CN101849090B - 车辆驱动力控制装置 - Google Patents

车辆驱动力控制装置 Download PDF

Info

Publication number
CN101849090B
CN101849090B CN200880114943XA CN200880114943A CN101849090B CN 101849090 B CN101849090 B CN 101849090B CN 200880114943X A CN200880114943X A CN 200880114943XA CN 200880114943 A CN200880114943 A CN 200880114943A CN 101849090 B CN101849090 B CN 101849090B
Authority
CN
China
Prior art keywords
driving force
output torque
shelves
gear shift
locking
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
CN200880114943XA
Other languages
English (en)
Other versions
CN101849090A (zh
Inventor
桑原清二
大坪秀显
甲斐川正人
松本章吾
马场正幸
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Publication of CN101849090A publication Critical patent/CN101849090A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101849090B publication Critical patent/CN101849090B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/021—Introducing corrections for particular conditions exterior to the engine
    • F02D41/0215—Introducing corrections for particular conditions exterior to the engine in relation with elements of the transmission
    • F02D41/023—Introducing corrections for particular conditions exterior to the engine in relation with elements of the transmission in relation with the gear ratio shifting
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W30/00—Purposes of road vehicle drive control systems not related to the control of a particular sub-unit, e.g. of systems using conjoint control of vehicle sub-units
    • B60W30/18—Propelling the vehicle
    • B60W30/188—Controlling power parameters of the driveline, e.g. determining the required power
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D11/00—Arrangements for, or adaptations to, non-automatic engine control initiation means, e.g. operator initiated
    • F02D11/06—Arrangements for, or adaptations to, non-automatic engine control initiation means, e.g. operator initiated characterised by non-mechanical control linkages, e.g. fluid control linkages or by control linkages with power drive or assistance
    • F02D11/10—Arrangements for, or adaptations to, non-automatic engine control initiation means, e.g. operator initiated characterised by non-mechanical control linkages, e.g. fluid control linkages or by control linkages with power drive or assistance of the electric type
    • F02D11/105—Arrangements for, or adaptations to, non-automatic engine control initiation means, e.g. operator initiated characterised by non-mechanical control linkages, e.g. fluid control linkages or by control linkages with power drive or assistance of the electric type characterised by the function converting demand to actuation, e.g. a map indicating relations between an accelerator pedal position and throttle valve opening or target engine torque
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W2540/00—Input parameters relating to occupants
    • B60W2540/10—Accelerator pedal position
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W2710/00—Output or target parameters relating to a particular sub-units
    • B60W2710/06—Combustion engines, Gas turbines
    • B60W2710/0666—Engine torque
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2250/00—Engine control related to specific problems or objectives
    • F02D2250/18—Control of the engine output torque
    • F02D2250/21—Control of the engine output torque during a transition between engine operation modes or states

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Automation & Control Theory (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)
  • Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)

Abstract

换档输出扭矩控制单元(118)执行换档输出扭矩控制来控制发动机扭矩(TE)，从而减小驱动力差(DFF)，所述驱动力差是由自动变速器(10)的降档导致的驱动力(FDR)的变动幅度。从而，与不执行换档输出扭矩控制的情况相比，能够使与降档相关的驱动力(FDR)的变化变得平滑。因而，能够提高乘客的舒适度和驾驶操作的可控性。

