CN101086295A - 动力传动系的换档冲击减小装置 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种动力传动系的换档冲击减小装置，该动力传动系采用发动机和自动变速器，在该换档冲击减小装置中，发动机控制器执行发动机扭矩校正，所述发动机扭矩校正用于抵消由于换档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的惯性扭矩，以减小换档冲击。变速控制器包括换档速度校正电路，所述换档速度校正电路用于根据发动机载荷校正所述自动变速器的换档速度，以便有效抑制所产生的惯性扭矩，从而有目的地减小或抑制换档冲击。

Description

动力传动系的换档冲击减小装置

技术领域

本发明涉及采用发动机和自动变速器的动力传动系的换档冲击减小装置，具体涉及自动变速换档冲击减小控制技术的改进，该改进的技术能够减小由换高速档或换低速档过程中产生的正、负惯性扭矩引起的换档冲击。

背景技术

在自动变速器的换档过程中，由于传动比的变化而发生变速输入速度的变化。由于变速输入速度变化而产生的惯性扭矩会造成换档冲击。

当自动变速器从低速侧传动比换高速档到高速侧传动比时，变速输入速度根据传动比的减小而减小。由于变速输入速度减小，所以产生正惯性扭矩(换言之，惯性扭矩释放)，因而发动机扭矩增大与该正惯性扭矩相当的量。这造成具有扭矩上托感(pop-up feeling)的换档冲击。

反之，当自动变速器从高速侧传动比换低速档到低速侧传动比时，变速输入速度根据传动比的增大而增大。由于变速输入速度增大，所以产生负惯性扭矩(换言之，惯性扭矩吸收)，因而发动机扭矩减小相当于该负惯性扭矩的量。这造成具有扭矩下推感(pop-downfeeling)的换档冲击。

近年来，已经提出和开发了各种动力传动系换档冲击减小装置，这些换档冲击减小装置能够减小由换档过程中产生的正、负惯性扭矩引起的换档冲击。在1999年11月2日提交的与美国专利No.5,976,054对应的日本专利临时公开No.11-020512(以下称为JP11-020512)中披露了一种这样的动力传动系换档冲击减小装置。JP11-020512中所披露的换档冲击减小装置是以由发动机和无级变速器(CVT)构成的动力传动系为例进行说明的。具体来说，在JP11-020512所披露的装置中，发动机扭矩得到校正，以便抵消由于CVT换档过程中的变速输入速度变化而产生的惯性扭矩，从而减小换档冲击。

更具体来说，在换高速档过程中，为了抵消由正惯性扭矩(即惯性扭矩释放)引起的具有发动机扭矩上托感的换档冲击，执行对于发动机扭矩的所谓扭矩下降(扭矩减小)校正，以减小换档冲击。

反之，在换低速档过程中，为了抵消由负惯性扭矩(即惯性扭矩吸收)引起的具有发动机扭矩下推感的换档冲击，执行对于发动机扭矩的所谓扭矩上升(扭矩增大)校正，以减小换档冲击。

发明内容

如图7所示，发动机输出扭矩Te根据例如节气门开度TVO、加速踏板的下压程度(加速器开度)APO、增压压力等发动机载荷而变化。粗略来说，如图7所示，发动机输出扭矩Te根据发动机转速Ne变化。此外，发动机输出扭矩Te趋向于随着发动机载荷的增大而增大，发动机载荷随着加速踏板的下压量的增大而增大。

因此，在较高发动机载荷运转过程中，基于发动机载荷状态和发动机转速Ne确定的当前实际发动机扭矩值及与最大发动机载荷对应的最大发动机扭矩值之间的发动机扭矩增大余量A1趋向于减小。换言之，当前实际发动机扭矩值及与最小发动机载荷对应的最小发动机扭矩值之间的发动机扭矩减小余量A2趋向于增大。

与以上相反，在较低发动机载荷运转过程中，基于发动机载荷状态和发动机转速Ne确定的当前实际发动机扭矩值及与最大发动机载荷对应的最大发动机扭矩值之间的发动机扭矩增大余量B1趋向于增大。换言之，当前实际发动机扭矩值及与最小发动机载荷对应的最小发动机扭矩值之间的发动机扭矩减小余量B2趋向于减小。出于上述原因，在JP11-020512所披露的常规换档冲击减小技术中，存在下列缺点。

在自动变速器的换高速档过程中，由于惯性扭矩释放而发生换档冲击(具有扭矩上托感)，因而执行对于发动机扭矩的扭矩下降(扭矩减小)校正，以抵消正惯性扭矩，从而减小换档冲击。然而，当在较低发动机载荷状态下进行换高速档时，存在这样的可能性，即：由于在较低载荷状态下可获得的发动机扭矩减小余量(见图7中的余量B2)较小，所以无法令人满意地使发动机扭矩减小与换档冲击减小所需要的扭矩减小值相当的量。这起不到充分地减小换档冲击的作用。

从图8A～8F的时间图可以看出，假定在图8A的时间t1响应从第四速度齿轮换高速档到第五速度齿轮的指令输出而产生表示目标传动比的传动比指令值(见图8B中用虚线表示的特性曲线)。假定实际传动比从时间t1开始以预定时间延迟变化，此后从第4速→第5速(指令换档段)的换高速档在时间t2完成。

由于图8B中用实线表示的实际传动比变化而发生的变速输入速度(变速器输入速度)的降低而产生正惯性扭矩(见图8C中恰好在时间t1之后用实线表示的惯性扭矩释放)。图8D中用虚线表示的目标发动机扭矩tTe通常设置为直接反映通过抵消正惯性扭矩来减小换档冲击所需要的发动机扭矩下降值ΔTedn。为了实现用图8D中的虚线表示并直接反映发动机扭矩下降值ΔTedn的所计算出的目标发动机扭矩tTe，节气门开度TVO应该设置或控制为图8E中虚线所示那样。然而，图8E中的画阴影线区域(右侧斜阴影区域)表示小于零的负节气门开度。理所当然，不可能将节气门开度TVO设为负节气门开度。这样，实际节气门开度控制为图8E中实线所示那样。如上所述，不管图8D中用虚线表示的负目标发动机扭矩tTe如何，实际发动机扭矩不会小于最小发动机扭矩值Temin，而是如图8D中实线所示那样变化。这相对于所希望的发动机扭矩下降值ΔTedn起不到充分地减小发动机扭矩的作用。因此，图8C中用实线表示的正惯性扭矩仅仅被抵消到图8C中用虚线表示的程度。换言之，例如图8C中用虚线表示的仍然存在的正惯性扭矩妨碍换档冲击减小为低于所希望的冲击减小程度。从图8F中用实线表示的车辆加速度的时间变化率可以看出，仍然存在的正惯性扭矩引起车辆的纵向加速度中的正、负波动，即显著的纵向换档冲击。

在自动变速器的换低速档过程中，由于惯性扭矩吸收而发生换档冲击(具有扭矩下推感)，因而执行对于发动机扭矩的扭矩上升(扭矩增大)校正，以抵消负惯性扭矩，从而减小换档冲击。然而，当在较高发动机载荷状态下进行换低速档时，存在这样的可能性，即：由于在较高载荷状态下可获得的发动机扭矩增大余量(见图7中的余量A1)较小，所以发动机扭矩无法增大与换档冲击减小所需要的扭矩增大值相当的量。这起不到充分地减小换档冲击的作用。

从图9A～9F的时间图可以看出，假定在图9A的时间t1响应从第五速度齿轮换低速档到第四速度齿轮的指令输出而产生表示目标传动比的传动比指令值(见图9B中用虚线表示的特性曲线)。假定实际传动比从时间t1开始以预定时间延迟变化，此后从第5速→第4速(指令换档段)的换低速档在时间t2完成。

由于图9B中用实线表示的实际传动比变化而发生的变速输入速度的增大而产生负惯性扭矩(见图9C中用实线表示的恰好在时间t1之后的惯性扭矩吸收)。图9D中用虚线表示的目标发动机扭矩tTe通常设置为直接反映通过抵消负惯性扭矩来减小换档冲击所需要的发动机扭矩上升值ΔTeup。为了实现用图9D中的虚线表示并直接反映发动机扭矩上升值ΔTeup的所计算出的目标发动机扭矩tTe，节气门开度TVO应该设置或控制为图9E中虚线所示那样。然而，图9E中的画阴影线区域(右侧斜阴影区域)表示超过全开节气门(最大节气门开度)的不可能节气门开度。理所当然，不可能将节气门开度TVO设为超过全开节气门的不可能节气门开度。这样，实际节气门开度控制为图9E中实线所示那样。如上所述，不管用图9D中虚线表示并超过最大发动机输出扭矩值Temax的不可能目标发动机扭矩tTe如何，实际发动机扭矩不会超过最大发动机扭矩值Temax，而是如图9D中实线所示那样变化。这相对于所希望的发动机扭矩上升值ΔTeup起不到充分地增大发动机扭矩的作用。因此，图9C中用实线表示的负惯性扭矩仅抵消到图9C中用虚线表示的程度。换言之，例如图9C中用虚线表示的仍然存在的负惯性扭矩妨碍换档冲击减小为低于所希望的冲击减小程度。从图9F中用实线表示的车辆加速度的时间变化率可以看出，仍然存在的负惯性扭矩引起车辆的纵向加速度中的正、负波动，即显著的纵向换档冲击。

本发明的发明构思基于以下观点而产生，即：基于发动机载荷确定发动机扭矩减小余量B2(见图7)的不足量和发动机扭矩增大余量A1(见图7)的不足量，其中发动机扭矩减小余量B2的不足和发动机扭矩增大余量A1的不足是造成不能充分地减小换档冲击的原因。

因此，鉴于现有技术的前述缺点，本发明的目的在于提供这样一种动力传动系的换档冲击减小装置：其通过根据发动机载荷校正自动变速器的换高速档和/或换低速档的速度，能够消除或减少不能充分地减小换档冲击的问题。

为了达到本发明的前述和其它目的，提供一种动力传动系的换档冲击减小装置，所述动力传动系采用发动机和自动变速器，所述换档冲击减小装置包括：传感器，其检测发动机载荷状态；发动机控制器，其朝向下述方向执行发动机扭矩校正以减小换档冲击，所述方向是抵消由于换档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的惯性扭矩的方向；以及变速控制器，其包括换档速度校正电路，所述换档速度校正电路用于根据发动机载荷校正所述自动变速器的换档速度。

根据本发明的另一方面，提供一种动力传动系的换档冲击减小装置，所述动力传动系采用发动机和自动变速器，所述换档冲击减小装置包括：传感装置，其用于检测发动机载荷状态；发动机控制器，其包括发动机扭矩校正装置，所述发动机扭矩校正装置用于朝向下述方向执行发动机扭矩校正以减小换档冲击，所述方向是抵消由于换档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的惯性扭矩的方向；以及变速控制器，其包括换档速度校正装置，所述换档速度校正装置用于根据发动机载荷校正所述自动变速器的换档速度。

根据本发明的还一方面，提供一种减小动力传动系的换档冲击的方法，所述动力传动系采用发动机和自动变速器，所述方法包括：检测发动机载荷状态；执行发动机扭矩校正以减小换档冲击，所述发动机扭矩校正用于抵消由于换档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的惯性扭矩；以及根据发动机载荷校正所述自动变速器的换档速度。

根据本发明的又一方面，提供一种减小动力传动系的换档冲击的方法，所述动力传动系采用发动机和自动变速器，所述方法包括：检测发动机载荷状态；判断所述自动变速器的换档方向是表示换高速档还是表示换低速档；基于换高速档过程中的发动机载荷确定换高速档时间常数校正系数，并计算经校正的换高速档时间常数，所述经校正的换高速档时间常数用于根据所述发动机载荷校正换高速档速度，以及用于抑制由于换档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的正惯性扭矩；基于换低速档过程中的发动机载荷确定换低速档时间常数校正系数，并计算经校正的换低速档时间常数，所述经校正的换低速档时间常数用于根据所述发动机载荷校正换低速档速度，以及用于抑制由于换低速档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的负惯性扭矩；确定目标传动比，以使实际传动比以经校正的换档速度接近于所述目标传动比，所述经校正的换档速度是基于换高速档过程中所述经校正的换高速档时间常数和换低速档过程中所述经校正的换低速档时间常数而确定的；以及执行用于抵消所抑制的惯性扭矩的发动机扭矩校正，以减小换档冲击。

参照附图，通过以下说明书，可以理解本发明的其它目的和特征。

附图说明

图1是示出可适用于车辆动力传动系的换档冲击减小装置的实施例的系统简图。

图2是示出在装入本实施例的换档冲击减小装置中的变速控制器内执行的换档冲击减小控制主例程(具有与发动机载荷有关的换档速度控制)的流程图。

图3A是预编制的换高速档时间常数校正系数Km的映射图。

图3B是预编制的换低速档时间常数校正系数Km的映射图。

图4A～4F是在换高速档过程中通过图2所示的换档冲击减小控制获得的时间图。

图5A～5F是在换低速档过程中通过图2所示的换档冲击减小控制获得的时间图。

图6A～6F是通过修改的换档冲击减小控制例程获得的时间图。

图7是示出发动机输出扭矩Te的变化的特性图。

图8A～8F是说明在换高速档过程中通过不具有与发动机载荷有关的换档速度控制的一般换档冲击减小控制(一般正惯性扭矩抵消控制)获得的作用和效果的时间图。

图9A～9F是说明在换低速档过程中通过不具有与发动机载荷有关的换档速度控制的一般换档冲击减小控制(一般负惯性扭矩抵消控制)获得的作用和效果的时间图。

具体实施方式

现在参照附图，特别是参照图1，本实施例的换档冲击减小装置是以机动车辆的动力传动系为例进行说明的，该动力传动系采用发动机1和其中自动变速器2和差动齿轮彼此结合为单元的自动变速驱动桥。如图1所示，连接/断开装置3布置在发动机1和自动变速器2之间，以执行该发动机和该变速器之间的连接和断开动作。在所示实施例中，液力变矩器用作连接/断开装置3，而例如带驱动CVT或滚轮弧盘式(toroidal)CVT等缩写为“CVT”的无级变速器用作自动变速器2。不过，也可以使用其速度数(number of speed)受限制或有限的有级自动变速器代替这种CVT。左前驱动轮4L和右前驱动轮4R经由差动齿轮与驱动桥(自动变速器2)的相应输出车轴固定连接。

就自动变速器2的换档操作而言，对于换档杆(未示出)移动到并保持在自动换档列(即自动换挡模式)的情况，以这样的方式执行自动换挡，即：根据车辆的行驶状态自动连续改变传动比。与此对比，对于换档杆移动到并保持在手动换档列(即手动换挡模式)的情况，以这样的方式执行手动换挡，即：在五个传动比(即第1速度等效传动比(与手动换挡模式的第1速度齿轮对应)、第2速度等效传动比(与手动换挡模式的第2速度齿轮对应)、第3速度等效传动比(与手动换挡模式的第3速度齿轮对应)、第4速度等效传动比(与手动换挡模式的第4速度齿轮对应)和第5速度等效传动比(与手动换挡模式的第5速度齿轮对应))的相应两个相邻传动比之间阶段性地换高速档或换低速档，每次该换档杆从空档位置(常态位置)滑动(或移动)到换高速档位置或换低速档位置。

在图1所示动力传动系的情况下，由发动机1产生的动力(驱动扭矩)从连接/断开装置3输入到自动变速器2中。然后，自动变速器2的变速输入速度根据所选择的传动比变化。换言之，变速输入扭矩根据所选择的传动比变化。变速输出扭矩(换档之后的驱动扭矩)经由差动齿轮传递到左前驱动轮4L和右前驱动轮4R，以使车辆行驶。

尽管未在图1中清楚示出，但是发动机1采用安装在进气系统的进气管中的电控节气门。基本上，电控节气门的节气门开度TVO根据加速踏板的下压程度(加速器开度)APO变化。实际上，电控节气门的节气门开度TVO可以响应对于发动机动力(扭矩)输出控制的要求(即对于减小换档冲击的要求)而适当增大或减小，而与加速器开度APO无关。这样，可以通过减小或增大节气门开度TVO，实现对于发动机扭矩的所谓扭矩下降(扭矩减小)校正或对于发动机扭矩的所谓扭矩上升(扭矩增大)校正。在发动机1内，进气流量由节气门适当控制的空气和由燃料喷射器喷射的燃料的空气-燃料混合物借助于火花塞火花点火，以使发动机运转。

发动机控制器5协调各种发动机控制功能。例如，发动机控制器5执行对于各个进气门和排气门的进-排气门升程特性控制、用于有效压缩比控制的气门打开定时和气门关闭定时控制等。另外，发动机控制器5执行对于电控节气门的电子节气门开度控制、电子燃料喷射控制(或对于电子燃料喷射系统的电控喷射器的电子燃料供给率控制)和对于电子点火系统的火花塞的电子点火定时控制。发动机控制器5的中央处理单元(CPU)负责执行上述各种发动机控制的控制程序，并能够执行必要的算术和逻辑运算。计算结果(算术计算结果)，即所计算出的输出信号通过发动机控制器5的输出接口电路转送到输出级。在协调这些发动机控制功能的同时，还在发动机控制器5内计算或确定所希望的发动机动力输出(目标发动机扭矩tTe)。

对于减小换档冲击的发动机扭矩控制可以通过单独或以任意合理组合的方式利用基于电子节气门开度控制的发动机扭矩控制、基于电子燃料供给率控制的发动机扭矩控制、基于电子点火定时控制的发动机扭矩控制、基于进-排气门升程特性控制的发动机扭矩控制和基于有效压缩比控制的发动机扭矩控制来实现。在以下讨论中，为简化公开内容起见，在本实施例的控制系统中，只采用基于节气门开度控制的发动机扭矩控制作为对于减小换档冲击的发动机扭矩控制。

自动变速器2的操作由变速控制器6控制。变速控制器6通常包括微型计算机。变速控制器6包括输入/输出接口(I/O)、存储器(RAM，ROM)以及微处理器或中央处理单元(CPU)。变速控制器6的输入/输出接口(I/O)接收从发动机控制器5输入的信息数据信号(与发动机扭矩Te和发动机转速Ne有关)。变速控制器6的I/O还接收从各种发动机/车辆开关和传感器，即加速器位置传感器(加速器开度传感器)7、车速传感器8、变速输入速度传感器9、换高速档开关10和换低速档开关11，输入的信息。加速器位置传感器7检测加速踏板的下压程度(加速器开度)APO。车速传感器8检测车速VSP。变速输入速度传感器9检测变速输入速度Ni(实际变速输入速度)。每当换档杆在手动换档模式下从空档位置手动移动到换高速档位置时，换高速档开关10切换为ON，以便产生换高速档信号Sup。每当换档杆在手动换档模式下从空档位置手动移动到换低速档位置时，换低速档开关11切换为ON，以便产生换低速档信号Sdn。尽管未在图中清楚示出，但是还设置有节气门位置传感器，以检测电控节气门的节气门开度TVO(实际节气门开度)，并且还设置有变速输出速度传感器，以检测变速输出速度No(实际变速输出速度)。实际传动比计算为变速输入速度Ni与变速输出速度No之比(Ni/No)。传动比可以用变速输入速度Ni与车速VSP(可以认为是变速输出速度No)之比来估计。

在自动变速器2的自动换档模式下，变速控制器6根据用于定义预先编制的换档序列的预定换档映射图，基于所输入的信息确定自动变速器2的目标变速输入速度。此后，变速控制器6执行对于自动变速器2的自动换档控制，以便使得实际变速输入速度以预定响应(换言之，以后述受控制的传动比时间变化率或受控制的换档速度)接近于目标变速输入速度。

在自动变速器2的手动换档模式下，变速控制器6执行图2所示的控制程序(换档速度控制例程)。为减小动力传动系(自动变速器)的换档冲击(本发明以此为目的)起见，如以下参照图2的流程图详细所述控制换档速度(即换高速档和换低速档的速度)。另外，如以下参照图2的流程图所述确定发动机扭矩校正值(即发动机扭矩下降值ΔTedn或发动机扭矩上升值ΔTeup)，然后将所确定的发动机扭矩校正值(即ΔTedn或ΔTeup)从变速控制器6输出到发动机控制器5。

现在参照图2，示出包括或充分考虑基于发动机载荷(例如节气门开度TVO)的换档速度控制的换档冲击减小控制例程。图2所示的换档冲击减小控制例程执行为每隔预定时间间隔(每隔预定控制周期)触发的时间触发中断例程。

在步骤S1，进行检查，以判断是否已经产生来自换高速档开关10的换高速档信号Sup，即手动换高速档指令。

在步骤S2，进行检查，以判断是否已经产生来自换低速档开关11的换低速档信号Sdn，即手动换低速档指令。

当对步骤S1的回答是否定(NO)并且对步骤S2的回答是否定(NO)时，即当不存在手动换高速档指令的输出并且不存在手动换低速档指令的输出时，判定不存在为减小换档冲击而执行的换档速度控制和发动机扭矩校正的必要性。因而，这一例程的一个执行周期终止。

当对步骤S1的回答是肯定(YES)，即存在手动换高速档指令(Sup)的输出时，例程转入步骤S3。

在步骤S3，根据图3A所示的预先编制的换高速档时间常数校正系数Km的映射图，基于节气门开度TVO(可以认为是发动机载荷)计算或检索换档时间常数Tgtm的换高速档时间常数校正系数Km，换言之，换高速档速度的校正系数。此后，通过将换档时间常数Tgtm与换高速档时间常数校正系数Km相乘而计算得到经校正的换档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)。

当对步骤S2的回答是肯定(YES)，即存在手动换低速档指令(Sdn)的输出时，例程转入步骤S4。

在步骤S4，根据图3B所示的预先编制的换低速档时间常数校正系数Km的映射图，基于节气门开度TVO(可以认为是发动机载荷)计算或检索换档时间常数Tgtm的换低速档时间常数校正系数Km，换言之，换低速档速度的校正系数。此后，通过将换档时间常数Tgtm与换低速档时间常数校正系数Km相乘而计算得到经校正的换档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)。如上所述，步骤S3～S4用作换档速度校正电路(换档速度校正装置)。在所示实施例中，为了适当协调或适当平衡朝向换高速档方向和朝向换低速档方向的换档冲击减小水平，换档速度校正电路(即S3～S4)根据自动变速器2的换档方向是表示换高速档还是表示换低速档，以改变换档速度的校正系数Km。应该注意到，根据节气门开度TVO的增大而逐渐减小的换高速档时间常数校正系数(见图3A)的减小速率稍微与根据节气门开度TVO的增大而逐渐增大的换低速档时间常数校正系数(见图3B)的增大速率不同。

通常根据下列表达式计算校正之前的正常换档时间常数Tgtm。

Tgtm＝Tgtm(0)×Ko×Kv×Ks

其中，Tgtm(0)表示基本时间常数，Ko表示基于所选择的范围和传动比确定的系数，Kv表示基于车速VSP确定的车速系数，而Ks表示根据例如低温条件、旋转和复原的重复等特殊条件确定的特殊条件系数。

前面提到的通过对响应表示节气门开度TVO的信号的正常换档时间常数Tgtm进行校正来检索或导出经校正的换档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)所需要的图3A的换高速档时间常数校正系数Km的映射图和图3B的换低速档时间常数校正系数Km的映射图被预先编制或预先设定如下。

也就是说，由本发明的发明人通过实验预先确定或采用图3A的换高速档时间常数校正系数Km的映射图和图3B的换低速档时间常数校正系数Km的映射图，以便使得由经校正的换档时间常数Tgtm确定的换档速度不会引起前面参照图8A～8F(换高速档过程中)和图9A～9F(换低速档过程中)所披露的问题。换言之，预先确定或预先编制图3A～3B的这些TVO-Km映射图，以便使得各个时间常数校正系数Km保证换档速度(由经校正的换档时间常数Tgtm′确定)的上限，该上限不会产生无法通过发动机扭矩变化余量抵消的过大惯性扭矩(较大惯性扭矩)。该发动机扭矩变化余量由基于与发动机载荷有关的最新信息的实际发动机扭矩Te和最大发动机扭矩值Temax之间的发动机扭矩增大余量(Temax-Te)以及实际发动机扭矩Te和最小发动机扭矩值Temin之间的发动机扭矩减小余量(Te-Temin)限定。

在换高速档过程中，如前面参照图7的特性图所述，存在这样的问题，即：在作为应对换高速档冲击的对策而执行的发动机扭矩下降校正过程中，发动机扭矩减小余量(见图7的较小余量B2)不足。发动机扭矩减小余量不足在较低发动机载荷运转条件下(当节气门开度TVO变小时)变得显著。这样，如图3A所示，换高速档时间常数校正系数Km预先设定或预先编制为随着节气门开度TVO减小而增大。借助于图3A的适当换高速档期间TVO-Km特性映射图，换高速档速度校正为通过以下方式减小，即：使经校正的换高速档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)随着节气门开度TVO减小而增大。减小的换高速档速度意味着缓慢进行换高速档。如后面参照图4C所述，这有助于减小正惯性扭矩，即抑制惯性扭矩释放。

与此对比，在换低速档过程中，如前面参照图7的特性图所述，存在这样的问题，即：在作为应对换低速档冲击的对策而执行的发动机扭矩上升校正过程中，发动机扭矩增大余量(见图7的较小余量A1)不足。发动机扭矩增大余量不足在较高发动机载荷运转条件下(当节气门开度TVO变大时)变得显著。这样，如图3B所示，换低速档时间常数校正系数Km预先设定或预先编制为随着节气门开度TVO增大而增大。借助于图3B的适当换低速档期间TVO-Km特性映射图，换低速档速度校正为通过以下方式减小，即：使经校正的换低速档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)随着节气门开度TVO增大而增大。减小的换低速档速度意味着缓慢进行换低速档。如后面参照图5C所述，这有助于减小负惯性扭矩，即抑制惯性扭矩吸收。

如前所述，预先确定或预先编制图3A～3B所示的时间常数校正系数Km，以便使得各个时间常数校正系数Km保证换档速度(由经校正的换档时间常数Tgtm′确定)的上限，该上限不会产生无法通过发动机扭矩变化余量抵消的过大惯性扭矩。可以理解，本发明并不局限于保证换档速度上限的时间常数校正系数Km的前述特定设置，该上限产生恰好可以通过发动机扭矩变化余量抵消的惯性扭矩，而是可以进行各种变更和修改。例如，为了平衡两个互相矛盾的要求，即较小的换档冲击和较快的换档速度，并从而获得换档冲击和换档响应之间有利的折衷方案，可以稍微增强或提高换档响应，而允许少量可容许的换档冲击。也就是说，当即使存在一些换档冲击也需要调节(协调)所增强的换档响应时，时间常数校正系数Km可以预先设定或预先编制为保证一定换档速度，该换档速度产生无法通过发动机扭矩变化余量完全抵消的中等惯性扭矩。

在通过步骤S3(换高速档过程中)确定或计算出经校正的换高速档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)之后或在通过步骤S4(换低速档过程中)确定或计算出经校正的换低速档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)之后，例程转入步骤S5。

在步骤S5，每隔预定时间间隔计算目标传动比，以便在以基于经校正的换档时间常数Tgtm′确定的适当受控制的换档速度进行换档之后，在换档至手动换档段传动比之前，根据手动换档段传动比调整或控制实际传动比(Ni/No)。所计算出的目标传动比通过变速控制器6的输出接口顺序转送或发出指令到装入自动变速器2中的换档致动器(未示出)。这样，执行换档控制，以便使得在以基于经校正的换档时间常数Tgtm′确定的换档速度进行换档之后，自动变速器2的实际传动比接近于手动换档段传动比。在步骤S5完成之后，转入步骤S6。

在步骤S6，通过使换档过程中变速输入速度Ni的时间变化率与动力传动系的旋转质量惯性矩相乘以计算得到如上所述自动换档的自动变速器2的换档期间惯性扭矩。此后，基于所计算出的换档期间惯性扭矩，计算抵消所计算出的换档期间惯性扭矩所需要的发动机扭矩校正值(即换高速档过程中的发动机扭矩下降值ΔTedn或换低速档过程中的发动机扭矩上升值ΔTeup)。所计算出的发动机扭矩校正值(即ΔTedn或ΔTeup)通过变速控制器6的输出接口转送或输出到发动机控制器5。

发动机控制器5的输入接口接收下述输入信息，所述输入信息与通过抵消换档期间惯性扭矩来减小换档冲击所需要的所计算出的发动机扭矩校正值(即换高速档过程中的发动机扭矩下降值ΔTedn或换低速档过程中的发动机扭矩上升值ΔTeup)有关。然后，通过发动机1的节气门开度控制，基于反映所计算出的发动机扭矩校正值(即换高速档过程中的ΔTedn或换低速档过程中的ΔTeup)的目标发动机扭矩tTe，发动机控制器5实现发动机扭矩校正，从而减小换档冲击。

以下参照图4A～4F的时间图详细说明由本实施例的换档冲击减小装置在换高速档过程中获得的作用和效果。

至此，如前面参照图8A～8F(换高速档过程中)所作说明，未考虑基于发动机载荷(例如节气门开度TVO)的换档速度控制。根据本实施例的换档冲击减小控制系统，如从图4A～4F的时间图可以看出，在充分考虑基于发动机载荷的换档速度控制的同时，执行换档冲击减小控制。以与图8A～8F(在不具有与发动机载荷有关的换档速度控制的换档冲击减小控制或发动机扭矩校正过程中)相似的方式，在图4A～4F中(在换档冲击减小控制过程中，即在与换档速度控制结合的发动机扭矩校正过程中)，假定在图4A的时间t1响应从第4速→第5速(指令换档段)的换高速档指令的输出而产生表示目标传动比的传动比指令值，然后从第4速→第5速的换高速档在时间t2完成。

至此，传动比指令值产生为图4B中虚线所示那样，该虚线与图8B中用虚线表示的特性曲线相同。这样，如前所述，正惯性扭矩(由于换高速档过程中变速输入速度降低而产生的显著惯性扭矩释放)增大(见图4C中的梯形虚线，该梯形虚线与图8C中的梯形实线相同)。因此，用图4D中的虚线(与图8D中的虚线相同)表示的目标发动机扭矩tTe通常设置为直接反映通过抵消正惯性扭矩来减小换档冲击所需要的发动机扭矩下降值ΔTedn。为了实现用图4D中的虚线表示并直接反映发动机扭矩下降值ΔTedn的所计算出的目标发动机扭矩tTe，节气门开度TVO应该设定或控制为图4E中虚线(与图8E中的虚线相同)所示那样。然而，图4E中的画阴影线区域(右手斜阴影区域)表示小于零的负节气门开度。理所当然，不可能将节气门开度TVO设为负节气门开度。即，不可能将实际发动机扭矩设为小于最小发动机扭矩值Temin的目标发动机扭矩tTe。如图4D中字母“α”所示，这造成扭矩下降作用的不足，从而不可能完全抵消图4C中用梯形虚线表示的较大正惯性扭矩(较大惯性扭矩释放)。换言之，仍然存在的正惯性扭矩妨碍换档冲击减小为低于所希望的冲击减小程度。从图4F中用虚线表示的车辆加速度的时间变化率可以看出，仍然存在的正惯性扭矩引起车辆的纵向加速度中的正、负波动，即显著的纵向换档冲击。

与此对比，根据本实施例的控制系统，通过步骤S3，根据图3A所示预先编制的换高速档时间常数校正系数Km的映射图，基于节气门开度TVO(可以认为是发动机载荷)计算或检索用于确定传动比指令值(与图8B中的虚线相同的图4B中的虚线所示的目标传动比)的时间变化率(即换高速档速度)所需要的换档时间常数Tgtm的换高速档时间常数校正系数Km。通过换档时间常数Tgtm与换高速档时间常数校正系数Km相乘，以计算得到经校正的换高速档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)。由经校正的换档时间常数Tgtm′所确定的换高速档速度不会引起前面参照图8A～8F(换高速档过程中)所披露的问题。也就是说，可以以这样的方式设定、协调或控制由经校正的换高速档时间常数Tgtm′所确定的换高速档速度，即：保证换档速度的上限(见图4B中用实线表示的特性曲线，该特性曲线表示目标传动比的时间变化率)，该上限不会产生无法通过发动机扭矩减小余量抵消的较大正惯性扭矩(即较大惯性扭矩释放)，从而保证中等大小的释放惯性扭矩(用图4C中的梯形实线表示)。应该注意到，在图4B中，与用虚线(不具有换档速度控制)表示的特性曲线相比较，用实线(具有换档速度控制)所示出的表示目标传动比的时间变化率(即换高速档速度)的特性曲线较缓和。由于以前述适当受到控制的较慢换高速档速度进行换高速档过程中变速输入速度降低而产生的所释放的惯性扭矩(正惯性扭矩)由于这一较慢的换高速档速度而趋向于适当的受到抑制或减小(见图4C中用梯形实线表示的中等大小的惯性扭矩释放)。通过抵消所释放的惯性扭矩(正惯性扭矩)来减小换档冲击所需要的发动机扭矩下降值仅需要设为通过从通常发动机扭矩下降值ΔTedn中减去数值“α”而获得的较小值(＝ΔTedn-α)。直接反映所计算出的发动机扭矩下降值(ΔTedn-α)的目标发动机扭矩tTe设置为图4D中实线所示那样，然后，为了实现用图4D中的实线表示并直接反映所计算出的发动机扭矩下降值(ΔTedn-α)的所计算出的目标发动机扭矩tTe，节气门开度TVO控制为图4E中实线所示那样。如上所述，不存在这样的可能性，即目标发动机扭矩tTe设为小于最小发动机扭矩值Temin的数值。也就是说，通过可很好实现的目标发动机扭矩tTe的适当设定，换言之，通过实际发动机扭矩令人满意的接近于目标发动机扭矩，可以完全抵消所释放的惯性扭矩。这消除或避免了这样的缺点，即：由于仍然存在的正惯性扭矩而不可能有目的地抵消换档冲击。从图4F的用实线表示的车辆加速度(特别是纵向加速度)的时间变化率可以看出，在车辆的纵向加速度中存在较小正、负波动，即较小的纵向换档冲击。

以下参照图5A～5F的时间图详细说明由本实施例的换档冲击减小装置在换低速档过程中获得的作用和效果。

至此，如前面参照图9A～9F(换低速档过程中)所作说明，未考虑基于发动机载荷(例如节气门开度TVO)的换档速度控制。根据本实施例的换档冲击减小控制系统，从图5A～5F的时间图可以看出，在充分考虑基于发动机载荷的换档速度控制的同时，执行换档冲击减小控制。以与图9A～9F(在不具有与发动机载荷有关的换档速度控制的换档冲击减小控制或发动机扭矩校正过程中)相似的方式，在图5A～5F(在换档冲击减小控制过程中，即在与换档速度控制结合的发动机扭矩校正过程中)中，假定在图5A的时间t1响应从第5速→第4速(指令换档段)的换低速档指令的输出而产生表示目标传动比的传动比指令值，然后从第5速→第4速的换低速档在时间t2完成。

至此，传动比指令值产生为图5B中虚线所示那样，该虚线与图9B中用虚线表示的特性曲线相同。这样，如前所述，负惯性扭矩(由于换低速档过程中变速输入速度增大而产生的显著惯性扭矩吸收)增大(见图5C中的梯形虚线，该梯形虚线与图9C中的梯形实线相同)。因此，用图5D中的虚线(与图9D中的虚线相同)表示的目标发动机扭矩tTe通常设定为直接反映通过抵消负惯性扭矩来减小换档冲击所需要的发动机扭矩上升值ΔTeup。为了实现用图5D中的虚线表示并直接反映发动机扭矩上升值ΔTeup的所计算出的目标发动机扭矩tTe，节气门开度TVO应该设定或控制为图5E中虚线(与图9E中的虚线相同)所示那样。然而，图5E中的画阴影线区域(右手斜阴影区域)表示超过全开节气门(最大节气门开度)的不可能节气门开度。理所当然，不可能将节气门开度TVO设为超过全开节气门的不可能节气门开度。即，不可能将实际发动机扭矩Te设为超过最大发动机扭矩值Temax的目标发动机扭矩tTe。如图5D中字母“β”所示，这造成扭矩上升作用的不足，从而不可能完全抵消图5C中用梯形虚线表示的较大负惯性扭矩(较大惯性扭矩吸收)。换言之，仍然存在的负惯性扭矩妨碍换档冲击减小为低于所希望的冲击减小程度。从图5F中用虚线表示的车辆加速度的时间变化率可以看出，仍然存在的负惯性扭矩引起车辆的纵向加速度中的正、负波动，即显著的纵向换档冲击。

与此对比，根据本实施例的控制系统，通过步骤S4，根据图3B所示预先编制的换低速档时间常数校正系数Km的映射图，基于节气门开度TVO(可以认为是发动机载荷)计算或检索用于确定传动比指令值(与图9B中的虚线相同的图5B中的虚线所示的目标传动比)的时间变化率(即换低速档速度)所需要的换档时间常数Tgtm的换低速档时间常数校正系数Km。通过换档时间常数Tgtm与换低速档时间常数校正系数Km相乘，以计算得到经校正的换低速档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)。由经校正的换档时间常数Tgtm′所确定的换低速档速度不会引起前面参照图9A～9F(换低速档过程中)所披露的问题。也就是说，可以以这样的方式设定、协调或控制由经校正的换低速档时间常数Tgtm′所确定的换低速档速度，即：保证换档速度的上限(见图5B中用实线示出的表示目标传动比的时间变化率)，该上限不会产生无法通过发动机扭矩增大余量抵消的较大负惯性扭矩(即较大惯性扭矩吸收)，从而保证中等大小的吸收惯性扭矩(用图5C中的梯形实线表示)。应该注意到，在图5B中，与用虚线(不具有换档速度控制)表示的特性曲线相比较，用实线(具有换档速度控制)示出并表示目标传动比的时间变化率(即换低速档速度)的特性曲线较缓和。由于以前述适当受到控制的较慢换低速档速度进行换低速档过程中变速输入速度增大而产生的所吸收的惯性扭矩(负惯性扭矩)由于这一较慢的换低速档速度而趋向于适当地受到抑制或减小(见图5C中用梯形实线表示的中等大小的惯性扭矩吸收)。通过抵消所吸收的惯性扭矩(负惯性扭矩)来减小换档冲击所需要的发动机扭矩上升值仅仅需要设为通过从通常发动机扭矩上升值ΔTeup中减去数值“β”而获得的较小值(＝ΔTeup-β)。直接反映所计算出的发动机扭矩上升值(ΔTeup-β)的目标发动机扭矩tTe设置为图5D中实线所示那样，然后，为了实现用图5D中的实线表示并直接反映所计算出的发动机扭矩上升值(ΔTeup-β)的所计算出的目标发动机扭矩tTe，节气门开度TVO控制为图5E中实线所示那样。如上所述，不存在这样的可能性，即目标发动机扭矩tTe设为大于最大发动机扭矩值Temax的数值。也就是说，通过适当设定可很好实现的目标发动机扭矩tTe，换言之，通过实际发动机扭矩令人满意地接近于目标发动机扭矩，可以完全抵消所吸收的惯性扭矩。这消除或避免了这样的缺点，即：由于仍然存在的负惯性扭矩而不可能有目的地抵消换档冲击。从图5F的用实线表示的车辆加速度(特别是纵向加速度)的时间变化率可以看出，在车辆的纵向加速度中存在较小正、负波动，即较小的纵向换档冲击。

在如前所述的本实施例的控制系统中，为了将较高优先级设定在换档冲击减小效果而不是换档响应上，预先确定或预先编制图3A～3B所示的时间常数校正系数Km，以便使得各个时间常数校正系数Km保证换档速度(由经校正的换档时间常数Tgtm′确定)的上限，该上限不会产生无法通过发动机扭矩变化余量抵消的过大惯性扭矩。可以理解，本发明并不局限于保证换档速度上限的时间常数校正系数Km的前述特定设置，该上限产生恰好可以通过发动机扭矩变化余量抵消的惯性扭矩，而是可以进行各种变更和修改。例如，如以下参照图6A～6F的时间图所作详细说明，为了满足通常需要的较快换档动作的换低速档的要求，换档冲击减小控制系统的控制特性和性能可以协调或设计为提供能够实现较快换档速度的换档冲击减小和换档速度控制的结合调节，而允许少量的可容许换档冲击。

现在参照图6A～6F，示出在换低速档过程中通过修改的换档冲击减小控制例程获得的时间图。执行修改的换档冲击减小控制例程(修改的与发动机载荷有关的换档速度控制)的修改换档冲击减小控制系统在以下方面稍微与执行图2的换档冲击减小例程的控制系统不同，即：图3B的TVO-Km映射图的调低速档时间常数校正系数Km全部预先设为较小值，例如，节气门开度TVO为0时Km设为小于0.50的数值；气门开度TVO为20度时Km设为小于0.75的数值；并且气门开度TVO为从40度到80度的范围时Km设为小于1.00的数值，以在产生可容许的换低速档冲击的同时保证加快的换档速度，从而提高换档响应，而牺牲少量的换挡冲击减小效果。出于上述原因，在修改的换挡冲击减小控制系统中，将用于在图2的步骤S4中对换低速档时间常数校正系数Km进行映射检索的图3B的TVO-Km映射图的换低速档时间常数校正系数Km稍微修改为较小值。因此，通过图2的步骤S4确定的经校正的换低速档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)也可以设为较小值，从而能够在修改的控制系统中的换低速档过程中实现较快的换档速度。

从图6B中用实线表示的从第5速→第4速的换低速档特性曲线可以看出，通过换低速档时间常数校正系数Km的修改设定，换言之，通过将经校正的换低速档时间常数Tgtm′(＝Tgtm×Km)修改设定为较小值，与图5B中用实线表示的从第5速→第4速的换低速档特性曲线相比，可以以较高的时间变化率(即以较快的换低速档速度)将目标传动比从第5速度齿轮控制或调整到第四速度齿轮。换言之，当与图5B的较缓和特性曲线相比较时，图6B中用实线表示的目标传动比上升较快。

由于以较高换档速度进行换低速档而产生的变速输入速度增大而引起的所吸收的惯性扭矩(即图6C中用实线表示的负惯性扭矩)趋向于稍微大于图5C的所吸收的惯性扭矩。在修改的控制系统中，通过在从通常发动机扭矩上升值ΔTeup中减去数值“β”而获得的相减值(ΔTeup-β)上加上预定吸收的惯性扭矩增量“γ”(基本上与后述可容许的换档冲击ΔG对应)获得通过抵消所吸收的惯性扭矩(负惯性扭矩)来减小换档冲击所需要的发动机扭矩上升值作为计算值(ΔTeup-β+γ)。

一般来说，直接反映计算值(ΔTeup-β+γ)的目标发动机扭矩tTe设为图6D中实线所示那样，此后，为了实现用图6D中的实线表示并直接反映计算值(ΔTeup-β+γ)的所计算出的目标发动机扭矩tTe，节气门开度TVO应该设定或控制为图6E中用实线所示那样。然而，不可能将节气门开度TVO设置或控制为超过全开节气门(大开节气门“WOT”)的不可能的节气门开度。实际上，节气门开度在TVO＝WOT(全开节气门)的条件下达到最上限。这样，不管用图6D中的实线表示并超过最大发动机输出扭矩值Temax的不可能的目标发动机扭矩tTe如何，实际发动机扭矩不会超过最大发动机扭矩值Temax，而是当实际发动机扭矩达到最大发动机输出扭矩值Temax时，达到最上限，从而造成发动机扭矩上升作用的不足量“γ”。这样，不可能令人满意的抵消图6C中用实线表示的所有所吸收的惯性扭矩(负惯性扭矩)。因此，从图6F中用实线表示的车辆加速度中的少量正、负波动(沿车辆的纵向)可以看出，由于仍然存在的负惯性扭矩，即仍然存在的惯性扭矩吸收(由于发动机扭矩上升作用中的不足量“γ”)，所以产生具有发动机扭矩下推感的少量换低速档冲击ΔG。

在设定用于对与图6A～6F有关的修改控制系统中的换低速档时间常数校正系数Km进行映射检索的TVO-Km映射图的换低速档时间常数校正系数Km过程中，基于节气门开度TVO确定的各个换低速档时间常数校正系数Km预先设定为这样的较小值，即所产生的具有下推感的换低速档冲击ΔG可以在乘员可容许的预定换档冲击范围内得到控制或抑制。也就是说，通过将用于对与图6A～6F有关的修改控制系统中的换低速档时间常数校正系数Km进行映射检索的TVO-Km映射图的换低速档时间常数校正系数Km适当设定为较小值，可以使所产生的具有下推感的换低速档冲击ΔG非常小并可以忽略。这样，经校正的换低速档时间常数Tgtm′也可以减小，因此换低速档速度可以以匹配或满足换低速档要求的方式控制为适当快的速度。

另一方面，在换高速档过程中，以与本实施例系统相似的方式，在修改控制系统中，换高速档时间常数校正系数Km预先设定为图3A的TVO-Km映射图所示那样。

也就是说，在本实施例的控制系统和修改控制系统中，在换高速档过程中，为了适当减小换高速档速度，预先设定换高速档时间常数校正系数Km，以便使得换高速档时间常数校正系数Km随着节气门开度TVO的减小而增大，并且经校正的换高速档时间常数Tgtm′随着节气门开度TVO的减小而增大。这样，可以以极好地匹配下述趋势的方式在整个发动机载荷范围上确实地实现令人满意的作用和效果(即减小换档冲击的效果)，所述趋势是：随着发动机载荷(例如节气门开度TVO)变小，作为应对换高速档冲击的对策而执行的发动机扭矩下降作用不足(见图7所示的发动机扭矩减小余量B2的不足)的问题变得显著。

另外，在本实施例的控制系统和修改控制系统中，在换低速档过程中，为了适当减小换低速档速度，预先设定换低速档时间常数校正系数Km，以便使得换低速档时间常数校正系数Km随着节气门开度TVO的增大而增大，并且经校正的换低速档时间常数Tgtm′随着节气门开度TVO的增大而增大。这样，可以以极好地匹配下述趋势的方式在整个发动机载荷范围上确实地实现令人满意的作用和效果(即减小换档冲击的效果)，所述趋势是：随着发动机载荷(例如节气门开度TVO)增大，作为应对换低速档冲击的对策而执行的发动机扭矩上升作用不足(见图7所示的发动机扭矩增大余量A1的不足)的问题变得显著。

从以上所述可以理解，根据所示实施例的动力传动系的换档冲击减小装置，可以根据发动机载荷适当校正自动变速器的换档速度。这样，可以在充分考虑每一发动机载荷的最大可能发动机扭矩变化余量(即最大可能发动机扭矩下降值ΔTednmax和最大可能发动机扭矩上升值ΔTeupmax)的同时，实时地将换档速度校正或调整为适当值。借助于为减小换档冲击而执行的换档速度控制和发动机扭矩校正，可以有效避免这样的缺点，即：由于发动机扭矩变化余量不足而不可能或难以有目的地抵消换档冲击。

在所示实施例中，仅仅以基于节气门开度控制的发动机扭矩控制为例说明了对于减小换档冲击的发动机扭矩控制。可以理解，作为仅仅使用节气门开度控制的替代，对于减小换档冲击的发动机扭矩控制可以通过单独或以任意合理结合的方式利用基于电子节气门开度控制的发动机扭矩控制、基于电子燃料供给率控制的发动机扭矩控制、基于电子点火定时控制的发动机扭矩控制、基于进-排气门升程特性控制的发动机扭矩控制和基于有效压缩比控制的发动机扭矩控制来实现。各个燃料供给率控制、点火定时控制、进-排气门升程特性控制和有效压缩比控制在控制响应性方面优于节气门开度控制。

在图3A～3B的映射图中，使用节气门开度TVO作为表示发动机载荷的参数。作为其替代，也可以从节气门开度TVO和发动机转速Ne的结合估计或导出发动机载荷。或者，可以单独或以任意合理结合的方式从例如加速器开度APO、增压压力、燃料喷射量(即燃料喷射脉冲宽度)、进气量和发动机扭矩的估计值等参数计算、估计或导出发动机载荷。

在所示实施例中，根据发动机载荷(例如节气门开度TVO)的大小校正换高速档和换低速档的换档速度。不过，也可以仅仅在换低速档和换高速档中的任何一个过程中校正换档速度，以减小换档冲击。

另外，以无级变速器(自动变速器2)在手动换档模式操作下从第4速→第5速的换高速档和从第5速→第4速的换低速档过程为例解释或说明了修改的换档冲击减小装置的发明构思。可以理解，为保证提高减小换档冲击的作用，修改的换档冲击减小装置的发明构思可以适用于这种情况，即：无级变速器2必须以这样的方式自动换挡，即：由于较大的加速踏板的下压量而极大地改变传动比。

此外，在所示实施例中，自动变速器2由例如带驱动CVT或滚轮弧盘式CVT等无级变速器构成。从以上所述可以理解，换档冲击减小装置的发明构思可以适用于以下控制系统，该控制系统采用其速度数受限制或有限的有级自动变速器，而不采用CVT。

日本专利申请No.2006-159698(2006年6月8日提交)的全部内容在此通过引用的方式并入本文。

虽然前面所述是实施本发明的优选实施例的说明，但是可以理解，本发明并不局限于在此示出或说明的特定实施例，而是在未背离由下列权利要求书所限定的本发明的保护范围或要旨的情况下，可以进行各种变更和修改。

Claims (11)

1.一种动力传动系的换档冲击减小装置，所述动力传动系采用发动机和自动变速器，所述换档冲击减小装置包括：

传感器，其检测发动机载荷状态；

发动机控制器，其朝向下述方向执行发动机扭矩校正以减小换档冲击，所述方向是抵消由于换档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的惯性扭矩的方向；以及

变速控制器，其包括换档速度校正电路，所述换档速度校正电路用于根据发动机载荷校正所述自动变速器的换档速度。

2.根据权利要求1所述的换档冲击减小装置，其中：

当所述自动变速器的换档方向是换高速档方向时，所述换档速度校正电路以这样的方式校正所述换档速度，即：随着所述发动机载荷的增大而增大所述换档速度；以及

当所述自动变速器的所述换档方向是换低速档方向时，所述换档速度校正电路以这样的方式校正所述换档速度，即：随着所述发动机载荷的增大而减小所述换档速度。

3.根据权利要求1或2所述的换档冲击减小装置，其中：

所述换档速度校正电路以这样的方式校正所述换档速度，即：将所产生的惯性扭矩调整为低于下述惯性扭矩值，所述惯性扭矩值可以通过发动机扭矩变化余量抵消，所述发动机扭矩变化余量由最大发动机扭矩值和基于与所述发动机载荷有关的最新信息确定的实际发动机扭矩之间的发动机扭矩增大余量以及最小发动机扭矩值和所述实际发动机扭矩之间的发动机扭矩减小余量来限定。

4.根据权利要求1或2所述的换档冲击减小装置，其中：

所述换档速度校正电路根据所述自动变速器的所述换档方向是所述换高速档方向还是所述换低速档方向，改变所述换档速度的校正系数。

5.根据权利要求4所述的换档冲击减小装置，其中：

当所述自动变速器的换档方向是所述换高速档方向时，所述换档速度校正电路以这样的方式校正所述换档速度，即：将所产生的惯性扭矩调整为低于下述惯性扭矩值，所述惯性扭矩值可以通过最小发动机扭矩值和基于与所述发动机载荷有关的最新信息确定的实际发动机扭矩之间的发动机扭矩减小余量抵消；以及

当所述自动变速器的所述换档方向是所述换低速档方向时，所述换档速度校正电路以这样的方式校正所述换档速度，即：将所产生的惯性扭矩调整为规定扭矩值，所述规定扭矩值超过可以通过最大发动机扭矩值和所述实际发动机扭矩之间的发动机扭矩增大余量抵消的惯性扭矩值，而产生被抑制在乘员可容许的预定换档冲击范围内的可容许换低速档冲击。

6.一种减小动力传动系的换档冲击的方法，所述动力传动系采用发动机和自动变速器，所述方法包括：

检测发动机载荷状态；

执行发动机扭矩校正以减小换档冲击，所述发动机扭矩校正用于抵消由于换档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的惯性扭矩；以及

根据发动机载荷校正所述自动变速器的换档速度。

7.一种减小动力传动系的换档冲击的方法，所述动力传动系采用发动机和自动变速器，所述方法包括：

检测发动机载荷状态；

判断所述自动变速器的换档方向是表示换高速档还是表示换低速档；

基于换高速档过程中的发动机载荷确定换高速档时间常数校正系数，并计算经校正的换高速档时间常数，所述经校正的换高速档时间常数用于根据所述发动机载荷校正换高速档速度，以及用于抑制由于换高速档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的正惯性扭矩；

基于换低速档过程中的发动机载荷确定换低速档时间常数校正系数，并计算经校正的换低速档时间常数，所述经校正的换低速档时间常数用于根据所述发动机载荷校正换低速档速度，以及用于抑制由于换低速档过程中所述自动变速器的变速输入速度的变化而产生的负惯性扭矩；

确定目标传动比，以使实际传动比以经校正的换档速度接近于所述目标传动比，所述经校正的换档速度是基于换高速档过程中所述经校正的换高速档时间常数和换低速档过程中所述经校正的换低速档时间常数而确定的；以及

执行用于抵消所抑制的惯性扭矩的发动机扭矩校正，以减小换档冲击。

8.根据权利要求7所述的方法，其中：

当所述换档方向是换高速档方向时，随着所述发动机载荷的增大而减小所述换高速档时间常数校正系数；以及

当所述换档方向是换低速档方向时，随着所述发动机载荷的增大而增大所述换低速档时间常数校正系数。

9.根据权利要求8所述的方法，其中：

根据所述发动机载荷的增大而减小的所述换高速档时间常数校正系数的减小速率与根据所述发动机载荷的增大而增大的所述换低速档时间常数校正系数的增大速率不同。

10.根据权利要求9所述的方法，其中：

预先确定所述换高速档时间常数校正系数，以保证较慢换高速档速度的上限，所述较慢换高速档速度的上限将所产生的正惯性扭矩调整为低于下述惯性扭矩值，所述惯性扭矩值可以通过最小发动机扭矩值和基于与所述发动机载荷有关的最新信息确定的实际发动机扭矩之间的发动机扭矩减小余量抵消；以及

预先确定所述换低速档时间常数校正系数，以保证较慢换低速档速度的上限，所述较慢换低速档速度的上限将所产生的负惯性扭矩调整为低于下述惯性扭矩值，所述惯性扭矩值可以通过最大发动机扭矩值和所述实际发动机扭矩之间的发动机扭矩减小余量抵消。

11.根据权利要求9所述的方法，其中：

预先确定所述换高速档时间常数校正系数，以保证较慢换高速档速度的上限，所述较慢换高速档速度的上限将所产生的正惯性扭矩调整为低于下述惯性扭矩值，所述惯性扭矩值可以通过最小发动机扭矩值和基于与所述发动机载荷有关的最新信息确定的实际发动机扭矩之间的发动机扭矩减小余量抵消；以及

预先确定所述换抵速档时间常数校正系数，以保证将所产生的负惯性扭矩调整为规定扭矩值的换低速档速度，所述规定扭矩值超过可以通过最大发动机扭矩值和所述实际发动机扭矩之间的发动机扭矩增大余量抵消的惯性扭矩值，而产生被抑制在乘员可容许的预定换档冲击范围内的可容许换低速档冲击。

Images