JP2005014797A

JP2005014797A - Controller for transmission, transmission, and automobile

Info

Publication number: JP2005014797A
Application number: JP2003183718A
Authority: JP
Inventors: Masahiko Ibamoto; 正彦射場本; Hiroyuki Sakamoto; 宏之坂本; Hiroshi Kuroiwa; 弘黒岩
Original assignee: Hitachi Ltd; Hitachi Car Engineering Co Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd; Hitachi Automotive Systems Engineering Co Ltd
Priority date: 2003-06-27
Filing date: 2003-06-27
Publication date: 2005-01-20
Anticipated expiration: 2023-06-27
Also published as: JP4130906B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an active speed changing and controlling system which can reduce a capacity of a motor, and is low-priced. <P>SOLUTION: In the active speed changing system, the engine power is reduced such that the driving force before the speed-changing is approximately equal to the driving force after the speed-changing estimated on the assumption that the transmission has been shifted to the next stage gear keeping the engine power constant. While the engine power is being reduced, the engine power is switched over to the next stage gear by controlling the torque and rotational speed of the motor. After the switching-over is completed, the engine power is returned to the original value. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は変速機の制御に関し、特にエンジン，モータ、および変速機を協調制御して変速ショックを低減する技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の自動変速機は遊星歯車式あるいは平行軸式変速機構が用いられ、変速比の異なるギア段に個別に設けられたクラッチを選択的に締結して変速する方法が一般的である。これは摩擦クラッチの掛け替えでエンジントルクを前段ギアから次段ギアへと移行させるもので、変速時の摩擦損失を伴うと共に、クラッチはパッシブ要素であるので、ダウンシフトのときにトルク遷移が原理的に出来ないという問題があった。
【０００３】
これを解決するため本出願人は、アクティブ要素であるモータを使い、アップシフト時の放出エネルギを回生すると共に、ダウンシフト時には仕事率の低い高速段から仕事率の高い低速段にトルクをポンプアップするアクティブ変速方式を出願した（特許文献１参照。）。
【０００４】
上記アクティブ変速方式においては、従来の摩擦クラッチを用いた変速機の問題点を解決することはできるが、変速のために容量の大きなモータが必要である。必要なモータ容量は（伝達トルク×モータ回転数）で算出されるが、伝達トルク最大値＝エンジントルク最大値であり、モータ回転数最大値は一般的な変速機では１−２変速時の段差回転数であるので、例えば１．５Ｌエンジンを用いる場合、モータ容量として２０ｋＷ以上のものが必要になる。