Description

车辆驱动力控制装置
技术领域
本发明涉及一种车辆驱动力控制装置，其提高了在设有发动机和具有固定传动比的自动变速器的车辆内的乘客的舒适度。
背景技术
在设有发动机和具有固定传动比的自动变速器的车辆内，当调节发动机输出的节气门和加速器踏板通过电线等以机械方式相连时，作为加速器踏板下压量的加速器操作量与节气门的打开程度(节气门开度)一一对应。上述一一对应关系基本上也适用于其中节气门与加速器踏板电气地互锁的电子节气门。然而，在具有电子节气门的车辆中，一些车辆驱动力控制装置临时地执行不遵循节气门基准特性的电子节气控制，所述节气门基准特性是加速器操作量与节气门开度之间的预定关系。例如，日本专利No.2929396说明了上述车辆驱动力控制装置中的一种。在该车辆驱动力控制装置中，为避免在具有固定传动比的自动变速器中的频繁换档，当可通过调节节气门开度而不进行换档来输出必要的驱动力——通过按照预定的换档模式(换档线图)换档将获得该必要的驱动力——时，不进行换档，而是调节节气门开度来获得必要的驱动力而不管节气门基准特性如何。
然而，日本专利No.2929396的车辆驱动力控制装置执行节气门开度调节以避免在具有固定传动比的自动变速器中的频繁换档，即用以避免换档。从而，当实际执行换档控制时，换档控制照常执行。因此，在日本专利No.2929396的车辆驱动力控制装置中，当执行自动变速器的换档控制时，驱动力必然以阶跃方式变化。
发明内容
本发明提供一种车辆驱动力控制装置，其使得在设有发动机和具有固定传动比的自动变速器的车辆中的驱动力平滑地变化。
本发明的一方面提供一种用于车辆的车辆驱动力控制装置，所述车辆包括发动机和自动变速器，所述发动机的输出扭矩通过能够电气地控制开闭的电子节气门改变，所述自动变速器具有固定的传动比，其中，执行换档输出扭矩控制来控制所述发动机的输出扭矩以减小驱动力差，所述驱动力差是由所述自动变速器的换档导致的驱动力的变动幅度。
按照上述车辆驱动力控制装置，由于通过执行换档输出扭矩控制来控制发动机的输出扭矩以减小由自动变速器换档导致的驱动力差，与不执行换档输出控制的情况相比，能够使与换档相关的驱动力的变化变得平滑。因而，能够提高乘客的舒适度。
此外，可在所述自动变速器的换档之前执行换档输出扭矩控制，并且当判定由于所述换档导致的驱动力差大于或者等于预定的驱动力差判定值时，可在所述换档之后再次执行所述换档输出扭矩控制以减小所述驱动力差。
按照上述的车辆驱动力控制装置，在所述自动变速器的换档之前执行换档输出扭矩控制，并且当判定由于所述换档导致的驱动力差大于或者等于预定的驱动力差判定值时，在所述换档之后再次执行所述换档输出扭矩控制以减小所述驱动力差。从而，与仅在所述自动变速器的换档之前或者之后执行所述换档输出扭矩控制的情况相比，能够进一步减小驱动力差。
而且，在所述自动变速器实际上被换到第n档的情形中，当指示所述自动变速器从第(n+1)档降档至所述第n档时的加速器操作量的降档点与指示所述自动变速器从第(n-1)档升档至所述第n档时的加速器操作量的升档点进行比较、且所述升档点的加速器操作量小于所述降档点的加速器操作量时，在所述第n档的所述换档输出扭矩控制从所述降档点开始。
按照上述车辆驱动力控制装置，在自动变速器实际上被换到第n档的情形中，当指示自动变速器从第(n+1)档降档至所述第n档时的加速器操作量的降档点与指示自动变速器从第(n-1)档升档至所述第n档时的加速器操作量的升档点进行比较、且升档点的加速器操作量小于降档点的加速器操作量时，在第n档的换档输出扭矩控制从降档点开始。从而，通过防止第n档的换档输出扭矩控制影响从第(n-1)档至第n档的升档，能够使由于降档导致的驱动力变化变得平滑。
而且，在所述自动变速器实际上被换到第n档的情形中，当指示所述自动变速器从第(n+1)档降档至所述第n档时的加速器操作量的降档点与指示所述自动变速器从第(n-1)档升档至所述第n档时的加速器操作量的升档点进行比较、且所述升档点的加速器操作量大于所述降档点的加速器操作量时，在所述第n档的所述换档输出扭矩控制从所述升档点开始。
按照上述车辆驱动力控制装置，在自动变速器实际上被换到第n档的情形中，当指示自动变速器从第(n+1)档降档至第n档时的加速器操作量的降档点与指示自动变速器从第(n-1)档升档至第n档时的加速器操作量的升档点进行比较、且升档点的加速器操作量大于降档点的加速器操作量时，在第n档的换档输出扭矩控制从升档点开始。从而，能够避免第n档的换档输出扭矩控制影响从第(n-1)档至第n档的升档。
此外，在所述自动变速器实际上被换到第n档的情形中，当所述自动变速器从所述第n档降档至第(n-2)档时，所述换档输出扭矩控制从指示所述自动变速器从所述第n档降档至第(n-1)档时的加速器操作量的降档点开始。
按照上述车辆驱动力控制装置，在自动变速器实际上被换到第n档的情形中，当自动变速器从所述第n档降档至第(n-2)档时，换档输出扭矩控制可从指示自动变速器从第n档降档至第(n-1)档时的加速器操作量的降档点开始。从而，对于诸如从第n档降档至第(n-2)档的多级降档，也能够通过执行换档输出控制而使得由于多级降档导致的驱动力变化变得平滑。
而且，在所述自动变速器实际上被换到第n档的情形中，在所述自动变速器从第(n+1)档降档至所述第n档之后执行以减小由所述降档导致的所述驱动力差的所述换档输出扭矩控制中，所述自动变速器从所述第n档升档至所述第(n+1)档时在所述第n档的驱动力可被设为所述换档输出扭矩控制中的所述驱动力的下限值。
按照上述车辆驱动力控制装置，在自动变速器实际上被换到第n档的情形中，在自动变速器从第(n+1)档降档至第n档之后执行以减小由降档导致的驱动力差的换档输出扭矩控制中，自动变速器从第n档升档至第(n+1)档时在第n档的驱动力被设为换档输出扭矩控制中的驱动力的下限值。即使当加速器操作量在所述换档输出扭矩控制期间减小时，通过防止于降档之后在第n档处执行的换档输出扭矩控制影响从第n档至第(n+1)档的升档，能够实现按照驾驶员意图的升档。
而且，在所述自动变速器降档之后执行以减小由所述降档导致的所述驱动力差的所述换档输出扭矩控制的期间，当加速器踏板返回以减小所述加速器操作量时，所述加速器踏板返回时的驱动力可被设为所述换档输出扭矩控制中的所述驱动力的上限值。
按照上述车辆驱动力控制装置，在自动变速器降档之后执行以减小由降档导致的驱动力差的换档输出扭矩控制的期间，当加速器踏板返回以减小加速器操作量时，加速器踏板返回时的驱动力被设为换档输出扭矩控制中的驱动力的上限值。从而，当所述加速器踏板返回时，能够避免驱动力的变化违背驾驶员的意图，即，避免尽管加速器踏板正在返回但驱动力仍增大。
此外，所述驱动力控制装置可还包括加速器下压速度检测器，其检测作为加速器踏板下压时的改变率的加速器下压速度，其中，能够基于检测出的加速器下压速度改变指示所述自动变速器降档时的加速器操作量的降档点。
按照上述车辆驱动力控制装置，基于检测出的加速器下压速度改变指示所述自动变速器降档时的加速器操作量的降档点。从而，能够及早地获得驾驶员所要求的驱动力。
而且，在所述自动变速器实际上被换到第n档的情形中，在具有上限值和下限值的换档点变化范围内，可移动所述降档点以随着所述加速器下压速度增大而减小所述加速器操作量，所述上限值被设为当所述自动变速器从所述第n档降档至第(n-1)档时在所述第(n-1)档执行换档时驱动力采取在所述第n档能够产生的最大驱动力时的加速器操作量，所述下限值被设为所述自动变速器从所述第(n-1)档升档至所述第n档时的加速器操作量和所述自动变速器从第(n+1)档降档至所述第n档时的加速器操作量中的较大的加速器操作量。
按照上述车辆驱动力控制装置，在自动变速器实际上被换到第n档的情形中，在具有上限值和下限值的换档点变化范围内，可移动降档点以随着加速器下压速度增大而减小加速器操作量，上限值被设为当自动变速器从第n档降档至第(n-1)档时在第(n-1)档执行换档时驱动力采取在第n档能够产生的最大驱动力时的加速器操作量，下限值被设为自动变速器从第(n-1)档升档至第n档时的加速器操作量和自动变速器从第(n+1)档降档至第n档时的加速器操作量中的较大的加速器操作量。能够降低由于在从第n档降档至第(n-1)档之前执行的换档输出扭矩控制导致的换档的频率。从而，能够避免降档点的移动影响从第(n-1)档至第n档的升档。
而且，在手动地固定所述自动变速器的档位或者手动地设定所述自动变速器的高速侧可变档位的手动档操作中，可不执行所述换档输出扭矩控制。
按照上述车辆驱动力控制装置，在手动地固定自动变速器的档位或者手动地设定自动变速器的高速侧可变档位的手动档操作中，不执行换档输出扭矩控制。从而，能够提供一种驱动力根据驾驶员的意图响应于驾驶员的操作直接地变化的操作感觉。
而且，可执行所述换档输出扭矩控制，使得随着加速器操作量增大作为驱动力变化量的驱动力变化梯度等于或小于加速器操作量的变化量。
按照上述车辆驱动力控制装置，执行换档输出扭矩控制，使得随着加速器操作量增大作为驱动力变化量的驱动力变化梯度等于或小于加速器操作量的变化量。从而，当加速器操作量较大时，即当发动机的输出扭矩较大时，驱动力相对于加速器踏板的操作缓和地变化，从而能够保证车辆的可控性。
而且，所述驱动力控制装置可还包括：变矩器，其具有设置在所述发动机与所述自动变速器之间的锁止机构；以及锁止判定单元，其判定要切换至其中所述锁止机构接合的锁止启动状态还是切换至所述锁止机构释放的锁止中止状态，其中，在所述锁止启动状态中，当所述锁止判定单元判定要切换至所述锁止中止状态时，执行锁止切换输出扭矩控制，来控制所述发动机的输出扭矩以减小由从所述锁止机构的所述锁止启动状态切换至所述锁止机构的所述锁止中止状态导致的所述驱动力差。
按照上述车辆驱动力控制装置，在锁止启动状态中，当锁止判定单元判定要切换至锁止中止状态时，执行锁止切换输出扭矩控制，来控制发动机的输出扭矩以减小由从锁止机构的锁止启动状态切换至锁止机构的锁止中止状态导致的驱动力差。从而，与不执行锁止切换输出扭矩控制的情况相比，能够使与锁止状态的切换相关的驱动力的变化变得平滑。因而，可提高乘客的舒适度。
而且，在所述锁止切换输出扭矩控制中，当从所述锁止启动状态切换至所述锁止中止状态时，所述锁止启动状态中的驱动力可增大以达到所述锁止中止状态中的驱动力。
按照上述车辆驱动力控制装置，在锁止切换输出扭矩控制中，当从锁止启动状态切换至锁止中止状态时，锁止启动状态中的驱动力增大以达到锁止中止状态中的驱动力。从而，能够进一步减小由于从锁止启动状态切换至锁止中止状态导致的驱动力差。
而且，所述驱动力控制装置可还包括加速器下压速度检测器，其检测作为加速器踏板下压时的变化率的加速器下压速度，其中，可基于检测出的所述加速器下压速度改变指示所述锁止启动状态切换至所述锁止中止状态时的加速器操作量的锁止中止点。
按照上述车辆驱动力控制装置，基于检测出的加速器下压速度改变指示锁止启动状态切换至锁止中止状态时的加速器操作量的锁止中止点。从而，能够及早地获得所述驾驶员所要求的驱动力。
而且，在具有上限值和下限值的锁止中止点变化范围内，可移动所述锁止中止点以随着所述加速器下压速度增大而减小所述加速器操作量，所述上限值被设为当所述锁止启动状态被切换至所述锁止中止状态时在切换时所述锁止中止状态中的驱动力采取能够在所述锁止启动状态中产生的最大驱动力时的加速器操作量，所述下限值被设为所述锁止中止状态切换至所述锁止启动状态时的预定的加速器操作量。
按照上述车辆驱动力控制装置，在具有上限值和下限值的锁止中止点变化范围内，移动锁止中止点以随着加速器下压速度增大而减小加速器操作量，上限值被设为当锁止启动状态被切换至锁止中止状态时在切换时锁止中止状态中的驱动力采取能够在锁止启动状态中产生的最大驱动力时的加速器操作量，下限值被设为锁止中止状态切换至锁止启动状态时的预定的加速器操作量。从而，能够降低由于在锁止启动状态切换至锁止中止状态之前执行的锁止切换输出扭矩控制导致的锁止状态的切换的频率。从而，能够防止锁止中止点的移动影响从锁止中止状态至锁止启动状态的切换。
而且，所述锁止切换输出扭矩控制可调节作为所述电子节气门的开度的节气门开度。
按照上述车辆驱动力控制装置，锁止切换输出扭矩控制调节节气门开度。从而，能够通过锁止切换输出扭矩控制调节发动机的输出扭矩来及早地改变驱动力。
此外，所述换档输出扭矩控制可调节作为所述电子节气门的开度的节气门开度。
按照上述车辆驱动力控制装置，换档输出扭矩控制调节节气门开度。从而，能够通过换档输出扭矩控制调节发动机的输出扭矩来及早地改变驱动力。
在此，节气门基准特性可以是加速器操作量与节气门开度之间相互一一对应的预定关系，并且换档输出扭矩控制可不管所述节气门基准特性如何地调节所述节气门开度，以减小当自动变速器换档时出现的驱动力差。具体地，在被执行以减小由于自动变速器降档导致的驱动力差的换档输出扭矩控制中，对于相同的的加速器操作量，实际的节气门开度可设为大于基于所述节气门基准特性确定的节气门开度。此外，在自动变速器降档之后执行以减小由于降档导致的驱动力差的的换档输出扭矩控制中，对于相同的加速器操作量，实际的节气门开度可设为小于基于节气门基准特性确定的节气门开度。
此外，所述锁止切换输出扭矩控制都可不管节气门基准特性如何来调节节气门开度，以减小由于从锁止机构的锁止启动状态切换至锁止机构的锁止中止状态而产生的驱动力差。具体地，在于从锁止启动状态切换至锁止中止状态之前执行的锁止切换输出扭矩控制中，对于相同的加速器操作量，实际的节气门开度可设为大于基于节气门基准特性确定的节气门开度。
附图说明
在本发明的示例实施方式的以下详细说明中，将参考附图阐明本发明的特征、优点以及技术和工业方面的意义，其中相同的标号表示相同的元件，其中：
图1为示出应用本发明实施方式的车辆自动变速器的概略图；
图2为示出当在图1所示车辆自动变速器中建立多个传动比时液压摩擦接合件的操作的操作表；
图3为对图1所示车辆自动变速器中的每个传动比使用直线表示的每个旋转元件的转速的列线图；
图4为示出设于车辆中以用于控制图1所示车辆自动变速器的控制系统的主要部分的框图；
图5为示出图4所示换挡杆的各操作位置的视图；
图6为示出用于图4所示电控装置的换档控制中的换档线图示例的视图；
图7为示出图4所示液压控制回路的主要部分的线路图；
图8为示出图4所示电控装置按照本发明第一实施方式的主控制功能的功能框图；
图9为示出节气门基准特性的视图，所述节气门基准特性为图1所示自动变速器中的加速器操作量与节气门开度之间相互一一对应的预定关系；
图10为示例示出基础驱动力特性的视图，每个基础驱动力特性为图1所示车辆自动变速器中当节气门开度根据图9所示的节气门基准特性变化相对于加速器操作量变化时加速器操作量与驱动力之间的关系；
图11的视图示出在本发明第一实施方式中当图1所示车辆自动变速器换档时驱动力相对于加速器操作量变化的变化，还示出当执行换档输出扭矩控制时的驱动力变化；
图12的视图示意性地示出在图11所示的换档输出扭矩控制中执行的扭矩增大控制中加速器操作量与驱动力之间的关系；
图13的视图示例示出当执行图12所示的扭矩增大控制时驱动力和发动机扭矩相对于加速器操作量变化的变化；
图14的流程图示出图4所示的电控装置的主控制操作，即，在第一实施方式中自动变速器的降档期间使驱动力基本平滑地变化的控制操作，所述流程图为一组流程图——该组流程图包括两个图——中的一个；
图15的流程图示出图4所示的电控装置的主控制操作，即，在第一实施方式中自动变速器的降档期间使驱动力基本平滑地变化的控制操作，所述流程图为一组流程图——该组流程图包括两个图——中的另一个；
图16的视图与图11对应，示出在本发明第二实施方式中当图1所示车辆自动变速器换档时驱动力相对于加速器操作量变化的变化，还示出当执行换档输出扭矩控制时的驱动力变化；
图17的流程图示出本发明第二实施方式中图4所示的电控装置的主控制操作，并更换了图15所示的流程图的一部分；
图18的流程图示出在图4所示电控装置的主控制操作期间——即在本发明第二实施方式中的换档输出扭矩控制期间——当加速器踏板返回时的控制操作，其不同于图17所示的流程图；
图19的功能框图示出本发明第三实施方式中的图4所示电控装置的主控制功能，其与图8所示的功能框图对应；
图20的视图示出在本发明第三实施方式中当图1所示车辆自动变速器换档时驱动力相对于加速器操作量变化的变化，还示出当执行换档输出扭矩控制时的驱动力变化，其与图11对应；
图21的流程图示出本发明第二实施方式中图4所示的电控装置的主控制操作，并更换了图14所示的流程图的一部分；
图22的功能框图示出本发明第四实施方式中图4所示的电控装置的主控制功能，其与图8所示的功能框图对应；
图23的流程图示出一控制操作，其判定是否在本发明第四实施方式中禁止执行图4所示电控装置的主控制操作，即，是否禁止执行图14和图15所示的流程图；
图24的功能框图示出本发明第五实施方式中图4所示的电控装置的主控制功能，其与图8所示的功能框图对应；
图25的视图示出在本发明第五实施方式中当图1所示车辆自动变速器换档时驱动力相对于加速器操作量变化的变化，还示出当执行换档输出扭矩控制时的驱动力变化，其与图11对应；
图26的流程图示出本发明第五实施方式中图4所示的电控装置的主控制操作，并更换了图14所示的流程图的一部分；
图27的流程图示出本发明第五实施方式中图4所示的电控装置的主控制操作，并更换了图15所示的流程图的一部分；
图28的功能框图示出本发明第六实施方式中图4所示的电控装置的主控制功能，其与图8所示的功能框图对应；
图29的视图示出在图1所示车辆自动变速器中被预先确定的锁止图，其使用车速和加速器操作量作为参数；
图30的视图示出在本发明第六实施方式中当图1所示车辆自动变速器的锁止机构的锁止状态切换时驱动力相对于加速器操作量变化的变化，还示出当执行锁止切换输出扭矩控制时驱动力的变化，其与图11对应；以及
图31的流程图示出当执行图4所示电控装置的主控制操作时——即在本发明第六实施方式中锁止机构从锁止启动状态切换至锁止中止状态时——减小驱动力差的控制操作，其与图14和图15所示的流程图对应。
具体实施方式
以下将参考附图更详细地说明本发明的示例实施方式。
现将说明本发明的第一实施方式。图1为示出根据本发明实施方式的车辆自动变速器(此后称为“自动变速器”)10的结构的概略图。图2为示出当在自动变速器10中建立多个传动比时液压摩擦接合件(此后称为“接合件”)的操作的操作表。如图1所示，应用本发明实施方式的车辆包括发动机30、变矩器32和具有固定传动比的自动变速器10。变矩器32具有锁止机构31，锁止机构31为液压控制的锁止离合器。然后，发动机30设有其打开和关闭都可电气地控制的电子节气门56(参见图4)。利用电子节气门56调节发动机30的输出扭矩TE(此后称为“发动机扭矩TE”)。当电子节气门56的开度θTH(此后称为“节气门开度θTH”)增大时，发动机扭矩增大。
自动变速器10包括在变速器箱体(此后称为“箱体”)26中同轴地布置的第一换档部14和第二换档部20，箱体用作固定至车辆本体的非旋转构件。第一换档部14主要由双小齿轮型的第一行星齿轮组12组成。第二换档部20主要由单小齿轮型的第二行星齿轮组16和双小齿轮型的第三行星齿轮组18组成。自动变速器10改变从其输入轴22输入的转速，并从其输出轴24输出旋转。输入轴22对应于输入旋转构件。在本实施方式中，输入轴22为变矩器32的涡轮轴，涡轮轴由作为推进车辆的动力源的发动机30驱动而旋转。输出轴24对应输出旋转构件，并例如通过差动齿轮(终极减速齿轮)(未示出)和一对车轴驱动右驱动轮和左驱动轮旋转。应注意，自动变速器10相对于其轴线基本对称地形成，并且在图1的概略图中省略了轴线之下的下半部。
第一行星齿轮组12包括恒星齿轮S1、多对相互啮合的小齿轮P1、以可自转和可公转的方式支撑小齿轮P1的托架CA1以及通过小齿轮P1与恒星齿轮S1啮合的齿圈R1。恒星齿轮S1、托架CA1和齿圈R1分别构成三个旋转元件。托架CA1联接至输入轴22并受驱动而旋转。恒星齿轮S1一体地固定至箱体26从而是不可旋转的。齿圈R1用作中间输出构件。齿圈R1以低于输入轴22的速度旋转并将旋转传递至第二换档部20。在本实施方式中，第一中间输出路径PA1以相同的速度将输入轴22的旋转传递至第二换档部20，并以预定的恒定传动比(＝1.0)传递旋转。第一中间输出路径PA1包括一直接路径PA1a和一间接路径PA1b，直接路径PA1a将旋转从输入轴22传递至第二换档部20而不经过第一行星齿轮组12，间接路径PA1b将旋转从输入轴22通过第一行星齿轮组12的托架CA1传递至第二换档部20。此外，第二中间输出路径PA2将旋转从输入轴22通过托架CA1、布置于托架CA1上的小齿轮P1以及齿圈R1传递至第二换档部20，并以高于第一中间输出路径PA1的传动比(大于1.0)改变(降低)输入轴22的转速以传递旋转。
第二行星齿轮组16包括恒星齿轮S2、小齿轮P2、以可自转和可公转的方式支撑小齿轮P2的托架CA2以及通过小齿轮P2与恒星齿轮S2啮合的齿圈R2。第三行星齿轮组18包括恒星齿轮S3、多对相互啮合的小齿轮P2和P3、以可自转和可公转的方式支撑小齿轮P2和P3的托架CA3以及通过小齿轮P2和P3与恒星齿轮S3啮合的齿圈R3。
第二行星齿轮组16和第三行星齿轮组18的几个部分相互连接构成四个旋转元件RM1至RM4。具体地，第二行星齿轮组16的恒星齿轮S2构成第一旋转元件RM1。第二行星齿轮组16的托架CA2和第三行星齿轮组18的托架CA3一体地相互连接构成第二旋转元件RM2。第二行星齿轮组16的齿圈R2和第三行星齿轮组18的齿圈R3一体地相互连接构成第三旋转元件RM3。第三行星齿轮组18的恒星齿轮S3构成第四旋转元件RM4。第二行星齿轮组16和第三行星齿轮组18组成拉威挪(Ravigneaux)式行星齿轮系，其中，托架CA2和CA3由一共同构件形成、齿圈R2和R3由一共同构件形成并且第二行星齿轮组16的小齿轮P2也用作第三行星齿轮组18的第二小齿轮。
第一旋转元件RM1(恒星齿轮S2)通过经第一制动器B1选择性地联接至箱体26而旋转或者停止，并经第三离合器C3(即第二中间输出路径PA2)选择性地联接至作为中间输出构件的第一行星齿轮组12的齿圈R1，此外还经第四离合器C4选择性地连接至第一行星齿轮组12的托架CA1(即第一中间输出路径PA1的间接路径PA1b)。第二旋转元件RM2(托架CA2和CA3)通过经第二致动器B2选择性地联接至箱体26而旋转或者停止，并经第二离合器C2选择性地联接至输入轴22(即第一中间输出路径PA1的直接路径PA1a)。第三旋转元件RM3(齿圈R2和R3)一体地连接至输出轴24以输出旋转。第四旋转元件RM4(恒星齿轮S3)经第一离合器C1联接至齿圈R1。应注意，在第二旋转元件RM2与箱体26之间与第二制动器B2并联地设有一单向离合器F1。单向离合器F1允许第二旋转元件RM2向前旋转(与输入轴22的旋转方向相同)并阻止反向旋转。
图3为列线图，其用直线示出第一换档部14和第二换档部20的每个旋转元件的转速，其中下水平线代表转速“0”而上水平线代表转速“1.0”——即与输入轴22相同的转速。从左侧开始，第一换档部14的竖线代表恒星齿轮S1、齿圈R1和托架CA1。竖线之间的间距基于第一行星齿轮组12的传动比ρ1(＝恒星齿轮S1的齿数/齿圈R1的齿数)来确定。从左至右地，第二换档部20的四条竖线代表第一旋转元件RM1(恒星齿轮S2)、第二旋转元件RM2(托架CA2和托架CA3)、第三旋转元件RM3(齿圈R2和齿圈R3)以及第四旋转元件RM4(恒星齿轮S3)。四条竖线之间的间距基于第二行星齿轮组16的传动比ρ2和第三行星齿轮组18的传动比ρ3来确定。
