CN103939593B - 用于车辆的换档控制设备 - Google Patents

用于车辆的换档控制设备 Download PDF

Info

Publication number
CN103939593B
CN103939593B CN201410016514.6A CN201410016514A CN103939593B CN 103939593 B CN103939593 B CN 103939593B CN 201410016514 A CN201410016514 A CN 201410016514A CN 103939593 B CN103939593 B CN 103939593B
Authority
CN
China
Prior art keywords
gear shift
torque
shift
distribution ratio
gear
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.)
Active
Application number
CN201410016514.6A
Other languages
English (en)
Other versions
CN103939593A (zh
Inventor
太田圭祐
长谷川善雄
增永圣二
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 CN103939593A publication Critical patent/CN103939593A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN103939593B publication Critical patent/CN103939593B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F16H61/0437—Smoothing ratio shift by using electrical signals
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/68—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings
    • F16H61/684—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings without interruption of drive
    • F16H61/686—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings without interruption of drive with orbital gears
    • 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
    • B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
    • B60W10/10—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of change-speed gearings
    • 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
    • B60W20/00—Control systems specially adapted for hybrid vehicles
    • B60W20/30—Control strategies involving selection of transmission gear ratio
    • 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
    • B60W2510/00—Input parameters relating to a particular sub-units
    • B60W2510/10—Change speed gearings
    • 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
    • B60W2710/10—Change speed gearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H2061/0075—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by a particular control method
    • F16H2061/0093—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by a particular control method using models to estimate the state of the controlled object
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F16H2061/0462—Smoothing ratio shift by controlling slip rate during gear shift transition
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F16H61/06—Smoothing ratio shift by controlling rate of change of fluid pressure
    • F16H61/061—Smoothing ratio shift by controlling rate of change of fluid pressure using electric control means

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)
  • Transportation (AREA)

Abstract

用于车辆的换档控制设备。由于通过使用换档模式将转矩分配比设定为自动变速器（18）的运动方程的约束条件，所以能够适当地控制被认为是在换档控制较难实施的转矩在啮合装置之间的传送，并且能够求解运动方程，其中在所述换档模式中，通过输出轴侧上的旋转构件的转矩和输入轴侧上的旋转构件的速度变化量的两个值来设定换档目标值。另外，能够选择性地执行根据换档控制的第一换档以及第二换档，所述第二换档使用仅使用输入轴侧上的旋转构件的速度变化量来设定换档目标值的换档模式，以使得能够比第一换档更快地换档。

