【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention]
【産業上の利用分野】[Industrial application field]
本発明は、車両用自動変速様の変速制御方法に係り、特
に、２以上の変速段を切換え２１−する変速低部を少な
くとも２個備え、これらの変速ｄ部の２以上を同時に変
速する態様を含んＩど各変速機部のシフト組合せにより
自動変速改全体の多段変速を達成するようにした車両用
自動変速様の変速制御方法の改良に関づる。The present invention relates to a speed change control method for an automatic speed change for a vehicle, and in particular, an aspect in which at least two low speed change sections are provided for switching between two or more gear stages, and two or more of these speed change sections d are simultaneously shifted. The present invention relates to an improvement in a shift control method for an automatic transmission for a vehicle, which achieves multi-stage shifting of the entire automatic transmission system by combinations of shifts of each transmission section including I.
【従来の技術１
車両用自動変速機において、達成される変速段の敢を多
くすると、変速時のエンジン回転速度の変動量が少なく
なるため、Ｉ！ｊ擦係合装置の吸収リベきエネルギー量
が低下し、該淳擦係合装置の耐久性を向上させることが
できると共に、変速時のトルク変動（変速ショック）を
低減させることができる。
従来、達成される変速段の数を多くする目的の下に、既
存の自動変速ｑに対づ゛る設計変更を少なくして製造上
右利とづるために、少なくともエンジン負荷に関係して
変速段を自動的に切換え得る既存の自動変速義を基礎と
してこれを第１変速磯部とし、この第１変速椴部に該第
１変速機部と独立して低速側及び高速側を自動的に切換
え（ｑる第２変速磯部を動力伝達系上で直列的に配煮す
ることによって多数の変速段を達成するようにした自動
変速量がある。
例えば、高速段としてのオーバードライブと低速段とし
ての非Ａ−バードライブ（非オーバードライブは例えば
減速比１）とが自動的に切＋ｉえられるオーバードライ
ブ装置（０／Ｄ）が、第２変速（環部として第１変速機
部の入力側、あるいは出力側に直列に接続された自動変
速別にあっては、該第１変速機部及び第２変速機部を第
３図Ａ部分に示すように同時又は交互に変速させること
によって前進６段の多段変速を達成することができる（
例えば特開昭５７−３７１４０）。
このように達成される変速段数を多くすることにより、
前述の如く摩擦係合装置の耐久性の向上、変速時の変速
ショックの低減を図ることができるようになると共に、
エンジンに過大な負荷がかからなくなるため、燃費、あ
るいは動力性能についても良好な結果を得ることができ
るようになる。
【発明が解決しようとする問題点】
しかしながら、こうした第１変速機部と第２変速法部と
を同時に又は交互にシフトさゼることにより多段変速を
達成するようにした自動変速礪にあっては、各変速關部
の摩擦係合装置に作用さゼる油圧を、一般的に行われて
いるように、例えばスロットル開度等に応じて変化させ
るだけでは、全ての変速につ（１て良好な変速特性を得
ることが困難であるという問題があった。
この原因としては大きく２つが考えられる。
その１つは、例えば第１変速磯部がハイギヤシフトし、
第２変速機部がローギヤシフトづ゛ることによって自動
変速償全体としてアップシフトとなる場合と、第１変速
機部単独で自動変速（層全体がアップシフトする場合と
では、たとえその際係合される第１変速機部のＩＩ擦係
合装置が同一であり、且つそのときのエンジン負荷（ス
ロットル開度）等が同一であったとしても、この摩擦係
合装置の係合力の最適値が異なるためである。その理由
は、例えば第２速→第３速と、第１速→第３速の各シフ
ト時に係合されるブレーキＢ２（第３図参照）の係合力
を比較してみると、まず変速前の自動変速磯の入力トル
クは第２速より第１速の方が大きく、又前後のギせ比の
比（変速比）については第１速→第３速の方が第２速→
第３速よりも大きい。
更に、第２速→第３速では係合中に第２変速機部がロー
ギＡ７シフトするため、エンジン系イナーシへ７を低下
ぜさるためのブレーキＢ２の仕事量が少ない等の種々の
条件の差異が存在するためである。
その結果、当然係合力の最ＴＡｖｉが異なり、従って作
用すべき油圧の最適値も異ってくるものである。
次に、もう１つの原因は、第３図から明らかなように、
例えば第１速段から第２速段へのシフト、第５速段から
第６速段へのシフトは、共に第１変速機部はそのままで
、第２変速（環部のハイギヤシフトのみで自動変速徨全
体のアップシフトを実現するものであるが、この場合、
第７図に模式的に示すように、第１変速ｄ部側のギヤ比
が前者の変速の方が大であるため、第２変）宋）幾部側
の摩擦係合装置において同様な変速ショックが発生づる
と、前者の方の変速ショックがそれだけ増大されて出力
側に反映づることになる。
このような場合に、例えば大きな変速ショックを避ける
ために、より強い変速ショックの生じる変速時に合わせ
て全体の作用油圧を低く抑えるようにすると、変速ショ
ックのあまり問題にならない変速時の場合に必要以上に
油圧が低下させられることになり、短時間で問題なく行
える筈の変速を過度に良い時間を掛けて行うことになる
。一般に係合に長い時間を！）けるのは摩擦係合装置の
耐久性をそれだけ低下さゼることになり、好ましいこと
ではない。
こうした問題を自動変速義の油圧制御系で解決しようと
すると、構成が極めて複雑となり、コスト性、信頼性に