从图3所示的列线图显而易见，随着第一离合器C1和第二制动器B2的接合，第四旋转元件RM4通过第一换档部14以低于输入轴22的速度旋转，且第二旋转元件RM2的旋转停止。从而，联接至输出轴24的第三旋转元件RM3以示为“1st”的转速旋转，从而建立具有最高传动比(＝输入轴22的转速/输出轴24的转速)的第一档“1st”。
当第一离合器C1和第一制动器B1接合时，第四旋转元件RM4通过第一换档部14以低于输入轴22的速度旋转，且第一旋转元件RM1的旋转停止。从而，第三旋转元件RM3以示为“2nd”的转速旋转，从而建立第二档“2nd”，该第二档的传动比低于第一档“1st”的传动比。
当第一离合器C1和第三离合器C3接合时，第四旋转元件RM4和第一旋转元件RM1通过第一换档部14以低于输入轴22的速度旋转，且第二换档部20一体地旋转。从而，第三旋转元件RM3以示为“3rd”的转速旋转，从而建立第三档“3rd”，该第三档的传动比低于第二档“2nd”的传动比。
当第一离合器C1和第四离合器C4接合时，第四旋转元件RM4通过第一换档部14以低于输入轴22的速度旋转，且第一旋转元件RM1与输入轴22一体地旋转。从而，第三旋转元件RM3以示为“4th”的转速旋转，从而建立第四档“4th”，该第四档的传动比低于第三档“3rd”的传动比。
当第一离合器C1和第二离合器C2接合时，第四旋转元件RM4通过第一换档部14以低于输入轴22的速度旋转，且第二旋转元件RM2与输入轴22一体地旋转。从而，第三旋转元件RM3以示为“5th”的转速旋转，从而建立第五档“5th”，该第五档的传动比低于第四档“4th”的传动比。
当第二离合器C2和第四离合器C4接合时，第二换档部20与输入轴22一体地旋转。从而，第三旋转元件RM3以示为“6th”的转速——即与输入轴22相同的转速——旋转，从而建立第六档“6th”，该第六档的传动比低于第五档“5th”的传动比。第六档“6th”的传动比为1。
当第二离合器C2和第三离合器C3接合时，第一旋转元件RM1通过第一换档部14以低于输入轴22的速度旋转，且第二旋转元件RM2与输入轴22一体地旋转。从而，第三旋转元件RM3以示为“7th”的转速旋转，从而建立第七档“7th”，该第七档的传动比低于第六档“6th”的传动比。
当第二离合器C2和第一制动器B1接合时，第二旋转元件RM2与输入轴22一体地旋转，且第一旋转元件RM1的旋转停止。从而，第三旋转元件RM3以示为“8th”的转速旋转，从而建立第八档“8th”，该第八档的传动比低于第七档“第7”的传动比。
当第三离合器C3和第二制动器B2接合时，第一旋转元件RM1通过第一换档部14以较低的速度旋转，且第二旋转元件RM2的旋转停止。从而，第三旋转元件RM3以示为“Rev1”的转速沿反向旋转，从而建立第一倒档“Rev1”，该第一倒档具有沿反向旋转方向的最大传动比。当第四离合器C4和第二制动器B2接合时，第一旋转元件RM1与输入轴22一体地旋转，且第二旋转元件RM2的旋转停止。从而，第三旋转元件RM3以示为“Rev2”的转速沿反向旋转，从而建立第二倒档“Rev2”，该第二倒档的传动比低于第一倒档“Rev1”的传动比。第一倒档“Rev1”和第二倒档“Rev2”分别对应于反向旋转方向中的第一档和第二档。
当建立了上述档位时，操作图示出离合器C1至C4以及制动器B1和B2的操作状态。在图中，圆圈表示接合状态，括号内的圆圈表示仅在发动机制动期间接合的状态，空白表示释放状态。由于单向离合器F1与建立第一档“1st”的制动器B2并联地设置，因此在车辆开始运转(加速)时不总是需要接合制动器B2。此外，每个档位的传动比由第一行星齿轮组12、第二行星齿轮组16和第三行星齿轮组18的传动比ρ1、ρ2和ρ3适当地确定。
按照该方式，本发明的自动变速器10通过第一换档部14和第二换档部20在四个离合器C1至C4以及两个制动器B1和B2之间切换接合来实现八个前进档，第一换档部14包括具有不同传动比的两个中间输出路径PA1和PA2，第二换档部20具有两个行星齿轮组16和18。从而，自动变速器10可具有较小的尺寸，使得其更易于安装在车辆中。此外，从图2的操作图显而易见，仅离合器C1至C4以及制动器B1和B2中的任意两个变化来进行接合，从而能够实现每个档位的换档。而且，离合器C1至C4以及制动器B1和B2(此后当不需相互区分时简称为“离合器C”和“制动器B”)为诸如多片离合器或者多片制动器的液压受控接合的接合元件，即为液压摩擦接合元件。
图4为示出设于车辆中以用于控制图1所示自动变速器10的控制系统的主要部分的框图。电控单元90具有按照本发明各方面的驱动力控制装置的功能。电控单元90形成为包括一所谓的微机，微机设有中央处理器(CPU)、随机存取存储器(RAM)、只读存储器(ROM)、输入/输出接口等。CPU利用RAM的暂时存储功能，同时按照预先存储于ROM中的程序进行信号处理，从而执行发动机30的输出动力控制、自动变速器10的换档控制以及锁止机构31的接合/释放控制。在必要时，单独形成电控单元90以用于发动机控制和换档控制。
如图4所示，作为加速器踏板50的操作量的加速器操作量Acc由加速器操作量的传感器(加速器操作量传感器)52检测，且指示加速器的操作量(加速器操作量)Acc的信号供给至电控单元90。加速器踏板50的下压很大程度上取决于驾驶员要求的输出动力，由此加速器踏板50对应于加速器操作构件、且加速器操作量Acc对应于所要求的输出动力。
设置有发动机转速传感器58、进气量传感器60、进气温度传感器62、节气门开度传感器64、车速传感器66、冷却剂温度传感器68、制动器传感器70、换档位置传感器74、涡轮转速传感器76、AT油温传感器78、加速度传感器80等。发动机转速传感器58检测发动机30的旋转速度NE。进气量传感器60检测发动机30的进气量Q。进气温度传感器62检测进气的温度TA。具有怠速开关的节气门开度传感器64检测发动机30的电子节气门56的完全关闭状态(怠速状态)和开度θTH。电子节气门56的打开和关闭可通过控制节气门致动器54来电气地控制。车速传感器66检测车速V(其对应于输出轴24的转速NOUT)。冷却剂温度传感器68检测发动机30的冷却剂温度TW。制动器传感器70检测脚制动器或者行车制动器是否被操作。换档位置传感器74检测换挡杆72的位置(操作位置)PSH。涡轮转速传感器76检测涡轮速度NT(＝输入轴22的转速NIN)。AT油温传感器78检测AT油温TOIL，该AT油温TOIL为液压控制回路98中的液压流体的温度。加速度传感器80检测车辆的加速度(减速度)G。指示发动机转速NE、进气量Q、进气温度TA、节气门开度θTH、车速V、发动机冷却剂温度TW、脚制动器是否被操作、换挡杆72位置PSH、涡轮速度NT、AT油温TOIL以及车辆加速度(减速度)G的信号从这些传感器提供至电控单元90。
换挡杆72例如布置于驾驶员座椅附近，并被手动操作至如图5所示的五个位置——即“P”、“R”、“N”、“D”或者“S”位置——中的一个。“P”位置为驻车位置，其中自动变速器10中的动力传递路径被释放且输出轴24的旋转由机械驻车机构以机械方式锁定。“R”位置为反向运行位置，其中自动变速器10的输出轴24反向旋转。“N”位置为动力传递切断位置，其中自动变速器10中的动力传递路径释放。“D”位置为前向运行位置，其中在一允许自动变速器10从第一档换档至第八档的区段(D档)内进行自动变速控制。“S”位置为前向运行位置，其中允许进行手动换档，以使得高速侧可变档位在多个不同的档位区段或者多个不同的档位之间进行切换。“S”位置设有“+”位置和“-”位置，“+”位置用于在每次操作换挡杆72时使档位区段或者档位升档，“-”位置用于在每次操作换挡杆72时使档位区段或者档位降档。换档位置传感器74检测换挡杆72置于哪个位置(操作位置)PSH。
液压控制回路98例如设有通过线缆或者链路连接至换挡杆72的手动阀。手动阀根据换挡杆72的操作以机械方式操作，从而切换液压控制回路98中的液压回路。例如，在“D”位置和“S”位置，输出一前向运行液压PD以机械地形成前向运行回路。从而，允许前向运行并允许在前向运行档位——即第一档“1st”至第八档“8th”——中换档。当换挡杆72操作至“D”位置时，电控单元90从换档位置传感器74的信号识别出换档操作以建立自动变速器模式，然后使用所有的前向运行档位——即第一档“1st”至第八档“8th”——控制换档。
电控单元90包括换档控制单元110(参见图8)。换档控制单元110判定是否基于实际车速V和实际加速器操作量Acc根据例如图6所示的以车速V和加速器操作量Acc作为参数预先存储的关系图(换档线图)来进行换档，并控制换档以获得确定的档位。例如，根据车速V的降低或者加速器操作量Acc的增大建立一具有大传动比的低速侧档位。在换档控制中，为建立确定的档位，用于换档的液压控制回路98中的线性电磁阀SL1至SL6通电或者断电或者以电流控制，从而切换离合器C和制动器B的接合/释放状态，同时控制换档期间的过渡液压等。即，分别控制作为电磁阀的线性电磁阀SL1至SL6的通电和断电，以切换离合器C和制动器B的接合/释放状态，从而建立第一档“1st”至第八档“8th”的前向运行档位中的任意一个档位。应注意，可能有多种模式，例如可基于节气门开度θTH、进气量Q或者道路坡度进行换档控制。
在图6所示的换档线图中，实线为判定要升档的换档线(升档线)，虚线为判定要降档的换档线(降档线)。此外，图6所示的换档线图中的换档线用于判定在表示实际加速器操作量Acc(％)的水平线上实际车速V是否穿过换档线，即实际车速V是否超过换档线上的值(换档点车速)VS——在该值处应进行换档。换档线预先存储为值VS的一个范围(即换档点车速的范围)。应注意，图6所示的换档线图示例性地示出了在自动变速器10进行换档的第一档至第八档中的第一档至第六档的各换档线。
图7的线路图示出与线性电磁阀SL1至SL6有关的部分液压控制回路98。离合器C1至C4及制动器B1和B2的液压致动器(液压缸)34、36、38、40、42和44供应以液压，液压来自从液压供应装置46输出的管线液压PL并通过各自的线性电磁阀SL1至SL6调节。液压供应装置46包括由发动机30驱动旋转的机械油泵48(参见图1)以及调节管线液压PL的调节阀。从而，管线液压PL根据发动机负荷等控制。线性电磁阀SL1至SL6基本上具有相似的结构，并基于来自电控单元90(参见图4)的指令值独立地通电或者断电。从而，独立地调节液压致动器34至44的液压。然后，在自动变速器10的换档控制中进行所谓的离合器-离合器换档——即例如同时地控制与换档有关的离合器C和制动器B的释放与接合。例如，在如图2所示的接合操作表中，在从第五档至第四档的降档中，离合器C2释放、同时离合器C4接合，并适当地控制离合器C2的释放过渡液压以及离合器C4的接合过渡液压以抑制换档冲击。应注意，当不需区别说明时，线性电磁阀SL1至SL6简称为“线性电磁阀SL”。
附及地，当加速器踏板50下压时，为增大作为车辆推进力的驱动力FDR，自动变速器根据加速器操作量Acc按图6所示的换档线图降档。通常，在降档期间驱动力FDR会发生阶跃变化。然而，在下压加速器踏板时驱动力FDR的平滑变化将提供对驾驶员意图的更令人满意的响应。因此，在本实施方式中，进行控制操作来进一步地使在降档期间的驱动力FDR平滑地变化(以获得更连续的变化)。下文将参考图8说明控制操作。应注意，驱动轮的直径是恒定的，从而驱动力FDR与驱动力扭矩TDR——其为用于转动驱动轮的扭矩——成正比。
图8的功能框图示出电控单元90的主控制功能，即在降档期间使驱动力FDR平滑地变化的控制操作。
图9的示图示出节气门基准特性LAS，其为加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的相互一一对应的预定关系。本实施方式的节气门为其打开和关闭能够电气地控制的电子节气门56，从而能够增大或者减小节气门开度θTH而不管节气门基准特性LAS如何。例如，在图9中，当加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的关系朝由箭头ARUP所示的一侧移动时，与和节气门基准特性LAS对应的发动机扭矩TE相比，执行扭矩增大控制(将在以后说明)以增大实际的发动机扭矩TE。另一方面，当加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的关系朝由箭头ARDN所示的一侧移动时，与和节气门基准特性LAS对应的发动机扭矩TE相比，执行扭矩减小控制(将在以后说明)以减小实际的发动机扭矩TE。
图10的示图示例性地示出基础驱动力特性，每个基础驱动力特性为当节气门开度θTH按照节气门基准特性LAS(图9)相对于加速器操作量Acc变化时加速器操作量Acc与驱动力FDR之间的关系。基础驱动力特性根据自动变速器10的档位而不同，并且当自动变速器10的档位降低时驱动力FDR增大。即使在节气门开度θTH(加速器操作量Acc)与自动变速器10的档位不变化时，驱动力FDR也会以发动机转速NE或车速V及扭矩比——该扭矩比可通过变矩器32的输入轴和输出轴的转速比计算——为参数进行变化。应注意，图10所示的基础驱动力特性图示例性地示出了在自动变速器10进行换档的第一档至第八档中的第五档至第八档的基础驱动力特性。
在图8中，换档控制单元110例如判定是否使用如图6所示的预先存储的换档线图基于实际的车速V和实际的加速器操作量Acc来进行换档。换档控制单元110将进行所判定的换档的换档信号输出至液压控制回路98，以自动地进行自动变速器10的换档。例如，在自动变速器10的当前档位为第三档的情况下，当判定实际的车速V从图6的点a降低至点b且换档控制单元110判定实际的车速V越过换档点车速V3-2——在该车速V3-2处自动变速器10应从“3rd”降档至“2nd”——时，在降档控制中，换档控制单元110往液压控制回路98输出一指令，使得在仍保持第三离合器C3一定量的接合扭矩的同时，第三离合器C3开始释放接合、开始第一制动器B1的接合以产生第一制动器B1的接合扭矩，然后第三档位的传动比γ3改变至第二档位的传动比γ2，并完成第三离合器C3的释放与第一制动器B1的接合。
存储单元112存储图6所示的换档线图和图9所示的节气门基准特性LAS。而且，在多个车辆驱动状态中，影响基础驱动力特性(图10)的参数——诸如车速V和变矩器32的转速比——以阶跃方式变化，如图10所示的由各档位的基础驱动力特性组成的基础驱动力特性图是预先获得的，且存储单元112还存储多个基础驱动力特性图。
加速器下压速度检测器114检测加速器踏板50的下压变化率，即作为由加速器操作量传感器52检测到的加速器操作量Acc的改变率的加速器下压速度VAC。应注意，在加速器下压速度VAC中，加速器踏板50的下压方向——即加速器操作量Acc增大的方向——是向前的。
加速器操作量判定单元116基于由加速器下压速度检测器114检测到的加速器下压速度VAC判定加速器操作量Acc是否正在增大。
换档执行判定单元117判定自动变速器10中是否进行了换档。例如，在以后将说明的图11的说明中，当换档控制单元110进行了降档时，换档执行判定单元117判定已进行了降档。
在此，当加速器操作量Acc增大时，自动变速器10按照图6所示的换档线图降档。然后，从示出加速器操作量Acc与驱动力FDR之间关系的图11显而易见，当驱动力FDR沿基础驱动力特性随着加速器操作量Acc的增大而变化时，驱动力FDR在降档时例如如图11中箭头FN所示以阶跃方式变化。然后，换档输出扭矩控制单元118执行换档输出扭矩控制来调节发动机转矩TE，以减小驱动力差DFF(在图11中示例性地示出)，该驱动力差DFF为由于自动变速器10降档导致的驱动力FDR的变化幅度。也可在自动变速器10升档时执行换档扭矩控制。然而，在本实施方式中，当在升档期间不进行换档输出控制、且车速V与加速器操作量Acc之间的关系朝图6所示换档线图中的升档方向变化时——诸如当加速器操作量Acc减小时或者当车速V增大时，驱动力FDR沿图11所示的每个档位的基础驱动力特性如虚线(图11)所示变化，然后在升档期间如虚线箭头(图11)所示以阶跃方式变化。应注意，第(n+2)档、第(n+1)档、第n档和第(n-1)档概括地代表自动变速器10的各个档位。例如，当第n档对应于第六档时，第(n+1)档对应于第七档。以下说明和其它附图也是如此。
将参考图11具体地说明换档输出扭矩控制。当自动变速器10从第(n+2)档降至第(n+1)档时，自动变速器10的当前档位(实际档位)将为第(n+1)档。该情形将作为一个示例进行说明。换档输出扭矩控制单元118包括前换档输出扭矩控制单元120和后换档输出扭矩控制单元122，前换档输出扭矩控制单元120在自动变速器10换档之前执行换档输出扭矩控制，后换档输出扭矩控制单元122在自动变速器10换档之后执行换档输出扭矩控制。当加速器操作量判定单元116判定加速器操作量正在增大时，前换档输出扭矩控制单元120获取第(n+1)档——其为当前档位(实际档位)——的基础驱动力特性以及比当前档位低一个档位的第n档的基础驱动力特性，以执行用于下一次降档的换档输出扭矩控制。此时，可基于诸如车速V的参数一一地获得对应于加速器操作量Acc的驱动力FDR。然而，例如假设当前车速V、变矩器32的扭矩比等保持恒定，前换档输出扭矩控制单元120从存储于存储单元112中的多个基础驱动力特性图中选择与当前车辆驱动状态对应的基础驱动力特性图，并然后获取第(n+1)档(当前档位)和第n档的基础驱动力特性。
随后，前换档输出扭矩控制单元120比较降档点PDN和升档点PUP，其中降档点PDN指示自动变速器10从第(n+2)档降至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc，升档点PUP指示自动变速器10从第n档升至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc。当升档点PUP的加速器操作量Acc小于降档点PDN的加速器操作量时，在第(n+1)档(当前档位)的换档输出扭矩控制从降档点PDN开始。此时，例如由于自动变速器10的之前最近一次换档是从第(n+2)档降档至第(n+1)档，所以前换档输出扭矩控制单元120采用从实际的第(n+2)档至第(n+1)档的降档点PDN作为降档点PDN，且从基于当前车速V为恒定的假设、根据图6的换档线图预测的第n档至第(n+1)档的升档点PUP作为升档点PUP。
如参考图11进行的说明，当前换档输出扭矩控制单元120比较换档点时，图11中示出的P11用作升档点PUP且图11中示出的P12用作降档点PDN。当比较换档点时，在图11中，升档点PUP(P11)的加速器操作量Acc(图11中的横坐标轴)小于降档点PDN(P12)的加速器操作量Acc。从而，前换档输出扭矩控制单元120从图11所示的降档点PDN(P12)开始换档输出扭矩控制，并且在换档输出扭矩控制中，随着加速器操作量Acc的增大，驱动力FDR相对于第(n+1)档(当前档位)的基础驱动力特性增大，如图11中的AR11所示。具体地，为按照该方式增大驱动力FDR，在换档输出扭矩控制中，前换档输出扭矩控制单元120执行扭矩增大控制，在扭矩增大控制中，基于例如当前车速V保持恒定的假设、根据图6中示出的换档线图来预测从第(n+1)档(当前档位)至第n档的降档点PDN(图11中第n档基础驱动力特性上的点P13)，判定作为开始点的P12和作为结束点的P13，节气门开度θTH与图9所示的节气门基准特性LAS无关地增大，使得驱动力FDR在P12与P13之间平滑地增大(在图11中线性地增大)，然后，与对应于节气门基准特性LAS的发动机扭矩TE相比，实际的发动机扭矩TE增大。将参考图12说明扭矩增大控制，图12示意性地示出加速器操作量Acc与驱动力FDR之间的关系。确定对应于扭矩增大控制的开始点(图11中的P12)的扭矩增大起始点(图12)和对应于扭矩增大控制的结束点(图11中的P13)的扭矩增大目标点(图12)，并通过例如直线的预定的变化曲线进行连接，然后驱动力FDR与图9所示的节气门基准特性LAS无关地增大。随着每次自动变速器10根据加速器操作量Acc的增大而降档时执行换档输出扭矩控制——该换档输出扭矩控制由其中发动机扭矩TE与图9所示的节气门基准特性LAS无关地增大的扭矩增大控制执行，例如如图13所示，发动机扭矩TE在每次降档时以阶跃方式减小，降档时的驱动力差DFF消除或者减小，且然后驱动力FDR平滑地变化。应注意，由于在扭矩增大控制中，发动机扭矩TE即使与图9所示的节气门基准特性LAS无关地增大，但仍具有一上限，所以对应于发动机扭矩TE上限的第(n+1)档(当前档位)的最大驱动力设为驱动力FDR的上限，由扭矩增大控制的结束点(图13中的P13)指示。此外，当扭矩增大控制之后加速器踏板50下压以进行降档、并然后节气门开度θTH遵循图9所示的节气门基准特性LAS时，为了尽管正在下压加速器踏板90也不减小驱动力FDR，在扭矩增大控制中，发动机扭矩TE的控制考虑了扭矩增大控制中驱动力FDR的误差，使得在扭矩增大控制期间驱动力FDR不超过降档之后的实际驱动力FDR。
说明了升档点PUP的加速器操作量Acc(图11的横坐标)小于降档点PDN的加速器操作量的情形；然而，相反的情形也是可能的。例如图11中的如下情形：自动变速器10从第(n+1)档降档至第n档，并且自动变速器10的当前档位(实际档位)为第n档。下一步，将作为示例来说明该情形。
在图11中，如同第(n+1)档的情形，在第n档(当前档位)中同样地，当加速器操作量判定单元116判定加速器操作量Acc正在增大时，前换档输出扭矩控制单元120获取作为当前档位(实际档位)的第n档的基础驱动力特性以及比当前档位低一个档位的第(n-1)档的基础驱动力特性，以执行用于下一次降档的换档输出扭矩控制。随后，前换档输出扭矩控制单元120将降档点PDN与升档点PUP进行比较，该降档点PDN指示自动变速器10从第(n+1)档降档至第n档(当前档位)时的加速器操作量Acc的，该升档点PUP指示自动变速器10从第(n-1)档升档至第n档(当前档位)时的加速器操作量Acc。在图11的第n档中，由于升档点PUP(图11中的P14)的加速器操作量Acc大于降档点PDN(图11中的P13)的加速器操作量Acc，因此前换档输出扭矩控制单元120从升档点PUP开始第n档(当前档位)的换档输出扭矩控制。从而，通过执行扭矩增大控制，前换档输出扭矩控制单元120从图11所示的升档点PUP(P14)开始换档输出扭矩控制，并且在换档输出扭矩控制中随着加速器操作量Acc相对于第n档(当前档位)基础驱动力特性的增大而增大驱动力FDR，如图11中的AR12所示。在此，由于与第(n-1)档基础驱动力特性上的降档点PDN(图11中的P15)对应的驱动力FDR大于第n档(当前档位)的最大驱动力，所以驱动力FDR不能增大至第n档(当前档位)上的P15，扭矩增大控制的结束点设为图11中的P16，与最大驱动力对应。
