, and the standby pressure is maintained. To do.
[0080]
Next, the details of the shift control based on the determination result of the power-on shift / power-off shift following the preparation phase, that is, the detailed processing contents of steps S9 and S11 will be described with reference to the flowchart of FIG.
[0081]
In the flowchart of FIG. 9, main control elements for performing a shift based on the power-on-up shift, the power-off-up shift, the power-on-down shift, and the power-off-down shift, that is, the gear ratio after the shift. A frictional engagement element (hereinafter, also referred to as a main control element) to be controlled is determined.
[0082]
In step S201, it is determined whether or not it is an upshift, and if it is an upshift, the process proceeds to step S202.
In step S202, it is determined whether or not it is a power-on shift, and if it is a power-on shift, the process proceeds to step S203, where the engagement-side friction engagement element is selected as the main control element, and the engagement-side friction engagement is performed. Setting is made to change the gear ratio to the gear ratio of the gear stage after the shift by controlling the engagement hydraulic pressure of the element.
[0083]
The power-on shift is a shift in which the gear ratio increases and changes as the release side starts to release, and the up shift is a shift in which the gear ratio decreases and changes. The gear ratio is changed to the gear ratio after the shift by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element.
[0084]
Further, when it is not a power-on-up shift, that is, when it is a power-off-up shift, the routine proceeds to step S204, where the inertia torque Tinr due to the shift (rotational decrease change) is calculated from the input shaft torque estimated value Tt when the release start determination is made. It is determined whether or not the subtracted value is larger than a predetermined value.
[0085]
The inertia torque Tinr is stored in advance as a table value corresponding to the target shift time, as shown in FIG.
If Tt−Tinr is larger than the predetermined value, the process proceeds to step S205, and the engagement side frictional engagement element is selected as the main control element as in the power-on shift.
[0086]
On the other hand, if Tt−Tinr is equal to or smaller than the predetermined value, the process proceeds to step S206, where the release side frictional engagement element is selected as the main control element, and the gear ratio is adjusted by controlling the engagement hydraulic pressure of the release side frictional engagement element. The gear ratio is changed to the gear ratio of the gear stage after the shift.
[0087]
The power-off shift is a shift in which the gear ratio decreases and decreases with the start of release on the release side, and the up shift is a shift that decreases and changes the gear ratio. Basically, the gear ratio can be changed to the gear ratio after the shift by release control. However, when Tt−Tinr is larger than a predetermined value, a setting is made to change to the gear ratio after the shift by the engagement side frictional engagement element. This is because when Tt−Tinr is larger than a predetermined value, the gear ratio may not change to the gear ratio after the shift even if the release is advanced. Control.
[0088]
If it is determined in step S201 that the shift is not an upshift but a downshift, the process proceeds to step S207.
In step S207, it is determined whether or not the power on down shift is performed. If the power on down shift is selected, the process proceeds to step S208 to select the disengagement side frictional engagement element as the main control element and not the power on down shift. If, in other words, the power-off downshift, the routine proceeds to step S209, where the engagement side frictional engagement element is selected as the main control element.
[0089]
The power-off shift is a shift in which the gear ratio decreases and decreases as the release starts on the release side, and the down shift is a shift that increases and changes the gear ratio. In the downshift, the gear ratio is changed to the gear ratio of the gear stage after the shift by the engagement control. The power-on shift is a shift in which the gear ratio increases and changes as the release side starts to be released, and the down shift is a shift that increases and changes the gear ratio. In the power on down shift, the gear ratio is changed to the gear ratio after the shift by release control.
[0090]
Subsequent to steps S203, S205, S206, S208, and S209 in which the main control element is determined, shift control (inertia phase or torque phase) following the preparation phase is performed in steps S211 to S215. Now, the power-on upshift (step S211) using the main control element as the engagement side frictional engagement element will be described according to the flowchart of FIG. 10 with reference to the time chart of FIG.