Description

用于车辆的换档控制设备
技术领域
本发明涉及一种车辆的换档控制设备，所述换档控制设备执行自动变速器的换档控制，并且具体地，本发明涉及一种使用换档模式执行自动变速器的换档的技术。
背景技术
已有自动变速器，所述自动变速器包括多个啮合装置并且通过使啮合装置在啮合和释放之间切换来换档，所述啮合装置在输入轴和输出轴之间传递旋转和转矩，所述输入轴接收来自驱动动力源的动力，所述输出轴将动力传递给驱动轮。通常，对于这种自动变速器，针对每个齿轮级，对控制对象进行操作元素(例如转矩)的所需值(换言之，控制操作量)适应，并同时在对实际车辆进行评估，并且使用控制操作量根据适应结果实施换档，其中所述控制操作量由针对每个齿轮级事先获得的控制图来确定。然而，随着自动变速器的变速档数增加，这种适应工作需要更大的努力，结果，变得难以采用基于控制图的换档控制的模式。因此，提出了这样的换档模式控制，所述换档模式控制是基于构成自动变速器的每个旋转元件的运动方程的换档控制的模式。利用这种换档模式控制，通过基于期望地通过换档的实现的变化模式(换档目标值)求解事先获得的运动方程来唯一地确定控制操作量，并且使用确定的控制操作量实施换档。例如，日本专利申请公报No.2000-97325(JP 2000-97325A)针对惯性相控制描述了一种通过设定作为换档目标值的变速器的输入轴转速的目标值并计算作为控制操作量的啮合侧离合器转矩的所需值来实施换档的技术，并且描述了一种技术，所述技术用于通过将变速器的输入轴转速的目标值和变速器的输出轴转矩的目标值设定为换档目标值并且利用换档模式计算作为控制操作量的啮合侧离合器转矩的所需值和释放侧离合器转矩的所需值来实施换档。
发明内容
对于JP 2000-97325 A描述的技术，通过操作关于一个换档目标值操作的控制对象或者通过操作关于两个换档目标值操作的两个控制对象来实施换档。然而，利用JP2000-97325 A中描述的技术，释放侧啮合装置的液压朝向释放减小，然后再次朝向啮合暂时升高，以在惯性相期间消除惯性转矩(换言之，以防止在惯性相期间的输出轴转矩显著变化)，因此存在换档完成延迟的可能性，并且驾驶性能可能下降。同时，存在一种所谓的发动机转矩减小控制的传统方法，其中在惯性相期间暂时减小发动机转矩，以消除惯性转矩。然而，对于JP 2000-97325 A中描述的技术，发动机没有作为控制对象并入到运动方程中。换言之，对于JP 2000-97325 A中描述的技术，由于针对任意的发动机转矩求解运动方程，所以JP 2000-97325 A中描述的换档模式控制中不能代替释放侧啮合装置处的暂时升高的液压而通过发动机转矩减小控制来消除惯性转矩。在这种情况下，尽管能够独立于换档模式控制执行发动机转矩减小控制，但这个做法致使整个换档模式控制崩溃，并且需要再次由运动方程求解，并且可能以换档完成延迟或者变速冲击增大终结，这可能致使驾驶性能恶化。另一方面，试图由换档模式控制将发动机转矩唯一地确定为控制操作量产生关于两个换档目标值的三个控制操作量。结果，不能求解运动方程，并且不再能使用换档模式控制执行自动变速器换档。
上述问题并不是常规的，而且至今还未提出针对在关于两个换档目标值存在三个控制操作量时适当地设定用于求解运动方程的约束条件的建议，以便使得指定换档模式能够适应所有换档模型(换档样式)，所述换档模型包括踏下加速踏板升档、松开加速踏板升档、踏下加速踏板降档和松开加速踏板降档。相比之下，本发明提出了一种新技术，用于适当地设定约束条件以求解运动方程(参照申请人之前提交的国际申请(国际申请No.：PCT/JP2012/069408))。另外，本发明提出了一种技术，该技术是基于上述新技术的换档技术的进一步的改进，并且其使得能够选择对应于换档控制技术的第一换档和对应于换档速度优先以比第一换档更快速地执行换档的换档控制技术的第二换档。
鉴于以上情况作出本发明，并且本发明的目的是提供一种用于车辆的换档控制设备，即使关于两个换档目标值存在三个控制操作量，所述换档控制设备也能够使用换档模式执行自动变速器的期望换档。
本发明的一个方面涉及一种车辆的换档控制设备。换档控制设备包括自动变速器和控制器。自动变速器包括多个啮合装置，所述多个啮合装置构造成在输入轴和输出轴之间传递旋转和转矩，所述输入轴接收来自驱动动力源的动力，所述输出轴将动力传递给驱动轮。自动变速器构造成通过使多个啮合装置在啮合和释放之间进行切换来执行换档。控制器构造成通过使用预定的换档模式来执行自动变速器的换档，所述预定的换档模式确定用于获得换档目标值的控制操作量。控制器构造成选择性地将第一换档和第二换档作为换档执行。控制器构造成通过使用啮合装置中的位于输出轴侧上的旋转构件上的转矩和啮合装置中的位于输入轴侧上的旋转构件的转速变化量来设定第一换档的换档目标值。控制器构造成通过使用输入轴侧上的旋转构件的转矩、第一换档期间的啮合侧啮合装置的转矩传递承载能力和第一换档期间的释放侧啮合装置的转矩传递承载能力来设定第一换档的控制操作量。控制器构造成设定在第一换档期间在啮合侧啮合装置和释放侧啮合装置之间分配的传递转矩的第一转矩分配比。控制器构造成通过使用换档模式来控制第一换档期间的自动变速器的换档，所述换档模式包括所设定的第一换档的换档目标值、所设定的第一换档的控制操作量以及所设定的第一转矩分配比。控制器构造成通过仅使用输入轴侧上的旋转构件的转速变化量来设定第二换档的换档目标值。控制器构造成通过使用输入轴侧上的旋转构件上的转矩、第二换档期间的啮合侧啮合装置的转矩传递承载能力、和第二换档期间的释放侧啮合装置的转矩传递承载能力来设定第二换档的控制操作量。控制器构造成设定在第二换档期间在啮合侧啮合装置和释放侧啮合装置之间分配的传递转矩的第二转矩分配比。控制器构造成设定换档进展转矩分配比，所述换档进展转矩分配比是在第二换档期间在输入轴侧上的旋转构件和所述啮合装置整体之间分配的传递转矩的分配比。控制器构造成通过使用包括所设定的第二换档的换档目标值、所设定的第二换档的控制操作量、所设定的第二转矩分配比以及所设定的换档进展转矩分配比的换档模型以比在第一换档期间更快的方式来控制自动变速器在第二换档期间的换档。
因此，当必须确定三个控制操作量以实现两个换档目标值时，由于鉴于如果不设定某种约束条件的话将不能确定控制操作量的事实将在释放侧啮合装置和啮合侧啮合装置之间分配的传递转矩的转矩分配比设定为约束条件，车辆的所述换档控制设备适于控制在换档控制中被认为是较为困难的释放侧啮合装置和啮合侧啮合装置之间的转矩传送(换言之，换档进展)，并且能够确定三个控制操作量。从另一个观点来看，当将任何控制操作量设定为事先确定的指定值以确定三个控制操作量时，存在无穷多个指定值，所述无穷多个指定值包括符合每个换档模型的值。相比之下，对于根据本发明的第一换档，由于表示转矩传送的转矩分配被设定为约束条件，因此，指定的换档模型能够适应任何换档模式。具体地，当将啮合侧啮合装置的转矩传递承载能力和释放侧啮合装置的转矩传递承载能力中的仅一个设定为约束条件时，可能发生旋转构件的停滞(tie-up)或者空转(blow-up)。然而，通过将适于控制换档进展的转矩分配比设定为约束条件，能够抑制停滞或者空转的发生，或者相反地，能够提高用于有意地产生停滞或者空转的控制的可控性。而且，将输入轴侧旋转构件上的转矩设定为约束条件可以防止执行用于临时地改变驱动动力源的输出转矩的控制。然而，根据本发明，例如，能够适当地执行转矩下降控制，所述转矩下降控制暂时减小在惯性相期间的驱动动力源的输出转矩。如所示的那样，利用根据本发明的第一换档，即使关于对应于两个换档目标值的两个齿轮系运动方程存在三个控制操作量，也能够使用由两个齿轮系运动方程表示的换档模式来适当地确定三个控制操作量，并且能够选择性执行实现两个换档目标值的自动变速器的期望换档。
另外，对于根据本发明的第二换档，通过仅基于输入轴侧上的旋转构件的转速变化量设定换档目标值，使用将输入轴侧上的旋转构件的转速变化量作为换档目标值的齿轮系运动方程而不是使用以输出轴侧上的旋转构件的转矩作为换档目标值的齿轮系运动方程，使用包括输入轴侧上的旋转构件上的转矩、换档期间的啮合侧啮合装置的转矩传递承载能力和换档期间的释放侧啮合装置的转矩传递承载能力的三个值作为关于齿轮系运动方程的控制操作量(控制需要值)，并且使用在换档期间在啮合侧啮合装置和释放侧啮合装置之间分配的传递转矩的转矩分配比和作为在换档期间在输入轴侧的旋转构件和啮合装置(离合器)整体之间分配的传递转矩的分配比的换档进展转矩分配比，能够使用由齿轮系运动方程表示的换档模式来执行第二换档，在所述第二换档中，以比第一换档更快的速度控制自动变速器的换档。因此，根据本发明，由于能够选择性地执行第一换档和使换档能够以比第一换档更快的速度进行的第二换档，例如针对输入轴转矩的方向和换档进展方向(输入轴转速增大的方向)相互一致的换档，例如在减速行驶期间降档或者松开加速踏板升档，因此通过选择第二换档能够实现快速换档。
在上述换档控制设备中，所述控制器可以构造成当在所述第一换档期间在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的传递转矩被假定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩时，将所述第一转矩分配比设定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的比。另外，所述控制器可以构造成当在所述第二换档期间在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的传递转矩被假定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩时，将所述第二转矩分配比设定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的比。此外，所述控制器可以构造成将所述换档进展转矩分配比设定为在所述第二换档期间在所述输入轴侧上的所述旋转构件和所述啮合装置整体之间分配的传递转矩被假定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩时的转矩分配比。
在上述换档控制设备中，所述控制器可以构造成将所述第一换档的换档模式设定为包括第一齿轮系运动方程和第二齿轮系运动方程，所述第一齿轮系运动方程具有所述控制操作量和作为所述换档目标值的所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速变化量，所述第二齿轮系运动方程具有所述控制操作量和作为所述换档目标值的所述输出轴侧上的所述旋转构件上的转矩。另外，所述控制器可以构造成通过使用所述第一转矩分配比设定所述第一换档的换档模式，在所述第一换档的换档模式中，基于所述换档目标值计算所述控制操作量。因此，能够在运动方程中反映在换档控制中被认为是较难的关于在释放侧啮合装置和啮合侧啮合装置之间的转矩传送的控制，并且能够适当地确定三个控制操作量。
在上述换档控制设备中，所述控制器可以构造成将所述第二换档的换档模式设定为包括第一齿轮系运动方程，所述第一齿轮系运动方程具有所述控制操作量和作为所述换档目标值的所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速变化量。另外，所述控制器可以构造成使用所述第二转矩分配比和所述换档进展转矩分配比设定所述第二换档的换档模式，在所述第二换档的换档模式中，基于所述换档目标值计算所述控制操作量。因此，能够在运动方程中反映在换档控制中被认为是较为困难的关于在释放侧啮合装置和啮合侧啮合装置之间的转矩传送的控制，并且能够适当地确定三个控制操作量。