問題が生じる。又、トルク特性の違う各種エンジンに適
合させるのが困難となり、汎用性に欠けるようにもなる
。
（発明の目的］
本発明は、このような従来の問題に鑑みてなされたもの
であって、油圧制御系の構成をほとんど変更することな
く、こうした複数の変速装部を有づるような自動変速機
にあっても、その全ての変速時において、良好な変速特
性と良好な耐久性とを両立させることのできる車両用自
動変速機の変速制御方法を提供することを目的とづる。
［問題点を解決するための手段］
本発明は、２以上の変速段を切換え得る変速機部を少な
くとも２個備え、これらの変速標品の２以上を同時に変
速する態様を含んだ各変速■部のシフト組合せにより自
動変速襞全体の多段変速を達成するようにした車両用自
動変速機の変速制御方法において、第１図にその要旨を
示す如く、変速の種類を検出づる手順と、少なくとも変
速の種類に依存してエンジントルクの変更量を決定する
手順と、決定した変更量だけ、変速中にエンジントルク
を変更する手順と、を含むことにより上記目的を）ヱ成
したものである。
なお、特許請求の範囲の伺の記載を含めて、前記Ｆ変更
量」には、変速の種類によってはこれを［零ｊとする概
念を含むものである。
【作用１
本発明においては、変速時にエンジントルクを変更する
ようにし、且つ、そのエンジントルクの変更量を少なく
とも変速の種類に応じて変更するようにしたため、油圧
制御系をほとんど変更することなく、あらゆる変速の種
類の場合に変速ショックが小さく、且つ摩擦係合装置に
過度の負担がかからないような特性を得ることができる
ようになる。
又、エンジントルクの異なる種々のエンジンに対しても
容易に適用できるようになる。
なお、エンジントルクの変更に当っては、公知の例えば
燃料噴射時期の遅角、燃料供給のカット等の手段を採用
することができる。
【実施例］
以下図面を参照して本発明の実施例を詳細に説明する。
第２図は、本発明が適用される、吸入空気単感知式の出
動中用電子燃料噴射エンジンと組合わされた自動変速纒
の全体概要図である。
エアクリーナ１０から吸入された空気は、エア７０−メ
ータ１２、スロットル弁１４、サージタンク１６、吸気
マニホルド１８へと順次送られる。
この空気は吸気ボート２０イ］近でインジェクタ２２か
ら噴）］される燃料と混合され、吸気弁２４を介して更
にエンジン本体２６の燃焼窄２６△へと送られる。燃焼
至２６△内において混合気が燃焼した結宋生成される排
気ガスは、排気弁２８、排気ボート３０、排気マニホル
ド３２及び排気管３４を介して大気に放出される。
前記エアフローメータ１２には、吸気温を検出づるため
の吸気温センサ１００が設けられている。
前記スロットル弁１４は、運転席に設りられた図示しぬ
アクセルペダルと＆動して回動り−る。このスロットル
弁１４には、その開度を検出するだめのスロットルセン
サ１０２が設けられている。又、前記エンジン本体２６
のシリンダブロック２６Ｂには、エンジン冷却水温を検
出づるたの水泡センナ１０４が配設されており、排気マ
ニホルド３２の集合部分には、該集合部分におりる酸素
密度を検出するための０２センサ１０６が設置フられて
いる。更に、エンジン本体２６のクランク軸によって回
転される軸を有するデストリピユータ３８には、前記軸
の回転からクランク角を検出するためのクランク角セン
サ１０８が設けられている。又、自動変速撮には、その
出力軸の回転速度から車速を検出するための車速センサ
１１０、及び、シフトポジションを検出するためのシフ
トポジションセンサ１１２が設けられている。
これらの各センサｉｏｏ、１０２．１０４．１０６．１
０８．１１０．１１２の出力は、エンジンコンピュータ
（以下ＥＣＵと称する）４０に入力される。Ｅ ＣＵ
４０ ′Ｃ″は各センサからの入力信号をパラメータと
してｉ４１１噴！ｌ）１屯を計算し、該燃料噴射量に対
応する所定時間だけ燃料を噴射するように前記インジエ
クタ２２を制１３１１−！ｌる。
なお、スロットル弁１４の上流とサージタンク１６とを
連通させる回路にはアイドル回転制御バルブ＜ｌ５ＣＶ
）４２が設けられており、ＥＣＵ４０からの信号によっ
てアイドル回転数がＮ、１１ ｆｉｌされるようになっ
ている。
一方、この実施例における自動変速機のトランスミッシ
ョン部は、トルクコンバータ９１０と、第２変速機部９
１２と、前進３段、後進１段の第１変速教部９１４とを
備える。
前記トルクコンバータ９１０は、ポンプ９１６、タービ
ン９１８、ステータ９２０及びロックアツプクラッチ９
２１を含む周知のものである。ポンプ９１６は、機関ク
ランク軸９２２と連結され、タービン９１８は、タービ
ン軸９２４に連結されている。該タービン軸９２４は、
トルクコンパ−９９１０の出力軸であると共に、第２変
速義部９１２の入力軸となっており、該第２変速ｄ部９
１２における遊星ω車装置のキャリア９２６に連結され
ている。
第２変速磯部９１２においては、このキャリア９２６に
よって回転可能に支持されたプラネタリビニオン９２８
が、サンギヤ９３０及びリングギヤ９３４と噛合してい
る。又、サンギψ９３０とキャリア９２６との間には、
クラッチＣｏ及び一方向クラッチＦｏが設けられてＪ３
す、更に、サンギヤ９３０と第２変速芸部９１２を囲続
ツるハウジンブト１ｕとの間には、ブレーキＢｏが設け
られている。
第２変速機部９１２のリングギヤ９３４は、第１変速機
部９１４の入力ｆ＊ ９３６に連結されてＪ５す、該入
力軸９３６と中間軸９３８との間には、クラッチＣ１が
設けられている。
第１変速機部９１４には遊星歯車装置としてフロント側
及びリヤ側の２列が備えられている。フロント側の遊星
歯車装置は、フロント側、リヤ側共通のサンギヤ軸９４
０に設けられたサンギヤ９４２と、類サンギヤ９４２と
噛合づるプラネタリビニオン９４４と、該プラネタリビ
ニオン２４４を回転可能に支持するキＡ７す７９４６と
、前記プラネタリビニオン９４４と噛合するリングギψ
９４８とによって栴成されている。又、リヤ側の遊星歯
車装置は、前記サンギヤ９４２と噛合づるプラネタリビ
ニオン９５０と、該プラネタリビニオン９５０を回転可
能に支持するキャリア９５２と、前記プラネタリビニオ
ン９５０と噛合するリングギヤ９５４とによって構成さ
れている。
入力軸９３６と前記サンギヤ軸９４０との間にはクラッ
チＣ２が設けられている。１又、フロント側遊星歯車装
置におけるリングギヤ９４８は、中間軸９３８と連結さ