[0091]
As in the case of the power-on-up shift, the engagement side is selected as the main control element, and the power-off-down shift and the power-off-up shift, but when Tt-Tinr is larger than a predetermined value (hereinafter, the power-off-up shift) (1)) is basically the same as the power-on upshift, except that the processing for responding to the difference in the direction of rotation change based on the release start of the release side frictional engagement element is different. FIG. 30 shows the turbine rotation change characteristic and the hydraulic pressure control characteristic in the torque phase in the power-off down shift.
[0092]
Therefore, regarding the power-off down shift and the power off-up shift (1) (steps S215 and S212), only different parts will be described in the following description of the power-on up shift (step S211). Omitted.
[0093]
The flowchart of FIG. 10 shows an outline of the shift control (step S211) in the power-on up shift, and the feedback (F) set in advance after the change of the turbine rotational speed Nt accompanying the above-described preparation phase process. / B) It is determined in step S1001 whether or not the gear ratio has changed to the start gear ratio. The process proceeds to step S1002 until the gear ratio changes to the F / B start gear ratio, and torque phase processing is performed.
[0094]
When the gear ratio changes to the F / B start gear ratio, the process proceeds to step S1003, where it is determined whether or not the gear ratio has changed to a preset feedback (F / B) end gear ratio. Until the gear ratio changes to the gear ratio, the process proceeds to step S1004 to perform inertia phase processing.
[0095]
When the gear ratio changes to the F / B end gear ratio, the process proceeds to step S1005, where it is determined whether or not a predetermined time TIMER7 has elapsed from the end of the inertia phase. If within the predetermined time TIMER7, the process proceeds to step S1006 and ends. Phase processing is performed, and the shift control is terminated when a predetermined time TIMER7 has elapsed.
[0096]
Here, torque phase processing in the power-on upshift will be described.
The flowchart of FIG. 11 shows the state of the torque phase processing of the disengagement side frictional engagement element. In step S51, the deviation between the turbine rotation speed Nt and the reference turbine rotation speed (No × gear ratio before shifting) is shown. It is determined whether or not the time differential value is negative.
[0097]
Then, while d / dt (Nt−No × gear ratio before shifting) ≧ 0, that is, the deviation between the turbine rotation speed Nt and the reference turbine rotation speed (No × gear ratio before shifting) increases and changes. While it is, the process proceeds to step S52, and torque sharing ratio holding control is performed.
[0098]
The torque sharing ratio holding control is shown in detail in FIG.
In the flowchart of FIG. 12, in Step S521, a margin allowance Tr at the time when the release start of the release side frictional engagement element is determined is obtained.
[0099]
In addition, since there is a delay in the determination of the release start, the margin allowance at a point before the determination delay time may be estimated.
In the next step S522, on the basis of the margin allowance Tr, the release side hydraulic pressure Po3 is calculated while d / dt (Nt-No × gear ratio before shifting) ≧ 0.
[0100]
Po3 = K1 × (Tt × Tr−o × margin allowance Tr) + Prtn−o
On the other hand, if it is determined in step S51 in the flowchart of FIG. 11 that d / dt (Nt-No.times.gear ratio before shift) <0, the process proceeds to step S53, and release torque correction control is performed.
[0101]
The release torque correction control is shown in detail in FIG.
In step S531, the release correction torque Thosei-o is calculated with reference to a table as shown in FIG. 34 according to the magnitude of d / dt (Nt-No.times.gear ratio before shifting).
[0102]
The release correction torque Thosei-o is 0 when d / dt (Nt-No.times.gear ratio before shifting) is 0 or more, and d / dt (Nt-No.times.gear ratio before shifting) is negative. In some cases, the absolute value becomes larger as the absolute value becomes larger.
[0103]
In the next step S532, the release hydraulic pressure Po4 is calculated by correcting the input shaft torque Tt using the release correction torque Thosei-o.
Po4 = K1 × [(Tt + Thosei-o) × Tr-o × room margin Tr] + Prtn-o
According to the calculation of the release hydraulic pressure Po4, in response to a gradual increase in the engagement-side engagement hydraulic pressure, which will be described later, the release hydraulic torque is gradually reduced by the release correction torque Thosei-o, and the release hydraulic pressure is gradually reduced. Depression is avoided.