对于用于第二换档的换档模式，在上述换档控制设备中，所述控制器可以构造成将所述换档进展转矩分配比设定为由所述啮合装置整体分担的传递转矩的分配比和所述输入轴侧上的所述旋转构件的转矩分配比。另外，所述控制器可以构造成在所述第二换档的惯性相开始之前将由所述啮合装置整体分担的传递转矩的分配比和所述输入轴侧上的所述旋转构件的所述转矩分配比分别设定为“1”和“0”，并且构造成在所述第二换档的惯性相开始之后将由所述啮合装置整体分担的传递转矩的分配比和所述输入轴侧上的所述旋转构件的所述转矩分配比分别设定为“0”和“1”。通过如上所述设定啮合侧啮合装置的转矩分配比和释放侧啮合装置的转矩分配比，能够实现高速进展的第二换档。
对于用于第二换档的换档模式，在上述换档控制设备中，所述控制器可以构造成在所述第二换档的惯性相开始之前将所述啮合侧啮合装置的转矩分配比和所述释放侧啮合装置的转矩分配比作为所述第二转矩分配比分别设定为“0”和“1”，并且可以构造成在所述第二换档的惯性相开始之后将所述啮合侧啮合装置的转矩分配比和所述释放侧啮合装置的转矩分配比作为所述第二转矩分配比分别设定为“1”和“0”。通过如上所述设定啮合侧啮合装置的转矩分配比和释放侧啮合装置的转矩分配比，能够实现高速进展的第二换档。
基于在输入轴转矩的方向和换档进展的方向(输入轴转速增大的方向)相互一致的换档(例如手动换档操作，其包括手动模式和运动模式，和/或在减速行驶期间的降档或者松开加速踏板升档)，换档控制设备可以构造成包括换档速度优先换档判定单元，其判定是否将选择换档速度优先的换档控制，并且换档控制设备可以构造成在换档速度优先换档判定单元判定将选择换档速度优先的换档控制时选择第二换档，并且在换档速度优先换档判定单元判定将不选择换档速度优先的换档控制时选择第一换档。换言之，在换档控制设备中，所述控制器可以构造成判定要求的换档是否为所述输入轴的输入轴转矩的方向与所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速增大的方向相互一致的换档。所述控制器可以构造成基于所述要求的换档是所述输入轴的输入轴转矩的方向与所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速增大的方向相互一致的换档来判定是否将选择换档速度优先的换档控制。所述控制器可以构造成在所述控制器判定将选择所述换档速度优先的换档控制时选择所述第二换档。控制器可以构造成在所述控制器判定将不选择所述换档速度优先的换档控制时选择所述第一换档。因此，由于针对手动换档操作和/或在输入轴转矩的方向和换档进展(输入轴转速增大)的方向相互一致的换档选择实现快速换档进展的第二换档，所以能够实现良好的换档感觉。
附图说明
将参照附图在下文描述本发明的示例性实施例的特征、优点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是图解了应用本发明的车辆中的动力传递路径的示意性构造并图解了设置在车辆中的控制系统的主要部分的视图；
图2是图解了电子控制单元的控制功能的主要部分的功能性框图；
图3A至图3D是图解了图2中示出的第一换档控制单元的换档控制致动的时间图，并且是示出了转矩分配比变化的定时的示例的简图，针对每个换档模型事先确定这些定时，其中：图3A代表踏下加速踏板升档的情况；图3B代表踏下加速踏板降档的情况，图3C代表松开加速踏板升档的情况，并且图3D代表松下加速踏板降档的情况；
图4是图解了在图2中示出的第二换档控制单元在补油(blipping)时在降档期间换档控制致动的时间图；
图5是图解了在图2示出的第二换档控制单元的松开加速踏板升档期间的换档控制致动的时间图；和
图6是图解了图1中示出的电子控制单元的控制致动的主要部分的流程图。
具体实施方式
在下文中，将参照附图详细描述本发明的实施例。
图1是图解了从发动机12至设置在应用本发明的车辆中的驱动轮26的动力传递路径的示意性构造的简图，并且还图解了设置在车辆10中的控制系统的大部分。在图1中，由作为驱动动力源的发动机12产生的动力通过变矩器14从输入轴16输入到自动变速器18，然后从自动变速器18的输出轴20经由差动齿轮装置(差动齿轮)22、一对轮轴(驱动轴)24等传递到左驱动轮和右驱动轮26。
自动变速器18为常规的行星齿轮型自动变速器，所述行星齿轮型自动变速器包括位于作为附接到车身的非旋转构件的变速器箱中的一组或者多组行星齿轮装置和多个啮合装置(啮合元件)，所述多个啮合装置选择性地连接行星齿轮装置的旋转元件或者将旋转元件中的任何一个和非旋转构件相互连接，并且在所述行星齿轮型自动变速器中，通过啮合装置选择性地建立多个齿轮级。例如，自动变速器18是有级变速器，所述有级变速器实施所谓的离合器至离合器换档(clutch-to-clutch gear shift)，其中，通过离合器切换所述多个啮合装置中的任一个(换言之，通过在啮合指定的啮合装置和释放另一个啮合装置之间切换)来执行换档。例如，多个啮合装置为液压摩擦啮合装置，其中，在施加液压压力时在摩擦板之间产生摩擦力，并且所述液压摩擦啮合装置在接收来自发动机12的动力的输入轴16和将动力传递到驱动轮26的输出轴20之间传递旋转和转矩。输入轴16是自动变速器18的输入轴，并且也用作由变矩器14的涡轮旋转地驱动的涡轮轴。
液压摩擦啮合装置是离合器或制动装置，液压控制回路28控制所述离合器或制动装置的啮合和释放，并且所述离合器或制动装置的转矩传递承载能力(换言之，啮合力)通过调节所述液压控制回路28中的电磁阀等的压力而改变，以选择性地联接液压摩擦啮合装置的两侧上的构件，所述液压摩擦啮合装置插置在所述两侧上的构件之间。在这种情况下，例如通过摩擦材料的摩擦系数或压在摩擦板上的啮合液压压力来确定液压啮合装置的转矩传递承载能力(在下文中，称作离合器转矩)。为了在输入轴16和输出轴20之间传递转矩(例如，输入到输入轴16的变速器输入转矩Ti，换言之，涡轮转矩Tt)而不产生啮合装置的滑动(换言之，在啮合装置中不产生差动转速)，需要这样的转矩传递承载能力，所述转矩传递承载能力产生关于待传递的转矩必须由每个啮合装置分担的传递转矩量(换言之，啮合装置分担的转矩)。然而，对于产生传递转矩量的转矩传递承载能力而言，即使当转矩传递承载能力增大时，传递转矩也不会增大。此外，在本实施例中，为了方便起见，有时可以同义地使用离合器转矩和啮合液压压力(或者指令压力)。
自动变速器18中的齿轮级的示例包括通过啮合离合器C1和制动装置B1建立的低速侧齿轮级(低侧齿轮级，例如，第二速度齿轮级)和通过啮合离合器C1和制动装置B2建立的高速侧齿轮级(高侧齿轮级，例如，第三速度齿轮级)。因此，在低齿轮级和高齿轮级之间进行换档期间，在制动装置B1和制动装置B2之间实施离合器切换。在本实施例中，在换档期间被离合器切换的啮合装置中，与建立低侧齿轮级相关的啮合装置(例如，制动装置B1)将被称作低齿轮级啮合装置，而与建立高齿轮级相关的啮合装置(例如，制动装置B2)将被称作高齿轮级啮合装置。在从低齿轮级至高齿轮级的升档期间，低齿轮级啮合装置变为释放侧啮合装置(在下文中，称作释放侧离合器)，而在从高齿轮级至低齿轮级的降档期间，低齿轮级啮合装置变为啮合侧啮合装置(在下文中，称作啮合侧离合器)。另一方面，在升档期间，高齿轮级啮合装置变为啮合侧离合器，而在降档期间，高齿轮级啮合装置变为释放侧离合器。
返回图1，例如，车辆10设置有电子控制单元70，所述电子控制单元70包括换档控制设备，所述换档控制设备与自动变速器18的换档控制等相关。电子控制单元70构造成包括例如所谓的微型计算机，所述微型计算机设置有中央处理器(CPU)、随机存取存储器(RAM)、只读存储器(ROM)、和输入/输出接口等，并且中央处理器通过根据事先存储在只读存储器中的程序并且同时利用随机存取存储器的临时存储功能执行信号处理来对车辆10进行各种类型的控制。例如，电子控制单元70构造成执行发动机12的输出控制、自动变速器18的换档控制等，并且在需要时分成用于发动机控制、液压控制(换档控制)等的部件。另外，多种传感器检测到的多种信号被供给到电子控制单元70，所述多种传感器包括各种转速传感器50、52和54、加速器下压操作量传感器56、节气门开度传感器58、换档传感器60等，所述多种信号例如是：发动机转速ωe，所述发动机转速ωe表示发动机12的转速；涡轮转速ωt，所述涡轮转速ωt是输入轴16的转速，或者换言之，变速器输入转速ωi；变速器输出转速ωo，其表示输出轴20的转速，其对应于车辆速度V；加速器下压操作量Acc，其表示驾驶员所需的车辆10的驱动力(驱动转矩)；节气门开度θth；和通过变速杆或者踏板开关实施的换档操作SH。另外，从电子控制单元70输出用于发动机12的输出控制的发动机输出控制指令信号Se、用于致动控制自动变速器18的液压致动器的液压控制回路28的液压指令信号Sp等。
图2是图解了由电子控制单元70提供的控制功能的主要部分的功能性框图。在图2中，例如，发动机输出控制单元72输出使用节气门致动器控制电子节气门的打开和关闭以控制节气门的发动机输出控制指令信号Se，控制燃料喷射装置的燃料喷射量以进行燃料喷射量控制，并且控制诸如点火器的点火装置以用于点火定时控制，以便获得所需的发动机转矩Te(在下文中，所需的发动机转矩Tedem)。例如，使用加速器下压量Acc作为参数，发动机输出控制单元72基于实际加速器下压量Acc和车辆速度V由事先存储的车辆速度V和所需的驱动力Fdem之间的关系(驱动力映射图，未示出)计算所需的驱动力Fdem。另外，例如，发动机输出控制单元72基于驱动轮26的有效轮胎半径、自动变速器18的齿轮级的齿数比、比输出轴20更靠近驱动轮26的动力传递路径中的最终减速比、和变矩器14的变矩系数t来计算产生所需的驱动力Fdem的所需的发动机转矩Tedem。此外，基于实际速度比e由事先存储的速度比(＝涡轮转速ωt/泵转速ωp(发动机转速ωe))、变矩系数t、效率以及能力系数(capacity coefficient)之间的已有关系(变矩器14的致动特征图)计算变矩器14的变矩系数t。
第一换档控制单元74和第二换档控制单元76分别执行自动变速器18的换档控制。例如，第一换档控制单元74和第二换档控制单元76实施换档判定，以便获得所需的驱动力Fdem。任选地，第一换档控制单元74和第二换档控制单元76基于由实际车辆速度V和实际加速器下压量Acc表示的车辆状态由事先存储的使用车辆速度V和加速器下压量Acc作为变量的关系(换档图或者换档简图)实施换档判定。另外，当第一换档控制单元74和第二换档控制单元76判定将实施自动变速器18的换档时，第一换档控制单元74和第二换档控制单元76执行自动变速器18的自动换档控制，以便获得期望的齿轮级。例如，第一换档控制单元74和第二换档控制单元76通过将啮合和/或释放与自动变速器18的换档有关的啮合装置的液压指令信号Sp输出至液压控制回路28来执行离合器至离合器换档，以便实现判定的齿轮级。液压指令信号Sp的示例包括：用于获得释放侧离合器的转矩传递承载能力(在下文中称作释放侧离合器转矩)的液压指令值；和用于获得啮合侧离合器的转矩传递承载能力(在下文中，称作啮合侧离合器转矩)的液压指令值。