れている。更に、フロント側）！ｉ２足歯車装置におけ
るキャリア９４６は、リア側の遊星歯車装置にお１プる
リングギヤ９５４と連結されており、これらキャリア９
４６及びリングギヤ９５４は出力軸９５６と連結されて
いる。又、リア側の遊星歯車装置におけるキャリア９５
２とハウジングＨｕとの間にはブレーキＢ３及び一方向
クラッチＦ２が設けられている。
更に、サンギヤ軸９７１０とへｒクジングト１ｕとの門
には、一方向クラッチＦ＋を介してブレーキＢ２が設け
られ、また、サンギヤ軸９４０とハウジングＨｕとの間
には、ブレーキＢ１が設けられている。
この自動変速義は、上述のごときトランスミッション部
を備え、エンジン本体２６の負荷状態を反映しているス
ロットル開度を検出づ−るスロットルセンサ１０２、及
び車速を検出づるＴｐ速セン→ノ１１０等の信号を入力
された中央処理装置（ＥＣＵ）４０によって、予め設定
された変速パターンに従って油圧制御回路６０内の電磁
ソレノイドバルブ８１〜Ｓ４及びＳＬが駆動・制御され
、第３図Ｂ部分に示されるような、各クラッチ、ブレー
キ等の継合の組合せが行われて変速制御がなされる。
なお、第３図において○印は作用状聾を示し、又、Δ印
は駆動時のみ、Ｘ印はエンジンブレーキ使用時にのみ作
用状態となることを示している。
前記電磁ソレノイドバルブＳ１、Ｓ２は、第４図に示さ
れるように、第１、第２シフトバルブを介して第１変速
機部９１４の変速制御を行い、前記電磁ソレノイドバル
ブＳ３は、第３シフトバルブを介して第２変速機部９１
２の高速側及び低速側の制御を行い、又、前記電磁ソレ
ノイドバルブＳ４は、Ｂｏレリーズコントロールバルブ
を介してブレーキＳｏのドレン油圧の制御を行い、前記
電磁ソレノイドバルブＳＬは、ロックアツプリレーバル
ブを介してトルクコンバータ９１０のロックアップクラ
ツヂ９２１の制御をそれぞれ行うようになっている。
このような装置において、前記ＥＣＵ４０は、前記ＥＣ
Ｔコンピュータ５０の変速情報（変速判断、変速指令、
ロックアツプクラッチ係合許可等）を受け、エンジンの
トルクダウンを該エンジンの燃料噴射時期の遅角制御を
実行することによって行うと共に、この制御情報をＥＣ
Ｔコンピュータ５０に出力する。ＥＣＴコンピュータ５
０では、この情報に基づき、ロックアツプクラッチ解放
指令を行ったり、上記制量が確実に行われているか否か
を検査する。
なお、この実施例ではＥＣＵ＝１０とＥＣＴコンピュー
タ５０とを別体とし、且つエンジントルダウンの量とタ
イミングをＥＣｔＪ４０が決定・実行するようにしてい
るが、本発明では制御Ｕ器の個数あるいはその制御分担
領域を限定するものではない。
次に、第５図を用いて本実施例の作用を説明する。
図において、■はフロー制御用のフラグである。
ステップ２０２において車速及びスロットル開度等に応
じて変速判断がなされると、ステップ２０４に進み、そ
の変速の種類が確認される。第１速→第２速であった場
合はステップ２０６に進む。
ステップ２０６においてはブレーキＢ２に油圧を供給す
るために前記電磁ソレノイドバルブＳ３をＯＮとする変
速指令が出される。次いで、ステップ２０８においてエ
ンジン回転速度Ｎｅをモニターし、ステップ２１０にお
いて今回モニタされたエンジン回転速度Ｎｅｉが前回モ
ニタされたエンジン回転速度Ｎ ｅ ＋−＋よりも小さ
いか否かが判断される。これは、ステップ２０６に８３
ける変速指令によって実際の変速が開始されたが否かを
判断づるためのものである。
ステップ２１０における条件が成立したときには、ステ
ップ２１２に進んでエンジントルクの低下指令、即ち着
火時期の遅角指令を行う。この場合の遅角最（変更量）
は、スロットル開度に依存して予め設定される。
ステップ２１２においてエンジンのトルク低下指令を行
った後は、ステップ２１４に８３いてＮｏ−＝Ｎｏｘ：
ｈ＋Ｎ＋を計算づる。ここでＮｏは自動変速機の出力
軸回転速度、ｉ ｈはハイギヤ側のギヤ比、Ｎ１は定数
である。このｉｌ算を行った後ステップ２１６に進み、
エンジン回転速度Ｎ。
がステップ２１４によって計算されたＮｅ −よりも小
さくなった時点において変速の終了を判別する。又、ス
テップ２１８において変速の終了の検出と共にエンジン
トルクの復帰指令が行われ、フラグＴを零にリセットす
る〈ステップ３０６）。
一方、ステップ２０４において変速の種類が第２速→第
３速であったと判断されたときには、ステップ２５０に
進む。ステップ２５０．２５２．２５４についてはステ
ップ２０６．２０８，２１０と同様である。
ステップ２５４において変速開始を検出したときには、
この変速の種類にあっては、エンジンのルク低下指令を
行うことなく（変更量が零）、ブレーキＢｏの調圧開始
指令を出す（ステップ２５６）、このブレーキＢｏの調
圧は、該ブレーキＢＯが急速にドレンされることによっ
て第２変速機部９１２が瞬間的にニュートラルの状態と
なり、出力トルクが変動（低下）するのを防止するため
に行うものであり、前記電磁ソレノイドバルブＳ４とこ
れによって制御されるレリーズコントロールバルブ（第
４図参照）にて制御が行われる。なお、このブレーキＳ
ｏの調圧については、特願昭５９−２１９４５２に詳し
い開示がなされている。
ステップ２５８．２６０は、第１変速機部９１４の変速
終了後検出するた、めのステップであり、前述のステッ
プ２１４．２１６と同様である。この変速終了の検出と
共にステップ２６２においてブレーキＢｏのクイックド
レン指令が出される。
第１変速別部９１４の変速終了時においてブレーキＢｏ
のクイックドレン指令を出力のは、この第２速→第３速
の変速が第１変速機部９１４をハイギレシフトし第２変
速機部９１２をローギャシフトすることによって全体と
してアップシフトの変速を達成するものであり、従って
、第１変速ｄ部９１４の変速終了の後に第２変速懇部９
１２の変速が残存すると、変速終了付近でダウンシフト
感覚が発生づるためである。
ステップ２０４においてその他の変速と判断されたとき
には、その変速の種類に見合ったルーチンが実行されろ
くフローは省略）。この場合エンジントルクを低下ざゼ
る際のＲ色量（変更量）が各ルーチンで個別に定められ
る。
この実施例においては、第１速→第３速の変速と第２速
→第３速の変速とにおいて作用づべき油圧のＲ適値が異
なる問題に対し、第１速−争第３速の変速のときにのみ
エンジントルクを低下させ、結果として同一の作用油圧