当换档执行判定单元117判定已进行了降档——即当自动变速器10已经进行了降档时，前换档输出控制单元120结束在降档之前执行以减小由于上述降档导致的驱动力差DFF的扭矩增大控制(即，作为在换档之前执行的换档输出扭矩控制的前换档输出扭矩控制)。从而，一旦已经进行了降档，则不在降档之后进行扭矩增大控制。
已说明了在降档之前执行的扭矩增大控制；然而，当加速器操作量Acc在降档之后仍然增大时，可执行换档输出扭矩控制。
当加速器操作量判定单元116判定加速器操作量Acc正在增大、且换档执行判定单元117判定已经进行了降档时，后换档输出扭矩控制单元122判定由于作为自动变速器10的换档的降档导致的驱动力差DFF是否大于或者等于预定的驱动力差判定值XDF。然后，当后换档输出扭矩控制单元122判定驱动力差DFF大于或者等于预定的驱动力差判定值XDF时，后换档输出扭矩控制单元122在降档之后执行换档输出扭矩控制以减小驱动力差DFF。具体地，后换档输出扭矩控制单元122执行扭矩减小控制，其中，节气门开度θTH与图9所示的节气门基准特性LAS无关地减小，并且随着加速器操作量Acc的增大，实际的发动机扭矩TE从相比于与节气门基准特性LAS对应的发动机扭矩TE要小的发动机扭矩TE开始增大，从而逼近与节气门基准特性LAS对应的发动机扭矩TE。因此，执行后换档输出扭矩控制——其为在降档之后执行的换档输出扭矩控制，以减小由于降档导致的驱动力差DFF。参考图11，对于后换档输出扭矩控制，P15与P16之间沿纵坐标方向的差为由于从第n档降至第(n-1)档的降档导致的驱动力差DFF。由于后换档输出扭矩控制单元122判定驱动力差DFF大于或者等于驱动力差判定值XDF，所以后换档输出扭矩控制单元122判定后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)的开始点P17——该开始点P17基于作为降档后档位的第(n-1)档的第(n-1)档(当前档位)基础驱动力特性与在降档前执行的扭矩增大控制的结束点P16之间的预定状态来确定。然后，随着加速器操作量Acc的增大，后换档输出扭矩控制单元122从开始点P17增大驱动力FDR，从而逼近第(n-1)档(当前档位)基础驱动力特性，如图11中的AR13所示。在后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)中增大驱动力FDR的方法可相对于加速器操作量Acc以预定的梯度增大驱动力FDR，或者可增大驱动力FDR以线性地连接后换档输出扭矩控制的开始点和结束点，结束点设于第(n-1)档(当前档位)基础驱动力特性上。应注意，当执行扭矩减小控制时，后换档输出扭矩控制单元122可使用由前换档输出扭矩控制单元120获取的基础驱动力特性。
然后，当后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)开始时，后换档输出扭矩控制单元122判定驱动力FDR是否已经达到第(n-1)档(当前档位)的基础驱动力特性。当判定驱动力FDR已经达到第(n-1)档(当前档位)的基础驱动力特性时，后换档输出扭矩控制单元122结束后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)。在扭矩减小控制期间，加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的关系发生变化，使得节气门开度θTH小于(箭头ARDN侧)图9所示的节气门基准特性LAS。当上述关系与节气门基准特性LAS一致时，后换档输出扭矩控制单元122判定驱动力FDR已经达到第(n-1)档(当前档位)的基础驱动力特性。
通常，当加速器踏板50下压时，自动变速器10随着加速器操作量Acc的增大一档接一档地降档。然而，当加速器踏板50快速下压时，可进行两档或者更多档的降档(多级降档)。同样地，在多级降档中，与一档接一档地进行降档的情形相同，换档输出扭矩控制单元118执行换档输出扭矩控制。当执行从第n档(实际档位)至比实际档位低两个档位的第(n-2)档的多级降档时，前换档输出扭矩控制单元120从指示加速器操作量Acc的降档点PDN——该降档点PDN从图6的换档线图中获得并且在该点处进行从第n档至第(n-1)档的降档——开始前换档输出扭矩控制，以使得驱动力FDR增大、逼近后换档第(n-2)档的基础驱动力特性。
在关注换档输出扭矩控制中加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的关系时，换档输出扭矩控制与图9所示的节气门基准特性LAS无关地调节节气门开度θTH以减小由于自动变速器10的换档导致的驱动力差DFF。具体地，在前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)中，对于相同的加速器操作量Acc，实际的节气门开度θTH相比于基于图9的节气门基准特性LAS确定的节气门开度θTH增加。此外，在后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)中，对于相同的加速器操作量Acc，实际的节气门开度θTH相比于基于图9的节气门基准特性LAS确定的节气门开度θTH减小。按照该方式，在扭矩增大控制与扭矩减小控制当中，相对于作为边界线的图9的节气门基准特性LAS，指示加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的关系的点沿相反的方向(箭头ARUP方向或者箭头ARDN方向)移动，因此扭矩增大控制与扭矩减小控制不会平行地执行。
图14和图15的流程图示出电控单元90的主控制操作，即，在自动变速器10降档时使驱动力FDR平滑地变化的控制操作。例如以大约几毫秒至几十毫秒这样极短的间隔重复执行该控制操作。应注意，流程图假设加速器踏板50被压下，随着加速器操作量Acc的增大，自动变速器10随后接连进行降档。
首先，在与加速器下压速度检测器114和加速器操作量判定单元116对应的步骤SA1(此后，省略“步骤”)中，检测加速器下压速度VAC，并基于检测到的加速器下压速度VAC判定加速器操作量Acc是否正在增大。当SA1的判定为肯定时，即，当加速器操作量Acc正在增大时，程序前进到SA2。另一方面，当SA1的判定为否定时，流程图程序结束。
在SA2中，判定是否正在执行扭矩减小控制(即后换档输出扭矩控制)。进行以上判定是因为以下的SA3至SA8为执行扭矩增大控制的步骤，而扭矩增大控制与扭矩减小控制不会平行地执行。当SA2的判定为肯定时，即正在执行扭矩减小控制时，程序前进到SA11。另一方面，当SA2的判定为否定时，程序前进到SA3。
在SA3中——其中当前档位(实际档位)由第n档表示，指示自动变速器10从第(n+1)档降档至第n档(当前档位)时的加速器操作量Acc的降档点PDN与指示自动变速器10从第(n-1)档升档至第n档(当前档位)时的加速器操作量Acc的升档点PUP进行比较。然后，判定升档点PUP的加速器操作量Acc是否小于降档点PDN的加速器操作量Acc。当SA3的判定为肯定时，即当升档点PUP的加速器操作量Acc小于降档点PDN的加速器操作量Acc时，程序前进到SA4。另一方面，当SA3的判定为否定时，程序前进到SA5。
在SA4中，开始换档输出扭矩控制，在从第n档(当前档位)降档之前通过扭矩增大控制来执行该换档输出扭矩控制——即前换档输出扭矩控制。在此，尽管没有特别地限制前换档输出扭矩控制的开始点，但在本实施方式中，前换档输出扭矩控制从降档点PDN开始。例如，将参考图11说明自动变速器10的当前档位(实际档位)为第(n+1)的情况。因为在图11中降档点PDN为P12，因此P12被设为开始点，然后如AR11所示执行前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)。应注意，在图11中前换档输出扭矩控制的结束点设为P13，且使得降档时刻的驱动力差DFF趋近于零；然而，降档时结束点处的驱动力可低于P13处的驱动力，只要结束点的驱动力大于第(n+1)档(当前档位)的基础驱动力特性。
此外，在SA4中，当正在执行前换档输出扭矩控制时，则继续执行。
在SA5中，判定正在增大的实际加速器操作量Acc是否已达到由升档点PUP指示的加速器操作量Acc。当SA5的判定为肯定时，即，实际加速器操作量Acc已经达到由升档点PUP指示的加速器操作量Acc时，程序前进到SA6。另一方面，当SA5的判定为否定时，流程图程序结束。
在SA6中，扭矩增大控制开始换档输出扭矩控制，在从第n档(当前档位)降档之前执行该换档输出扭矩控制，即开始前换档输出扭矩控制。在此，尽管没有特别地限制前换档输出扭矩控制的开始点，但在本实施方式中，前换档输出扭矩控制在实际加速器操作量Acc达到由升档点PUP指示的加速器操作量Acc时立即开始，即从升档点PUP开始。例如，将参考图11说明自动变速器10的当前档位(实际档位)为第n档的情形。因为在图11中升档点PUP为P14，因此P14被设为开始点，然后如AR12所示执行前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)。应注意，SA5和SA6为当在SA3中做出否定判定时进行的步骤，从而，在当前档位(实际档位)为第n档的情形中，当从第(n+1)档至第n档(当前档位)的降档点PDN的加速器操作量Acc大于从第(n-1)档至第n档(当前档位)的升档点PUP的加速器操作量Acc时，将执行SA5和SA6。
此外，在SA6中，当正在执行前换档输出扭矩控制时，则继续执行。
在SA4或者SA6之后执行SA7。在与换档执行判定单元117对应的SA7中，判定自动变速器10是否已经降档。当SA7的判定为肯定时，即当自动变速器10已经降档时，程序前进到SA8。另一方面，当SA7的判定为否定时，流程图程序结束。
在SA8中，在SA4或者SA6中开始的前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)结束。在步骤SA8之后，程序前进到SA9。应注意，SA2至SA6以及SA8对应于前换档输出扭矩控制单元120。
在SA9中，判定由于自动变速器10的降档——在SA7中判定该降档——导致的驱动力差DFF是否大于或者等于预定的驱动力差判定值XDF。例如，图11中P15与P16之间沿纵坐标方向的差值为由于从第n档降档至第(n-1)档导致的驱动力差DFF，并且比较该差值与驱动力差判定值XDF。当SA9的判定为肯定时，即当驱动力差DFF大于或者等于驱动力差判定值XDF时，程序前进到SA10。另一方面，当SA9的判定为否定时，流程图程序结束。
在SA10中，开始执行换档输出扭矩控制，该换档输出扭矩控制在降档之后通过扭矩减小控制执行(即后换档输出扭矩控制)。例如，将参考图11说明在自动变速器10的当前档位(实际档位)——即降档后的档位——为第(n-1)档的情况。P17设为后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)的开始点，并如AR13所示执行后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)。
在SA10中，当正在执行后换档输出扭矩控制时，则继续执行。
在SA11中，判定在后换档输出扭矩控制——在SA7中判定降档之后于SA10中开始该后换档输出扭矩控制——中驱动力FDR是否已达到当前档位的基础驱动力特性。通过扭矩减小控制来改变加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的关系，使得节气门开度θTH小于(箭头ARDN侧)图9所示的节气门基准特性LAS。当上述关系与节气门基准特性LAS一致时，可判定驱动力FDR已经达到当前档位的基础驱动力特性。当SA11的判定为肯定时，即当驱动力FDR已经达到当前档位的基础驱动力特性时，程序前进到SA12。另一方面，当SA11的判定为否定时，流程图程序结束。
在SA12中，在SA10中开始的后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)结束。应注意，SA9至SA12对应于后换档输出扭矩控制单元122。
按照本实施方式的电控单元90提供了以下(A1)至(A7)有利效果。
(A1)换档输出扭矩控制单元118执行换档输出扭矩控制以调节发动机输出扭矩TE，从而减小驱动力差DFF(在图11中示例性地示出)，驱动力差是由于自动变速器10降档导致的驱动力FDR的变化幅度。从而，与不执行换档输出控制的情形相比，这能够使驱动力FDR随着降档平滑地变化。因而，可提高乘客的舒适度和驾驶操作的可控性。
(A2)例如，如在图11中自动变速器10从第n档降档至第(n-1)档的情形，(a)在自动变速器10进行换档(降档)之前执行换档输出扭矩控制，以及(b)当判定由换档(降档)导致的驱动力差DFF大于或等于预定的驱动力差判定值XDF时，在换档(降档)之后也执行换档输出扭矩控制以减小驱动力差DFF。从而，与仅在自动变速器10换档(降档)之前或者之后执行换档输出扭矩控制的情形相比，可以进一步减小驱动力差DFF。
(A3)在图11中实际档位为第(n+1)档的情形中，前换档输出扭矩控制单元120将指示自动变速器10从第(n+2)档降档至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc的降档点PDN与指示自动变速器10从第n档升档至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc的升档点PUP进行比较。在第(n+1)档(当前档位)中，升档点PUP的加速器操作量Acc小于降档点PDN，从而，前换档输出扭矩控制单元120从降档点PDN开始第(n+1)档(当前档位)的换档输出扭矩控制。从而，如图11所示，驱动力FDR通过换档输出扭矩控制开始增加(图11中的AR11)，对作为升档点PUP的P11和作为降档点PDN的P12没有任何影响。从而，可防止第(n+1)档(当前档位)的换档输出扭矩控制影响从第n档至第(n+1)档的升档，使得能够按照驾驶员的意图实现升档。此外，由于驱动力FDR的增加(图11中的AR11)从降档点PDN(P12)开始，因此该增加的梯度尽可能地缓和，从而，由于降档导致的驱动力FDR的变化可变得平滑。
(A4)在当前档位为第n档时，前换档输出扭矩控制单元120将指示自动变速器10从第(n+1)档降档至第n档(当前档位)时的加速器操作量Acc的降档点PDN与指示自动变速器10从第(n-1)档升档至第n档(当前档位)时的加速器操作量Acc的升档点PUP进行比较。在图11中的第n档(当前档位)上，因为升档点PUP(图11中的P14)的加速器操作量Acc大于降档点PDN(图11中的P13)，前换档输出扭矩控制单元120从升档点PUP(P14)开始第n档(当前档位)的换档输出扭矩控制。从而，如图11所示，驱动力FDR通过换档输出扭矩控制开始增加(图11中的AR12)，对升档点PUP(P14)和降档点PDN(P13)没有任何影响。从而，可防止第n档(当前档位)的换档输出扭矩控制影响从第(n-1)档至第n档的升档，从而，可以按照驾驶员的意图实现升档。此外，由于驱动力FDR的增加(图11中的AR12)从升档点PUP(P14)开始，因此该增加的梯度尽可能地缓和，从而，由于降档导致的驱动力FDR的变化可变得平滑。
(A5)在自动变速器10的实际档位为第n档的情形中，当进行从第n档(实际档位)至比第n档低两个档位的第(n-2)档的多级降档时，前换档输出扭矩控制单元120从指示加速器操作量Acc的降档点PDN开始前换档输出扭矩控制，以使得驱动力FDR增大逼近换档后第(n-2)档的基础驱动力特性，该降档点PDN从图6的换档线图获得，且在该降档点PDN处自动变速器10从第n档(当前档位)降档至第(n-1)档。从而，对于诸如从第n档降档至第(n-2)档的多级降档，同样地，也能够通过执行前换档输出扭矩控制来使由于多级降档导致的驱动力变化变得平滑。
(A6)换档输出扭矩控制调节节气门开度θTH。即，图9的节气门基准特性LAS为加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间相互一一对应的预定关系，换档输出扭矩控制与图9的节气门基准特性LAS无关地调节节气门开度θTH以减小在自动变速器10换档时产生的驱动力差DFF。具体地，在前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)中，对于相同的加速器操作量Acc，与基于图9的节气门基准特性LAS确定的节气门开度θTH相比，实际的节气门开度θTH增大了。此外，在后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)中，对于相同的加速器操作量Acc，与基于图9的节气门基准特性LAS确定的节气门开度θTH相比，实际的节气门开度θTH减小了。从而，在换档输出扭矩控制中，能够通过调节电子节气门56来容易地调节发动机扭矩TE以改变驱动力FDR。
(A7)当想要增大驱动力FDR时，驾驶员下压加速器踏板50，并因而执行降档。在前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)中，驱动力FDR在自动变速器10降档之前增大，从而，驱动力FDR逼近降档后的驱动力FDR，如图11中的AR11和AR12所示。在此，当在降档之前由于通过前换档输出扭矩控制导致的驱动力FDR增大而获得了希望的驱动力FDR时，停止加速器踏板50的下压，并最终不进行降档。从而，自动变速器10的换档频率降低，从而可提高操作性。
接下来将说明本发明的另一实施方式。应注意，在以下说明中，相同的参考标号在各实施方式中被用于相同的部件，并且将不再重复其说明。
现将说明第二实施方式。第二实施方式与第一实施方式的不同之处在于用电控单元220替换了电控单元90。图8所示的功能框图对于第一和第二实施方式是相同的。然后，第二实施方式与第一实施方式的不同之处在于用加速器操作量判定单元221和后换档输出扭矩控制单元222分别替换了加速器操作量判定单元116和后换档输出扭矩控制单元122。下文将主要说明不同之处。
参考图8，后换档输出扭矩控制单元222与第一实施方式的后换档输出扭矩控制单元122一样在自动变速器10降档之后执行换档输出扭矩控制——即后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)，以减小由于降档导致的驱动力差DFF。然后，除了第一实施方式的后换档输出扭矩控制单元122判定后换档输出扭矩控制的开始点(图11中的P17)的条件之外，后换档输出扭矩控制单元222还基于以下条件判定开始点。
在自动变速器10的当前档位(实际档位)为第(n-1)档的情形中，后换档输出扭矩控制单元222将自动变速器10从第(n-1)档(当前档位)升档至第n档时的第(n-1)档(当前档位)驱动力FDR设为后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)中的驱动力FDR的下限值LFDR。即，后换档输出扭矩控制单元222判定后换档输出扭矩控制的开始点，使得在开始点的驱动力FDR不低于驱动力FDR的下限值LFDR。
将参考对应于图11第一实施方式的图16的本实施方式说明后换档输出扭矩控制，其中当前档位(实际档位)为第(n-1)档，该后换档输出扭矩控制在自动变速器10从第n档降档至第(n-1)档(当前档位)之后执行。首先，后换档输出扭矩控制单元222根据例如当前车速V保持恒定的假设、基于图6的换档线图来预测自动变速器10从第(n-1)档(当前档位)升档至第n档时的加速器操作量Acc1(图16)，并将与加速器操作量Acc1对应的第(n-1)档(当前档位)基础驱动力特性上的驱动力FDR(前升档驱动力)设为下限值LFDF。随后，后换档输出扭矩控制单元222判定与下限值LFDR对应的P22为后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)的开始点。然而，为避免尽管加速器操作量Acc增大但驱动力LFDR还减小，当前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)的结束点的驱动力大于下限值LFDR时，该前换档输出扭矩控制的结束点被设为后换档输出扭矩控制的开始点。
然后，后换档输出扭矩控制单元222与第一实施方式的后换档输出扭矩控制单元122一样从开始点P22开始后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)，如图16中的AR21所示。
在后换档输出扭矩控制期间(在扭矩减小控制期间)一直增大的加速器操作量Acc可转而减小。在该情况下，尽管第一实施方式未具体设置任何限制，但是本发明的后换档输出扭矩控制单元222以一定的限制条件改变驱动力FDR。下文将对此进行说明。
在自动变速器10降档之后执行以减小由于降档导致的驱动力差DFF的换档输出扭矩控制的执行期间，即在后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)的执行期间，当加速器踏板50返回以减小加速器操作量Acc时，后换档输出扭矩控制单元222将加速器踏板50返回时的驱动力FDR设为驱动力FDR的上限值UFDR。
将具体说明在后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)期间加速器踏板50于图16的P23处返回且到此为止一直在增大的加速器操作量Acc转而减小的情况。
加速器操作量判定单元221与第一实施方式的加速器操作量判定单元116一样基于加速器下压速度VAC来判定加速器操作量Acc是否正在增大。此外，加速器操作量判定单元221判定加速器操作量Acc是否正在减小。
当以下两个条件——即(1)后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)正在执行，和(2)加速器操作量判定单元221已经判定加速器操作量Acc正在减小——都得到满足时，后换档输出扭矩控制单元222将由加速器操作量Acc转为减小时的P23指示的驱动力FDR(即当加速器踏板50返回时的驱动力FDR)设为驱动力FDR的上限值UFDR。然后，随着加速器操作量Acc的减小，后换档输出扭矩控制单元222将驱动力FDR限制为上限值UFDR或者上限值UFDR之下，同时使加速器操作量Acc与驱动力FDR之间的关系返回第(n-1)档(当前档位)的基础驱动力特性，如图16中的AR22所示。对于将驱动力FDR限制为上限值UFDR或者之下的方法，例如如图9所示，加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的关系如AR2所示改变至节气门基准特性LAS(图9)，使得节气门开度θTH不会从图9中与图16的P23对应的P23处增大。