离合器至离合器换档控制的方法例如包括：在换档期间由事先通过在评估换档冲击、换档时间等在实际车辆上是否适当的同时进行适配而确定的控制图判定转矩传递承载能力(或者液压指令值)，并执行自动变速器18的换档。对于使用诸如上述的控制图的方法，必须根据换档将使用的换档类型来产生不同的控制图。因此，自动变速器18中的齿轮级的数量越大，上述适应工作需要的工作量越大。上述换档类型的示例包括由多种换档模型(换档样式)和多种齿轮级间(gear interstage)的组合表示的多种换档样式，所述多种换档模型例如是踏下加速踏板升档(power-on upshift)、松开加速踏板升档(power-offupshift)、踏下加速踏板降档(power-on downshift)和松开加速踏板降档(power-offdownshift)，所述多种齿轮级间例如是第一速度-第二速度。更具体地，换档类型表示为第一速度→第二速度踏下加速踏板升档、第二速度→第一速度踏下加速踏板降档等。
鉴于此，替代使用上述控制图的方法，本实施例采用通过使用事先判定的用于确定实现换档目标值的控制操作量的换档模式来执行自动变速器18的换档，以便实施离合器至离合器换档控制。换档目标值是确定在换档期间期望实现的变化模式的要素(例如，换档时间、驱动力等)的目标值。控制操作量是要素(发动机转矩、离合器转矩等)的相对于控制目标操作的需求值。
在下文中，将详细描述使用根据本实施例的换档模式的自动变速器18的换档控制。用以下表达式(1)和表达式(2)来表示自动变速器18在换档期间的运动方程。表达式(1)和表达式(2)由构成自动变速器18的相互联接的旋转元件中的每一个的运动方程和构成自动变速器18的行星齿轮装置的关系表达式推导得出。每个旋转元件的运动方程均是这样的运动方程，该运动方程使用作用在行星齿轮装置的三个构件(太阳齿轮、承载架、齿圈)和啮合装置两侧上的构件中的每个旋转元件中所涉及的构件上的转矩来限定由每个旋转元件的惯量与转速时间变化率的乘积所表示的转矩。另外，行星齿轮装置的关系表达式是这样的关系表达式，该关系表达式使用行星齿轮装置的齿数比(＝太阳齿轮的齿数/齿圈的齿数)分别限定行星齿轮装置的三个构件之间的转矩关系和转速时间变化率的关系。在表达式(1)和表达式(2)中，dωt/dt表示涡轮转速ωt(换言之，变速器输入转速ωi)的时间微分(或换言之，时间变化率)，并且表示作为输入轴16侧上的旋转构件的速度变化量(转速变化量)的输入轴16的角加速度(在下文中，称为输入轴角加速度)(在附图中和表达式中，表示了时间变化率；这同样适用于下文中描述的其它时间变化率)。dωo/dt表示变速器输出转速ωo的时间变化率，并且表示输出轴角加速度。Tt表示涡轮转矩，所述涡轮转矩是作为输入轴16侧上的旋转构件上的转矩的输入轴16上的转矩，或者换言之，变速器输入转矩Ti。如果考虑到变矩器14的变矩系数t的话，涡轮转矩Tt与发动机转矩Te(＝Tt/t)同义。To表示变速器输出转矩，所述输出转矩是作为输出轴20侧上的旋转构件上的转矩的输出轴20的转矩。Tcapl表示啮合侧离合器转矩，其在升档期间变为高齿轮级侧离合器转矩，并且在降档期间变为低齿轮级侧离合器转矩。Tcdrn表示释放侧离合器转矩，其在升档期间变为低齿轮级侧离合器转矩，并且在降档期间变为高齿轮级侧离合器转矩。a1、a2、b1、b2、c1、c2、d1和d2分别表示在推导表达式(1)和表达式(2)时使用的常量，并且是由上述各个旋转元件的惯量和行星齿轮装置的齿数比确定的设计系数。例如，常量的具体数值对于每个换档类型(例如，每个换档模型或者每个齿轮级间)而言有所不同。因此，虽然存在一个指定方程作为上述运动方程，但是在实施自动变速器18的换档时，根据换档类型使用对应于被认为是不同常量的各种换档类型的运动方程。
[数学.1]
ω · t = a 1 · T t + b 1 · T c a p l + c 1 · T c d r n + d 1 · ω · o - - - ( 1 )
T o = a 2 · T t + b 2 · T c a p l + c 2 · T c d r n + d 2 · ω · o - - - ( 2 )
表达式(1)和表达式(2)是自动变速器18的齿轮系运动方程，所述运动方程用于公式表达换档目标值和控制操作量之间的关系。在这种情况下，换档目标值能够表示换档时间和驱动力的相应目标值，并且表示在齿轮系的运动方程中。本实施例使用输入轴角加速度dωt/dt作为能够表示换档时间的要素的示例。另外，第一实施例使用变速器输出转矩To作为能够表示驱动力的要素的示例。换言之，在本实施例中，根据包括输入轴角加速度dωt/dt和变速器输出转矩To的两个值来设定换档目标值。同时，在本实施例中，通过包括涡轮转矩Tt(与发动机转矩Te同义)、啮合侧离合器转矩Tcapl和释放侧离合器转矩Tcdrn的三个值来设定确定换档目标值的控制操作量。结果，由于与由包括上述两个表达式(1)和表达式(2)的两个表达式构成的运动方程相比存在三个控制操作量，因此，不能唯一地求解确定两个换档目标值的控制操作量。所以，不能使用换档模式执行实现两个换档目标值的自动变速器18的期望换档。此外，输出轴角加速度dωo/dt由变速器输出转速ωo计算得出，所述变速器输出转速ωo是转速传感器54的检测值。
已知的是，能够通过对由表达式(1)和表达式(2)表达的运动方程增加约束条件来唯一求解控制操作量。在自动变速器18的换档控制中，难以控制转矩在释放侧离合器和啮合侧离合器之间的传送(即，换档进展)。另一方面，在为了确定三个控制操作量而将任意一个控制操作量设定成规定值时，能够采用无穷多个规定值，包括符合每个换档模型的规定值。就规定值而言，例如，在将释放侧离合器转矩Tcdrn和啮合侧离合器转矩Tcapl中的仅一个设定为约束条件时，在换档期间很可能发生停滞(tie-up)或空转(blow-up)，或者在换档期间用于有意地产生停滞或空转的控制的可控性可能会降低。替代地，例如，在将发动机转矩变化模式设定为约束条件时，可能无法执行使发动机转矩在惯性相期间暂时变化的发动机转矩减小控制。鉴于此，在本实施例中，决定将释放侧离合器和啮合侧离合器之间分配的传递转矩的转矩分配比设定为约束条件，所述转矩分配比适于表示和控制换档期间的转矩传送，并且能够适应任何换档模型。换言之，决定将传递转矩的转矩分配比设定为约束条件，所述转矩分配比可将换档期间的转矩传送结合到运动方程中，并且能够唯一求解控制操作量。当例如由输入轴16上的转矩(输入轴总传递转矩)替代在自动变速器18的换档期间的必须由释放侧离合器和啮合侧离合器承担的总传递转矩时，转矩分配比是分别由两个啮合装置承担的传递转矩相对于输入轴总传递转矩的比。在本实施例中，如果用“xapl”表示啮合侧离合器的转矩分配比，用“xdrn”表示释放侧离合器的转矩分配比，则使用转矩分配比x(例如0≤x≤1)由以下表达式(3)和表达式(4)来限定各个转矩分配比，所述转矩分配比x按照时序变化，以反映换档期间的转矩传送。
xapl＝x (3)
xdrn＝1-x (4)
基于由输入轴16上的转矩替代的“Tcapl”及“Tcdrn”以及表达式(3)和表达式(4)，可以用“x”(＝xapl)和“1-x”(＝xdrn)来限定啮合侧离合器转矩Tcapl和释放侧离合器转矩Tcdrn之间的关系表达式。另外，由上述表达式(1)和表达式(2)以及“Tcapl”与“Tcdrn”之间的关系表达式，推导出用于计算作为控制操作量的涡轮转矩Tt、啮合侧离合器转矩Tcapl和释放侧离合器转矩Tcdrn的关系表达式。通过使用“x”(＝xapl)、“1-x”(＝xdrn)、输入轴角加速度dωt/dt、变速器输出转矩To等的关系表达式来表示涡轮转矩Tt(与发动机转矩Te同义)。以类似的方式，通过使用“x”(＝xapl)、输入轴角加速度dωt/dt、变速器输出转矩To等的关系表达式表示啮合侧离合器转矩Tcapl。以类似的方式，通过使用“1-x”(＝xdrn)、输入轴角加速度dωt/dt、变速器输出转矩To等的关系表达式来表示释放侧离合器转矩Tcdrn。换言之，根据本实施例的换档模式使用包括换档目标值和控制操作量的自动变速器18的运动方程(上述表达式(1)和(2))和表示转矩分配比的关系(上述表达式(3)和(4))基于换档目标值来计算控制操作量。如所示出的那样，在本实施例中，通过将使用转矩分配比x设定的约束条件加入上述表达式(1)和(2)，使用换档模式执行自动变速器18的换档。因此，即使关于两个换档目标值存在三个控制操作量，也能够利用换档模式适当地确定这三个控制操作量。虽然如上所述存在一种规定模型作为换档模式，但是由于被认为是不同常量的齿轮系运动方程用于每种换档类型(例如，换档模型或者齿轮级间)，所以对自动变速器18的换档使用对应于每个换档类型的换档模式。
在自动变速器18的变速控制中，存在多种换档模型，包括踏下加速踏板升档、松开加速踏板升档、踏下加速踏板降档和松开加速踏板降档。因此，期望地按照每个换档模型设定转矩分配比。例如，在本实施例中，为了按照换档模型适当地促进换档进展，根据换档模型修改改变转矩分配比的定时(换言之，基于换档模型改变转矩在释放侧离合器和啮合侧离合器之间传送的定时)。在下文中，将详细描述根据各个换档模型设定转矩分配比。
对于踏下加速踏板升档或者松开加速踏板降档，发动机转矩Te(踏下加速踏板期间为正转矩，或松开加速踏板期间为负转矩(发动机摩擦转矩))使涡轮转速ωt(换言之，变速器输入转速ωi)改变的方向不同于涡轮转速ωt伴随换档而改变的方向(由换档推进的方向)。换言之，对于踏下加速踏板升档或者松开加速踏板降档，不能利用发动机转矩Te自发地促进换档的进展。因此，由于不能仅通过减小释放侧离合器转矩Tcdrn的绝对值(即，仅通过朝向释放引导释放侧离合器转矩)而不改变转矩分配比来促进换档的进展，所以有必要使啮合侧离合器致使涡轮转速ωt沿着伴随换档的变化方向上改变。有鉴于此，在换档模型是踏下加速踏板升档或者松开加速踏板降档时，如图3A和图3D所示，改变转矩分配比的定时被设定为在惯性相开始之前(换言之，在惯性相开始之前实施释放侧离合器和啮合侧离合器之间的转矩传送)，以确保换档适当地进行。
另一方面，对于松开加速踏板升档或者踏下加速踏板降档，涡轮转速ωt由于发动机转矩Te而沿着伴随换档的变化方向变化。换言之，对于松开加速踏板升档或者踏下加速踏板降档，发动机转矩Te能够自发地促进换档进展。因此，由于能够通过仅减小释放侧离合器转矩Tcdrn的绝对值而不改变转矩分配比来促进换档的进展，所以不需要使啮合侧离合器致使涡轮转速ωt沿着伴随换档的变化方向变化。对于松开加速踏板升档或者踏下加速踏板降档，试图通过啮合侧离合器促进换档进展可能产生可能的惯性转矩增大并且换档冲击恶化的相反效果。鉴于此，在换档模型是松开加速踏板升档或者踏下加速踏板降档时，如图3C和图3B所示，改变转矩分配比的定时被设定为惯性相的终点，以确保换档适当地进行。换言之，在松开加速踏板升档或者踏下加速踏板降档的情况下，为了实现抑制换档冲击的平顺换档，仅通过根据发动机转矩Te释放所述释放侧离合器来促进换档进展。因而，通过使释放侧离合器和啮合侧离合器之间传送转矩与惯性相的终点一致，啮合侧离合器使涡轮转速ωt与换档后的同步旋转相符。在这种情况下，惯性相的终点指的是涡轮转速ωt大体接近于换档后的同步旋转的时间点，例如在惯性相已经基本结束时。换言之，惯性相的终点指的是接近惯性相的终点的时间点，在所述时间点，即使没有朝向啮合引导啮合侧离合器，发动机转矩Te和释放侧离合器的释放也使惯性相开始并且进一步发展，并且仅在涡轮转速ωt与换档后的转速同步时才需要朝向啮合控制啮合侧离合器。此外，当发动机转矩Te和释放侧离合器的释放能够使惯性相进展并且结束时，可以认为惯性相的终点在惯性相之后。