でブレーキ８２を係合させても変速ショック、及び耐久
性のいずれの点においても不都合が生じないように配虞
している。
同様な観点において変速の種類がこれら以外の場合であ
っても、エンジントルクの変更量を別個に設定すること
により、各摩擦係合装置に供給される作用油圧が同一で
あっても不都合が生じないようにすることが可能である
。
この場合、どの変速の種類の場合にどの程度のトルク変
更を行うかについては、自動変速別の油圧制御回路の構
成、歯車変速椴栴の構成、組合わせるエンジンの特性等
によって異なるため、各車種毎に個別的に設定されるの
が望ましい。
第６図に上記実施例における変速特性を示づ。
自動変速ｄの入力トルクは第１速→第３速の変速時Ｔｏ
−と第２速→第３速の変速時のＴｏとで異なる（Ｔｏ＜
Ｔｏ−）。従って、第２速→第３速の変速時にＲ適時性
が得られる同図（△）のようなブレーキＢ２油圧特性で
第１速→第３速の変速を行わせると、同図（Ｂ）の実線
で示すように変速時間が大となり（１＋）、ブレーキＢ
２の耐久性が問題となる。
これを回避するため、同図破線のようにブレーキＢ２の
作用油圧を増大させようとした場合、変速ショックが大
きくなると同時に、変速の種類で油圧レベルを変えなけ
ればならず（Ｐ９２と８日２′）、自動変速機の油圧回
路が極めて複雑になりコストアップ、信頼性の低下を招
く。
この実施例においては、同図（Ｂ）の一点鎖線で示づよ
うにエンジントルクを低下させるため、第２速→第３速
の変速時と同一油圧（Ｐｅｚ）でも変速ショックの小さ
な、且つブレーキＢ２の仕事量が過大とならない変速を
）構成することができる。
なお、同図にｄ３いてａ、ａ”は変速指令時、ｂｌｂ−
は実際の変速開始時、Ｃ，Ｃ−はコンピュータの変速開
始の認識時を示している。このＣ，Ｃ′は、同図（△）
でＶよりｏ調圧ｌｌη始時、同図（Ｂンではエンジント
ルク低下指令時に相当づる。又、ｄ、ｄ ′はコンピュ
ータの変速終了認識時であり、同図（Ａ）ではＢｏクイ
ックドレン指令時、同図（Ｂ）ではエンジントルク復帰
指令時に相当づる。
ａ−１ｒ−１ｇ−はそれぞれ変速終了時刻を示している
。
なお、上記実施例においては、変速指令後実質的な変速
が開始される時点を検出するためにエンジン回転速度Ｎ
ｅをモニタするようにしていたが、本発明においてはエ
ンジントルクの開始条件成立の検出方法を限定するもの
ではない。又、同様にエンジントルクの復帰条件成立の
検出方法を限定するものでもない。
又、本発明にあっては、変速中にエンジントルクの変更
を行うこと、又その際にエンジントルクの変更量が、少
なくとも変速の種類に依存して設定されることをその要
旨とするものであり変更量を決定する際に、変速の種類
の他に例えばスロットル開度、中速、自動変速段の油温
、パターンセレクトスイッチのセレク１〜位ｉ？！？答
を更に４朦してＩ：Ｉｌ調整することを妨げるものでは
ない。
更に、上記実施例においては、３又は２の変速段を有す
る第１変速機部及び第２変速殿部のみを而えた自動変速
機が示されていたが、本発明においては、変速ａ部の数
あるいは各変速機部の変速段数を限定づるものではない
。又、それぞれの変速機部は必ずしも全部が変速段を自
動的に切換え得るものである必要はなく、一部にマニュ
アルで操作づるものが混じっていてもよい。[Prior art 1] In an automatic transmission for a vehicle, as the number of gears achieved increases, the amount of fluctuation in engine rotational speed during gear shifting decreases, so I! j) The amount of energy absorbed by the frictional engagement device is reduced, and the durability of the frictional engagement device can be improved, and torque fluctuations (shift shock) during gear shifting can be reduced. Conventionally, with the aim of increasing the number of gears that can be achieved, and in order to reduce the design changes to existing automatic transmissions and achieve manufacturing advantages, it has been necessary to change the speed at least in relation to the engine load. Based on the existing automatic transmission mechanism that can automatically change gears, this is the first gear shift part, and the first gear shift part automatically switches between the low speed side and the high speed side independently of the first transmission part. (There is an automatic transmission that achieves a large number of gears by arranging the second gear shift part in series on the power transmission system. For example, there is an overdrive as a high gear and an overdrive as a low gear. An overdrive device (0/D) in which a non-A-bar drive (a non-overdrive is, for example, a reduction ratio of 1) is automatically switched is connected to a second transmission (as a ring part on the input side of the first transmission part, Alternatively, in the case of an automatic transmission connected in series on the output side, the first transmission section and the second transmission section are shifted simultaneously or alternately as shown in section A of Fig. 3 to achieve six forward gears. Multi-speed shifting can be achieved (