以下将说明示出了按照本实施方式的电控单元220的主要操作的流程图。图14和图15示出的第一实施方式的流程图也适用于本实施方式的电控单元220；然而，部分的流程图被将在以下说明的图17所示的流程图所替换。
当在图15的SA10中开始后换档输出扭矩控制时，SA10被如图17所示的SB1至SB3替换。应注意，当后换档输出扭矩控制正在执行时，其被继续执行。在下文中，将以图16中的当前档位(实际档位)为第(n-1)档的情形作为示例进行说明。
在SB1中，根据例如当前车速V保持恒定的假设，基于图6的换档线图预测自动变速器10从第(n-1)档(当前档位)升档至第n档时的加速器操作量Acc1(图16)，并将基础驱动力特性上与加速器操作量Acc1对应的第(n-1)档(当前档位)的驱动力FDR(前升档驱动力)设为驱动力FDR的下限值LFDR。
在SB1之后的SB2中，与下限值LFDR对应的P22被判定为后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)的开始点。然而，当前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)的结束点的驱动力大于下限值LFDR的驱动力时，该前换档输出扭矩控制的结束点被设为后换档输出扭矩控制的开始点。
在SB2之后的SB3中，后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)如图16中的AR21所示从开始点P22开始。应注意，SB1至SB3对应于后换档输出扭矩控制单元222。
图18的流程图示出当加速器50在电控单元220的主控制操作期间(即，在后换档输出扭矩控制期间)返回时的控制操作。例如，以大约几毫秒至几十毫秒这样极短的间隔重复执行此控制操作。应注意，仅当图14的SA1中的判定为否定时才可执行图18所示的流程图。在下文中，将以图16中当前档位(实际档位)为第(n-1)档的情形作为示例进行说明。
在SB11中，判定后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)是否正在执行。当SB11中的判定为肯定时，即当后换档输出扭矩控制正在执行时，程序前进到SB12。另一方面，当SB11中的判定为否定时，流程图程序结束。
在与加速器下压速度检测器114和加速器操作量判定单元221对应的SB12中，测定加速器下压速度VAC，并基于加速器下压速度VAC判定加速器操作量Acc是否正在减小。当SB12中的判定为肯定时，即当加速器操作量Acc正在减小时，程序前进到SB13。另一方面，当SB12的判定为否定时，流程图程序结束。
在SB13中，参考图16，由在该处加速器操作量Acc转为减小的P23指示的驱动力FDR(即当加速器踏板50返回时的驱动力FDR)设为驱动力FDR的上限值UFDR。然后，随着加速器操作量Acc的减小，驱动力FDR被限制为上限值UFDR或者之下，同时加速器操作量Acc与驱动力FDR之间的关系返回到第(n-1)档(当前档位)的基础驱动力特性，如图16中的AR22所示。应注意，SB11和SB13对应于后换档输出扭矩控制单元222。
除了第一实施方式的有利效果(A1)至(A7)之外，按照本实施方式的电控单元220还提供了以下有利效果(B1)和(B2)。
(B1)在自动变速器10的当前档位(实际档位)为第(n-1)档的情形中，后换档输出扭矩控制单元222将自动变速器10从第(n-1)档(当前档位)升档至第n档时第(n-1)档(当前档位)的驱动力FDR设为后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)中的驱动力FDR的下限值LFDR。即，后换档输出扭矩控制单元222判定后换档输出扭矩控制的开始点，使得在开始点的驱动力FDR不低于驱动力FDR的下限值LFDR。从而，即使一直增大的加速器操作量Acc在开始点转为减小，也不可能出现尽管加速器操作量Acc减小但驱动力FDR仍增大的情况。从而，通过防止后换档输出扭矩控制影响从第(n-1)档(当前档位)至第n档的升档，能够按照驾驶员的意图实现升档。
(B2)当加速器踏板50在后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)执行期间返回以减小加速器操作量Acc时，后换档输出扭矩控制单元222将加速器踏板50返回时的驱动力FDR设为驱动力FDR的上限值UFDR。然后，随着加速器操作量Acc的减小，后换档输出扭矩控制单元222将驱动力FDR限制为上限值UFDR或者之下，同时使加速器操作量Acc与驱动力FDR之间的关系返回到当前档位(图16中的第(n-1)档)的基础驱动力特性，如图16中的AR22所示。从而，能够防止驱动力违背驾驶员意图地变化，即，防止虽然加速器踏板50正在返回但驱动力FDR仍增大。
应注意，本实施方式所述的控制操作不仅可应用于一档接一档地进行降档的情况，也可应用于如上所述的多级降档的情况。
现将说明第三实施方式。第三实施方式与第一实施方式的不同之处在于用电控单元230替换了电控单元90。图19为示出电控单元230的主控制功能的功能框图。与作为第一实施方式的功能框图的图8相比，图19的不同之处在于用换档控制单元232替换了换档控制单元110，并且从加速器下压速度检测器114伸出的箭头指向换档控制单元232。其它部分与图8中相同。此后，将主要说明不同之处。
图19的换档控制单元232与第一实施方式的换档控制单元110一样在自动变速器10上进行换档控制。而且，换档控制单元232从加速器下压速度检测器114获取加速器下压速度VAC。然后，换档控制单元232改变降档点PDN——该降档点PDN指示自动变速器10基于所获取的加速器下压速度VAC进行降档时的加速器操作量Acc。将参考与第一实施方式的图11对应的图20、以自动变速器10的当前档位(实际档位)为图20中的第(n+1)档的情形作为示例进行具体的说明。
首先，换档控制单元232判定一换档点变化范围RPDN，该换档点变化范围RPDN为降档点PDN可变化的范围。将对换档点变化范围RPDN进行说明。换档控制单元232将加速器操作量Acc4设为换档点变化范围RPDN的上限值，在加速器操作量Acc4处，当自动变速器10从第(n+1)档(当前档位)降档至第n档时，在进行换档(降档)时的第n档驱动力FDR为第(n+1)档(当前档位)可产生的最大驱动力FMAX1；即，将由P31——其为图20中第n档基础驱动力特性与指示最大驱动力FMAX1的L31的交点——指示的加速器操作量Acc4设为换档点变化范围RPDN的上限值。此外，换档控制单元232将自动变速器10从第n档升档至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc1和自动变速器10从第(n+2)档降档至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc2中的较大一个(在图20中为加速器操作量Acc2)设为换档点变化范围RPDN的下限值。
随着换档控制单元232判定了换档点变化范围RPDN，换档控制单元232移动降档点PDN以随着加速器下压速度VAC的增大在换档点变化范围RPDN内减小加速器操作量Acc。在移动降档点PDN时，换档控制单元232可根据加速器下压速度VAC的变化连续地移动降档点PDN或者以阶跃方式移动降档点PDN。此外，当加速器踏板50缓和地下压以使得加速器下压速度VAC小于预定值时，降档点PDN被移动以增大加速器操作量Acc；否则，即，当加速器踏板50快速下压以使得加速器下压速度VAC大于或者等于预定值时，则可按照图6的换档线图进行正常的降档，即，降档点PDN不从基准换档线图移动。
前换档输出扭矩控制单元120与第一实施方式相似；然而，当降档点PDN如上所述地移动时，前换档输出扭矩控制的结束点也相应地变化。参考图20，例如当按照图6的换档线图进行降档而不移动降档点PDN时，降档在加速器操作量Acc3处开始，且图20中的P32被设为前换档输出扭矩控制的结束点。当降档点PDN移至图20中的P31时，前换档输出扭矩控制单元120将P31设为结束点并如AR31所示地增大驱动力FDR。应注意，当降档点PDN不是基于加速器下压速度VAC移动时——即例如当降档点PDN通过其它控制来移动时，前换档输出扭矩控制单元120使得前换档输出扭矩控制的结束点跟随降档点PDN。此外，当加速器踏板50快速下压以使得加速器下压速度VAC大于或者等于预定值时，为快速地增大驱动力FDR，后换档输出扭矩控制单元122可构造为不执行后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)。
此外，不仅在降档一档接一档地进行的情况中、而且在多级降档中，换档控制单元232都基于加速器下压速度VAC改变自动变速器10的降档点PDN。在多级降档中，前换档输出扭矩控制单元120和后换档输出扭矩控制单元232可构造为分别不执行前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)和后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)。
将说明示出了按照本实施方式的电控单元230的主控制操作的流程图。图14和图15所示的第一实施方式的流程图也适用于本实施方式的电控单元230；然而，在本实施方式中，在图14的SA2和SA3之间插入了图21的SC1至SC3。应注意，以下将参考图20、以自动变速器10的当前档位(实际档位)为第(n+1)档的情形作为示例来说明流程图。
当图14中SA2的判定为否定时，程序前进到图21中的SC1。在SC1中，获取加速器下压速度VAC。在SC1之后，程序前进到SC2。
在SC2中，判定换档点变化范围RPDN。在此情况中，将加速器操作量Acc4设为换档点变化范围RPDN的上限值，在加速器操作量Acc4处，当自动变速器10从第(n+1)档(当前档位)降档至第n档时，在进行换档(降档)时的第n档驱动力FDR为第(n+1)档(当前档位)可产生的最大驱动力FMAX1；即，将由P31——其为图20中第n档基础驱动力特性与指示最大驱动力FMAX1的L31的交点——指示的加速器操作量Acc4设为换档点变化范围RPDN的上限值。此外，自动变速器10从第n档升档至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc1和自动变速器10从第(n+2)档降档至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc2中的较大一个(在图20中为加速器操作量Acc2)设为换档点变化范围RPDN的下限值。在SC2之后，程序前进到SC3。
在SC3中，移动降档点PDN以在加速器下压速度VAC增大时于换档点变化范围RPDN内减小加速器操作量Acc，从而判定降档点PDN。在SC3之后，程序前进到图14中的SA3。应注意，SC1至SC3对应于换档控制单元232。
在图14的SA4或者SA6中，如第一实施方式一样开始前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)。然而，当降档点PDN移动时，前换档输出扭矩控制的结束点相应地变化。参考图20，例如，当按照图6的换档线图进行降档而不移动降档点PDN时，降档在加速器操作量Acc3处开始，且图20中的P32被设为前换档输出扭矩控制的结束点。当降档点PDN移动至图20中的P31时，P31被设为结束点并开始前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)以如AR31所示增大驱动力FDR。
除了第一实施方式的有利效果(A1)至(A7)之外，按照本实施方式的电控单元230还提供以下有利效果(C1)至(C3)。
(C1)换档控制单元232基于所获取的加速器下压速度VAC改变指示自动变速器10降档时的加速器操作量Acc的降档点PDN。从而，能够及早地获得驾驶员所要求的驱动力。
(C2)当自动变速器10的当前档位(实际档位)为第(n+1)档时，换档控制单元232判定降档点PDN可在其中变化的换档点变化范围RPDN。具体地，换档控制单元232将加速器操作量Acc4设为换档点变化范围RPDN的上限值，在加速器操作量Acc4处，当自动变速器10从第(n+1)档(当前档位)降档至图20中的第n档时，在进行换档(降档)时的第n档驱动力FDR为第(n+1)档(当前档位)可产生的最大驱动力FMAX1；即，将由P31——其为图20中第n档基础驱动力特性与指示最大驱动力FMAX1的L31的交点——指示的加速器操作量Acc4设为换档点变化范围RPDN的上限值。此外，换档控制单元232将自动变速器10从第n档升档至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc1和自动变速器10从第(n+2)档降档至第(n+1)档(当前档位)时的加速器操作量Acc2中的较大一个(在图20中为加速器操作量Acc2)设为换档点变化范围RPDN的下限值。然后，随着换档控制单元232判定了换档点变化范围RPDN，换档控制单元232移动降档点PDN以在加速器下压速度VAC增大时于换档点变化范围RPDN内减小加速器操作量Acc。即，随着加速器下压速度VAC的增大，更早地开始降档以及早地增大驱动力FDR，而在加速器下压速度VAC减小时，直到加速器踏板50进一步下压才进行降档。从而，能够通过在自动变速器10从第(n+1)档(当前档位)降档至第n档之前所执行的前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)来减小换档的频率。此外，即使在降档点PDN移动至换档点变化范围RPDN的下限值时，也能够防止移动的降档点PDN影响从第n档至第(n+1)档(当前档位)的升档。
(C3)在多级降档中，前换档输出扭矩控制单元120和后换档输出扭矩控制单元122可构造为分别不执行前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)和后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)。在该情况下，能够使驾驶者感到驱动力FDR灵敏地响应加速器踏板50的操作而进行变化。
现将说明第四实施方式。第四实施方式与第一实施方式的不同之处在于用电控单元240替换了电控单元90。图2为示出电控单元240的主控制功能的功能框图，其与作为第一实施方式功能框图的图8的不同之处在于，另外设置了换档输出扭矩控制调节单元242。其它部分与图8相同。在下文中，将主要说明不同之处。
图22的换档输出扭矩控制调节单元242判定是否正在执行手动档操作，在该手动档操作中，基于来自换档位置传感器74的信号PSH，自动变速器10的档位被手动地固定或者高速侧可变档位被手动地设定。例如，当换挡杆72处于图5的“S”位置时，即当自动变速器10的档位区段为S区段时，执行手动档的操作。除了上述情况之外，尽管图5未示出，当换挡杆72被操作至M区段或者D区段拨片时，也进行手动档的操作，在M区段中，自动变速器10的档位是固定，在D区段拨片处与S区段一样通过设于方向盘附近的拨片开关来判定自动变速器10的档位区段。
而且，当换档输出扭矩控制调节单元242判定正在执行手动档的操作时，换档输出扭矩控制调节单元242阻止执行换档输出扭矩控制。从而，随着换档输出扭矩控制的禁止执行，包括前换档输出扭矩控制单元120和后换档输出扭矩控制单元122的换档输出扭矩控制单元118将不执行换档输出扭矩控制。应注意，当正在执行手动档的操作时，可以不完全禁止执行换档输出扭矩控制。例如，取决于具体区段——诸如S区段、M区段和D区段拨片，可允许执行或者禁止执行换档输出扭矩控制的扭矩增大控制或者扭矩减小控制。
以下将说明示出了按照本实施方式的电控单元240的主控制操作的流程图。在本实施方式的电控单元240中也执行图14和图15所示的第一实施方式的流程图；然而，在本实施方式中，除上述流程图之外，还执行图23所示的流程图。图23的流程图判定换档输出扭矩控制是否被禁止，即该流程图判定是否禁止执行图14和图15的流程图。在下文中，将主要说明图23的与第一实施方式不同的流程图。
在SD1中，基于来自换档位置传感器74的信号PSH判定手动档的操作是否正在进行。当SD1的判定为肯定时，即手动档的操作正在进行时，程序前进到SD2。另一方面，当SD1的判定为否定时，流程图程序结束。
在SD2中，禁止执行换档输出扭矩控制(扭矩增大控制、扭矩减小控制)。从而，通过执行SD2来禁止图14和图15中的流程图的执行。应注意，SD1和SD2对应于换档输出扭矩控制调节单元242。
除了第一实施方式的有利效果(A1)至(A7)之外，按照本实施方式的电控单元240还提供了以下有利效果(D1)。
(D1)当换档输出扭矩控制调节单元242判定手动档的操作正在进行时，换档输出扭矩控制调节单元242禁止换档输出扭矩控制的执行。从而，因为在执行手动档的操作时不执行换档输出扭矩控制，从而能够提供驱动力根据驾驶员意图响应于驾驶员的操作直接变化的操作感觉。
现将说明第五实施方式。第五实施方式与第一实施方式的不同之处在于用电控单元250替换了电控单元90。图24的功能框图示出电控单元250的主控制功能，其中，作为第一实施方式功能框图的图8中的换档输出扭矩控制单元118被包括驱动力变化限制单元254的换档输出扭矩控制单元252代替。其它部分与图8相同。此后，将主要说明不同之处。
图24的换档输出扭矩控制单元252与换档输出扭矩控制单元(图8)一样包括前换档输出扭矩控制单元120和后换档输出扭矩控制单元122，并还包括驱动力变化限制单元254。换档输出扭矩控制单元252执行换档输出扭矩控制，使得随着加速器操作量Acc的增大，作为驱动力FDR的变化量与加速器操作量Acc的变化量之比的驱动力变化梯度SLF保持不变或者减小。以下将对此进行具体说明。
每次在前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)开始之前、以及每次在后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)开始之前，驱动力变化限制单元254基于实际的驱动力FDR和加速器操作量Acc的变化量来检测先前的变化梯度SLF，然后将驱动力变化梯度SLF或比驱动力变化梯度SLF小一预定量的梯度设为变化保护值LMTSL，变化保护值LMTSL为前换档输出扭矩控制或者后换档输出扭矩控制中的驱动力变化梯度SLF的上限值。应注意，因为变化保护值LMTSL在每次在前换档输出扭矩控制或者后换档输出扭矩控制开始时设定，因此在每次前换档输出扭矩控制或后换档输出扭矩控制中变化保护值LMTSL是不同的。
前换档输出扭矩控制单元120象第一实施方式中的情况一样执行前换档输出扭矩控制。当前换档输出扭矩控制开始时，前换档输出扭矩控制单元120判定驱动力变化梯度SLF小于或者等于变化保护值LMTSL，然后开始前换档输出扭矩控制。即，当不考虑变化保护值LMTSL而确定的驱动力变化梯度SLF小于或者等于变化保护值LMTSL时，如同第一实施方式的情况，前换档输出扭矩控制单元120使用驱动力变化梯度SLF来开始前换档输出扭矩控制。另一方面，当不考虑变化保护值LMTSL而确定的驱动力变化梯度SLF超过变化保护值LMTSL时，前换档输出扭矩控制单元120将变化保护值LMTSL判定为驱动力变化梯度SLF，然后以已经被校正为变化保护值LMTSL的驱动力变化梯度SLF开始前换档输出扭矩控制。此时，尽管未具体地限制校正驱动力变化梯度SLF的方法，但是在本发明的前换档输出扭矩控制中，前换档输出扭矩控制的开始点不变、而前换档输出扭矩控制的结束点变化，从而校正驱动力变化梯度SLF。
将参考对应第一实施方式图11的图25、通过将当前档位为第n档的情形作为示例来具体说明前换档输出扭矩控制中驱动力变化梯度SLF的判定。在该情况中，前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)的开始点为图25中的P51。驱动力变化限制单元254检测P51处——即在刚开始前换档输出扭矩控制之前——的驱动力变化梯度SLF，并例如将检测到的驱动力变化梯度SLF设为变化保护值LMTSL。然后，如果不考虑变化保护值LMTSL，则前换档输出扭矩控制单元120将以图25中AR51的驱动力变化梯度SLF来开始前换档输出扭矩控制。然而，因为AR51的驱动力变化梯度SLF超过了变化保护值LMTSL(P51处的驱动力变化梯度SLF)，因此在图25中前换档输出扭矩控制单元120将前换档输出扭矩控制的结束点从P52校正至P53，然后以已经被校正为变化保护值LMTSL的驱动力变化梯度SLF开始前换档输出扭矩控制。
后换档输出扭矩控制单元122如同在第一实施方式中一样执行后换档输出扭矩控制。如同前换档输出扭矩控制的情况一样，后换档输出扭矩控制单元122判定驱动力变化梯度SLF小于或者等于变化保护值LMTSL，然后开始后换档输出扭矩控制。即，当不考虑变化保护值LMTSL而确定的驱动力变化梯度SLF小于或者等于变化保护值LMTSL时，如同第一实施方式的情况，后换档输出扭矩控制单元122使用驱动力变化梯度SLF来开始后换档输出扭矩控制。另一方面，当不考虑变化保护值LMTSL而确定的驱动力变化梯度SLF超过变化保护值LMTSL时，后换档输出扭矩控制单元122将变化保护值LMTSL判定为驱动力变化梯度SLF，然后以已经被校正为变化保护值LMTSL的驱动力变化梯度SLF开始后换档输出扭矩控制。此时，尽管未具体地限制校正驱动力变化梯度SLF的方法，但是在本发明的后换档输出扭矩控制中，后换档输出扭矩控制的结束点不变、而后换档输出扭矩控制的开始点变化，从而校正驱动力变化梯度SLF。
将参考图25、通过将当前档位为第(n-1)档的情形作为示例来具体说明后换档输出扭矩控制中驱动力变化梯度SLF的确定。驱动力变化限制单元254检测P53处——即在从第n档档到第(n-1)档(当前档位)的降档刚刚开始之前——的驱动力变化梯度SLF，并例如将检测到的驱动力变化梯度SLF设为变化保护值LMTSL。然后，如果不考虑变化保护值LMTSL，则后换档输出扭矩控制单元122以图25中AR52的驱动力变化梯度SLF来开始后换档输出扭矩控制。然而，因为AR52的驱动力变化梯度SLF超过了变化保护值LMTSL(P53处的驱动力变化梯度SLF)，因此后换档输出扭矩控制单元122将后换档输出扭矩控制的开始点从图25中的P54校正至P55，然后以已经被校正为变化保护值LMTSL的驱动力变化梯度SLF开始后换档输出扭矩控制。
以下将说明示出了按照本实施方式的电控单元250的主控制操作的流程图。图14和图15所示第一实施方式的流程图也适用于本实施方式的电控单元250；然而，如下所述，部分的流程图被图26和图27示出的流程图替换。
当在图14的SA4和SA6中开始前换档输出扭矩控制时，SA4和SA6中的每一个用图26中的SE1至SE3替换。当在图15的SA10中开始后换档输出扭矩控制时，SA10用图27中的SE11至SE13替换。应注意，当正在执行前换档输出扭矩控制或者后换档输出扭矩控制时，则继续执行。