返回图2，换档速度优先换档判定单元78根据用于选择手动模式或者运动模式的手动换档操作的行为，和/或根据其中施加输入轴转矩的方向(输入轴转矩的方向)和换档进展的方向(输入轴转速增大的方向)相互一致的换档(例如减速行驶期间的降档(补油：blipping)或松开加速踏板升档)的判定，判定是否将选择换档速度优先的换档控制。当换档速度优先换档判定单元78判定将选择换档速度优先的换档控制时，换档速度优先换档判定单元78选择第二换档控制单元76来实施换档控制，而当换档速度优先换档判定单元78判定将不选择换档速度优先的换档控制时，换档速度优先换档判定单元78选择由第一换档控制单元74实施的换档控制。
当判定由第一换档控制单元74来实施自动变速器18的换档时，第一换档操作量计算单元80使用上述换档模式基于换档目标值来计算控制操作量，并且将控制操作量输出到第一换档控制单元74。具体地，第一换档操作量计算单元80包括第一转矩分配比计算单元82和第一换档目标值计算单元84。
第一转矩分配比计算单元82由这样的关系或者由例如图3A和图3D或者图3B和图3C所示的换档进展图基于从变化起始时间(或者之前的计算时间)起经过的时间顺序地计算转矩分配比x，其中在所述关系中，事先确定致使转矩分配比x变化的方面(例如，斜坡)。另外，从上述表达式(3)和(4)，第一转矩分配比计算单元82基于所计算出的转矩分配比x计算啮合侧离合器的转矩分配比xapl和释放侧离合器的转矩分配比xdrn。事先针对例如每种换档类型(换档模型或者齿轮级间)确定换档进展图。另外，转矩分配比x的初始值被设定为“0”。
第一换档目标值计算单元84由例如关系表达式(1)或者与之对应的输入轴角加速度变化图基于从惯性相开始时间(或者之前的计算时间)起经过的时间顺序地计算惯性相中的输入轴角加速度dωt/dt的目标值，其中在所述关系表达式(1)中，事先确定致使输入轴角加速度dωt/dt变化的模式，使得惯性相期间涡轮转速ωt(＝变速器输入转速ωi)的变化量成为指定变化量，所述指定变化量满足抑制换档冲击和换档时间两者。另外，例如，当不在惯性相中时，第一换档目标值计算单元84基于涡轮转速ωt(＝变速器输入转速ωi)的变化量计算输入轴角加速度dωt/dt的目标值。此外，第一换档目标值计算单元84由例如关系表达式(2)或者与之相对应的变速器输出转矩变化图基于由发动机输出控制单元72计算出的所需驱动力Fdem并且基于从换档控制开始时间(或者之前的计算时间)起经过的时间来计算变速器输出转矩To的目标值。事先在关系表达式(2)中确定致使变速器输出转矩To变化的模式。此外，例如针对每个换档类型(换档模型或者齿轮级间)事先确定输入轴角加速度变化图和变速器输出转矩变化图。
第一换档操作量计算单元80由用于计算控制操作量的关系表达式(1)和(2)基于由第一转矩分配比计算单元82计算出的啮合装置的转矩分配比(x、xapl和xdrn)并且基于由第一换档目标值计算单元84计算出的相应换档目标值(dωt/dt和To的相应目标值)顺序地计算作为控制操作量的涡轮转矩Tt(与发动机转矩Te同义)、啮合侧离合器转矩Tcapl和释放侧离合器转矩Tcdrn的相应所需值。
发动机输出控制单元72输出发动机输出控制指令信号Se，以便获得由第一换档操作量计算单元80计算的涡轮转矩Tt(与发动机转矩Te同义)的所需值。第一换档控制单元74顺序地将用于获得由第一换档操作量计算单元80计算出的啮合侧离合器转矩Tcapl和释放侧离合器转矩Tcdrn的各个所需值的液压指令信号Sp输出到液压控制回路28，以便实现自动变速器18的确定的齿轮级。
当判定通过第二换档控制单元76实施自动变速器18的换档时，第二换档操作量计算单元86使用上述换档模式基于换档目标值计算控制操作量，并将控制操作量输出到第二换档控制单元76。具体地，第二换档操作量计算单元86包括第二转矩分配比计算单元88、第二换档目标值计算单元90和换档进展转矩分配比计算单元92。
第二转矩分配比计算单元88由这样的关系或者由图4所示的降档补油(blippingdown)和图5所示松开加速踏板升档表示的换档进展图基于从变化开始时间(或者之前的计算时间)起经过的时间来顺序地计算转矩分配比x，其中在所述关系中，事先确定致使转矩分配比x变化的方面(例如，斜坡)。另外，由于上述表达式(3)和(4)，第二转矩分配比计算单元88基于计算出的转矩分配比x计算啮合侧离合器的转矩分配比xapl和释放侧离合器的转矩分配比xdrn。例如事先针对每个换档类型(换档模型或者齿轮级间)确定换档进展图。另外，转矩分配比x的初始值被设定为“0”。作为在实施换档速度优先的第二换档时仅使用表达式(1)获得换档目标值(惯性相中的输入轴角加速度dωt/dt)的约束条件，通过在惯性相开始之前将所有离合器的转矩分配比xtc设定为“0”并且将输入轴转矩分配比xtin设定为“1”，并且通过在惯性相的随后的阶段中使所有离合器的转矩分配比xtc以指定斜度朝向“1”变化以及使输入轴转矩分配比xtin以指定斜度朝向“0”变化，所述第二转矩分配比计算单元88改变所有离合器的转矩分配比xtc和输入轴分配比xtin。在涡轮转速ωt变化结束之前，惯性相的早期阶段结束并且惯性相的随后的阶段开始，其中所述涡轮转速ωt表示输入轴16的转速，或者换言之，变速器输入转速ωi。另外，在惯性相开始之后，当所有离合器的转矩分配比xtc为“0”时，第二转矩分配比计算单元88立即将释放侧离合器的转矩分配比xdrn设定为“0”并将啮合侧离合器的转矩分配比xapl设定为“1”。因此，由于作为用于唯一地计算表达式(1)的左侧上的控制操作量(换档目标值)的约束条件所有离合器的转矩分配比xtc均被设定为“0”并且输入轴转矩分配比xtin被设定为“1”，所以换档仅使用发动机转矩Te或者换言之输入轴转矩进行。
在紧邻惯性相开始之前的区间中，换档进展转矩分配比计算单元92由事先存储的换档进展分配比图基于从惯性相开始时间(或者之前的计算时间)起经过的时间顺序地计算作为换档进展转矩分配比的所有离合器的转矩分配比xtc和输入轴转矩分配比xtin。具体地，例如，在从图4中的时间点t2至时间点t3的区间中，所有离合器的转矩分配比xtc以指定斜度从“1”变为“0”，并且输入轴转矩分配比xtin以指定斜度从“0”变为“1”。
第二换档目标值计算单元90由关系表达式(1)或者由输入轴角加速度变化图基于从惯性相开始时间(或者之前的计算时间)起经过的时间顺序地计算惯性相中的输入轴角加速度dωt/dt的目标值，使得例如涡轮转速ωt(＝变速器输入转速ωi)在惯性相期间的变化量变为规定变化量，所述规定变化量满足抑制换档冲击和换档时间这两个要求，其中，在所述关系表达式(1)中，事先确定改变输入轴角加速度dωt/dt的方面(aspect)。换言之，第二换档目标值计算单元90仅使用关系表达式(1)而不使用关系表达式(2)仅确定作为控制目标值的输入轴角加速度dωt/dt。如上所述，由于没有使用表达式(2)并且换档目标值To被设定为“0”(To＝0)，所以即使释放侧离合器的转矩分配比xdrn被立即设定为“0”并且啮合侧离合器的转矩分配比xapl被立即设定为“1”，也不会发生换档冲击。此外，例如针对每个换档类型(换档模型或者齿轮级间)确定输入轴角加速度变化图。
第二换档操作量计算单元86基于由第二转矩分配比计算单元88计算得到的啮合装置的转矩分配比(x、xapl和xdrn)以及由第一换档目标值计算单元84计算得出的各个换档目标值(dωt/dt和To的相应目标值)由关系表达式(1)计算作为控制操作量的涡轮转矩Tt(与发动机转矩Te同义)、啮合侧离合器转矩Tcapl、和释放侧离合器转矩Tcdrn的相应所需值。发动机输出控制单元72输出发动机输出控制指令信号Se，以便获得由第二换档操作量计算单元86计算得出的涡轮转矩Tt(与发动机转矩Te同义)的所需值。虽然第二换档控制单元76将用于获得由第二换档操作量计算单元86计算得到的啮合侧离合器转矩Tcapl和释放侧离合器转矩Tcdrn的相应所需值的液压指令信号Sp输出到液压控制回路28以便实现自动变速器18的被确定的齿轮级，但是由于在第二换档控制条件下至少在惯性相的早期阶段中所有离合器的转矩分配比xtc为“0”，因此在仅通过发动机转矩Te使涡轮转速ωt(＝变速器输入转速ωi)朝向同步旋转变化的同时，换档继续进行。如上所述，由于如上所述没有使用表达式(2)、换档目标值To被设定为“0”(To＝0)、并且至少在惯性相的早期阶段中所有离合器的转矩分配比xtc为“0”，因此不管释放侧离合器的转矩分配比xdrn以及啮合侧离合器的转矩分配比xapl如何，离合器转矩都对换档进展不起作用，并且仅使用涡轮转矩Tt(发动机转矩Te)来使换档进展。即使在使用涡轮转矩Tt使涡轮转速ωt(＝变速器输入转速ωi)在惯性相期间相对快速地变化时，也不会发生换档冲击。结果，获得比第一换档更快速的第二换档。
图4是图解了在减速行驶期间在补油降档(blipping down gear shift)时由第二换档控制单元76实施第二换档时致动的主要部分的时间图。另外，图5是图解了在松开加速踏板升档时由第二换档控制单元76实施第二换档时的致动的主要部分的时间图。补油降档换档和松下加速踏板升档均是输入轴转矩(涡轮转矩Tt或者发动机转矩Te)的方向和换档进展的方向(涡轮转速ωt或者输入轴转速ωi增大的方向)相互一致并且对应于第二换档的换档。在图4中的降档补油换档中，在时间点t1时发出换档指令之后，在从惯性相开始之前的时间点t2至惯性相开始的时间点t3的转矩相区间中，根据所有离合器的转矩分配比xtc(其为从“1”变为“0”的换档进展转矩分配比)和输入轴转矩分配比xtin(其为从“0”变为“1”的换档进展转矩分配比)产生输入轴转矩，并且在惯性相的从时间点t3至时间点t4的较早阶段中所有离合器的转矩分配比xtc被设定为“0”的状态下，释放侧离合器的转矩分配比xdrn迅速从“1”变为“0”，并且啮合侧离合器的转矩分配比xapl迅速从“0”变为“1”，并且同时，输入轴转矩(涡轮转矩Tt或者发动机转矩Te)从“0”增大，以便使代表换档进展的输入轴转速ωi升高到略低于换档后同步旋转。在惯性相的从时间点t4至时间点t6的后期阶段中，在后期阶段的到时间点t5的上半阶段中，所有离合器的转矩分配比xtc从“0”变为“1”，并且输入轴转矩分配比xtin从“1”变至“0”，并且同时，输入轴转矩朝向换档后的值减小。结果，输入轴转速ωi渐近地接近换档后同步旋转，并且大致在时间点t5达到同步。另外，在惯性相的后期阶段，由于随着所有离合器的转矩分配比xtc从“0”变为“1”，啮合侧离合器的转矩分配比xapl从“0”变至“1”，所以产生啮合侧离合器转矩并且啮合侧离合器转矩增加至换档后的值。