For example, JP-A-57-37140). By increasing the number of gears achieved in this way,
As mentioned above, it is possible to improve the durability of the frictional engagement device and reduce shift shock during gear shifting, and
Since no excessive load is placed on the engine, good results can be obtained in terms of fuel efficiency and power performance. [Problems to be Solved by the Invention] However, in an automatic transmission system that achieves multi-speed shifting by shifting the first transmission section and the second transmission section simultaneously or alternately, However, it is not possible to simply change the hydraulic pressure acting on the frictional engagement device of each gear shift depending on the throttle opening, etc., as is generally done. There was a problem in that it was difficult to obtain good shifting characteristics. There are two main reasons for this. One of them is, for example, when the first gear shift section shifts to a high gear,
There is a difference between a case where the second transmission section shifts to a low gear resulting in an upshift as a whole due to automatic shift compensation, and a case where the first transmission section alone automatically shifts the gear (the entire gear upshifts). Even if the II friction engagement device of the first transmission section is the same and the engine load (throttle opening) etc. at that time is the same, the optimal value of the engagement force of this friction engagement device is The reason for this is, for example, by comparing the engagement force of brake B2 (see Figure 3) that is engaged when shifting from 2nd gear to 3rd gear and from 1st gear to 3rd gear. First, the input torque of the automatic transmission Iso before shifting is larger in 1st gear than in 2nd gear, and the ratio of front and rear gear ratios (gear ratio) is higher from 1st gear to 3rd gear. 2nd speed →
It is larger than 3rd gear. Furthermore, since the second transmission section shifts to low gear A7 during engagement from 2nd gear to 3rd gear, various conditions such as the small amount of work of brake B2 to reduce engine system inertia. This is because there are differences. As a result, the maximum TAvi of the engagement force naturally differs, and therefore the optimal value of the hydraulic pressure to be applied also differs. Next, another reason is as clear from Figure 3.