在图26的SE1中，设定变化保护值LMTSL。具体地，基于实际的驱动力FDR和加速器操作量Acc的变化量来检测先前的变化梯度SLF，然后将驱动力变化梯度SLF或比驱动力变化梯度SLF小一预定量的梯度设为变化保护值LMTSL。应注意，SE1对应于驱动力变化限制单元254。
在SE1之后的SE2中，前换档输出扭矩控制的驱动力变化梯度SLF被确定为小于或者等于变化保护值LMTSL。此时，前换档输出扭矩控制的开始点不变而不管变化保护值LMTSL如何，而前换档输出扭矩控制的结束点改变、从而将驱动力变化梯度SLF校正为小于或者等于变化保护值LMTSL。
在SE2之后的SE3中，以被确定的驱动力变化梯度SLF开始前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)。应注意，SE2和SE3对应于前换档输出扭矩控制单元120。
在图27的SE11中，如同SE1的情形，设定变化保护值LMTSL。应注意，SE11对应于驱动力变化限制单元254。
在SE11之后的SE12中，后换档输出扭矩控制的驱动力变化梯度SLF确定为小于或者等于变化保护值LMTSL。此时，后换档输出扭矩控制的结束点不变而不管变化保护值LMTSL如何，而后换档输出扭矩控制的开始点变化，从而将驱动力变化梯度SLF校正小于或者等于变化保护值LMTSL。
在SE12之后的SE13中，以被确定的驱动力变化梯度SLF开始后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)。应注意，SE12和SE13对应于后换档输出扭矩控制单元122。
除了第一实施方式的有利效果(A1)至(A7)之外，按照本实施方式的电控单元250还提供了以下有利效果(E1)至(E3)。
(E1)换档输出扭矩控制单元252执行换档输出扭矩控制，使得随着加速器操作量Acc的增大，作为驱动力FDR的变化量与加速器操作量Acc的变化量之比的驱动力变化梯度SLF保持不变或者减小。从而，当加速器操作量Acc较大时，即当发动机扭矩TE较大时，驱动力FDR相对于加速器踏板50的操作缓和地变化，因此，可确保车辆的可控性。
(E2)当前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)的驱动力变化梯度SLF被限制为变化保护值LMTSL或者小于变化保护值LMTSL时，前换档输出扭矩控制的开始点不变、而前换档输出扭矩控制的结束点变化，从而限制驱动力变化梯度SLF。因而，驱动力FDR能够以小于或者等于变化保护值LMTSL的驱动力变化梯度SLF尽可能大地增大，从而可在降档时减小驱动力差DFF。
(E3)当后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)的驱动力变化梯度SLF被限制为变化保护值LMTSL或者小于变化保护值LMTSL时，后换档输出扭矩控制的结束点不变、而后换档输出扭矩控制的开始点变化，从而限制驱动力变化梯度SLF。因而，由于后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)，抑制了响应度的降低，而用于使驱动力FDR相对于基础驱动力特性减小的加速器操作量Acc的变化范围不扩大。
现将说明第六实施方式。第六实施方式与第一实施方式的不同之处在于用电控单元260替换了电控单元90。图19对应第一实施方式的图8，其为示出了电控单元260的主控制功能的功能框图。加速器下压速度检测器114和加速器操作量判定单元116与图8相同；但是，其它部分不同于图8。此后，将主要说明不同之处。
图29的视图示出以车速V和加速器操作量Acc作为参数而预定的锁止图。例如，锁止机构31根据图29的锁止图进行接合或者释放，然后锁止机构31切换至其中锁止机构31接合的锁止启动状态或者其中锁止机构31释放的锁止中止状态中的任一种状态。当锁止机构31处于锁止启动状态时，随着加速器踏板50下压以增大加速器操作量Acc，锁止机构31按照图29的锁止图切换至锁止中止状态。然后，随着锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态，在变矩器32的输入轴与输出轴之间产生转速差，作为变矩器32的输入扭矩的发动机扭矩TE增大并被传递至驱动轮，然后，驱动力FDR通过锁止状态的切换以阶跃的方式增大。根据加速器操作量Acc与驱动力FDR之间的这种关系，锁止机构31从锁止启动状态往锁止中止状态的切换与自动变速器10的降档相似。从而，如同上述第一实施方式的换档输出扭矩控制的情况，可应用发动机扭矩控制(锁止切换输出扭矩控制，将在以后说明)以从锁止启动状态切换至锁止中止状态。下文将说明控制操作。
图28的锁止判定单元262根据图29的锁止图基于车速V和加速器操作量Acc来判定锁止机构31应切换至哪个锁止状态，是切换至锁止启动状态还是锁止中止状态。
锁止控制单元264根据锁止判定单元262的判定来切换锁止机构31的锁止状态。具体地，在锁止启动状态中，当锁止判定单元262判定应切换至锁止中止状态时，锁止控制单元264输出一指令至液压控制回路98，以将锁止启动状态切换至锁止中止状态，该液压控制回路98设有电磁阀以切换锁止机构31的接合与释放，从而将锁止状态切换至锁止中止状态。另一方面，在锁止中止状态中，当锁止判定单元262判定应切换至锁止启动状态时，锁止控制单元264输出一指令至液压控制回路98，以将锁止中止状态切换至锁止启动状态，从而将锁止状态切换至锁止启动状态。应注意，为给锁止切换输出扭矩控制单元270(以后将说明)提供时间来执行锁止切换输出扭矩控制(以后将说明)，锁止控制单元264例如从锁止判定单元262做出判定起经过预定的时间间隔才执行锁止状态的切换。
而且，锁止控制单元264从加速器下压速度检测器114获取加速器下压速度VAC。然后，基于获取的加速器下压速度VAC，锁止控制单元264改变锁止中止点POFF——该锁止中止点POFF指示锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态时的加速器操作量Acc。对此将参考对应于第三实施方式图20的图30、以图30中锁止机构31当前处于锁止启动状态作为示例来进行说明。
图30的视图示出了在锁止启动状态和锁止中止状态中加速器操作量Acc与驱动力FDR之间的关系。这些状态的基础驱动力特性中的每一个都示出当节气门开度θTH如同第一实施方式的情况按照节气门基准特性LAS(图9)相对于加速器操作量Acc变化时加速器操作量Acc与驱动力FDR之间的关系。然后，在图30中，宽实线箭头示出当锁止机构31随着在加速器踏板50下压时加速器操作量Acc的增大从锁止启动状态切换至锁止中止状态时驱动力FDR相对于加速器操作量Acc的变化。宽虚线箭头示出当锁止机构31随着在加速器踏板50返回时加速器操作量Acc的减小从锁止中止状态切换至锁止启动状态时驱动力FDR相对于加速器操作量Acc的变化。
首先，锁止控制单元264判定作为锁止中止点POFF可变化范围的锁止中止点变化范围RPOFF。将说明锁止中止点变化范围RPOFF。锁止控制单元264将加速器操作量Acc4设为锁止中止点变化范围RPOFF的上限值，在加速器操作量Acc4处，当锁止启动状态切换至锁止中止状态时，锁止中止状态中的切换时的驱动力FDR采取在锁止启动状态中能够产生的最大驱动力FMAXON，即，设定由P61指示的加速器操作量Acc4——P61为图30中锁止中止状态的基础驱动力特性与指示最大驱动力FMAXON的L61的交点。此外，锁止控制单元264将预定的加速器操作量Acc1——锁止中止状态在该加速器操作量Acc1处切换至锁止启动状态——设为锁止中止点变化范围RPOFF的下限值。
随着锁止控制单元264判定了锁止中止点变化范围RPOFF，锁止控制单元264在锁止中止点变化范围RPOFF内移动锁止中止点POFF以随着加速器下压速度VAC的增大减小加速器操作量Acc。在移动锁止中止点POFF时，锁止控制单元264根据加速器下压速度VAC的变化可连续地移动锁止中止点POFF或按照阶跃的方式移动锁止中止点POFF。此外，当加速器踏板50缓和地下压以使得加速器下压速度VAC小于预定值时，锁止中止点POFF移动以增大加速器操作量Acc；相反地，即当加速器踏板50快速下压而使得加速器下压速度VAC大于或者等于预定值时，锁止中止点POFF可例如设为图30中的P62，或者构造为锁止中止点POFF的移动不使得加速器操作量Acc的减小超过由P62指示的加速器操作量Acc3。
存储单元266存储图9所示的节气门基准特性LAS。而且，在多个车辆驱动状态中——其中诸如车速V和自动变速器10传动比γ等影响基础驱动力特性(图30)的参数以阶跃方式变化，预先地获得由如图30所示的各锁止启动状态和锁止中止状态的基础驱动力特性组成的基础驱动力特性图，并且存储单元266也存储多个基础驱动力特性图。
锁止切换执行判定单元268判定锁止机构31的锁止状态是否已通过锁止控制单元264从锁止启动状态切换至锁止中止状态。例如，在参考图30(以后将说明)的说明中，当锁止状态已从锁止启动状态切换至锁止中止状态时，判定将是肯定的。
在锁止机构31处于锁止启动状态的情况中，当加速器操作量判定单元116判定加速器操作量Acc正在增大、且锁止判定单元262判定应切换至锁止中止状态时，锁止切换输出扭矩控制单元270执行调节发动机扭矩TE的锁止切换输出扭矩控制，以减小由于锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态而导致的驱动力差DFF。
将参考图30具体地说明锁止切换输出扭矩控制。为执行锁止切换输出扭矩控制，锁止切换输出扭矩控制单元270获取图30所示的锁止启动状态和锁止中止状态的基础驱动力特性。例如，从存储于存储单元266中的多个基础驱动力特性图中选择与当前车辆驱动状态对应的基础驱动力特性图、并获得上述各驱动力特性。
随后，锁止切换输出扭矩控制单元270与第一实施方式的前换档输出扭矩控制单元120一样判定扭矩增大控制的开始点和结束点，然后执行锁止切换输出扭矩控制——其为扭矩增大控制，从而使得驱动力FDR在开始点和结束点之间平滑地增大(在图30中线性地增大)。例如，当开始点设为P63(图30)且结束点设为P62(图30)时，驱动力FDR随着加速器操作量Acc的增大如AR61(图30)所示地增大。此时，在锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)中，锁止切换输出扭矩控制单元270增大锁止启动状态中的驱动力FDR，以达到在从锁止启动状态切换至锁止中止状态时锁止中止状态中的驱动力FDR。换言之，锁止切换输出扭矩控制单元270增大驱动力FDR，使得刚刚在从锁止启动状态切换至锁止中止状态之前的驱动力FDR达到锁止中止状态中的驱动力FDR，即，达到锁止中止状态中基础驱动力特性(图30)上的驱动力FDR。为此，当锁止控制单元264已经移动了锁止中止点POFF时，锁止切换输出扭矩控制单元270判定扭矩增大控制的结束点跟随被移动的锁止中止点POFF。例如，当锁止控制单元264将锁止中止点POFF移动至加速器操作量Acc4、且在加速器操作量Acc4处将锁止状态切换至锁止中止状态时，锁止切换输出扭矩控制单元270将P61(图30)设为扭矩增大控制的结束点。可选地，当锁止控制单元264将锁止中止点POFF移动至加速器操作量Acc2、且在加速器操作量Acc2处将锁止状态切换至锁止中止状态时，锁止切换输出扭矩控制单元270将P64(图30)设为扭矩增大控制的结束点。应注意，锁止切换输出扭矩控制单元270判定扭矩增大控制的开始点，从而使得开始点的加速器操作量Acc不小于锁止机构31从锁止中止状态切换至锁止启动状态处的加速器操作量Acc1(图30)。
此外，当加速器踏板50下压以在扭矩增大控制之后将锁止状态切换至锁止中止状态、并然后节气门开度θTH与图9所示的节气门基准特性LAS相一致时，为了即使正在下压加速器踏板90也不减小驱动力FDR，在扭矩增大控制中，通过在扭矩增大控制中考虑了驱动力FDR的误差来控制发动机扭矩TE，使得在扭矩增大控制期间驱动力FDR不超过切换到锁止中止状态之后的实际驱动力FDR。
当锁止切换执行判定单元268做出肯定的判定时，即当锁止机构31已经从锁止启动状态切换至锁止中止状态时，锁止切换输出扭矩控制单元270结束锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)。
当关注锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)中的加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间的关系时，锁止切换输出扭矩控制调节节气门开度θTH以减小由于锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态所导致的驱动力差DFF，而不管图9所示的节气门基准特性LAS如何。具体地，在锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)中，对于相同的加速器操作量Acc，与基于图9节气门基准特性LAS所确定的节气门开度θTH相比，实际的节气门开度θTH增大了。
图31为本实施方式的流程图，其与第一实施方式的图14和图15对应，示出了电控单元260的主控制操作，即用于减小当锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态时产生的驱动力差DFF的控制操作。控制操作例如以大约几毫秒至几十毫秒这样极短的间隔重复执行。应注意，例如，仅仅在锁止机构31处于锁止启动状态时才可执行上述流程图。
在对应于锁止判定单元262的SF1中，在锁止机构31的锁止启动状态中，按照图29的锁止图、基于车速V和加速器操作量Acc判定锁止机构31是否应从锁止启动状态切换至锁止中止状态。当SF1的判定为肯定时，即当锁止机构31应从锁止启动状态切换至锁止中止状态时，程序前进到SF2。另一方面，当SF1的判定为否定时，流程图程序结束。
在对应于加速器下压速度检测器114和加速器操作量判定单元116的SF2中，检测加速器下压速度VAC，并基于检测到的加速器下压速度VAC判定加速器操作量Acc是否正在增大。当SF2的判定为肯定时，即当加速器操作量Acc正在增大时，程序前进到SF3。另一方面，当SF2的判定为否定时，流程图程序结束。
在SF3中，判定锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)是否已经开始，即是否正在继续锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)。当SF3的判定为肯定时，即，当锁止切换输出扭矩控制正在继续进行时，程序前进到SF8。另一方面，当SF3的判定为否定时，程序前进到SF4。这是因为以下SF4至SF7为开始锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)的步骤。
在SF4中，获取加速器下压速度VAC。在SF4之后，程序前进到SF5。
在SF5中，判定锁止中止点变化范围RPOFF——锁止中止点POFF可在该锁止中止点变化范围RPOFF中变化。在此情形中，加速器操作量Acc4被设为锁止中止点变化范围RPOFF的上限值，在该加速器操作量Acc4处，当锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态时，锁止中止状态中的切换时的驱动力FDR采取在锁止启动状态中能够产生的最大驱动力FMAXON，即由P61指示的加速器操作量Acc4——其中P61为图30中锁止中止状态的基础驱动力特性与指示最大驱动力FMAXON的L61的交点。此外，一预定的加速器操作量Acc1——在该加速器操作量Acc1处从锁止中止状态切换至锁止启动状态——被设为锁止中止点变化范围RPOFF的下限值。在SF5之后，程序前进到SF6。
在SF6中，锁止中止点POFF在锁止中止点变化范围RPOFF内移动以随着加速器下压速度VAC的增大减小加速器操作量Acc，从而判定锁止中止点POFF。在SF6之后，程序前进到SF7。应注意，SF4和SF6对应于锁止控制单元264。
在SF7中，判定扭矩增大控制的开始点和结束点，然后执行锁止切换输出扭矩控制——其为扭矩增大控制，使得驱动力FDR在开始点和结束点之间平滑地增大。应注意，当移动了锁止中止点POFF时，判定扭矩增大控制的结束点跟随移动的锁止中止点POFF。在SF7之后，程序前进到SF8。
在对应于锁止切换执行判定单元268的SF8中，判定锁止机构31是否已从锁止启动状态切换至锁止中止状态。当SF8的判定为肯定时，即当锁止机构31已从锁止启动状态切换至锁止中止状态时，程序前进到SF9。另一方面，当SF8的判定为否定时，流程图程序结束。
在SF9中，在SF7中开始的锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)结束。应注意，SF3、SF7和SF9对应于锁止切换输出扭矩控制单元270。
本实施方式的电控单元260提供以下有利效果(F1)至(F7)。
(F1)在锁止机构31处于锁止启动状态的情况中，当加速器操作量判定单元116判定加速器操作量Acc正在增大、且锁止判定单元262判定应切换至锁止中止状态时，锁止切换输出扭矩控制单元270执行锁止切换输出扭矩控制以调节发动机扭矩TE，以减小由于锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态所导致的驱动力差DFF。从而，与不执行锁止切换输出扭矩控制的情况相比，能够使与锁止机构31锁止状态的切换相关的驱动力FDR平滑地变化。因而，能够提高乘客的舒适度。
(F2)在锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)中，锁止切换输出扭矩控制单元270在锁止启动状态中增大驱动力FDR，以在从锁止启动状态切换至锁止中止状态时达到锁止中止状态中的驱动力FDR。从而，能够进一步减小由于从锁止启动状态切换至锁止中止状态所导致的驱动力差DFF。
(F3)锁止控制单元264基于所获取的加速器下压速度VAC改变锁止中止点POFF——锁止中止点POFF指示锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态处的加速器操作量Acc。因此，能够及早地获得驾驶员所要求的驱动力。
(F4)锁止控制单元264判定锁止中止点POFF可在其中变化的锁止中止点变化范围RPOFF。具体地，锁止控制单元264将加速器操作量Acc4设为锁止中止点变化范围RPOFF的上限值，在加速器操作量Acc4处，当锁止启动状态切换至锁止中止状态时，锁止中止状态中的切换时的驱动力FDR采取在锁止启动状态中能够产生的最大驱动力FMAXON，即，设定由P61指示的加速器操作量Acc4——P61为图30中锁止中止状态的基础驱动力特性与指示最大驱动力FMAXON的L61的交点。此外，锁止控制单元264将预定的加速器操作量Acc1——锁止中止状态在该加速器操作量Acc1处切换至锁止启动状态——设为锁止中止点变化范围RPOFF的下限值。随着锁止控制单元264判定了锁止中止点变化范围RPOFF，锁止控制单元264在锁止中止点变化范围RPOFF内移动锁止中止点POFF以随着加速器下压速度VAC的增大减小加速器操作量Acc。从而，能够通过在锁止启动状态切换至锁止中止状态之前执行的锁止切换输出扭矩控制来减小锁止状态的切换频率。因此，能够防止锁止中止点POFF的移动影响从锁止中止状态至锁止启动状态的切换。
(F5)锁止切换输出扭矩控制调节节气门开度θTH。即，图9的节气门基准特性LAS为加速器操作量Acc与节气门开度θTH之间相互一一对应的预定关系，锁止切换输出扭矩控制调节节气门开度θTH而不管图9所示的节气门基准特性LAS如何，以减小当锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态时产生的驱动力差DFF。具体地，在锁止切换输出扭矩控制(扭矩增大控制)中，对于相同的加速器操作量Acc，与基于图9的节气门基准特性LAS确定的节气门开度θTH相比，实际的节气门开度θTH增大了。从而，在锁止切换输出扭矩控制中，能够通过控制电子节气门56容易地调节发动机扭矩TE来改变驱动力FDR。
(F6)参考图30，锁止切换输出扭矩控制单元270判定扭矩增大控制的开始点，从而使得开始点的加速器操作量Acc不小于加速器操作量Acc1(图30)——在该加速器操作量Acc1处锁止机构31从锁止中止状态切换至锁止启动状态。从而，能够防止由于锁止切换输出扭矩控制导致的驱动力FDR的增大影响锁止机构31的从锁止中止状态至锁止启动状态的切换。
(F7)本实施方式与第一实施方式可相互结合进行实施。在该情况中，还可获得第一实施方式的有利效果(A1)至(A7)。
已参考附图详细说明了本发明的实施方式；然而，这些实施方式都是示例性的。基于本领域技术人员的知识，可按照修改或者改进的多种形式实现本发明的各个方面。
例如，在第一至第六实施方式中，基于加速器操作量Acc等来确定发动机扭矩TE和自动变速器的档位(传动比γ)，从而输出驱动力FDR。相反地，可适用的是，基于加速器操作量Acc等来确定目标驱动力，并基于目标驱动力来确定发动机扭矩TE和自动变速器的档位(传动比γ)。
此外，在第一至第五实施方式中，前换档输出扭矩控制(扭矩增大控制)在自动变速器10降档之前执行，后换档输出扭矩控制(扭矩减小控制)在降档之后执行。相反地，换档输出扭矩控制可构造为不执行前换档输出扭矩控制或者后换档输出扭矩控制。应注意，换档输出扭矩控制在自动变速器10降档时执行，并且仅仅要求：与不执行换档输出扭矩控制的情况相比，换档输出扭矩控制减小了由于降档导致的驱动力差DFF(如图11中所示)。驱动力差DFF不必等于零。
在第一至第五实施方式中，在自动变速器10降档时执行换档输出扭矩控制(扭矩增大控制和扭矩减小控制)。相反地，可在自动变速器10升档时执行换档输出扭矩控制。当于升档时执行换档输出扭矩控制时，扭矩减小控制在升档之前执行且扭矩增大控制在升档之后进行。
在第六实施方式中，锁止切换输出扭矩控制在锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态之前通过扭矩增大控制来执行。相反地，锁止切换输出扭矩控制可在锁止状态切换之后通过扭矩减小控制来执行。应注意，锁止切换输出扭矩控制在锁止机构31切换锁止状态时执行，并且仅仅要求：与不执行锁止切换输出扭矩控制的情况相比，锁止切换输出扭矩控制减小了由于锁止状态切换导致的驱动力差DFF。驱动力差DFF不必等于零。
在第六实施方式中，锁止切换输出扭矩控制在锁止机构31从锁止启动状态切换至锁止中止状态时执行。相反地，当锁止机构31从锁止中止状态切换至锁止启动状态时，可执行锁止切换输出扭矩控制以减小该时刻的驱动力差DFF。
第一至第六实施方式可例如通过优先考虑各实施方式的方式相互结合地实施。