在图5示出的松下加速踏板升档中，在在时间点t1发出换档指令之后，在从惯性相开始之前的时间点t2至惯性相开始的时间点t3的转矩相区间中，所有离合器的转矩分配比xtc从“1”变化至“0”，并且输入轴的转矩分配比xtin从“0”变至“1”。在这个时间段期间，响应松开加速踏板操作，输入转矩(涡轮转矩Tt或者发动机转矩Te)减小。接下来，在惯性相的从时间点t3至时间点t4的早期阶段中所有离合器的转矩分配比xtc被设定为“0”的状态下，释放侧离合器的转矩分配比xdrn迅速从“1”变至“0”，并且啮合侧离合器的转矩分配比xapl迅速从“0”变至“1”，并且同时，由于输入轴转矩(涡轮转矩Tt或者发动机转矩Te)保持在对应于松开加速踏板操作的低值，所以与输入轴转矩分配比xtin被设定为“1”相关联，表示换档进展的输入轴转速ωi减小至略低于(immediately below)换档后同步旋转。在惯性相的从时间点t4至时间点t6的后期阶段中，在后期阶段的至时间点t5的前半阶段中，所有离合器的转矩分配比xtc从“0”变至“1”，并且输入轴转矩分配比xtin从“1”变至“0”，同时，输入轴转矩朝向换档后的值减小。结果，输入轴转速ωi渐近地接近换档后(post-gear shift)同步旋转，并且在大致时间点t5至时间点t6达到同步。另外，在惯性相的后期阶段中，由于随着所有离合器的转矩分配比xtc从“0”变至“1”，啮合侧离合器的转矩分配比xapl从“0”变至“1”，所以产生啮合侧离合器转矩并且啮合侧离合器转矩增大到换档后的值。
图6示是图解了电子控制单元的控制致动的主要部分的流程图，所述控制致动以例如若干毫秒(ms)至数十毫秒的周期时间重复执行。
在图6中，在步骤S1中(在下文中，将省略术语“步骤”)，将判定是否正在实施换档。当S1的判定结果为否时，终止程序。然而，当S1的判定结果为是时，在对应于换档速度优先换档判定单元78的S2中，基于用于选择手动模式或者运动模式的手动换档操作的执行和/或基于对输入轴转矩的方向和换档进展的方向(输入轴转速增大的方向)相互一致(例如在减速行驶期间降档(补油：blippling)或者松开加速踏板升档)的换档的判定，判定是否正在执行换档速度优先的换档。
当S2的判定结果为否时，执行用于执行第一换档的S3至S6。具体地，首先，在对应于第一转矩分配比计算单元82的S3中，例如由事先存储图基于经过的时间来计算各个啮合装置的转矩分配比(x、xapl和xdrn)。接下来，在对应于第一换档目标值计算单元84的S4中，计算各个换档目标值(输入轴角加速度dωt/dt)和变速器输出转矩To的相应目标值)。之后，在对应于第一换档操作量计算单元80的S5中，通过用于计算控制操作量的关系表达式(1)和(2)，基于在S3和S4中计算得出的各个啮合装置的转矩分配比(x、xapl和xdrn)和相应的换档目标值(dωt/dt和To的相应目标值)顺序地计算控制操作量(发动机转矩Te、啮合侧离合器转矩Tcapl、释放侧离合器转矩Tcdrn、和其它离合器转矩的相应所需值)。接下来，在对应于发动机输出控制单元72和第一换档控制单元74的S6中，输出发动机输出控制指令信号Se和液压指令信号Sp，以便获得在S5中计算得出的各个控制操作量，并且控制发动机12、释放侧离合器、啮合侧离合器以及其它啮合装置以执行第一换档。
另一方面，当S2的判定结果为是时，执行用于执行第二换档的S7至S11、S5和S6。具体地，首先，在对应于换档进展转矩分配比计算单元92的S7中，在紧接着惯性相开始之前的区间中，基于从惯性相开始时间(或者之前的计算时间)起经过的时间由事先存储的换档进展分配比图顺序地计算作为换档进展转矩分配比的所有离合器的转矩分配比xtc和输入轴转矩分配比xtin。具体地，例如，在图4中的从时间点t2至时间点t3的区间中，所有离合器的转矩分配比xtc以预定斜度从“1”变化至“0”，并且输入轴转矩分配比xtin以预定斜度从“0”变化至“1”。接下来，在对应于第二转矩分配比计算单元88的S8至S10中，由事先存储的图基于实际经过的时间顺序地计算释放侧离合器的转矩分配比xdrn和啮合侧离合器的转矩分配比xapl。换言之，在S8中判定惯性相是否已经开始，并且当S8的判定结果为是时，在S9中，释放侧离合器的转矩分配比xdrn被设定为“1”，并且啮合侧离合器的转矩分配比xapl被设定为“0”。然而，当S8的判定结果为否时，在S10中，释放侧离合器的转矩分配比xdrn被设定为“0”，并且啮合侧离合器的转矩分配比xapl被设定为“1”。之后，在对应于第二换档目标值计算单元90的S11中，由关系表达式(1)基于从惯性相开始时间(或者之前的计算时间)起经过的时间顺序地计算惯性相中的输入轴角加速度dωt/dt的目标值。另外，在对应于第二换档操作量计算单元86的步骤S5中，通过用于计算控制操作量的关系表达式(1)，基于在S7和S9中或在S10和S11中计算得出的转矩分配比(x、xapl和xdrn)和换档目标值dωt/dt顺序地计算控制操作量(发动机转矩Te、啮合侧离合器转矩Tcapl、释放侧离合器转矩Tcdrn和其它离合器转矩的相应所需值)。接下来，在对应于发动机输出控制单元72和第二换档控制单元76的S6中，输出发动机输出控制指令信号Se和液压指令信号Sp，以便获得S5中计算出的各个控制操作量，并且控制发动机12、释放侧离合器、啮合侧离合器以及其它啮合装置，以执行第二换档，所述第二换档的换档进展比第一换档快。
如上所述，根据本实施例，在实施第一换档控制的过程中，由于鉴于除非设定某种约束条件否则无法求解由表达式(1)和(2)表示的运动方程的事实将转矩分配比x设定为约束条件，因此，第一实施例适于控制被认为在换档控制中较为困难的啮合装置之间的转矩传送，并且能够求解运动方程。从另一个角度来看，由于表示转矩传送的转矩分配比x被设定为约束条件，因此能够通过规定的换档模型来适应任何换档模式。具体地，通过将适于控制换档进展的转矩分配比x设定为约束条件，能够抑制发生停滞或者空转，或者相反地，能够提高用于有意地产生停止或者空转的控制的可控性。另外，将啮合装置(例如，离合器)的输入轴侧旋转构件上的转矩设定为约束条件可能会阻止执行用于暂时地改变驱动动力源的输出转矩的控制。然而，根据本发明，例如，能够适当地执行发动机转矩减小控制，所述发动机转矩减小控制在惯性相期间暂时减小驱动动力源的输出转矩。如所示的那样，按照根据本实施例的第一换档，即使关于两个换档目标值存在三个控制操作量，也能够使用换档模式来适当地确定三个控制操作量，并且能够执行实现两个换档目标值的自动变速器18的期望的换档。
另外，对于根据本实施例的第二换档，通过仅基于输入轴侧上的旋转构件的速度变化量dωt/dt设定换档目标值，使用以啮合装置中的输入轴侧上的旋转构件的速度变化量dωt/dt作为换档目标值的齿轮系运动方程(1)而不是以啮合装置中的输出轴侧上的旋转构件的转矩作为换档目标值的齿轮系运动方程(2)，使用包括作为关于齿轮系运动方程(1)的控制操作量(控制所需值)的输入轴侧上的旋转构件的转矩(发动机转矩Te)、换档期间啮合侧啮合装置的转矩传递承载能力Tcapl、和换档期间释放侧啮合装置的转矩传递承载能力Tcdrn的三个值，并且使用在换档期间在啮合侧啮合装置和释放侧啮合装置之间分配的传递转矩的转矩分配比(xapl和xdrn)以及作为在换档期间在输入轴侧上的旋转构件和所有离合器之间分配的传递转矩的分配比的换档进展转矩分配比(xtc和xtin)，能够使用由齿轮系运动方程(1)表示的换档模式执行第二换档，在所述第二换档中，以比第一换档更快的速度控制自动变速器18的换档。因此，根据本实施例，例如对于在输入轴转矩的方向和换档进展的方向(输入轴转速增大的方向)相互一致的换档(例如在减速行驶期间的降档或者松下加速踏板升档)，由于能够选择性地执行第一换档和使得换档能够以比第一换档更快的速度进展的第二换档，所以通过选择第二换档能够实现快速换档。
此外，在本实施例中，当在换档期间两个啮合装置之间分配的传递转矩被替换为输入轴侧上的旋转构件上的转矩时，转矩分配比(xapl和xdrn)是在啮合侧啮合装置和释放侧啮合装置之间分配的传递转矩的转矩分配比。另外，以类似的方式，当在输入轴侧上的旋转构件和所有离合器之间分配的传递转矩被替换为输入轴侧上的旋转构件的转矩时，换档进展转矩分配比(xtc和xtin)是转矩分配比。
此外，在本实施例中，由于在第一换档中使用的换档模式包括具有作为换档目标值的输入轴侧上的旋转构件的速度变化量dωt/dt和控制操作量的第一齿轮系运动方程(1)和具有作为换档目标值的输出轴侧上的旋转构件上的转矩To和控制操作量的第二齿轮系运动方程(2)，并且使用转矩分配比基于速度变化量dωt/dt和转矩To计算控制操作量，因此能够在运动方程中反映被认为是在换档控制中较为困难的关于释放侧啮合装置和啮合侧啮合装置之间转矩传送的控制，并且能够适当地确定三个控制操作量。
另外，在本实施例中，由于在第二换档中使用的换档模式包括具有控制操作量和作为换档目标值的输入轴侧上的旋转构件的速度变化量dωt/dt的第一齿轮系运动方程(1)，并且使用转矩分配比(xapl和xdrn)和换档进展转矩分配比(xtc和xtin)基于速度变化量dωt/dt计算控制操作量，因此能够在运动方程中反映被认为是在换档控制中较为困难的关于在释放侧啮合装置和啮合侧啮合装置之间转矩传送的控制，并且能够适当地确定三个控制操作量。
此外，在本实施例中，根据输入轴转矩的方向和换档进展的方向(输入轴速度增大的方向)相互一致的换档，例如包括手动模式和运动模式的手动换档操作和/或在减速行驶期间降档或者松下加速踏板升档，提供了换档速度优先换档判定单元78(S2)，所述换档速度优先换档判定单元78判定是否将选择换档速度优先的换档控制。当换档速度优先换档判定单元78判定将选择换档速度优先的换档控制时，选择第二换档，而当换档速度优先换档判定单元78判定将不选择换档速度优先的换档控制时，选择第一换档。因此，由于为手动换档操作和/或输入轴转矩的方向和换档进展方向(输入轴转速增大的方向)相互一致的换档选择实现快速换档进展的第二换档，所以能够实现更好的换档感觉。
尽管已经根据附图详细描述了本发明的实施例，但是本发明还能够应用于其它模式。
例如，尽管根据上述实施例在第二换档中在图4中的时间点t3应用转矩分配比(xapl和xdrn)，但是可以在任何位置应用转矩分配比(xapl和xdrn)，只要该位置在换档进展转矩分配比xtc是“0”的区间内即可。
另外，在上述实施例中，车辆将从发动机12输出的驱动力经由动力传动设备(例如自动变速器18)传递到驱动轮26。在自动变速器18中，可以根据需要修改构成多个变速档数的档数数量。此外，作为实施离合器切换以在变速档数之间切换的多个啮合装置，广泛使用诸如多盘或者单盘离合器或者由液压致动器接合的制动装置和带式制动装置的啮合装置。可替代地，除了液压啮合装置之外，可以使用电磁啮合装置或者磁性粒子啮合装置。
另外，尽管诸如汽油发动机或者柴油发动机的发动机优选地用作根据上述实施例的发动机12，可替代地，例如，可以独立于发动机或者与发动机相组合地使用诸如电动机的马达作为驱动动力源。
此外，尽管在上述实施例中已经将输出轴20作为输出轴20侧上的旋转构件的示例，但是这并不是限制性的，并且输出轴20侧上的旋转构件可以是从输出轴20至驱动轮26的动力传递路径上的任何旋转构件。尽管已经将输入轴16作为输入轴16侧上的旋转构件的示例，但是这并不是限制性的，并且输入轴16侧上的旋转构件可以是从发动机12至输入轴16的动力传递路径上的任何旋转构件。
应当理解的是，上述描述仅仅代表本发明的优选实施例，并且根据本领域技术人员的知识能够以多种修改方案或改进形式实施本发明。

Claims (7)

1.一种用于车辆的换档控制设备，其特征在于，所述换档控制设备包括：
自动变速器(18)，所述自动变速器包括多个啮合装置，所述多个啮合装置构造成在从驱动动力源接收动力的输入轴和将所述动力传递到驱动轮的输出轴之间传递旋转和转矩，
所述自动变速器(18)构造成通过使所述多个啮合装置在啮合和释放之间进行切换来执行换档；以及
控制器(70)，所述控制器构造成通过使用预定换档模式来执行所述自动变速器(18)的换档，所述预定换档模式确定控制操作量，以获得换档目标值，
所述控制器(70)构造成选择性地将第一换档和第二换档作为所述换档来执行，
所述控制器(70)构造成通过使用所述啮合装置中的位于输出轴侧上的旋转构件上的转矩和所述啮合装置中的位于输入轴侧上的旋转构件的转速变化量来设定所述第一换档的换档目标值，
所述控制器(70)构造成通过使用位于所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩、所述第一换档期间的啮合侧啮合装置的转矩传递承载能力和所述第一换档期间的释放侧啮合装置的转矩传递承载能力来设定所述第一换档的所述控制操作量，
所述控制器(70)构造成设定在所述第一换档期间在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的传递转矩的第一转矩分配比，
所述控制器(70)构造成通过使用包括所设定的所述第一换档的换档目标值、所设定的所述第一换档的控制操作量以及所设定的所述第一转矩分配比的所述换档模式在所述第一换档期间控制所述自动变速器(18)的换档，
所述控制器(70)构造成通过仅使用所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速变化量来设定所述第二换档的换档目标值，
所述控制器(70)构造成通过使用所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩、所述第二换档期间的所述啮合侧啮合装置的转矩传递承载能力以及所述第二换档期间的所述释放侧啮合装置的转矩传递承载能力来设定所述第二换档的控制操作量，
所述控制器(70)构造成设定在所述第二换档期间在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的传递转矩的第二转矩分配比，
所述控制器(70)构造成设定换档进展转矩分配比，所述换档进展转矩分配比是在所述第二换档期间在所述输入轴侧上的旋转构件和所述啮合装置整体之间分配的传递转矩的分配比，并且
所述控制器(70)构造成通过使用包括所设定的所述第二换档的换档目标值、所设定的所述第二换档的控制操作量、所设定的所述第二转矩分配比以及所设定的换档进展转矩分配比的换档模式以比在第一换档期间更快的方式来控制所述自动变速器(18)在所述第二换档期间的换档。
2.根据权利要求1所述的换档控制设备，其中
所述控制器(70)构造成当在所述第一换档期间在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的传递转矩被假定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩时，将所述第一转矩分配比设定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的比，
所述控制器(70)构造成当在所述第二换档期间在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的传递转矩被假定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩时，将所述第二转矩分配比设定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩在所述啮合侧啮合装置和所述释放侧啮合装置之间分配的比，并且
所述控制器(70)构造成将所述换档进展转矩分配比设定为在所述第二换档期间在所述输入轴侧上的所述旋转构件和所述啮合装置整体之间分配的传递转矩被假定为所述输入轴侧上的所述旋转构件上的转矩时的转矩分配比。
3.根据权利要求1或2所述的换档控制设备，其中
所述控制器(70)构造成将所述第一换档的换档模式设定为包括第一齿轮系运动方程和第二齿轮系运动方程，所述第一齿轮系运动方程具有所述控制操作量和作为所述换档目标值的所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速变化量，所述第二齿轮系运动方程具有所述控制操作量和作为所述换档目标值的所述输出轴侧上的所述旋转构件上的转矩，并且
所述控制器(70)构造成通过使用所述第一转矩分配比设定所述第一换档的换档模式，在所述第一换档的换档模式中，基于所述第一换档的换档目标值计算所述第一换档的控制操作量。
4.根据权利要求1所述的换档控制设备，其中
所述控制器(70)构造成将所述第二换档的换档模式设定为包括第一齿轮系运动方程，所述第一齿轮系运动方程具有所述控制操作量和作为所述换档目标值的所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速变化量，并且
所述控制器(70)构造成使用所述第二转矩分配比和所述换档进展转矩分配比设定所述第二换档的换档模式，在所述第二换档的换档模式中，基于所述第二换档的换档目标值计算所述第二换档的控制操作量。
5.根据权利要求4所述的换档控制设备，其中
所述控制器(70)构造成将所述换档进展转矩分配比设定为由所述啮合装置整体分担的传递转矩的分配比和所述输入轴侧上的所述旋转构件的转矩分配比；并且
所述控制器(70)构造成在所述第二换档的惯性相开始之前将由所述啮合装置整体分担的传递转矩的分配比和所述输入轴侧上的所述旋转构件的所述转矩分配比分别设定为“1”和“0”，并且构造成在所述第二换档的惯性相开始之后将由所述啮合装置整体分担的传递转矩的分配比和所述输入轴侧上的所述旋转构件的所述转矩分配比分别设定为“0”和“1”。
6.根据权利要求4或5所述的用于车辆的换档控制设备，其中
所述控制器(70)构造成在所述第二换档的惯性相开始之前将所述啮合侧啮合装置的转矩分配比和所述释放侧啮合装置的转矩分配比作为所述第二转矩分配比分别设定为“0”和“1”，并且构造成在所述第二换档的惯性相开始之后将所述啮合侧啮合装置的转矩分配比和所述释放侧啮合装置的转矩分配比作为所述第二转矩分配比分别设定为“1”和“0”。
7.根据权利要求1、2、4和5中的任一项所述的换档控制设备，其中
所述控制器(70)构造成判定要求的换档是否为所述输入轴的输入轴转矩的方向与所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速增大的方向相互一致的换档，
所述控制器(70)构造成基于所述要求的换档是所述输入轴的输入轴转矩的方向与所述输入轴侧上的所述旋转构件的转速增大的方向相互一致的换档来判定是否将选择换档速度优先的换档控制，
所述控制器(70)构造成在所述控制器判定将选择所述换档速度优先的换档控制时选择所述第二换档；并且
所述控制器(70)构造成在所述控制器判定将不选择所述换档速度优先的换档控制时选择所述第一换档。
CN201410016514.6A 2013-01-17 2014-01-15 用于车辆的换档控制设备 Active CN103939593B (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013006764A JP5737303B2 (ja) 2013-01-17 2013-01-17 車両の変速制御装置
JP2013-006764 2013-01-17

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN103939593A CN103939593A (zh) 2014-07-23
CN103939593B true CN103939593B (zh) 2016-10-05

Family

ID=51165783

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201410016514.6A Active CN103939593B (zh) 2013-01-17 2014-01-15 用于车辆的换档控制设备

Country Status (3)

Country Link
US (1) US9371905B2 (zh)
JP (1) JP5737303B2 (zh)
CN (1) CN103939593B (zh)

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9333973B2 (en) * 2012-05-08 2016-05-10 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Speed change control system for vehicles
WO2013168225A1 (ja) * 2012-05-08 2013-11-14 トヨタ自動車株式会社 車両の変速制御装置
US9327733B2 (en) * 2014-08-07 2016-05-03 GM Global Technology Operations LLC Method of controlling a vehicle during a clutch-to-clutch power upshift of a transmission
JP2017044225A (ja) * 2015-08-24 2017-03-02 トヨタ自動車株式会社 自動変速機の制御装置
JP6565954B2 (ja) * 2017-02-16 2019-08-28 トヨタ自動車株式会社 車両の制御装置
JP2019168030A (ja) * 2018-03-23 2019-10-03 株式会社デンソー シフトレンジ制御装置

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000097325A (ja) * 1998-09-24 2000-04-04 Fuji Heavy Ind Ltd 自動変速機
CN1971101A (zh) * 2005-11-22 2007-05-30 丰田自动车株式会社 车辆自动变速器的变速控制装置
JP2008051186A (ja) * 2006-08-23 2008-03-06 Toyota Motor Corp 自動変速機の変速制御装置

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002089691A (ja) * 2000-09-18 2002-03-27 Jatco Transtechnology Ltd 自動変速機の変速制御装置
JP3695318B2 (ja) * 2000-11-29 2005-09-14 日産自動車株式会社 駆動力制御装置
JP2007024189A (ja) * 2005-07-15 2007-02-01 Jatco Ltd 自動変速機の掛け替え制御装置及び方法
IN2015DN00559A (zh) 2012-07-31 2015-06-26 Toyota Motor Co Ltd

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000097325A (ja) * 1998-09-24 2000-04-04 Fuji Heavy Ind Ltd 自動変速機
CN1971101A (zh) * 2005-11-22 2007-05-30 丰田自动车株式会社 车辆自动变速器的变速控制装置
JP2008051186A (ja) * 2006-08-23 2008-03-06 Toyota Motor Corp 自動変速機の変速制御装置

Also Published As

Publication number Publication date
CN103939593A (zh) 2014-07-23
JP5737303B2 (ja) 2015-06-17
US9371905B2 (en) 2016-06-21
US20140200778A1 (en) 2014-07-17
JP2014137119A (ja) 2014-07-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN103939593B (zh) 用于车辆的换档控制设备
CN104718402B (zh) 用于车辆的变速控制装置和变速控制方法
CN104508332B (zh) 车辆的变速控制装置
CN102192315B (zh) 车辆驱动系统的控制装置
CN105452734B (zh) 无级变速器的变速控制装置
KR101910897B1 (ko) 자동 파워시프트 변속기에서 이중 전이 변속 제어
CN104736900B (zh) 用于车辆的变速控制设备
CN103574012B (zh) 用于车辆的控制器和控制方法
CN109383489A (zh) 车辆的控制装置
CN107218384B (zh) 车辆的变速控制装置
WO2016084529A1 (ja) 車両用駆動装置の制御装置
CN106061812B (zh) 车辆用驱动装置的控制装置
CN107642601B (zh) 车辆的控制装置
CN104781591B (zh) 车辆的变速控制装置
JP5991165B2 (ja) 車両の変速制御装置
CN107654635A (zh) 车辆的控制装置
CN108150641B (zh) 车辆的变速控制装置
JP2014137103A (ja) 車両の変速制御装置
CN110497793A (zh) 车辆的发动机转速显示控制装置
CN108533741A (zh) 车辆用自动变速器的控制装置
CN107642599A (zh) 用于自动变速器的控制器
CN108533738A (zh) 车辆的变速控制装置
CN108458064A (zh) 车辆的变速控制装置
CN108240464A (zh) 用于车辆驱动系统的控制装置
JP6465081B2 (ja) 自動変速機の制御装置

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