For example, when shifting from the 1st gear to the 2nd gear, or from the 5th gear to the 6th gear, the first gear remains the same and the second gear (high gear shift of the ring part) is automatically shifted. This realizes an upshift of the entire gearshift, but in this case,
As schematically shown in Fig. 7, since the gear ratio on the first gear d side is larger in the former gear, the same gear ratio is used in the friction engagement device on the second gear (Song) Iku part side. When a shock occurs, the shift shock on the former side is increased accordingly and is reflected on the output side. In such a case, for example, in order to avoid a large shift shock, it is possible to keep the overall working oil pressure low during shifts where a stronger shift shock occurs, so that the hydraulic pressure is lower than necessary when the shift shock is less of a problem. As a result, the oil pressure is lowered, and it takes an excessively long time to shift gears, which should be possible in a short time without any problems. Long time to engage in general! ) is not preferable because it will reduce the durability of the frictional engagement device accordingly. Attempting to solve these problems with a hydraulic control system for automatic transmission would result in an extremely complex configuration, resulting in problems in cost and reliability. Furthermore, it becomes difficult to adapt the system to various engines having different torque characteristics, resulting in a lack of versatility. (Object of the Invention) The present invention has been made in view of the above-mentioned conventional problems, and the present invention has been made in view of the above-mentioned conventional problems. The purpose of the present invention is to provide a shift control method for an automatic transmission for a vehicle that can achieve both good shift characteristics and good durability during all gear changes even in a vehicle. [Problems] [Means for Solving the Problem] The present invention provides a shift system for each transmission section that includes at least two transmission sections capable of switching two or more gear stages, and that includes a mode in which two or more of these transmission gears are simultaneously shifted. In a shift control method for an automatic transmission for a vehicle that achieves multi-stage shifting of the entire automatic transmission fold by combination, as shown in FIG. The above object is achieved by including a procedure for determining the amount of change in engine torque depending on the speed of the transmission, and a procedure for changing the engine torque during gear shifting by the determined amount of change. In addition, including the description in the claims, the above-mentioned "F change amount" includes the concept that this is "0j" depending on the type of shift. [Function 1] In the present invention, the engine torque is changed during gear shifting, and the amount of change in the engine torque is changed at least according to the type of gear shifting, so that the hydraulic control system can be changed almost without changing the hydraulic control system. It becomes possible to obtain characteristics such that the shift shock is small in all types of shift, and an excessive load is not placed on the frictional engagement device. Furthermore, the present invention can be easily applied to various engines having different engine torques. In addition, in changing the engine torque, known means such as retarding the fuel injection timing, cutting the fuel supply, etc. can be employed. [Examples] Examples of the present invention will be described in detail below with reference to the drawings. FIG. 2 is an overall schematic diagram of an automatic transmission system combined with an intake air single sensing type electronic fuel injection engine for use during dispatch, to which the present invention is applied. Air taken in from the air cleaner 10 is sent to the air 70-meter 12, throttle valve 14, surge tank 16, and intake manifold 18 in sequence. This air is mixed with fuel injected from an injector 22 near the intake boat 20, and is further sent to the combustion nozzle 26Δ of the engine body 26 via the intake valve 24. When the air-fuel mixture is combusted in the combustion chamber 26, the generated exhaust gas is discharged to the atmosphere through the exhaust valve 28, the exhaust boat 30, the exhaust manifold 32, and the exhaust pipe 34. The air flow meter 12 is provided with an intake air temperature sensor 100 for detecting the air intake air temperature. The throttle valve 14 rotates in response to an accelerator pedal (not shown) provided at the driver's seat. This throttle valve 14 is provided with a throttle sensor 102 for detecting its opening degree. Further, the engine main body 26
A water bubble sensor 104 for detecting engine cooling water temperature is installed in the cylinder block 26B, and an 02 sensor 106 for detecting the oxygen density flowing into the collecting part of the exhaust manifold 32 is installed in the collecting part of the exhaust manifold 32. has been installed. Further, the destroyer 38 having a shaft rotated by the crankshaft of the engine body 26 is provided with a crank angle sensor 108 for detecting a crank angle from the rotation of the shaft. Further, the automatic transmission camera is provided with a vehicle speed sensor 110 for detecting the vehicle speed from the rotational speed of the output shaft, and a shift position sensor 112 for detecting the shift position. Each of these sensors ioo, 102.104.106.1
The output of 08.110.112 is input to an engine computer (hereinafter referred to as ECU) 40. E-CU
40 'C'' calculates i411 injection!l) 1 ton using input signals from each sensor as parameters, and controls the injector 22 to inject fuel for a predetermined time corresponding to the fuel injection amount 1311-!l Note that an idle rotation control valve <l5CV is included in the circuit that communicates the upstream of the throttle valve 14 and the surge tank 16.
) 42 is provided, and the idle rotation speed is set to N, 11 fil by a signal from the ECU 40. On the other hand, the transmission section of the automatic transmission in this embodiment includes a torque converter 910 and a second transmission section 9.
12, and a first gear shift section 914 with three forward speeds and one reverse speed. The torque converter 910 includes a pump 916, a turbine 918, a stator 920, and a lock-up clutch 9.
These are well-known ones including 21. Pump 916 is coupled to engine crankshaft 922 and turbine 918 is coupled to turbine shaft 924. The turbine shaft 924 is
It is the output shaft of the torque comparator 9910 and also serves as the input shaft of the second speed change section 912.
It is connected to the carrier 926 of the planetary omega wheel device at 12. In the second gear shift section 912, a planetary binion 928 is rotatably supported by this carrier 926.
is meshed with sun gear 930 and ring gear 934. Also, between Sangi ψ930 and carrier 926,
J3 is provided with a clutch Co and a one-way clutch Fo.
Furthermore, a brake Bo is provided between the sun gear 930 and the housing boot 1u that surrounds the second transmission section 912. The ring gear 934 of the second transmission section 912 is connected to the input f* 936 of the first transmission section 914, and a clutch C1 is provided between the input shaft 936 and the intermediate shaft 938. . The first transmission section 914 is provided with two rows of planetary gears, one on the front side and the other on the rear side. The front planetary gear device has a sun gear shaft 94 that is common to the front and rear sides.