Claims (16)

1.一种用于车辆的车辆驱动力控制装置，所述车辆包括发动机(30)和自动变速器(10)，所述发动机(30)的输出扭矩通过能够电气地控制开闭的电子节气门(56)改变，所述自动变速器(10)具有固定的传动比，其特征在于：
执行换档输出扭矩控制来控制所述发动机(30)的输出扭矩以减小驱动力差，所述驱动力差是由所述自动变速器(10)的换档导致的驱动力的变动幅度，
其中，在所述自动变速器(10)的换档之前执行所述换档输出扭矩控制，并且其中，
当判定由所述换档导致的驱动力差大于或等于预定的驱动力差判定值时，在所述换档之后再次执行所述换档输出扭矩控制以减小所述驱动力差。
2.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在所述自动变速器(10)实际上被换到第n档的情形中，当指示所述自动变速器(10)从第n+1档降档至所述第n档时的加速器操作量的降档点与指示所述自动变速器(10)从第n-1档升档至所述第n档时的加速器操作量的升档点进行比较、且所述升档点的加速器操作量小于所述降档点的加速器操作量时，在所述第n档的所述换档输出扭矩控制从所述降档点开始。
3.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在所述自动变速器(10)实际上被换到第n档的情形中，当指示所述自动变速器(10)从第n+1档降档至所述第n档时的加速器操作量的降档点与指示所述自动变速器(10)从第n-1档升档至所述第n档时的加速器操作量的升档点进行比较、且所述升档点的加速器操作量大于所述降档点的加速器操作量时，在所述第n档的所述换档输出扭矩控制从所述升档点开始。
4.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在所述自动变速器(10)实际上被换到第n档的情形中，当所述自动变速器(10)从所述第n档降档至第n-2档时，所述换档输出扭矩控制从指示所述自动变速器(10)从所述第n档降档至第n-1档时的加速器操作量的降档点开始。
5.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在所述自动变速器(10)实际上被换到第n档的情形中，在所述自动变速器(10)从第n+1档降档至所述第n档之后执行以减小由所述降档导致的所述驱动力差的所述换档输出扭矩控制中，所述自动变速器(10)从所述第n档升档至所述第n+1档时在所述第n档的驱动力被设为所述换档输出扭矩控制中的所述驱动力的下限值。
6.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在所述自动变速器(10)降档之后执行以减小由所述降档导致的所述驱动力差的所述换档输出扭矩控制的期间，当加速器踏板(50)返回以减小所述加速器操作量时，所述加速器踏板(50)返回时的驱动力被设为所述换档输出扭矩控制中的所述驱动力的上限值。
7.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于还包括：
加速器下压速度检测器(114)，其检测作为加速器踏板(50)下压时的变化率的加速器下压速度，其中
能够基于检测出的所述加速器下压速度改变指示所述自动变速器(10)降档时的加速器操作量的降档点。
8.根据权利要求7所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在所述自动变速器(10)实际上被换到第n档的情形中，在具有上限值和下限值的换档点变化范围内，移动所述降档点以随着所述加速器下压速度增大而减小所述加速器操作量，所述上限值被设为当所述自动变速器(10)从所述第n档降档至第n-1档时在所述第n-1档执行换档时驱动力采取在所述第n档能够产生的最大驱动力时的加速器操作量，所述下限值被设为所述自动变速器(10)从所述第n-1档升档至所述第n档时的加速器操作量和所述自动变速器(10)从第n+1档降档至所述第n档时的加速器操作量中的较大的加速器操作量。
9.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在手动地固定所述自动变速器(10)的档位或者手动地设定所述自动变速器(10)的高速侧可变档位的手动档操作中，不执行所述换档输出扭矩控制。
10.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
执行所述换档输出扭矩控制，使得随着加速器操作量增大作为驱动力变化量的驱动力变化梯度等于或小于加速器操作量的变化量。
11.根据权利要求1所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于包括：
变矩器(32)，其具有设置在所述发动机(30)与所述自动变速器(10)之间的锁止机构；以及
锁止判定单元(262)，其判定要切换至其中所述锁止机构(31)接合的锁止启动状态还是切换至所述锁止机构(31)释放的锁止中止状态，其中，
在所述锁止启动状态中，当所述锁止判定单元(262)判定要切换至所述锁止中止状态时，执行锁止切换输出扭矩控制，来控制所述发动机(30)的输出扭矩以减小由从所述锁止机构(31)的所述锁止启动状态切换至所述锁止机构(31)的所述锁止中止状态导致的所述驱动力差。
12.根据权利要求11所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在所述锁止切换输出扭矩控制中，当从所述锁止启动状态切换至所述锁止中止状态时，所述锁止启动状态中的驱动力增大以达到所述锁止中止状态中的驱动力。
13.根据权利要求12所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于还包括：
加速器下压速度检测器(114)，其检测作为加速器踏板(50)下压时的变化率的加速器下压速度，其中
基于检测出的所述加速器下压速度改变指示所述锁止启动状态切换至所述锁止中止状态时的加速器操作量的锁止中止点。
14.根据权利要求13所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
在具有上限值和下限值的锁止中止点变化范围内，移动所述锁止中止点以随着所述加速器下压速度增大而减小所述加速器操作量，所述上限值被设为当所述锁止启动状态被切换至所述锁止中止状态时在切换时所述锁止中止状态中的驱动力采取能够在所述锁止启动状态中产生的最大驱动力时的加速器操作量，所述下限值被设为所述锁止中止状态切换至所述锁止启动状态时的预定的加速器操作量。
15.根据权利要求11-14中任一项所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
所述锁止切换输出扭矩控制调节作为所述电子节气门(56)的开度的节气门开度。
16.根据权利要求1-14中任一项所述的车辆驱动力控制装置，其特征在于，
所述换档输出扭矩控制调节作为所述电子节气门(56)的开度的节气门开度。
CN200880114943XA 2007-11-09 2008-11-06 车辆驱动力控制装置 Expired - Fee Related CN101849090B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007292630A JP4488058B2 (ja) 2007-11-09 2007-11-09 車両の駆動力制御装置
JP292630/2007 2007-11-09
PCT/IB2008/002976 WO2009060293A2 (en) 2007-11-09 2008-11-06 Vehicle driving force control device