[0104]
Then, when the gear ratio exceeds the F / B start gear ratio and changes in the upshift direction, a step change is made from the release hydraulic pressure at that time to the hydraulic pressure = 0.
In the power-off down shift and the power-off up shift (1), rotation decreases with the start of release of the disengagement side frictional engagement element, so d / dt (Nt-No × gear ratio before shift) is negative. While the release side is maintained at a critical pressure during the period of time, the correction torque Thosei-o becomes an absolute value as the absolute value thereof increases when d / dt (Nt-No × gear ratio before shift) is positive. A large negative value is set so that the release-side hydraulic pressure is gradually lowered in accordance with the recovery of rotation accompanying the progress of the fastening control.
[0105]
On the other hand, the torque phase process on the engagement side is performed as shown in the flowchart of FIG.
In step S61, the release start of the release side frictional engagement element is determined, and when the release is started, the process proceeds to step S62.
[0106]
In step S62, it is determined whether or not a predetermined time TIMER3 has elapsed since the start of release.
When it is determined that the time is within the predetermined time TIMER3, the process proceeds to step S63, and the preparation side hydraulic pressure control is performed.
[0107]
The state of the preparation hydraulic pressure control is shown in the flowchart of FIG.
In step S631, a setting is made to increase at a predetermined time TIMER3 from a state where the engagement side frictional engagement element does not transmit engine torque (engagement torque sharing ratio = 0) to a hydraulic pressure of about 0.8 times the engagement critical torque ratio Tr-c. In step S632, the instruction side instruction hydraulic pressure Pc1 is
Pc1 = K2 * Tt * Tr-c * (0.8 * Rmp-Tr1) + Prtn-c
Calculate as
[0108]
Here, K2 is a coefficient for converting the transmission torque capacity (necessary transmission torque capacity) of the engagement-side frictional engagement element into hydraulic pressure, and depends on the type of shift and the type of frictional engagement element to be controlled to release. Stored in advance. Tr-c is an engagement critical torque ratio for obtaining a critical transmission torque capacity at which the engagement side frictional engagement element starts to be engaged with the input shaft torque Tt. Prtn-c is a standby pressure on the engagement side (engagement return spring pressure), and is stored in advance for each friction engagement element.
[0109]
Further, as shown in FIG. 35, Rmp-Tr1 is a coefficient that increases at a constant speed from 0 to 1 within a predetermined time TIMER3, and is 0.8 times the fastening critical torque from the standby pressure on the fastening side (margin margin = 0.8). ) To increase the hydraulic pressure on the fastening side.
[0110]
If it is determined in step S62 in the flowchart of FIG. 14 that the predetermined time TIMER3 has elapsed, the process proceeds to step S64.
In step S64, it is determined whether or not the gear ratio is smaller than the F / B start gear ratio. If the gear ratio is larger than the F / B start gear ratio, the process proceeds to step S65, and the sharing ratio ramp control is performed. I do.
[0111]
The share ratio ramp control is shown in the flowchart of FIG.
First, in step S651, the initial margin (1) = 0.8 is changed at a constant speed from the initial margin (1) = 0.8 to the margin (2) = 1.2 at a predetermined time TIMER4 (see FIG. 36). Set to increase the pressure.
[0112]
In step S652, the initial pressure Pc2 and the final pressure Pc3 corresponding to the increase change in the margin are calculated, and the ramp gradient Rmp-Pc3 of the command pressure is calculated based on the command pressures Pc2, Pc3 and the predetermined time TIMER4. .
[0113]
Pc2 = K2 × Tt × Tr-c × margin (1) + Prtn-c
Pc3 = K2 × Tt × Tr-c × margin (2) + Prtn-c
Rmp-Pc3 = (Pc3-Pc2) / TIMER4
In step S653, control for gradually increasing the engagement-side command hydraulic pressure Pc4 according to the ramp gradient Rmp-Pc3 is performed.
[0114]
In addition, after the sharing ratio lamp control, the idling correction control in step S66 is performed.
The idling correction control will be described with reference to the flowchart of FIG. 17. In step S661, the correction torque Thosei-c is obtained according to d / dt (Nt-No × gear ratio before shifting).