0, a planetary binion 944 that meshes with the similar sun gear 942, a key A7 7946 that rotatably supports the planetary binion 244, and a ring gear ψ that meshes with the planetary binion 944.
948. Further, the rear planetary gear device includes a planetary pinion 950 that meshes with the sun gear 942, a carrier 952 that rotatably supports the planetary pinion 950, and a ring gear 954 that meshes with the planetary pinion 950. has been done. A clutch C2 is provided between the input shaft 936 and the sun gear shaft 940. First, a ring gear 948 in the front planetary gear device is connected to the intermediate shaft 938. Furthermore, the front side)! The carrier 946 in the i2 leg gear device is connected to a ring gear 954 that is connected to the rear planetary gear device.
46 and a ring gear 954 are connected to an output shaft 956. Also, the carrier 95 in the planetary gear device on the rear side
A brake B3 and a one-way clutch F2 are provided between the housing Hu and the housing Hu. Furthermore, a brake B2 is provided at the gate between the sun gear shaft 9710 and the housing 1u via a one-way clutch F+, and a brake B1 is provided between the sun gear shaft 940 and the housing Hu. . This automatic transmission is equipped with a transmission section as described above, and includes a throttle sensor 102 that detects the throttle opening that reflects the load condition of the engine body 26, and a Tp speed sensor 110 that detects the vehicle speed. The central processing unit (ECU) 40 to which the signal is input drives and controls the electromagnetic solenoid valves 81 to S4 and SL in the hydraulic control circuit 60 according to a preset shift pattern, as shown in part B of FIG. The gear change control is performed by combining the couplings of each clutch, brake, etc. In addition, in FIG. 3, the ○ mark indicates the operating state of deafness, the Δ mark indicates that the operating state is only during driving, and the X mark indicates that the operating state is only when the engine brake is used. As shown in FIG. 4, the electromagnetic solenoid valves S1 and S2 control the speed change of the first transmission section 914 via the first and second shift valves, and the electromagnetic solenoid valve S3 controls the third shift. The second transmission section 91 via the valve
The electromagnetic solenoid valve S4 controls the drain oil pressure of the brake So via the Bo release control valve, and the electromagnetic solenoid valve SL controls the lock-up relay valve. The lock-up clutch 921 of the torque converter 910 is controlled through the respective lock-up clutches 921 of the torque converter 910. In such a device, the ECU 40
Shift information of the T computer 50 (shift judgment, shift command,
lock-up clutch engagement permission, etc.), the engine torque is reduced by executing retard control of the fuel injection timing of the engine, and this control information is transmitted to the EC.
Output to T computer 50. ECT computer 5
At 0, based on this information, a lock-up clutch release command is issued and it is checked whether the above-mentioned control is being performed reliably. In this embodiment, the ECU=10 and the ECT computer 50 are separate units, and the ECtJ40 determines and executes the amount and timing of engine torque down, but in the present invention, the number of control units or its This does not limit the control sharing area. Next, the operation of this embodiment will be explained using FIG. 5. In the figure, ■ is a flag for flow control. When a shift is determined in step 202 based on the vehicle speed, throttle opening, etc., the process proceeds to step 204, where the type of shift is confirmed. If the shift is from 1st speed to 2nd speed, the process advances to step 206. In step 206, a shift command is issued to turn on the electromagnetic solenoid valve S3 in order to supply hydraulic pressure to the brake B2. Next, in step 208, the engine rotation speed Ne is monitored, and in step 210, it is determined whether the currently monitored engine rotation speed Nei is smaller than the previously monitored engine rotation speed N e +-+. This is 83 in step 206.
This is to determine whether or not an actual gear shift has been started by the gear shift command given. When the conditions in step 210 are satisfied, the process proceeds to step 212, where a command to reduce the engine torque, that is, a command to retard the ignition timing, is issued. Maximum retardation (change amount) in this case
is preset depending on the throttle opening. After issuing the engine torque reduction command in step 212, the process proceeds to step 214 (83) and No-=Nox:
Calculate h+N+. Here, No is the output shaft rotation speed of the automatic transmission, ih is the gear ratio on the high gear side, and N1 is a constant. After performing this il calculation, proceed to step 216,
Engine rotation speed N. At the point in time when Ne - calculated in step 214 becomes smaller, the end of the shift is determined. Further, in step 218, the end of the shift is detected and a command to restore the engine torque is issued, and the flag T is reset to zero (step 306). On the other hand, if it is determined in step 204 that the type of shift is from second speed to third speed, the process proceeds to step 250. Steps 250, 252, and 254 are similar to steps 206, 208, and 210. When the start of gear shifting is detected in step 254,
In this type of shift, a command to start adjusting the pressure of the brake Bo is issued (step 256) without issuing a command to reduce the engine torque (the amount of change is zero). This is done to prevent the second transmission section 912 from instantaneously entering a neutral state due to the rapid draining of the solenoid valve S4, thereby preventing the output torque from fluctuating (decreasing). Control is performed by a controlled release control valve (see FIG. 4). In addition, this brake S
Regarding the pressure regulation of o, detailed disclosure is made in Japanese Patent Application No. 59-219452. Steps 258 and 260 are steps for detecting after the shift of the first transmission section 914 is completed, and are similar to steps 214 and 216 described above. Upon detection of the end of the shift, a quick drain command for the brake Bo is issued in step 262. Brake Bo at the end of the shift of the first shift separate section 914
The reason for outputting the quick drain command is that this shift from second speed to third speed achieves an overall upshift by shifting the first transmission section 914 to high gear and shifting the second transmission section 912 to low gear. Therefore, after the first shift section d 914 completes the shift, the second shift section 914
This is because if the 12th shift remains, a downshift feeling will occur near the end of the shift. If it is determined in step 204 that it is another type of gear change, a routine appropriate for the type of gear change is executed (the flow is omitted). In this case, the R color amount (change amount) when the engine torque is reduced is individually determined for each routine. In this embodiment, in order to solve the problem that the appropriate R value of the hydraulic pressure that should be applied differs between the shift from 1st gear to 3rd gear and the shift from 2nd gear to 3rd gear, the difference between 1st gear and 3rd gear is solved. Even if the engine torque is reduced only during gear shifting, and the brake 82 is engaged with the same working oil pressure, no disadvantages will occur in terms of gear shifting shock or durability. From a similar point of view, even if the type of speed change is other than these, setting the amount of engine torque change separately may cause inconvenience even if the working oil pressure supplied to each friction engagement device is the same. It is possible to avoid this. In this case, the amount of torque change to be made for which type of gearshift differs depending on the configuration of the hydraulic control circuit for each automatic gearshift, the configuration of the gearshift mechanism, the characteristics of the engine to be combined, etc. It is preferable to set it individually for each. FIG. 6 shows the speed change characteristics in the above embodiment. The input torque for automatic gear shift d is To when shifting from 1st gear to 3rd gear.