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101849090A CN101849090A (zh) 2010-09-29
CN101849090B true CN101849090B (zh) 2013-01-16

Family

ID=40544693

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN200880114943XA Expired - Fee Related CN101849090B (zh) 2007-11-09 2008-11-06 车辆驱动力控制装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US8409056B2 (zh)
JP (1) JP4488058B2 (zh)
CN (1) CN101849090B (zh)
DE (1) DE112008003259B4 (zh)
WO (1) WO2009060293A2 (zh)

Families Citing this family (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102008015604A1 (de) * 2008-03-26 2009-10-01 Audi Ag Verfahren zum Überwachen von Betriebszuständen von Kraftfahrzeugen
US8478498B2 (en) * 2008-09-09 2013-07-02 GM Global Technology Operations LLC Engine power management for a selectable one-way clutch or mechanical diode in automatic transmissions
US8494738B2 (en) * 2008-09-09 2013-07-23 GM Global Technology Operations LLC Control of selectable one-way clutch in a transmission
JP4743289B2 (ja) * 2009-02-05 2011-08-10 トヨタ自動車株式会社 車両用駆動装置の制御装置
US8951163B2 (en) 2010-03-15 2015-02-10 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control device for vehicle
CN102859154B (zh) * 2010-04-26 2014-12-31 丰田自动车株式会社 车辆用发动机的控制装置
DE102011008597A1 (de) * 2011-01-14 2012-07-19 GM Global Technology Operations LLC (n. d. Ges. d. Staates Delaware) Verfahren und Mittel zum Steuern des Herunterschaltens
JP5917866B2 (ja) * 2011-09-12 2016-05-18 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
KR101326814B1 (ko) * 2011-10-14 2013-11-07 기아자동차 주식회사 자동변속기의 제어장치 및 방법
US8862350B2 (en) * 2012-08-07 2014-10-14 GM Global Technology Operations LLC Method and apparatus for controlling a multi-mode powertrain system
US10029693B2 (en) * 2014-05-30 2018-07-24 Cummins Inc. Active acceleration limit management and gear shift scheduling based on driving environment
JP6187404B2 (ja) * 2014-06-30 2017-08-30 トヨタ自動車株式会社 自動変速機の制御装置
JP6607179B2 (ja) * 2016-12-15 2019-11-20 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
JP6642481B2 (ja) * 2017-02-27 2020-02-05 トヨタ自動車株式会社 自動変速機の制御装置
JP6645471B2 (ja) 2017-04-18 2020-02-14 トヨタ自動車株式会社 車両の駆動力制御装置
CN107472079B (zh) * 2017-08-21 2020-04-17 奇瑞新能源汽车技术有限公司 一种电动汽车最高车速智能控制方法和系统
CN110410221A (zh) * 2018-04-26 2019-11-05 陕西汽车集团有限责任公司 车辆油门斜率的控制方法及装置
JP2019206206A (ja) * 2018-05-28 2019-12-05 トヨタ自動車株式会社 駆動力制御装置
US10851882B2 (en) 2018-10-19 2020-12-01 GM Global Technology Operations LLC Damper configurations for a hybrid vehicle powertrain having a motor coupled between an engine and a transmission with a one-way clutch coupling the engine to the transmission
JP7431620B2 (ja) * 2020-03-10 2024-02-15 株式会社Subaru 車両
CN112693326B (zh) * 2021-01-19 2022-08-30 中国第一汽车股份有限公司 一种降扭量确定方法、装置、车辆及存储介质
CN113983155B (zh) * 2021-10-29 2023-03-24 重庆长安汽车股份有限公司 一种车辆发动机端需求扭矩的确定方法

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6371884B1 (en) * 2000-05-19 2002-04-16 Ford Global Technologies, Inc. Constant power, part load control strategy for electronic engine controls
CN1644964A (zh) * 2003-12-24 2005-07-27 丰田自动车株式会社 车辆用控制装置和车辆用控制方法

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0073475B1 (en) * 1981-08-27 1988-02-03 Nissan Motor Co., Ltd. Control apparatus and method for engine-continuously variable transmission
JP2929396B2 (ja) 1991-01-10 1999-08-03 株式会社ユニシアジェックス 車両用自動変速制御装置
US5879266A (en) 1997-01-17 1999-03-09 Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha Control system for internal combustion engines
JP3573066B2 (ja) 2000-06-07 2004-10-06 日産自動車株式会社 車両の駆動力制御装置
EP1190888A3 (en) * 2000-09-20 2006-02-15 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Vehicle transmission system with transmission input clutch
JP2005009395A (ja) * 2003-06-18 2005-01-13 Toyota Motor Corp 車両の制御装置
JP2005016439A (ja) * 2003-06-26 2005-01-20 Toyota Motor Corp 車両の制御装置
JP4492717B2 (ja) * 2008-03-04 2010-06-30 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6371884B1 (en) * 2000-05-19 2002-04-16 Ford Global Technologies, Inc. Constant power, part load control strategy for electronic engine controls
CN1644964A (zh) * 2003-12-24 2005-07-27 丰田自动车株式会社 车辆用控制装置和车辆用控制方法

Also Published As

Publication number Publication date
JP2009121238A (ja) 2009-06-04
US8409056B2 (en) 2013-04-02
US20100197457A1 (en) 2010-08-05
JP4488058B2 (ja) 2010-06-23
DE112008003259B4 (de) 2019-10-17
DE112008003259T5 (de) 2010-09-23
CN101849090A (zh) 2010-09-29
WO2009060293A3 (en) 2009-09-17
WO2009060293A2 (en) 2009-05-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101849090B (zh) 车辆驱动力控制装置
CN101144533B (zh) 自动变速器的控制装置和方法
CN102741594B (zh) 自动变速器的控制装置
CN100494742C (zh) 自动变速器的控制装置和控制方法
WO2009084462A1 (ja) 自動変速機の制御装置
JP4285529B2 (ja) 自動変速機の変速制御装置
CN101410657B (zh) 自动变速器的变速控制装置
CN102037258A (zh) 自动变速器的控制装置
CN101806357B (zh) 车辆自动变速器的控制装置及其控制方法
US7101313B2 (en) Motor vehicle powertrain control method for low traction conditions
CN100593088C (zh) 车用自动变速器控制器及车用自动变速器系统的控制方法
CN101825172A (zh) 自动变速器的控制装置和控制方法
JP3876838B2 (ja) 車両用高加速時変速制御装置
WO2009084460A1 (ja) 自動変速機の制御装置
US6254508B1 (en) Engine torque control during multiple speed changes of an automatic transmission
US6736757B2 (en) Speed shift control apparatus of automatic transmission
JP4257329B2 (ja) 自動変速機の制御装置
CN100470098C (zh) 车辆自动变速器的变速控制装置和变速控制方法
JP4858145B2 (ja) 車両用自動変速機の制御装置
JP4569513B2 (ja) 車両の制御装置
CN101586659B (zh) 车辆自动变速器的换档控制器
JP5096431B2 (ja) 自動変速機の制御装置およびその制御方法
JP2009097542A (ja) 車両用自動変速機の適合支援制御装置
JP4499053B2 (ja) 自動変速装置の制御装置
JP2003090427A (ja) 自動変速機のロックアップ制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20130116

Termination date: 20191106

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee