用于车辆的控制装置的制作方法

本发明涉及一种用于车辆的控制装置，所述车辆设置有变速器，所述变速器包括第一接合机构和第二接合机构，所述第一接合机构通过啮合来传递转矩，所述第二接合机构能够改变传递转矩容量。

背景技术：

日本专利申请公报No.2002-174335(JP 2002-174335 A)公开了一种用于变速器的控制装置，所述控制装置构造成改变从发动机输出的转矩并且将改变后的转矩传递到驱动轮。所述变速器设置有转矩经由牙嵌式离合器从输入轴传递到输出轴的动力传递路径，以及转矩经由摩擦式离合器从输入轴传递到输出轴的动力传递路径。因此，由于摩擦式离合器的传递转矩容量增大，所以作用在牙嵌式离合器上的转矩逐渐减小，并且因此，在释放牙嵌式离合器的情况下，在摩擦式离合器的传递转矩容量增加到一定程度之后，开始释放牙嵌式离合器。

通过使用在摩擦式离合器的传递转矩容量开始增大之后所经过的时长可以确定开始释放牙嵌式离合器的时机。然而，摩擦式离合器、牙嵌式离合器或控制这些构件的装置具有不可避免的不规则性。因此，在摩擦式离合器的传递转矩容量开始增大之后达到牙嵌式离合器可以释放的状态所花费的时长也具有不可避免的不规则性。因此，当基于在摩擦式离合器的传递转矩容量开始增大之后的时长来确定开始释放牙嵌式离合器的时机时，在某些情况下，转矩继续作用在牙嵌式离合器上，并且不能确保释放牙嵌式离合器。因此，JP 2002-174335 A中公开的变速器控制装置构造成检测摩擦式离合器的传递转矩容量，并且基于所检测到的传递转矩容量来确定是否释放牙嵌式离合器。

如JP 2002-174335 A中所公开的那样，在构造成在由牙嵌式离合器接合所设定的在变速器档位和由摩擦式离合器接合所设定的变速器档位之间实施切换的变速器中，可以通过增大摩擦式离合器的传递转矩容量来减小作用在牙嵌式离合器上的转矩。因此，当摩擦式离合器的传递转矩容量增大到预定值时，没有转矩作用在牙嵌式离合器上。当摩擦式离合器的传递转矩容量进一步增大时，随着牙嵌式离合器的啮合的反转，转矩被传递。当如上所述牙嵌式离合器的啮合由于摩擦式离合器的传递转矩容量增大而反转时，转矩传递到牙嵌式离合器。

技术实现要素：

当摩擦式离合器的传递转矩容量增大到使牙嵌式离合器的啮合反转的程度时，传递到输出构件的转矩可能会减小。因此，在构造成通过增大摩擦式离合器的传递转矩容量使得牙嵌式离合器的啮合反转来实施换档的变速器控制装置中，在换档期间传递到输出构件的转矩可能会减小。本发明提供了一种用于车辆的控制装置，所述控制装置能够在释放啮合型接合机构期间抑制驱动力减小。

根据本发明的一个方面，提供一种用于车辆的控制装置。所述车辆包括变速器和发动机，所述发动机构造成输入转矩到变速器。所述变速器具有多个变速器档位，并且包括第一接合机构和第二接合机构。所述第一接合机构包括第一构件和第二构件。所述第一构件设置有第一犬齿。所述第一犬齿包括第一齿表面和第二齿表面，所述第一齿表面沿圆周方向指向一侧，所述第二齿表面沿圆周方向指向另一侧。所述第二构件设置有第二犬齿。所述第二犬齿包括第三齿表面和第四齿表面，所述第三齿表面面向第一齿表面，所述第四齿表面面向第二齿表面。所述第二构件构造成沿轴向方向移动，使得第二犬齿与第一犬齿相啮合。第一接合机构构造成当第二犬齿与第一犬齿相啮合时在第一构件和第二构件之间传递转矩。第二接合机构包括第三构件和第四构件。第二接合机构构造成在第三构件和第四构件相对于彼此旋转的状态与第三构件和和第四构件相互连接以用于传递转矩的状态之间实施切换。第二接合机构构造成在连接期间改变第三构件和第四构件之间的转矩传递容量。变速器构造成通过接合第一接合机构并且释放第二接合机构来选择多个变速器档位的第一变速器档位。变速器构造成通过释放第一接合机构并且接合第二接合机构来选择传动比低于第一变速器档位的第二变速器档位。变速器构造成当第二接合机构接合时，通过增大第二接合机构的传递转矩容量来反转作用在第一构件或第二构件上的转矩的方向。第一齿表面和第三齿表面是倾斜的表面，使得当设定第二变速器档位时，根据沿着使第一齿表面和第三齿表面相互接触的方向的转矩而产生用于沿轴向方向使第一构件和第二构件相互分离的推力。控制装置包括电子控制单元(ECU)。所述ECU构造成:(a)当设定第二变速器档位时，控制第二接合机构使得第二接合机构的传递转矩容量增大并且产生用于沿轴向方向将第一构件和第二构件相互分离的推力；(b)当第二接合机构的传递转矩容量增大时，计算变速器的输出转矩的减小量；并且(c)通过控制发动机来基于输出转矩的减小量增大由发动机输入到变速器的转矩。

在根据上述方面的控制装置中，ECU可以构造成当设定第二变速器档位时，基于变速器的输入转矩来控制第二接合机构的传递转矩容量。

在根据上述方面的控制装置中，ECU可以构造成当设定第二变速器档位时，计算将第二构件从第一构件分离所需的时长，并且ECU可以构造成基于所获取的时长获得变速器的输出转矩的减小量。

在根据上述方面的控制装置中，第一接合机构可以包括制动机构。

在根据上述方面的控制装置中，第一构件和第二构件可以构造成相对于彼此旋转。第一接合机构可以构造成利用相互啮合的第一犬齿和第二犬齿将第一构件和第二构件相互连接，以用于一体地旋转。

在根据上述方面的控制装置中，第一接合机构可以包括推力产生机构，所述推力产生机构构造成控制用于将第二构件推压到第一构件侧的载荷。推力产生机构可以构造成当设定第二变速器档位时，减小将第二构件推压到第一构件侧的载荷。

在根据上述方面的控制装置中，变速器可以包括第三接合机构，当设定第一变速器档位时以及当设定第二变速器档位时，所述第三接合机构接合。

在根据上述方面的控制装置中，变速器可以包括第一行星齿轮机构和第二行星齿轮机构。第一行星齿轮机构和第二行星齿轮机构中的每个均可以包括至少三个旋转元件。第一接合机构和第二接合机构可以构造成将第一行星齿轮机构和第二行星齿轮机构中的任一个的旋转元件相互连接、或将第一行星齿轮机构和第二行星齿轮机构中的任一个的旋转元件固定。

根据上述方面，变速器设置有第一接合机构和第二接合机构，所述第一接合机构通过允许在第一构件和第二构件中形成的相应的犬齿啮合而将第一构件和第二构件相互连接，以能够传递转矩，所述第二接合机构能够将彼此相对旋转的第三构件和第四构件相互连接以能够传递转矩并且改变传递的转矩的容量。当第一接合机构接合并且第二接合机构释放时，设定第一变速器档位，并且当第一接合机构释放且第二接合机构接合时，设定第二变速器档位，所述第二变速器档位的传动比低于所述第一变速器档位的传动比。此外，通过第二接合机构的传递转矩容量的增加，使作用在第一构件或第二构件上的转矩的方向逐渐反转。因此，当设定第一变速器档位时，作用在第一构件或第二构件上的转矩随着第二接合机构的传递转矩容量的增大而逐渐减小，然后作用在第一构件或第二构件上的转矩的方向反转。此外，第一犬齿的第一齿表面和第二犬齿的第二齿表面相互面向，并且这些齿表面是倾斜的表面，所述倾斜的表面根据沿着使这些齿表面相互接触的方向的转矩产生用于沿轴向方向将第一构件和第二构件相互分离的推力。当设定第二变速器档位时，第二接合机构的传递转矩容量增大，使得作用在第一构件和第二构件之间的转矩变为产生用于沿轴向方向将第一构件和第二构件相互分离的推力的转矩。因此，当控制第二接合机构的传递转矩容量时，可以释放第一接合机构并且可以实施向第二变速器档位的换档。因此，可以简化上面描述的在从第一变速器档位换档至第二变速器档位期间实施的控制。

此外，通过获得在释放第一接合机构期间变速器的输出转矩的减小量并且基于所获得的减小量增大输入到变速器的转矩，来抑制在释放第一接合机构期间从变速器输出的转矩的减小。

此外，通过计算在设定第二变速器档位期间将第二构件从第一构件分离所需的时长并且基于所计算出的时长获得变速器的输出转矩的减小量，可以根据用于释放第一接合机构所需的时长来获得变速器的输出转矩的减小量。因此，即使当用于释放第一接合机构所需的时长被适当地设定时，也能抑制在释放第一接合机构期间驱动力减小。

如果设置有将第二构件推压到第一构件侧的推力产生机构，在不执行从第一变速器档位至第二变速器档位的换档的状态下，即使在由于第一齿表面和第三齿表面相互接触而使得转矩施加到第一齿表面和第三齿表面的情况下，也可以通过使用推力产生机构将第二构件推压到第一构件侧来抑制相应的犬齿的分离。

附图说明

下面将参照附图描述本发明的示例性实施例的特征、优势和技术以及工业意义，在所述附图中，相同的附图标记表示相同的元件，并且其中：

图1是示出了通过根据本发明的控制装置执行的控制的一个示例的流程图；

图2是用于确定施加到第二制动器以便释放活塞的转矩的映射；

图3A是示出了在执行图1中示出的控制期间，每个制动器的传递转矩和输入轴的转矩如何变化的时间图；

图3B是示出了在执行图1中示出的控制期间，输入轴的转速和从变速器输出的转矩如何变化的时间图；

图4是示出了根据本发明的设置有每个接合机构的变速器的构造的一个示例的概略图；

图5是示出了当设定每个变速器档位时，哪个接合机构被接合的接合表；

图6是示出了变速器的每个旋转元件的操作状态的列线图；并且

图7是用于示出第二制动器的构造的一个示例的剖视图。

具体实施方式

本发明涉及一种用于变速器的控制装置，所述变速器设置有第一接合机构和第二接合机构，所述第一接合机构采用犬齿式啮合(dog teeth meshing)将两个构件相互连接以能够传递转矩，所述第二接合机构能够将两个构件(所述两个构件布置为能够相对旋转)相互接合以能够传递转矩和改变所传递的转矩的容量。图4示出了具有拥有上述构造的每个接合机构的变速器的构造的一个示例。图4中示出的安装在车辆上的变速器具有已知的双小齿轮型行星齿轮机构(下文中称作第一行星齿轮机构1)和拉维列奥克斯式行星齿轮机构(下文中称作第二行星齿轮机构2)。这种变速器经由液力变矩器(未示出)连接到作为驱动力源的发动机3的输出轴4，并且构造成在改变输入转矩和转速后输出转矩。更具体地，这种变速器构造成能够设定前进第一档到前进第八档的变速器档位、和倒退第一档以及倒退第二档的变速器档位，并且构造成根据发动机3的目标转速、所需的驱动力等来设定上述变速器档位中的任一个。这些行星齿轮机构相当于属于实施本发明的情况的第一行星齿轮机构和第二行星齿轮机构。

将详细描述图4中示出的所述变速器的构造。第一行星齿轮机构1由以下部件构成：第一太阳轮6，所述太阳轮6连接到例如外壳的固定部分5；第一内部小齿轮7，所述第一内部小齿轮7与第一太阳轮6相啮合；第一外部小齿轮8，所述第一外部小齿轮8与第一内部小齿轮7相啮合；第一齿圈9，所述第一齿圈9与第一外部小齿轮8相啮合；和第一托架11，所述第一托架11连接到输入轴10，并且以使第一内部小齿轮7和第一外部小齿轮8能够自转和公转的方式保持第一内部小齿轮7和第一外部小齿轮8。换言之，第一行星齿轮机构1是具有三个旋转元件的差动机构，并且构造成在发动机3输出驱动力时，使第一托架11起输入元件的作用，使第一太阳轮6起反作用力元件的作用，并且使第一齿圈9起输出元件的作用。此外，第一行星齿轮机构1起减速器的作用。

图4中示出的第二行星齿轮机构2由以下部件构成：第二太阳轮12和第三太阳轮13，所述第二太阳轮12和第三太阳轮13与输入轴10同心地布置；第二内部小齿轮14，所述第二内部小齿轮14与第三太阳轮13相啮合；第二外部小齿轮15，所述第二外部小齿轮15与第二内部小齿轮14和第二太阳轮12相啮合；第二托架16，所述第二托架16以使第二内部小齿轮14和第二外部小齿轮15能够自转和公转的方式保持第二内部小齿轮14和第二外部小齿轮15；和第二齿圈17，所述第二齿圈17与第二外部小齿轮15相啮合。换言之，第二行星齿轮机构2构造成具有单小齿轮型行星齿轮机构和双小齿轮型行星齿轮机构的第二托架16和第二齿圈17两者，并且构造成为具有以下四个旋转元件的差动机构：第二太阳轮12、第三太阳轮13、第二托架16、和第二齿圈17。

此外，还布置有制动器和多个离合器，所述多个离合器用于在上述第一行星齿轮机构1的相应的旋转元件和第二行星齿轮机构2的相应的旋转元件之间选择性地接合，所述制动器用于停止旋转元件中的任一个。具体地，第一离合器C1布置为将第一齿圈9和第三太阳轮13相互连接，第二离合器C2布置为将输入轴10或第一托架11与第二托架16相互连接，第三离合器C3布置为将第一齿圈9和第二太阳轮12相互连接，第四离合器C4布置为将第一托架11和第二太阳轮12相互连接。所述离合器C1、C2、C3、C4中的每个均构造成能够基于液动执行器、电磁执行器等的控制量来改变传递转矩容量。在下面的描述中，作为一个示例，将描述摩擦式离合器，所述摩擦式离合器构造成通过使用摩擦力来传递转矩，并且根据供应到液动执行器的液压来改变传递转矩容量。

此外，第一制动器B1布置为通过将固定部分5(例如外壳)和第二太阳轮12相互连接来停止第二太阳轮12。同样地，第二制动器B2布置为通过将固定部分5和第二托架16相互连接来停止第二托架16。在图4中示出的示例中，摩擦式制动器构成第一制动器B1，并且第二制动器B2构造成当第二托架16和固定部分5相互啮合时停止第二托架16，其中，所述摩擦式制动器能够通过改变摩擦力(即，通过改变传递转矩容量)来控制作用在第二太阳轮12上的摩擦力。第二制动器B2相当于属于实施本发明的情况的第一接合机构。

还布置有电子控制单元(下文中称作ECU 18)以便控制发动机3、每个接合装置等。所述ECU 18如公知的那样构造成具有作为主要部件的微型计算机，并且构造成基于从传感器(未示出)输入的信号、预先存储的映射、预先存储的算术表达式等确定将被输出到发动机3或相应的接合装置的信号，并且将所确定的信号输出到发动机3和相应的接合装置。作为上述信号的一个示例，车速的信号和加速器开度的信号被输入到ECU 18中，所述车速的信号由车速传感器检测，所述加速器开度的信号由加速器开度传感器检测。众所周知，通过使用车速和加速器开度作为参数而预先准备的换档图被存储在ECU 18中，并且通过使用输入的信号和换档图来确定变速器档位。然后，信号被输出到上述相应的离合器和相应的制动器，以便获得所确定的变速器档位。在这种情况下，根据多种条件来控制摩擦式离合器、摩擦式制动器等的传递转矩容量，以便例如抑制切换变速器档位时所导致的冲击。

图5中的接合表示出了当设定每个变速器档位时，哪个接合机构被接合。图5中的“o”表示离合器或制动器接合的状态，并且“-”表示离合器或制动器释放的状态。如图5中所示，当第一离合器C1和第二制动器B2接合时，设定前进第一档，当第一离合器C1和第一制动器B1接合时，设定前进第二档，当第一离合器C1和第三离合器C3接合时，设定前进第三档，当第一离合器C1和第四离合器C4接合时，设定前进第四档，当第一离合器C1和第二离合器C2接合时，设定前进第五档，当第二离合器C2和第四离合器C4接合时，设定前进第六档，当第二离合器C2和第三离合器C3接合时，设定前进第七档，并且当第二离合器C2和第一制动器B1接合时，设定前进第八档。此外，当第二制动器B2和第三离合器C3接合时，设定倒退第一档，并且当第二制动器B2和第四离合器C4接合时，设定倒退第二档。当设定前进第六档时，传动比是“1”，当设定前进第一档至前进第五档的变速器档位中的任一档位时，传动比大于“1”，并且当设定前进第七档或前进第八档时，传动比小于“1”。前进第一档相当于属于实施本发明的情况的第一变速器档位，前进第二档相当于属于实施本发明的情况的第二变速器档位，第一制动器B1相当于属于实施本发明的情况的第二接合机构，第一离合器C1相当于属于实施本发明的情况的第三接合机构。

图6是示出了在各个变速器档位每个旋转元件的操作状态的列线图。图6中的竖轴表示每个旋转元件的转速，并且，输入到变速器的转速被示出为恒定的。在下面的描述中，每个旋转元件的旋转方向与发动机3的旋转方向相同的情况称作正旋转，并且每个旋转元件的旋转方向与发动机3的旋转方向相反的情况称作负旋转。此外，作用为在负旋转期间降低转速的转矩或作用为在正旋转期间增大转速的转矩称作正转矩，并且作用为在正旋转期间降低转速的转矩或作用为在负旋转期间增大转速的转矩称作负转矩。因此，在图6中，正旋转是位于“0”上方的一侧，而负旋转是位于“0”下方的一侧，沿向上的方向相对于每个旋转元件起作用的转矩是正转矩，并且沿向下的方向相对于每个旋转元件起作用的转矩是负转矩。

如上所述，第一行星齿轮机构1构造成起减速器的作用，并且构造成放大从发动机3传递出的转矩，然后从第一齿圈9输出经过放大的转矩。此外，第一离合器C1在前进第一档接合。换言之，如上所述，第一齿圈9和第三太阳轮13通过第一离合器C1相互连接。因此，经由第一齿圈9将正转矩从发动机3输入到第三太阳轮13，并且因此第三太阳轮13起第二行星齿轮机构2的输入元件的作用。此外，在前进第一档，第二制动器B2接合以将第二托架16和固定部分5相互连接，并且因此第二托架16的转速保持为“0”。因此，第二托架16起第二行星齿轮机构2的反作用力元件的作用。结果，输入到变速器中的转矩根据变速器的速比被放大，然后从第二齿圈17输出。在从发动机3输出驱动力的同时，负转矩被传递到第二托架16。

第一离合器C1不仅在前进第一档接合，而且还在前进第二档处接合。因此，经由第一齿圈9将正转矩从发动机3输入到第三太阳轮13，并且因此第三太阳轮13起第二行星齿轮机构2的输入元件的作用。在前进第二档，第一制动器B1接合以将第二太阳轮12和固定部分5相互连接，并且因此第二太阳轮12的转速保持为“0”。因此，第二托架16起第二行星齿轮机构2的反作用力元件的作用。结果，输入到变速器中的转矩根据变速器的速比被放大，然后从第二齿圈17输出。

在从以如上所述的方式设定的前进第一档升档至前进第二档期间，第二制动器B2释放并且第一制动器B1接合。如上所述，第二制动器B2构造成通过啮合传递转矩。如上所述的通过啮合来传递转矩的制动器不能控制传递转矩容量。因此，在第二托架16起反作用力元件的同时，较大的转矩施加到第二制动器B2并且较大的摩擦力作用在啮合表面上，因此，在一些情况下，第二制动器B2变得难以被释放。因此，这个变速器控制装置构造成用于使得在第一制动器B1的传递转矩容量被增大而作为前进第一档的反作用力起作用的状态下释放第二制动器B2。换言之，这个变速器控制装置构造成用于当在设定前进第一档的状态下行驶时，减小施加到第二制动器B2的负转矩。

在通过增大第一制动器B1的传递转矩容量以便抑制转矩施加到第二制动器B2、之后释放第二制动器B2、然后增大第一制动器B1的传递转矩容量来执行向前进第二档换档的情况下，有必要确定第二制动器B2是否完全释放。当布置有传感器等以便检测第二制动器B2的完全释放时，装置的尺寸可能会变得更大，或由于例如等待第二制动器B2的释放等因素而导致换档响应性可能降低。此外，由于必须在用于释放第二制动器B2的控制和用于改变第一制动器B1的传递转矩容量的控制之间实施协同控制，所以换档控制可能会变得复杂。

因此，本发明构造成允许通过以下方式增大第一制动器B1的传递转矩容量使得正转矩传递到第二托架16来释放第二制动器B2。图7是用于示出第二制动器B2的构造的示意图。图7中示出的第二制动器B2构造成用于使活塞19和第二托架16相互啮合，所述活塞19与固定部分5键槽接合。具体地，第二托架16的侧表面和活塞19沿轴向方向相互面对地布置，多个第一犬齿20沿圆周方向以预定的间隔形成在第二托架16的朝向活塞19的表面上，并且多个第二犬齿21沿圆周方向以预定的间隔形成在活塞19的朝向第二托架16的表面上，所述第一犬齿20沿轴向方向凸出，所述第二犬齿21沿轴向方向凸出并且与第一犬齿20相啮合。作为环状地形成的构件的活塞19具有与固定部分5的内圆周表面键槽接合的外圆周表面。换言之，活塞19以能够沿轴向方向移动但不能旋转的方式与固定部分5相接合。活塞19相当于属于实施本发明的情况的第二构件。

布置有推力产生机构22以便移动活塞19。在图7中示出的示例中，回位弹簧23和液动执行器24构成了推力产生机构22，所述回位弹簧23施加载荷到活塞19上以使得活塞19从第二托架16分离，所述液动执行器24布置在活塞19的背面(位于与面向第二托架16的表面相对的一侧上的表面)侧以便施加抵抗回位弹簧23的弹簧力的推力。因此，图7中示出的活塞19构造成：当供应到液动执行器24的液压升高时靠近第二托架16，并且相反，当供应到液动执行器24的液压降低时，通过回位弹簧23的弹簧力而从第二托架16分离。

图7中示出的相应的犬齿20、21的齿表面形成为使得当在设定前进第一档的状态下从发动机3传递驱动力时，可以降低供应到液动执行器24的液压，即，当第一犬齿20和第二犬齿21相互接触时，更不容易在活塞19中产生用于从第二托架16分离的推力。具体地，犬齿20、21的在车辆在设定前进第一档的状态下行驶的同时相互接触的侧表面(即，第一犬齿20和第二犬齿21相互面向的齿表面25、26)形成为大体正交于旋转方向。第一犬齿20的齿表面25相当于属于实施本发明的情况的第二齿表面，并且第二犬齿21的齿表面26相当于属于实施本发明的情况的第四齿表面。尽管在图7中的示例中各个齿表面25、26形成为正交于旋转方向，但是如虚线所示的那样，各个齿表面25、26也可以形成为与旋转方向成预定的角度。

在设定前进第一档期间，当第一制动器B1的传递转矩容量开始增大时，传递到第二托架16的负转矩首先减小。此后当第一制动器B1的传递转矩容量进一步增大时，传递到第二托架16的转矩方向反转，以变为正转矩。换言之，第一制动器B1的传递转矩容量的增大致使传递到第二托架16的转矩的方向逐渐地反转。当如上所述传递到第二托架16的转矩的方向反转时，犬齿20、21之间的啮合反转。因此，这个变速器控制装置构造成用于使犬齿20、21之间的啮合反转，并且构造成根据沿着使齿表面27、28相互接触的方向的转矩来产生用于将活塞19从第二托架16分离的推力。具体地，齿表面27、28是倾斜的，并且随着相应的犬齿20、21之间的啮合的反转，倾斜的齿表面27、28相互接触。换言之，沿圆周方向与齿表面25、26朝向相反的齿表面27、28形成为倾斜的。这些齿表面27、28相当于属于实施本发明的情况的第一齿表面和第三齿表面。

下面详细描述齿表面27、28的形状。相应的犬齿20、21形成为使由轴向方向和相应的齿表面27、28形成的角θ超出预定值，即，相应的犬齿20、21构造成用于使根据由于相应的齿表面27、28之间的接触而施加到相应的齿表面27、28的转矩的载荷沿活塞19从第二托架16分离的方向作用在活塞19上。优选地，这个倾角θ被设定为满足下面的表达式的角度。

B-C-μ₁×F>0…(1)

表达式(1)中的B表示当载荷作用在齿表面28上时作用于活塞19上以将活塞19从第二托架16分离的载荷。换言之，可以基于施加到齿表面28的法向力A和倾角θ来计算表达式(1)中的B。具体地，可以按照以下方式计算表达式(1)中的B。下面的等式中的F表示沿旋转方向作用在活塞19上的载荷。

B＝A×sinθ…(2)

A＝F/cosθ…(3)

由于当活塞19沿轴向方向移动时产生摩擦力，所述摩擦力的轴向分量作用在活塞19上。表达式(1)中的C表示摩擦力的轴向分量。因此，可以通过下面的等式来获得C。下面的等式中的μ₂表示相应的犬齿20、21的接触表面的摩擦系数。

C＝μ₂×A×cosθ…(4)

此外，表达式(1)中的“μ₁×F”表示活塞19和固定部分5产生的摩擦力，并且μ₁表示活塞19和固定部分5的接触表面的摩擦系数。

因此，表达式(1)给出了在推力产生机构22不推压活塞19的状态下活塞19可以在转矩施加到相应的齿表面27、28的情况下移动的条件。由于回位弹簧23总是推压活塞19，所以回位弹簧23的弹簧力可以增加到表达式(1)的左手侧。

当第二制动器B2具有上述构造时，可以通过控制由第一制动器B1传递的转矩来允许载荷作用在活塞19上并释放第二制动器B2。具体地，当在设定前进第一档的状态下第一制动器B1的传递转矩容量增大时，第一制动器B1负责对应于传递转矩容量的反作用力转矩。因此，施加到第二制动器B2的转矩逐渐减小。换言之，第一制动器B1和第二制动器B2负责反作用力转矩。当第一制动器B1的传递转矩容量进一步增大时，正转矩传递到第二托架16并且第二制动器B2的啮合方向反转。当第二制动器B2的啮合方向如上所述反转时，齿表面27、28相互接触并且释放第二制动器B2。即使当第二制动器B2的啮合反转时，在第二制动器B2释放之前，每个旋转元件的转速都不改变。因此，第一制动器B1处于滑动状态。此外，虽然在倒车行驶或发动机制动器操作期间载荷施加在第二制动器B2上以释放活塞19，但由于提供有推力产生机构22，所以可以抑制活塞19从第二托架16分离。换言之，不必布置其他摩擦式制动器等。

在如上所述的那样通过向第二制动器B2施加转矩并分离活塞19来释放第二制动器B2的情况下，在施加转矩以释放活塞19的同时，第二托架16保持停止。因此，在第一制动器B1的传递转矩容量增大并且活塞19释放的同时，正转矩传递到第二太阳轮12，并且因此对应于第一制动器B1的传递转矩容量的负转矩传递到第二齿圈17。换言之，从发动机3传递到第二齿圈17的转矩减小。

因此，这个变速器控制装置构造成在向第二制动器B2施加转矩以释放第二制动器B2的同时，通过增大输入到变速器的转矩(更具体地，发动机3的输出转矩)来抑制传递到第二齿圈17的转矩减小。当如上所述仅有输入到变速器中的转矩增加时，发动机3会转速飙升(blown)，并且变得难以施加用于释放第二制动器B2的转矩。因此，这个变速器控制装置构造成根据输入到变速器的转矩的增大，来增大第一制动器B1的传递转矩容量。

具体地，通过使用下面的算术表达式来计算发动机3的输出转矩。首先，众所周知，通过使用用于从前进第一档换档至前进第二档的运动方程，如等式(5)所表示的那样，传递到第二齿圈17的转矩To可以表示为基于传递到输入轴10的转矩(下文中称作涡轮转矩TT)、第一制动器B1的传递转矩Tb1、和第二制动器B2的传递转矩Tb2的函数的形式。同样地，如等式(6)所表示的那样，第二齿圈17的角加速度dω/dt可以表示为基于涡轮转矩TT、第一制动器B1的传递转矩Tb1、和第二制动器B2的传递转矩Tb2的函数的形式。系数α₁、β₁、γ₁、α₂、β₂、和γ₂中的每一个均是基于变速器的结构、惯性等所确定的值。

To＝α₁×TT+β₁×Tb1+γ₁×Tb2…(5)

dω/dt＝α₂×TT+β₂×Tb1+γ₂×Tb2…(6)

当控制第一制动器B1的转矩以使得在设定前进第一档的状态下没有转矩施加到第二制动器B2时，由于等式(5)和等式(6)中的第二制动器B2的传递转矩可以为“0”，所以传递到第二齿圈17的转矩To_org和第二齿圈17的角加速度dω/dt可以表示为等式(7)和等式(8)所示的函数的形式。由于换档在极短的时间段内进行，因此第二齿圈17的转速在换档期间很少改变。因此，等式(8)的值为“0”。

To_org＝α₁×TT_org+β₁×Tb1_org…(7)

dω/dt＝α₂×TT_org+β₂×Tb1_org＝0…(8)

在等式(7)、等式(8)和下面的描述中，第一制动器B1的阻止转矩施加到第二制动器B2的传递转矩称作“Tb1_org”，并且输入到变速器中的转矩称作“TT_org”。

因此，对于等式(8)中的“Tb1_org”，可以求解出用于使第二制动器B2的传递转矩变为“0”所需的第一制动器B1的传递转矩Tb1_org，并且因此如等式(9)所示的那样，所述传递转矩Tb1_org可以表示为“TT_org”的函数的形式。此外，与第一制动器B1的传递转矩Tb1_org类似，如等式(10)所示的那样，在这种情况下传递到第二齿圈17的转矩To_org可以表示为“TT_org”的函数的形式。等式(9)中的“Tb1_org”可以代入等式(7)中。这里，涡轮转矩TT_org是基于发动机3的输出转矩和液力变矩器的变矩系数的值。因此，第一制动器B1的传递转矩Tb1_org和传递到第二齿圈17的转矩To_org可以基于已知的所需的驱动力来确定。

Tb1_org＝-α₂/β₂×TT_org…(9)

To_org＝(α₁-α₂×β₁/β₂)×TT_org…(10)

如上所述的那样，这个变速器控制装置构造成通过施加转矩到第二制动器B2来释放第二制动器B2，并且，这个变速器控制装置构造成输出与由上述从发动机3向第二制动器B2施加转矩而引起的驱动力减小量相对应的转矩，并且根据发动机3的输出转矩确定第一制动器B1的传递转矩。因此，在用于释放第二制动器B2的转矩施加到第二制动器B2的同时，传递到第二齿圈17的转矩和第二齿圈17的角加速度可以表示为等式(11)和等式(12)中示出的函数的形式。由于发动机3的输出转矩被增大以不改变如上所述的驱动力，所以传递到第二齿圈17的转矩的值与等式(7)中的值类似，即，传递到第二齿圈17的转矩等于“To_org”。在下面的描述中，当第二制动器B2释放时由发动机3输出以便补充驱动力减小量的转矩，即，对应于涡轮转矩增量的转矩，将被称作“TT_add”，第一制动器B1的与涡轮转矩增量对应的传递转矩增量将被称作“Tb1_add”，并且传递到第二制动器B2的转矩将被称作“-Tb2_need”。

To_org＝α₁×(TT_org+TT_add)+β₁×(Tb1_org+Tb1_add)+γ₁×(-Tb2_need)…(11)

dω/dt＝α₂×(TT_org+TT_add)+β₂×(Tb1_org+Tb1_add)+γ₂×(-Tb2_need)＝0…(12)

等式(11)中的γ₁×(-Tb2_need)表示传递到第二齿圈17以便减少由于释放第二制动器B2而从发动机3传递到第二齿圈17的转矩的转矩。可以基于在齿表面27、28之间接触后直到相应的犬齿20、21释放所需的时长来计算传递到第二齿圈17的转矩。具体地，如上所述，通过根据施加到第二制动器B2的转矩沿轴向方向推压活塞19来释放第二制动器B2。此外，相应的犬齿20、21之间的啮合部的轴向长度基于设计基础而确定。因此，施加到第二制动器B2的转矩可以基于相应的犬齿20、21之间的啮合部的轴向长度以及直到活塞19移动所需的时长(即，所需的换档响应性)来确定。然后，通过将以这种方式获得的施加到第二制动器B2的转矩和等式(11)中的系数γ₁相结合，可以计算由于释放第二制动器B2而传递到第二齿圈17的负转矩。通过预先准备映射，并且依照所述映射以及直到第二制动器B2释放所花费的时长可以获得作用在第二制动器B2上的转矩，其中，如图2所示，所述映射以直到第二制动器B2释放所花费的时长(更具体地，在开始推压活塞19之后到完全分离所花费的时长)和作用在第二制动器B2上的转矩作为参数。

如上所述，当通过向第二制动器B2施加转矩来释放第二制动器B2时所导致的驱动力的减小被抑制，并且因此，在没有转矩施加到第二制动器B2的状态下传递到第二齿圈17的转矩变得等于当转矩施加到第二制动器B2时传递到第二齿圈17的转矩。换言之，上面的等式(7)和等式(11)彼此相同。因此，从等式(7)和等式(11)得出等式(13)。

α₁×TT_add+β₁×Tb1_add+γ₁×(-Tb2_need)＝0…(13)

同样地，在没有转矩施加到第二制动器B2的状态下的第二齿圈17的角加速度变得等于在转矩施加到第二制动器B2的状态下的第二齿圈17的角加速度。因此，从等式(8)和等式(12)中获得等式(14)。

α₂×TT_add+β₂×Tb1_add+γ₂×(-Tb2_need)＝0…(14)

因此，从等式(13)和等式(14)中，如等式(15)所示的那样，涡轮转矩的增量TT_add可以表示为为了释放第二制动器B2而施加到第二制动器B2的转矩的函数的形式。

TT_add＝(γ₁×β₂-γ₂×β₁)/(α₁×β₂-α₂×β₁)×(-Tb2_need)…(15)

同样地，从等式(13)和等式(14)中，以如等式(16)所示的那样，第一制动器B1的传递转矩增量可以表示为为了释放第二制动器B2而施加到第二制动器B2的转矩的函数的形式。换言之，可以基于传递到第二制动器B2的转矩获得第一制动器B1的传递转矩增量。

Tb1_add＝(γ₁×α₂-γ₂×α₁)/(β₁×α₂-β₂×α₁)×(-Tb2_need)…(16)

通过将在上面的等式(15)中获得的转矩TT_add与基于所需的驱动力而获得的涡轮转矩TT_org相加而获得的值可以是涡轮转矩的目标转矩TT_target。此外，通过将通过使用上面的等式(9)获得的第一制动器B1的传递转矩Tb1_org与通过使用等式(16)获得的第一制动器B1的传递转矩增量Tb1_add相加而获得的值可以是第一制动器B1的目标转矩Tb1_target。等式(17)和等式(18)表示用于计算发动机3的目标转矩TT_target和第一制动器B1的目标转矩Tb1_target的等式。

TT_target＝TT_org+TT_add…(17)

Tb1_target＝Tb1_org+Tb1_add…(18)

下面，将参照图1中示出的流程图描述在具有上述构造的变速器控制装置中由ECU 18执行的控制的一个示例。图1中示出的流程图以预定的时间间隔反复地执行。根据图1中示出的示例，首先确定是否存在从前进第一档换档至前进第二档的请求(步骤S1)。具体地，根据如上所述的车速和加速器开度，确定是否存在从前进第一档换档至前进第二档的请求，或根据变速杆位置、各种切换操作等来确定是否存在换档请求。当在加速器踏板被压下的状态下请求升档时，优选的是提高换档响应性。因此，在加速器踏板被压下的状态下，在车速变得等于或大于预定车速时请求从前进第一档换档至前进第二档的情况下，可以开始这个控制。在不存在从前进第一档换档至前进第二档的请求并且在步骤S1中做出否定的判定的情况下，这个程序即刻暂时终止。

相反，在存在从前进第一档换档至前进第二档的请求并且在步骤S1中做出肯定的判定的情况下，以在上面的等式(18)中获得的值作为目标值增大第一制动器B1的传递转矩容量(步骤S2)，以便减小施加到第二制动器B2的负转矩或向第二制动器B2施加正转矩。

此外，减小控制第二制动器B2的液动执行器24的液压(步骤S3)。换言之，减小作用在活塞19上的推力。具体地，从液动执行器24的液压腔中排出油。在步骤S3中，可以同时控制和减小液压，或可以仅仅是排出油。

此外，在步骤S3之后，以在上面的等式(17)中获得的值作为目标值增大发动机3的输出转矩(步骤S4)，以便当释放第二制动器B2时抑制传递到第二齿圈17的转矩减小。众所周知，可以通过改变节气门开度来增大或减小发动机3的输出转矩。开始步骤S2到步骤S4的顺序并没有特别的限制，并且可以同时开始步骤S2到步骤S4。

当随着如上所述开始从前进第一档向前进第二档换档而增大第一制动器B1的传递转矩容量时，施加到第二制动器B2的负转矩逐渐减小，然后正转矩施加到第二制动器B2。如上所述，当正转矩施加到第二制动器B2时，第二制动器B2释放以用于向惯性相转变。因此，在步骤S4之后，判定是否转变到惯性相(步骤S5)。具体地，判定是否由于当第二制动器B2释放时第二太阳轮12的转速开始降低为接近“0”并且输入轴10的转速开始降低，输入轴10的转速开始改变。这个判定用于通过判定第二制动器B2已经释放来迅速地开始惯性相控制。

在还没有转变到惯性相的情况下，例如，在从开始换档控制之后仅经过了较短的时间段的情况下，在步骤S5中做出否定的判定，并且重复执行步骤S2到步骤S4，直到转变到惯性相。相反，在转变到惯性相并且在步骤S5中做出肯定的判定的情况下，开始惯性相控制(步骤S6)，并且这个程序暂时终止。在惯性相中，第二太阳轮12和输入轴10两者的转速均改变并且没有转矩传递到驱动轮。因此，由于当发动机3的输出高时发动机3转速飙升(blown)，所以发动机3的输出降低。此外，在第一制动器B1的传递转矩容量较小的情况下，转矩不起到降低发动机3转速的作用，并且第一制动器B1的传递转矩容量增加到换档之后所需的传递转矩容量所花费的时长增加。因此，第一制动器B1的传递转矩容量被设定为和换档后所需的传递转矩容量几乎一样高。然后，在发动机转速(输入轴10的转速)降低到基于前进第二档的传动比和车速的转速之后，发动机3的输出增加到与所需的驱动力相对应的值，并且第一制动器B1完全接合而不会滑动。

图3A是示出了在执行图1中示出的控制期间，制动器B1、B2中的每个的传递转矩和输入轴10的转矩如何变化的时间图。图3B是示出了在执行图1中所示的控制期间，输入轴10的转速和从变速器输出的转矩(第二齿圈17的转矩)如何变化的时间图。在图3A中，实线表示第一制动器B1的传递转矩(Tb1)，虚线表示第二制动器B2的传递转矩(Tb2)，并且单点点划线表示输入轴10的转矩(TT)。在图3B中，实线表示输入轴10的转速(Nt)，并且虚线表示第二齿圈17的转矩(To)。此外，在图3A中，在增大驱动力的同时每个制动器B1、B2起反作用力的作用的方向示出为具有正值。换言之，在前进第一档，第二制动器B2起上面描述的反作用力的作用，并且因此值超过“0”。

如图3A中所示，当开始从前进第一档向前进第二档换档时，输入轴10的转矩(发动机3的输出转矩)开始朝向发动机3的输出转矩的目标值(通过使用上面的等式(17)所计算出的值)增大。具体地，在确定换档判定成立之后经过了释放活塞19所需的时长的时间点，发动机3的输出转矩增大而达到通过使用等式(17)计算出的目标值。由于结构的原因，发动机3不能阶梯式地改变转矩。因此，在用于释放第二制动器B2的转矩开始施加到第二制动器B2上之前，输出转矩开始增大。

大体在同一时间，第一制动器B1的传递转矩开始增大并且发动机3的输出转矩开始增大。属于这种情况的第一制动器B1的传递转矩的目标值是通过使用上面的等式(18)计算出的值，并且在确定换档判定成立之后经过了释放活塞19所需的时长的时间点，第一制动器B1的传递转矩开始增大而达到该目标值。这是为了通过增大发动机3的转矩来抑制发动机3的转速飙升(blowing)。根据图3A，发动机3的输出转矩和第一制动器B1的传递转矩成比例地改变。但是，改变的方式并没有特别的限制。

即使当第一制动器B1的传递转矩按照上述方式增大时，由于第二制动器B2还未接合，所以第一制动器B1处于滑动状态。此外，如上所述，当第一制动器B1传递转矩时，发生向转矩相的转变，并且因此，由于第一制动器B1的传递转矩增大，所以传递到第二齿圈17的转矩减小。

当第一制动器B1的传递转矩达到预定大小时(时间t1)，第二制动器B2的传递转矩变为“0”。当第一制动器B1的传递转矩进一步增大而达到目标值，并且发动机3的输出转矩增大而达到目标值时(时间t2)，在第二制动器B2的啮合如上所述改变后，活塞19释放。在这种情况下，发动机3的输出转矩增大，并且因此未发生由第二制动器B2的释放造成的第二齿圈17的输出转矩的减小。

当第二制动器B2如上所述释放时，第一制动器B1滑动并且第一制动器B1的传递转矩容量设定为用于施加用于释放第二制动器B2的转矩。因此，在释放第二制动器B2之后，输入轴10的转速开始迅速降低(时间t3)。换言之，发生了到惯性相的转变。因此，开始惯性相控制，并且在输入轴10的转矩减小的同时，根据输入轴10的转矩来改变第一制动器B1的传递转矩容量从而抑制所述发动机3的转速飙升(blowing)。而且，可以通过改变发动机3中的节气门的开度来改变输入轴10的转矩。根据图3A，第一制动器B1的传递转矩直到时间t2才减小。然而，关键在于可以通过保持输入轴10的转矩和第一制动器B1的传递转矩之间的平衡来抑制所述发动机3的转速飙升，并且因此当输入轴10的转矩增大到超过图3A中的转矩时，第一制动器B1的传递转矩可以维持在与时间t2的传递转矩相同的值。

当输入轴10的转速降低到基于车速和前进第二档的传动比计算出的转速时，输入轴10的转矩被控制为对应于所需的驱动力的转矩，并且第一制动器B1完全接合。根据示出了第一制动器B1的传递转矩的图3A，在换档至前进第二档之后，即使当第一制动器B1的传递转矩容量增大到最大值，第一制动器B1的传递转矩也不改变。

当如上所述通过在第二制动器B2中的活塞19中形成倾斜的表面来增大在换档后设定变速器档位的第一制动器B1的传递转矩容量时，转矩施加到第二制动器B2使得活塞19被释放并且可以释放第二制动器B2。此外，可以在第二制动器B2释放后迅速转变到惯性相。因此，不需要确定施加到第二制动器B2的转矩减小以及确定第二制动器B2释放的时间，因此提高了换档响应性。此外，可以通过控制第一制动器B1的传递转矩容量来释放第二制动器B2，并且因此可以抑制控制复杂性增大，所述复杂性例如为用于释放第二制动器B2的控制和用于改变第一制动器B1的传递转矩容量的控制之间的协同。此外，由于通过推压活塞19的第二托架16来释放第二制动器B2，所以可以提高活塞19移动的速度。因此，可以缩短在第二制动器B2开始释放之后直到第二制动器B2的释放完成所花费的时长。因此，可以进一步提升换档响应性。此外，由于没有布置用于释放第二制动器B2的其他装置，因此可以抑制变速器控制装置的尺寸的增大。

在释放第二制动器B2期间，通过增加发动机3的输出转矩可以抑制传递到第二齿圈17的转矩减小。因此，可以抑制由第二齿圈17的传递转矩的暂时减小所造成的换档冲击。在这种情况下，基于释放第二制动器B2的时长(即，基于施加到第二制动器B2的转矩)来计算发动机3的输出转矩和第一制动器B1的传递转矩。因此，即使当用来释放第二制动器B2所需的时长被适当地设定时，也可以抑制换档冲击的发生。

根据本发明的第一接合机构并不局限于在设定具有最大传动比的变速器档位(前进第一档)期间接合。相反，例如，根据本发明的第一接合机构可以是在设定前进第二档期间接合的接合机构。换言之，图4中的第一制动器B1可以是啮合式制动器，在所述啮合式制动器中，如图7中所示，倾斜的表面形成在犬齿中。在这种情况下，在从前进第二档换档至前进第三档期间，可以通过增大第三离合器C3的传递转矩容量来释放第一制动器B1，从而实施换档操作。

此外，根据本发明的第一接合机构并不局限于起停止旋转构件的作用。相反，根据本发明的第一接合机构可以构造成用作在相对于彼此旋转的构件之间实现连接的所谓的离合器。具体地，如图7中所示的倾斜的表面形成在犬齿中的啮合式离合器可以代替图4中的第一离合器。在上面描述的啮合式离合器取代第一离合器C1的情况下，在从前进第五档换档至前进第六档期间，可以通过增大第四离合器C4的传递转矩容量来施加用于释放第一离合器C1的转矩。

在上面描述的示例中，作为一个示例描述了从前进第一档到前进第二档的升档。然而，本发明还可以应用于换档至高于前进第二档的变速器档位的情况，例如从前进第一档升档至前进第三档和从前进第一档升档至前进第四档。在如上所述执行所谓的越级换档的情况下，在升档至前进第三档期间，可以增大第三离合器C3的传递转矩容量，并且在升档至前进第四档期间，可以增大第四离合器C4的传递转矩容量。

在图7中，作为一个示例示出了如下构造，在所述构造中，犬齿形成在相互面向的第二托架16和活塞19的表面上。然而，如在已知的牙嵌式离合器中那样，固定部分5和旋转构件可以构造成通过在旋转构件的外圆周表面上形成犬齿并且沿轴向方向移动与犬齿相啮合的套筒来相互接合。

此外，根据本发明的变速器并不局限于通过图4中所示的那样使行星齿轮机构的旋转元件相互接合或固定旋转元件中的任一个来设定变速器档位。相反，如JP 2002-174335 A中所描述的那样，变速器可以是具有如下构造的变速器，在所述构造中，多个齿轮以能够相对旋转的方式连接到输入轴，这些齿轮中的任一个和输入轴通过用于设定预定变速器档位的牙嵌式离合器相互接合，并且其他齿轮和输入轴通过用于换档至所需的变速器档位的摩擦式离合器相互接合，其中，该所需的变速器档位的传动比低于所述预定变速器档位的传动比。