[0115]
As shown in FIG. 37, the correction torque Thosei-c is 0 when d / dt (Nt-No.times.gear ratio) is negative, but d / dt (Nt-No.times.speed change) when it is positive. The larger the previous gear ratio), the larger the positive value is set.
[0116]
In step S662, the command pressure Pc5, which is controlled to increase at a constant speed, is corrected by the correction torque Thosei-c to calculate the command pressure Pc5.
Pc5 = Pc4 + K2 × Tr-c × Thosei-c
Note that, in the power-off down shift and the power-off up shift (1), a rotation drop occurs on the contrary, and this rotation drop is suppressed by promoting the fastening control. Therefore, d / dt (Nt When -No.times.gear ratio before shifting) is negative, the correction torque Thosei-c is set so as to increase as the absolute value increases.
[0117]
Next, the inertia phase process in step S1004 of the flowchart of FIG. 10 will be described.
The release-side inertia phase process is shown in the flowchart of FIG. 18, and the hydraulic pressure at the end of the torque phase (hydraulic pressure = 0) is held in step S71.
[0118]
Further, the inertia phase processing on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
In the flowchart of FIG. 19, in step S81, the basic control shown in the flowchart of FIG. 20 is performed.
[0119]
In the basic control, first, an inertia torque Tinr is calculated in step S811. As shown in FIG. 33, the inertia torque Tinr (shift torque) is stored in advance as a table value corresponding to the target shift time, and is set to a larger value as the target shift time is shorter.
[0120]
In step S812, the engagement-side command pressure Pc7 is calculated based on the inertia torque Tinr.

The command pressure Pc7 is calculated as a value obtained by adding the hydraulic pressure corresponding to the inertia torque Tinr to the critical pressure corresponding to the input torque. Further, the inertia torque Tinr is corrected so as to increase as the vehicle speed increases by using a correction coefficient HOSEI-VSP corresponding to the vehicle speed VSP (see FIG. 38).
[0121]
In the power-off down shift, since the torque used for the inertia torque Tinr is increased, the hydraulic pressure corresponding to the critical torque capacity corresponding to the input shaft torque is reduced by the hydraulic pressure corresponding to the inertia torque Tinr. To do.
[0122]
In addition to the above basic control, rotation feedback (F / B) control is executed in step S82.
The rotation F / B control will be described with reference to the flowchart of FIG.
[0123]
In step S821, a target turbine rotation speed is calculated. The target turbine rotational speed is the target gear ratio every moment when the gear ratio before the shift is changed at a constant speed from the gear ratio before the shift during the target shift time (see FIG. 39), and the output shaft rotation No. It is calculated as a multiplication value.
[0124]
In step S822, the feedback correction amount PID is proportionally / integrated / differentiated controlled so that the actual turbine rotation speed matches the target turbine rotation speed. In the next step S823, instructions in basic control are performed using the feedback correction amount PID. The pressure Pc7 is corrected and the engagement side command pressure Pc8 is set.
[0125]
In this way, the gear ratio after the shift is controlled by controlling the engagement hydraulic pressure for the engagement side frictional engagement.
When the gear ratio becomes smaller than the F / B end gear ratio, the end phase process is performed if the gear ratio is within the predetermined time TIMER7 from the time when the gear ratio becomes smaller than the F / B end gear ratio for the first time.
[0126]
The end phase process for the disengagement side frictional engagement element is shown in the flowchart of FIG. That is, the hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is maintained at 0 from the time when the gear ratio becomes smaller than the F / B start gear ratio.
[0127]
On the other hand, the end phase processing of the engagement side frictional engagement element is shown in the flowchart of FIG. 23. In step S101, whether the gear ratio is within the predetermined time TIMER7 from the time when the gear ratio becomes smaller than the F / B end gear ratio for the first time. If it is within the predetermined time TIMER7, the process proceeds to step S102 to execute the end phase process.
[0128]
The details of the end phase process in step S101 are shown in the flowchart of FIG. 24. In step S111, the hydraulic pressure corresponding to the fastening critical torque to the hydraulic pressure equivalent to 1.2 times the fastening critical torque is within the predetermined time TIMER7. Set to increase.
[0129]
In step S112, the engagement side command pressure Pc9 is

Here, as shown in FIG. 40, Rmp-Tr2 is a coefficient that changes at a constant speed from 0 to 1.0 within a predetermined time TIMER7. When the coefficient Rmp-Tr2 is 0, Pc9 = Pc8, and in the inertia phase The hydraulic pressure is increased within a predetermined time TIMER7 until Pc9 = K2 * Tt * Tr-c * 1.2 + Prtn-c + K2 * Tr-c * (Tinr * HOSEI-VSP).
[0130]
When the predetermined time TIMER7 has elapsed, the command pressure on the fastening side is set to the maximum pressure from Pc9 = K2 × Tt × Tr-c × 1.2 + Prtn-c + K2 × Tr-c × (Tinr × HOSEI-VSP). Step up to.
[0131]
Next, the power-on down shift in step S214 in the flowchart of FIG. 9 will be schematically described below with reference to the time chart of FIG.
[0132]
The flowchart of FIG. 25 shows an outline of the shift control in the power-on down shift with the main control element as the release side, and after the change in the turbine rotational speed Nt accompanying the above-described preparation phase process, the feedback ( F / B) It is determined in step S1011 whether or not the gear ratio has changed to the end gear ratio, and the process proceeds to step S1012 until the gear ratio changes to the F / B end gear ratio to perform inertia phase processing. .
[0133]
When the gear ratio changes to the F / B end gear ratio, the process proceeds to step S1013, where it is determined whether or not a predetermined time TIMER4 + predetermined time TIMER6 has elapsed since reaching the F / B end gear ratio, and a predetermined time TIMER4 + predetermined Until time TIMER6 elapses, the process proceeds to step S1014 to perform torque phase processing.
[0134]
When the predetermined time TIMER4 + predetermined time TIMER6 has elapsed, the process proceeds to step S1015, and it is determined whether or not the predetermined time TIMER7 has elapsed since the end of the torque phase process. If it is within the predetermined time TIMER7, the process proceeds to step S1016 to perform an end phase process, and the power-on down shift is ended when the predetermined time TIMER7 has elapsed.
[0135]
In the power-on down shift, the engagement hydraulic pressure is calculated based on the estimated value of the input shaft torque, the critical torque ratio, and the margin, but the basic calculation method of the engagement hydraulic pressure is the same as that in the power on-up shift. Therefore, in the following description of the inertia phase process, torque phase process, and end phase process, a detailed description of the hydraulic calculation is omitted.
[0136]
The release-side inertia phase process in the power-on downshift will be described with reference to the flowchart of FIG.
In step S131, an inertia torque (shift torque) Tinr associated with an increase in rotation due to power-on / down is calculated.
[0137]
In step S132, the estimated value of the input shaft torque is corrected to decrease based on the inertia torque (shift torque) Tinr to obtain the hydraulic pressure corresponding to the critical torque capacity.
[0138]
Further, in step S133, turbine rotation feedback control is performed to match the turbine rotation speed Nt with the target turbine rotation speed corresponding to the elapsed time from the start of the shift, using the hydraulic pressure corresponding to the critical torque capacity as a basic value.
[0139]
Specifically, the target gear ratio is set according to the elapsed time from the start of the shift, and the target turbine rotational speed is calculated from the target gear ratio and the output shaft rotational speed No. Then, from the deviation between the actual turbine rotational speed and the target turbine rotational speed, a feedback correction amount is calculated by, for example, proportional / integral / derivative control (PID control), and the basic pressure is corrected by the feedback correction amount.
[0140]
On the other hand, the inertia phase process on the fastening side is shown in the flowchart of FIG.
In step S161, it is determined whether or not the gear ratio has changed to a preset engagement start gear ratio. The process proceeds to step S162 until the engagement start gear ratio is reached, and the standby pressure is maintained.
[0141]
Then, when the engagement start gear ratio is reached, the process proceeds to step S163 to perform the preparation hydraulic pressure control.
The preparatory hydraulic pressure control is a process for increasing the standby pressure to the engagement initial pressure in a predetermined time TIMER3 as in the preparatory hydraulic pressure control for the power-on upshift. The fastening initial pressure is set based on a margin (1) and input shaft torque set in advance.
[0142]
In the torque phase process on the release side, ramp control is performed to reduce the release side hydraulic pressure to zero at a predetermined time TIMER4.
On the other hand, the torque phase process on the engagement side is shown in the flowchart of FIG.
[0143]
In step S171, it is determined whether or not it is within the predetermined time TIMER4 from the start of the torque phase process. If it is within the predetermined time TIMER4, the process proceeds to step S172, and within the predetermined time TIMER4, from the margin (1). Change is made at a constant speed until the margin (2), and setting is made to increase the command pressure on the fastening side as the margin increases.
[0144]
In step S173, the hydraulic pressure corresponding to the inertia torque is obtained, and in step S174, the basic pressure set so as to change at a constant speed from the margin (1) to the margin (2) in the predetermined time TIMER4. Is added with a hydraulic pressure corresponding to the inertia torque, and the final hydraulic pressure on the engagement side within the predetermined time TIMER4 is determined.
[0145]
The hydraulic pressure corresponding to the inertia torque is added because the hydraulic pressure on the disengagement side expects the torque used to increase the rotation during the inertia phase and corresponds to the estimated value of the input shaft torque (transmission torque capacity). This is because the torque used to increase the rotation is eliminated when the shift is completed, and it is necessary to secure a transmission torque capacity corresponding to the torque on the fastening side.
[0146]
When the predetermined time TIMER4 has elapsed, the process proceeds to step S175, and it is determined whether or not the predetermined time TIMER6 has elapsed since the predetermined time TIMER4 has elapsed.
[0147]
If it is within the predetermined time TIMER6 from the time when the predetermined time TIMER4 has elapsed, the process proceeds to step S176, and a process of holding the engagement side hydraulic pressure at the time when the predetermined time TIMER4 has elapsed is performed.
[0148]
When the predetermined time TIMER6 elapses, the process proceeds to an end phase, and within the predetermined time TIMER7, the oil pressure is gradually increased to a predetermined hydraulic pressure at the time when the predetermined time TIMER6 has elapsed, and when the predetermined time TIMER7 has elapsed. Step up to the maximum pressure.
[0149]
On the other hand, when the power off-up shift and Tt-Tinr is less than or equal to a predetermined value and the release side is selected as the main control element (power off-up shift (2)), the power on-down As with the shift control, after shifting by the control of the disengagement side frictional engagement element, the engagement side frictional engagement element is fastened, but an inertia torque is generated as the rotation decreases during the shift, so during the inertia phase The release side hydraulic pressure is increased by the amount of inertia torque, and conversely, the engagement side hydraulic pressure in the torque phase is decreased by the amount of inertia torque.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a transmission mechanism of an automatic transmission according to an embodiment.
FIG. 2 is a diagram showing a correlation between a combination of engagement states of friction engagement elements in the speed change mechanism and a gear position;
FIG. 3 is a system diagram showing a control system of the automatic transmission.
FIG. 4 is a flowchart showing discrimination control between a power-on shift and a power-off shift based on a change direction of the gear ratio at the start of release.
FIG. 5 is a flowchart showing control on the release side in the preparation phase process.
FIG. 6 is a flowchart showing a state of initial hydraulic pressure calculation in the release side preparation phase process;
FIG. 7 is a flowchart showing a state of share ratio ramp control in the release-side preparation phase process;
FIG. 8 is a flowchart showing control on the fastening side in the preparation phase process.
FIG. 9 is a flowchart showing determination of a main control element based on discrimination between a power-on shift and a power-off shift.
FIG. 10 is a flowchart showing a shift control after a power-on-up shift preparation phase process;
FIG. 11 is a flowchart showing torque phase processing of the disengagement side frictional engagement element.
FIG. 12 is a flowchart showing torque sharing ratio holding control in torque phase processing of the release side frictional engagement element.
FIG. 13 is a flowchart showing release torque correction control in torque phase processing of the release side frictional engagement element.
FIG. 14 is a flowchart showing torque phase processing of the engagement side frictional engagement element.
FIG. 15 is a flowchart showing preparatory hydraulic control in torque phase processing of the engagement side frictional engagement element.
FIG. 16 is a flowchart showing a sharing ratio ramp control in a torque phase process of the engagement side frictional engagement element.
FIG. 17 is a flowchart showing idling correction control in torque phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 18 is a flowchart showing inertia phase processing of a release side frictional engagement element.
FIG. 19 is a flowchart showing inertia phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 20 is a flowchart showing basic control in inertia phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 21 is a flowchart showing rotation F / B control in inertia phase processing of the engagement-side frictional engagement element.
FIG. 22 is a flowchart showing end phase processing of the disengagement side frictional engagement element.
FIG. 23 is a flowchart showing end phase processing of the engagement side frictional engagement element.
FIG. 24 is a flowchart showing details of an end phase process of the engagement side frictional engagement element.
FIG. 25 is a flowchart showing shift control after a power-on down shift preparation phase process;
FIG. 26 is a flowchart showing disengagement-side control in an inertia phase of power-on down shifting.
FIG. 27 is a flowchart showing control on the engagement side in an inertia phase of power-on down shifting.
FIG. 28 is a flowchart showing the engagement-side control in the torque phase of the power-on down shift.
FIG. 29 is a time chart showing a state of shift control in power-on up shift.
FIG. 30 is a time chart showing the shift control in the power-off down shift for the preparation phase and the torque phase.
FIG. 31 is a time chart showing a state of shift control in a power-on down shift.
FIG. 32 is a diagram showing a change characteristic of margin in the preparation phase processing of the release side frictional engagement element;
FIG. 33 is a diagram showing a correlation between a shift time and an inertia torque.
FIG. 34 is a diagram showing the characteristics of the idling correction torque in the disengagement side frictional engagement element.
FIG. 35 is a diagram showing a hydraulic pressure ramp characteristic in the preparatory hydraulic pressure control in the engagement side frictional engagement element;
FIG. 36 is a diagram showing a margin variation characteristic in the sharing ratio ramp control in the engagement side frictional engagement element;
FIG. 37 is a diagram showing the characteristics of the idling correction torque in the engagement side frictional engagement element.
FIG. 38 is a diagram showing a correction coefficient according to the vehicle speed of the inertia torque.
FIG. 39 is a diagram showing a correlation between a target shift time and a target gear ratio.
FIG. 40 is a diagram showing a hydraulic pressure ramp characteristic in an end phase on the fastening side.
[Explanation of symbols]
1 ... Torque converter
2 ... Transmission mechanism
11 ... Solenoid valve unit
12 ... A / T controller
13 ... A / T oil temperature sensor
14 ... accelerator opening sensor
15 ... Vehicle speed sensor
16 ... Turbine rotation sensor
17 ... Engine rotation sensor
18 ... Air flow meter
20 ... Engine
G1, G2 ... Planetary gear
H / C ... High clutch
R / C ... Reverse clutch
L / C ... Low clutch
2 & 4 / B ... 2 speed / 4 speed band brake
L & R / B ... Low & Reverse Brake

Claims

A shift control device for an automatic transmission configured to perform a shift by changing friction engagement elements that simultaneously perform engagement control and release control of different friction engagement elements,
The change direction of the gear ratio of the speed change mechanism accompanying the start of release of the disengagement side frictional engagement element is compared with the direction in which the gear ratio should change due to a shift, and if the change direction of the gear ratio matches, In shifting, control is performed until the gear ratio after shifting is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the disengagement friction engagement element. If they do not match, shifting is controlled by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement friction engagement element in the shifting. Configure to control until the later gear ratio ,
When an upshift and the change direction of the gear ratio match, it is determined whether or not the input shaft torque of the transmission mechanism is greater than or equal to a predetermined value, and when the input shaft torque is greater than or equal to a predetermined value, In the automatic transmission, the shift control device of the automatic transmission is configured to control the engagement side frictional engagement element by controlling the engagement hydraulic pressure until the gear ratio after the shift is reached .

An input shaft torque of the transmission mechanism, by subtracting corrected by the inertia torque accompanying the speed change, the corrected shift control of the automatic transmission according to claim 1, characterized in that to compare the input shaft torque and the predetermined value apparatus.

The shift control device for an automatic transmission according to claim 2, wherein the inertia torque is set according to a target shift time.

When controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement-side frictional engagement element until the gear ratio after the shift is reached, the release-side frictional engagement element and / or Alternatively, the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is controlled to control from the predetermined gear ratio until the gear ratio after the shift is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element. The shift control apparatus for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 3 .

Depending on the differential value of the deviation between the reference input shaft rotational speed obtained from the gear ratio before the shift and the output shaft rotational speed of the speed change mechanism and the actual input shaft rotational speed until the predetermined gear ratio is reached. The shift control device for an automatic transmission according to claim 4 , wherein the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element and / or the engagement side frictional engagement element is corrected.

The engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is gradually increased until the predetermined gear ratio is reached, while the release side frictional engagement element of the release side frictional engagement element is changed while the gear ratio is changing in a direction different from the direction to be changed. The engagement hydraulic pressure is maintained near the critical pressure, and the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is increased and corrected according to the differential value of the deviation. After the change direction of the gear ratio is reversed, the release is performed. 6. The shift control device for an automatic transmission according to claim 5 , wherein the engagement hydraulic pressure of the side friction engagement element is corrected to decrease according to the differential value of the deviation.

A shift control device for an automatic transmission configured to perform a shift by changing friction engagement elements that simultaneously perform engagement control and release control of different friction engagement elements,
The change direction of the gear ratio of the speed change mechanism accompanying the start of release of the disengagement side frictional engagement element is compared with the direction in which the gear ratio should change due to a shift, and if the change direction of the gear ratio matches, In shifting, control is performed until the gear ratio after shifting is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the disengagement friction engagement element. If they do not match, shifting is controlled by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement friction engagement element in the shifting. Configure to control until the later gear ratio,
When control is performed until the gear ratio after the shift is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element, after the shift is achieved by controlling the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element after the predetermined gear ratio is reached. It is configured to control until the gear ratio becomes
Until the predetermined gear ratio is reached, the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is gradually increased,
While the gear ratio is changing in a direction different from the direction to be changed, the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is maintained near the critical pressure, and the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is The direction of change of the gear ratio is corrected by increasing according to the differential value of the deviation between the reference input shaft rotational speed obtained from the gear ratio before the speed change and the output shaft rotational speed of the speed change mechanism and the actual input shaft rotational speed. After reversing, the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is corrected to decrease according to the differential value of the deviation .

When control is performed until the gear ratio after the shift is reached by controlling the engagement hydraulic pressure of the release side frictional engagement element, the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is maintained until the gear ratio after the shift is reached. Is maintained at the standby pressure, and after changing to the gear ratio after substantially shifting, the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element is gradually reduced to the minimum pressure and at the same time the engagement of the engagement side frictional engagement element The shift control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 7, wherein the hydraulic pressure is gradually increased from the standby pressure.

Based on the target shift time and the gear ratio before and after the shift, the target input shaft rotational speed change during the shift time is set, so that the actual input shaft rotational speed follows the target input shaft rotational speed change, 9. The system according to claim 1, wherein the engagement hydraulic pressure of the disengagement side frictional engagement element or the engagement side frictional engagement element is controlled by feedback control until the gear ratio after the shift is achieved. A shift control apparatus for an automatic transmission according to claim 1.

When the engagement hydraulic pressure of the engagement side frictional engagement element is controlled and held at the standby pressure based on the shift determination, while the engagement hydraulic pressure of the release side frictional engagement element is gradually decreased and the gear ratio starts to change. The automatic transmission according to any one of claims 1 to 9, wherein a friction engagement element to be controlled is selected based on a change direction of the gear ratio until the gear ratio after the shift is reached. Control device.