- and To when shifting from 2nd gear to 3rd gear (To<
To-). Therefore, if the shift from 1st speed to 3rd speed is performed using the brake B2 hydraulic characteristics as shown in the same figure (△), which provides R timeliness when changing from 2nd speed to 3rd speed, As shown by the solid line, the shift time becomes longer (1+), and the brake B
2. Durability is an issue. In order to avoid this, if you try to increase the working oil pressure of brake B2 as shown by the broken line in the same figure, the shift shock will increase and at the same time you will have to change the oil pressure level depending on the type of shift (P92 and 8th ') The hydraulic circuit of the automatic transmission becomes extremely complex, leading to increased costs and decreased reliability. In this embodiment, in order to reduce the engine torque as shown by the dashed line in FIG. It is possible to configure a speed change in which the amount of work of B2 is not excessive. In addition, in the same figure, d3, a, a'' are blb-
indicates the time when the actual shift starts, and C and C- indicate when the computer recognizes the start of the shift. These C and C' are shown in the same figure (△)
At the start of o pressure adjustment from V, the same figure (in B, this corresponds to the engine torque reduction command. Also, d and d' are when the computer recognizes the end of the shift, and in the same figure (A), the Bo quick drain command is issued. In the figure (B), the time corresponds to the time when the engine torque return command is issued. A-1r-1g- respectively indicate the shift end times. In the above embodiment, the actual shift is started after the shift command. In order to detect the point in time when the engine rotation speed N
Although e is monitored, the present invention does not limit the method of detecting the establishment of the engine torque starting condition. Similarly, the method for detecting whether the engine torque return condition is satisfied is not limited. Further, the gist of the present invention is to change the engine torque during gear shifting, and at that time, the amount of change in engine torque is set depending on at least the type of gear shifting. Yes, when determining the amount of change, in addition to the type of gear change, for example, throttle opening, medium speed, oil temperature in automatic gear, pattern select switch selection 1 to i? ! ? This does not preclude adjusting the I:Il by further adjusting the answer. Further, in the above embodiment, an automatic transmission was shown that had only a first transmission part and a second transmission part having three or two gear stages, but in the present invention, the transmission part a of the transmission part a is There is no limit to the number or the number of gear stages of each transmission section. In addition, it is not necessary that all of the transmission sections are capable of automatically changing gears, and some of them may be manually operated.
【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]
第１図は、本発明の要旨を示す流れ図、第２図は、本発
明に係る車両用自動用変速搬の変速制御方法が適用され
た吸入空気量感知式の自動車用電子燃料噴射制御エンジ
ンと組合わされた自動変速礪の全体スケルトン図、第３
図は、上記装置における摩擦係合装置の係合・組合わせ
状態を示Ｖ線図、第４図は、同じく入出力系及び電磁ソ
レノイドバルブの制御系を示すためのブロック図、第５
図は本発明の実施例を示す要部流れ図、第６図は、上記
実施例における変速過渡特性線図、第７図は変速の種類
によって変速ショックが異なることを示すための線図で
ある。
２６・・・エンジン本体、
９１２・・・第２変速磯部、
９１４・・・第１変速磯部、
４０・・・エンジンコンピュータ、
５０・・・ＥＣＴコンピュータ。
第１図FIG. 1 is a flowchart showing the gist of the present invention, and FIG. 2 shows an intake air amount sensing type automotive electronic fuel injection control engine to which the automatic vehicle variable speed change control method according to the present invention is applied. Overall skeleton diagram of the combined automatic transmission gearbox, Part 3
The figure is a V diagram showing the engagement and combination state of the frictional engagement device in the above device, FIG. 4 is a block diagram similarly showing the input/output system and the control system of the electromagnetic solenoid valve, and FIG.
6 is a flowchart of essential parts showing an embodiment of the present invention, FIG. 6 is a shift transient characteristic diagram in the above embodiment, and FIG. 7 is a diagram showing that shift shock varies depending on the type of shift. 26... Engine main body, 912... Second gear shift Isobe, 914... First gearshift Isobe, 40... Engine computer, 50... ECT computer. Figure 1