【０００５】
できるだけ小さなモータで変速できるようにするため、本出願人はまた中間段ギアを用いてモータ容量を半減する方式を出願した（特許文献２参照）。
【０００６】
【特許文献１】
特開２００２−２０４５０４号公報
【特許文献２】
特開２００３−１１３９３４号公報
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来技術では、それでも１０ｋＷ以上のモータが必要になり、変速性能を向上させる目的に費やすコストとしては大き過ぎて実用的ではないという問題がある。
【０００８】
本発明の目的はかかる不都合をなくし、廉価な自動車用アクティブ変速制御システムを提供することである。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明は、変速時に必要なモータ出力を低減するため、内燃機関との協調制御を行うものである。具体的には、アクティブ変速方式において、変速前における駆動力と、エンジン出力が現在値を保って次段ギアに変速したと仮定して予測した変速後の駆動力とがほぼ等しくなるようにエンジン出力を低減し、エンジン出力が低減されている間にモータのトルクと回転数を制御してエンジン出力を次段ギアに移行させ、当該移行が終了したら前記エンジン出力を元の値に復帰させることである。
【００１０】
【発明の実施の形態】
図１は本発明の実施形態を示す構成図である。自動車の原動機としてのエンジン１には変速機２が接続され、その出力軸３はディファレンシャルギアを介してタイヤ４を駆動する。変速機２の中には回転電機であるモータ５が内蔵されている。該モータ５にはモータ制御装置７が接続され、該モータ制御装置７の電源としてバッテリ６が搭載されている。
【００１１】
エンジン１には電子制御スロットル弁１０が設けられており要求信号でエンジン出力を制御することが出来る。
【００１２】
変速制御装置８はモータ制御装置７を介してモータ５のトルクや回転数を制御すると共に、エンジン制御装置９および電子制御スロットル弁１０を介してエンジン１の出力を制御する。また後述するシフトアクチュエータ２５〜２８およびクラッチアクチュエータ２９，３０に対して動作を指令する。
【００１３】
なお、ここではエンジン制御装置，変速制御装置，モータ制御装置を別個の制御装置として示したが、これらのうち一つの制御装置が他の制御装置の機能を有しても良いし、一つの統合制御装置がこれらの制御装置の機能をすべて備えていても良い。言い換えれば、一の制御装置の機能を他の制御装置が有していれば、当該一の制御装置は無くても良い。これは本願で示すすべての実施形態に共通して当てはまる。
【００１４】
図２に変速機２の構成を示す。いわゆるツインクラッチ式自動化マニュアルトランスミッション（自動ＭＴ）として知られた構成の変速機にモータを追加したものである。エンジン１の出力軸はクラッチ１１およびクラッチ１２に接続されている。エンジン出力を二つのクラッチに分割するためのギアを示しているが、一般的なツインクラッチ自動ＭＴは同軸上に二つのクラッチがあるため、実際にはこれらの分割ギアはなく、原理説明上描いたものである。
【００１５】
クラッチ１１には第一入力軸１３が接続されており、該第一入力軸１３には１速ギア１４，３速ギア１５，５速ギア１６が回転自在に取り付けられている。クラッチ１２には第二入力軸１７が接続されており、該第二入力軸１７には２速ギア１８，４速ギア１９、および後退ギア２０が回転自在に取り付けられている。
変速ギア１４，１５，１６には噛合いクラッチ２１，２２が付いており、いずれかの変速ギアを第一入力軸１３に結合するようになっている。また変速ギア１８，１９，２０には噛合いクラッチ２３，２４が付いており、いずれかの変速ギアをシャフト１７に結合するようになっている。
【００１６】
これらの変速ギア１４，１５，１６，１８，１９，２０に噛み合っている各段の従動ギアは、出力軸３上に配置されている。
【００１７】
これらの噛合いクラッチ２１，２２，２３，２４はそれぞれシフトフォークにより目的のギアの方にスライドして噛み合い、シフトフォークはシフトアクチュエータ２５，２６，２７，２８により駆動される。
【００１８】
シフトアクチュエータは各噛合いクラッチを個別に駆動しても良いし、切換リンク機構により目的のシフトフォークを選択して１個のシフトアクチュエータによりスライドさせても良い。
【００１９】
またクラッチ１１，１２にもそれぞれクラッチアクチュエータ２９，３０が設けられている。
【００２０】
以上の構成は一般的なツインクラッチ自動ＭＴの構成であるが、本実施形態においてはさらに二つの入力軸に差動装置３１を接続し、該差動装置３１の第三軸にモータ５を接続することが特徴である。モータ５の回転数は二つの入力軸の差の回転数となり、モータ５の発生トルクは二つの入力軸を互いに逆方向に捻るように作用する。これは等価的構成図に示したように、モータ５のロータとステータをそれぞれの入力軸に接続したことに等しいので、以後はこの等価構成図を用い説明する。
【００２１】
図３にモータ制御系を示す。モータ５は例えば永久磁石同期モータであり、モータ制御装置７により３相交流Ｕ，Ｖ，Ｗを供給される。モータ制御装置７のインバータの各相アームには高速スイッチング素子３２が設けられ、バッテリ６の直流電圧を可変周波数の３相交流に変換する。インバータ制御装置３３は、変速制御装置８からのトルク指令および回転数指令を受けてインバータの通流率を制御すると共に、各アームの電流センサ３４の出力および回転子の角度検出用位置センサ３５の出力をフィードバックして、モータ５のトルクと回転数を指令通りになるように制御する。このような制御はパワーエレクトロニクスの分野で公知の技術であるので詳しい説明は省略する。
【００２２】
図４はアップシフトにおける制御システムのフローチャートである。図５は１→２パワーオンアップシフトを例に、トルク伝達経路の変化と噛合いクラッチ動作の状況、および各部のトルクと回転数のタイムチャートを、図４のＳｔｅｐに対応させて示したものである。図４，図５を用いて１→２アップシフト時の動作を説明する。
【００２３】
Ｓｔｅｐ１では、図５（ａ）のように１速ギア１４が結合して走行中に、モータ回転数を制御して第二入力軸１７の回転数を変化させる。
【００２４】
Ｓｔｅｐ２で第二入力軸１７の回転数が２速ギア１８の回転数Ｎ２と同期状態になったことを判定する。
【００２５】
Ｓｔｅｐ３で噛合いクラッチ２３を図５（ａ）の左方向に移動させて２速ギア１８を結合すると、モータ５は（Ｎ１−Ｎ２）の回転数で回される。
【００２６】
すなわち
Ｎ１＝Ｇ１×Ｎｏ …（式１）
Ｎ２＝Ｇ２×Ｎｏ …（式２）
であるからＮ１＞Ｎ２であり、（Ｎ１−Ｎ２）は正の値である。ここでＧ１は１速ギア１４のギア比、Ｇ２は２速ギア１８のギア比、Ｎｏは出力軸３の回転数である。
【００２７】
Ｓｔｅｐ４で負の方向（出力軸に対しては駆動力となりエンジンに対しては負荷となる方向）にモータトルクを増加すると、図５のタイムチャートに示すように２速ギアの入力トルクが増加し、１速ギアの入力トルクが減少する。これはトルクフェーズと呼ばれるトルク遷移１の過程である。
【００２８】
Ｓｔｅｐ５で変速制御装置８はトルク遷移１の終了判定を行う。１速ギア１４の入力トルクが０になったことを判定するものであるが、ギアの入力トルクを直接検出することが出来ない場合が多いので、モータの実トルクがエンジントルクの絶対値と等しくなったときにギアの入力トルク＝０と看做すことができる。このためにはエンジントルクＴｅを検出あるいは計算によって求めておく必要があるが、その具体的方法は例えば本出願人による特開平５−２４００７３号公報，特開平６−３１７２４２号公報等に示したのでここでは省略する。
【００２９】
Ｓｔｅｐ６では図５（ｂ）に示すように、変速制御装置８がシフトアクチュエータ２５を動作させて１速ギア１４を解放する。トルク０の状態であるから容易に解放でき、変速機の動作には何の変化も生じない。１速ギアが解放されるとエンジン回転数は変化できるようになる。
【００３０】
Ｓｔｅｐ７で変速制御装置８がモータ回転数変化指令を発生すると、エンジン回転数が２速ギアの入力回転数に向かって変化する。これはイナーシャフェーズと呼ばれる回転数遷移過程である。
【００３１】
１→２アップシフトの場合、図５タイムチャートの回転数遷移に示すようにモータトルクを一定に保ったままモータ回転数を０まで低減すると、第一入力軸
１３の回転数が下がる。
【００３２】
このときエンジンの慣性モーメントにより慣性分トルクが発生し、図５のタイムチャートに網目で示すように出力軸トルクが増大する。慣性分トルクは回転数遷移の回転数変化率に比例するので、出力軸トルクの値が変速前の出力軸トルクとほぼ等しくなるように回転数変化率を制御すれば、あたかも回転数遷移が終了した時点でトルクが遷移したかのように見え、変速ショックが少なくなる。トルク遷移１において一時的にトルクが低下するが、短時間であるので搭乗者にはほとんど感じられない。
【００３３】
さらに回転数遷移の間エンジントルクを低減すれば、その分慣性分トルクを大きく出来るので回転数変化率が大きく設定でき変速時間を短縮できる。これらの制御は油圧制御の従来自動変速機でも「イナーシャフェーズにおけるエンジントルク低減制御」として知られている技術と同じである。
【００３４】
Ｓｔｅｐ８で変速制御装置８は回転数遷移終了判定を行うが、第一入力軸１３の回転数すなわちエンジン回転数が２速ギア１８の入力回転数に同期したことにより判定する。
【００３５】
Ｓｔｅｐ９で変速制御装置８がクラッチアクチュエータ３０を動作させてクラッチ１２を締結する。同期状態であるから容易に締結でき、変速機の動作には何の変化も生じない。
【００３６】
Ｓｔｅｐ１０で図５（ｃ）に示すように、変速制御装置８がモータトルク低減指令を発生して、図５タイムチャートのトルク遷移２に示すようにモータトルクを０にすると、クラッチ１１からモータ５を通して２速ギア１８に伝達していたエンジントルクがクラッチ１２に移動する。
【００３７】
Ｓｔｅｐ１１で変速制御装置８はモータトルクが０になったことによりトルク遷移２の終了を判定する。
【００３８】
Ｓｔｅｐ１２で変速制御装置８がクラッチアクチュエータ２９を動作させ、クラッチ１１を解放して変速を終了する。モータトルクが０の状態であるから容易に解放でき、変速機の動作には何の変化も生じない。
【００３９】
図６にモータのトルクと回転数の関係を示す。モータ御装置７によりいわゆる４象限制御される。
【００４０】
以下の説明においてモータトルクの向きは、図２のモータの上向きトルクすなわちエンジントルクを助ける方向を正とする。
【００４１】
エンジントルクで加速しながらアップシフトするいわゆるパワーオンアップシフトの場合、トルクフェーズでモータトルクを発生させると、動作点はＡ点からＢ点に移動し、さらにイナーシャフェーズでＣ点に、変速終了時には原点０に移動する。
【００４２】
なお、パワーオンダウンシフトの場合は、動作点はＤ点からスタートして、トルクフェーズでＧ点に、イナーシャフェーズでＣ点に移動し、原点０で変速を終了する。また、足戻しアップシフトの場合はエンジンブレーキになるのでトルクの向きが逆であり、トルクフェーズで動作点はＡ点からＨ点に移動し、さらにイナーシャフェーズでＦ点に、変速終了時には原点０に移動する。コーストダウンの場合には、動作点はＤ点からスタートしてトルクフェーズでＥ点に、さらにイナーシャフェーズでＦ点に移動し、原点０で変速を終了する。
【００４３】
なお、このような４象限制御を行うことができるものであれば、モータの種類は永久磁石同期モータに限られたものではなく誘導モータや直流モータであってもよいことは言うまでもない。
【００４４】
以上図１から図６は、本発明を説明する準備としてアクティブ変速方式の動作を示したものであり、図７〜図９に本発明の核心を説明する。
【００４５】
図７は５速自動ＭＴを搭載した車において、スロットル開度全開のときの駆動力特性例を示したものである。各変速段におけるエンジン回転数も同時に示している。
【００４６】
例えば１速から２速へアップシフトする場合、エンジントルクが最大の時に変速させると、駆動力は図のＰ点（６．２ｋＮ）からＱ点（３．６ｋＮ）に変化する。このときエンジン回転数は図のＡ点からＢ点に変化する。エンジンの最大トルクがＴｅ＝１３５Ｎｍ（ａｔ４４００ｒ／ｍｉｎ）、１速ギア比が３．３３３、２速ギア比が１．９５５であるとすれば、Ａ点のエンジン回転数は４４００ｒ／ｍｉｎ、Ｂ点のエンジン回転数は２５７０ｒ／ｍｉｎであるから、１速と２速の回転数差すなわちモータ回転数は１８３０ｒ／ｍｉｎであり、変速に必要なモータ容量Ｐｍは
Ｐｍ＝２πＴｅ（Ｎ１−Ｎ２）＝２π＊１３５＊１８３０／６０＝２６（ｋＷ）…（式３）
となって、非常に大きなモータが必要である。
【００４７】
そこで制御を工夫してモータ容量の低減を図ることにした。基本的な考え方として駆動力を低下させず、変速中のエンジントルクを電子制御スロットル弁で制御して、容量の小さなモータでも変速できるようにする。スロットルが全開のときに１速から２速にアップシフトすると駆動力はＰ点からＱ点に変化するが、変速前に１速の駆動力がＰ２点（Ｑ点と同じ値）になるようにエンジントルクを下げると、あたかも１速の駆動力特性が図７に破線で示す特性になったかのように見える。Ｐ２点の駆動力はエンジントルクを
Ｔｅ＝（３．６ｋＮ／６．２ｋＮ）＊１３５Ｎｍ＝７９．２Ｎｍ …（式４）
とすれば得られる。
【００４８】
変速終了と共にエンジントルクを元の全開トルクに戻すと、２速駆動力はＱ点になる。すなわち変速直前にＰ点からＰ２点に変化し、変速によりＰ２点からＱ点に移動するので、大局的に見た駆動力の変化はＰ点からＱ点に移動し、従来の変速とほとんど同じになる。
【００４９】
図８は本制御のフローチャートである。図４のフローチャートに対してＳｔｅｐ
３′とＳｔｅｐ９′が追加されている。Ｓｔｅｐ３で次段ギアを締結後、エンジントルクを低減してからトルク遷移１を実行すると、モータトルクは小さくてもエンジントルクを次段ギアに移行できる。
【００５０】
（式５）では２６ｋＷのモータを要したが、エンジントルクを７９．２Ｎｍまで低減すると、変速に必要なモータ容量Ｐｍは

となって、約５８％のモータ容量で前段ギアを解放可能であることが分かる。
【００５１】
Ｓｔｅｐ７，８のイナーシャフェーズの間もエンジントルクが低減されたままであるが、元々変速時間を短くするためにエンジントルク低減を行うことはよく知られた方法であり、エンジンの慣性分トルクを抑えながら変速時間を短くするのに役立つので、エンジントルクを低減されたままにしたものである。エンジントルクの復帰は、Ｓｔｅｐ９で次段クラッチが締結された後行う。
【００５２】
図９は１→２パワーオンアップシフトの場合の、各部のトルクと回転数のタイムチャートを示したものである。Ｓｔｅｐ３′でエンジントルクを低減すると、出力軸トルクは２速トルクと同等になる。この実施形態においては、エンジントルクをステップ的に、すなわち一気に低減する。
【００５３】
Ｓｔｅｐ４でトルク遷移１に進むと、一時的に出力軸トルクは低下するが、
Ｓｔｅｐ７の回転数遷移に入ると慣性分トルクが現れるので、出力軸トルクは再び増大する、この慣性分トルクを含めた出力軸トルクが、エンジントルクを低減しなかった場合の２速トルクになるように、モータ制御によりエンジン回転数の変化率を制御する。この方式によるとＳｔｅｐ４のトルク遷移１においてトルクのスリットが生じるが、短時間であるので変速ショックはほとんど感じられない。
【００５４】
このように本実施形態の方法によれば、小さな容量のモータでツインクラッチ式のアクティブシフト変速機を実現できると言う効果がある。
【００５５】
図１０は本発明の第二の実施形態を示すフローチャートである。図４のフローチャートに対してＳｔｅｐ３′とＳｔｅｐ９′が追加されている。図８と異なるのはＳｔｅｐ３で次段ギアを締結後エンジントルクを一気に低減せず、トルク遷移１に移ってからエンジントルクを徐々に低減しながらモータトルクを次第に増加してやることであり、トルク遷移１の終了時点におけるエンジントルクとモータトルクの関係は図８の場合と同じであるので、第一の実施形態と同様モータトルクは小さくてもトルクを次段ギアに移行できる。この場合もやはり、エンジントルクを７９．２Ｎｍまで低減すると、駆動力は３．６ｋＮとなってＰ２点の動作状態になるので、変速に必要なモータ容量Ｐｍは１５．２ｋＷであり、図４の方式に比べて約５８％のモータ容量でトルク遷移可能である。
【００５６】
Ｓｔｅｐ７，８のイナーシャフェーズの間もエンジントルクを低減したままであるのは図８と同様である。エンジントルクの復帰は、Ｓｔｅｐ９で次段クラッチが締結された後行う。
【００５７】
図１１は１→２パワーオンアップシフトの場合の、各部のトルクと回転数のタイムチャートを示したものである。図９と異なるのはＳｔｅｐ４のトルク遷移１における出力軸トルク波形であり、スリットの幅が小さくなっているのが判る。
すなわちトルク遷移１の終了時点の出力軸トルクは同じであるが、エンジントルクをなだらかに低減するので、出力軸トルクの変化もなだらかになってスリットが細くなる。
【００５８】
このように本実施形態の方法によれば、小さな容量のモータでツインクラッチ式のアクティブシフト変速機をより一層滑らかに変速できると言う効果がある。
【００５９】
図１２は本発明の第３の実施形態を示す構成図である。エンジン１の出力軸は第一入力軸１３に接続されている。第一入力軸１３には１速ギア１４，２速ギア１８，３速ギア１５，４速ギア１９，５速ギア１６が回転自在に取り付けられている。これらの変速ギアには噛合いクラッチ２１，２２，２３が付いており、いずれかの変速ギアを第一入力軸１３に結合するようになっている。これらの変速ギアに噛み合っている従動ギアは、出力軸３上に配置されている。
【００６０】
本実施形態においてはさらに第二入力軸１７を設けている。該第二入力軸１７には０．５速ギア１４′，１．５速ギア１８′，２．５速ギア１５′，３．５速ギア１９′，４．５速ギア１６′および後退ギア２０が回転自在に取り付けられている。これらの中間段ギア１４′，１８′，１５′，１９′，１６′および後退ギア２０には噛合いクラッチ２１′，２２′，２３′が付いており、中間段ギアおよび後退ギアを第二入力軸１７に結合するようになっている。これらの中間段ギアおよび後退ギアに噛み合っている従動ギアは、出力軸３上に配置されている。
【００６１】
これらの噛合いクラッチ２１，２２，２３，２１′，２２′，２３′はそれぞれシフトフォークにより目的のギアの方にスライドして噛み合い、シフトフォークはシフトアクチュエータ２５，２６，２７，２５′，２６′，２７′により駆動される。
【００６２】
シフトアクチュエータは各噛合いクラッチを個別に駆動しても良いし、切換リンク機構により目的のシフトフォークを選択して１個のシフトアクチュエータによりスライドさせても良い。
【００６３】
本実施形態においてはさらに第一入力軸１３と第二入力軸１７の間に差動装置３１を接続し、該差動装置３１の第三軸にモータ５を接続することが特徴である。モータ５の回転数は二つの入力軸の差の回転数となり、モータ５の発生トルクは二つの入力軸を互いに逆方向に捻るように作用する。これは等価的構成図に示したように、モータ５のロータとステータをそれぞれの入力軸に接続したことに等しいので、以後はこの等価構成図を用い説明する。
【００６４】
図１３はアップシフトにおける制御システムのフローチャートである。図１４は１→２パワーオンアップシフトを例に、トルク伝達経路の変化と噛合いクラッチ動作の状況、および各部のトルクと回転数のタイムチャートを図１３のＳｔｅｐに対応させて示したものである。図１３，図１４を用いて１→２アップシフト時の動作を説明する。
【００６５】
Ｓｔｅｐ１では、図１４（ａ）のように１速ギア１４が結合して走行中に、モータ回転数を制御して第二入力軸１７の回転数を変化させる。
【００６６】
Ｓｔｅｐ２で第二入力軸１７の回転数が１．５速ギア１８′の回転数Ｎ１．５と同期状態になったことを判定する。
【００６７】
Ｓｔｅｐ３で噛合いクラッチ２１′を図１４（ａ）の左方向に移動させて１．５速ギア１８′を結合すると、モータ５は（Ｎ１−Ｎ１．５）の回転数で空回りする。すなわち
Ｎ１＝Ｇ１×Ｎｏ …（式６）
Ｎ１．５＝Ｇ１．５×Ｎｏ …（式７）
であるからＮ１＞Ｎ１．５であり、（Ｎ１−Ｎ１．５）は正の値である。ここでＧ１は１速ギア１４のギア比、Ｇ１．５は１．５速ギア１８′のギア比、Ｎｏは出力軸３の回転数である。
【００６８】
Ｓｔｅｐ４で負の方向（出力軸に対しては駆動力となりエンジンに対しては負荷となる方向）にモータトルクを増加すると、図１４のタイムチャートに示すように１．５速ギアの入力トルクが増加し、１速ギアの入力トルクが減少する。これはトルクフェーズと呼ばれるトルク遷移１の過程である。
【００６９】
Ｓｔｅｐ５で変速制御装置８はトルク遷移１の終了判定を行う。１速ギア１４の入力トルクが０になったことを判定するものであるが、ギアの入力トルクを直接検出することが出来ない場合が多いので、モータの実トルクがエンジントルクの絶対値と等しくなったときにギアの入力トルク＝０と看做すことができる。このためにはエンジントルクＴｅを検出あるいは計算によって求めておく必要があるが、その具体的方法は例えば本出願人による特開平５−２４００７３号公報，特開平６−３１７２４２号公報等に示したのでここでは省略する。
【００７０】
Ｓｔｅｐ６では図１４（ｂ）に示すように、変速制御装置８がシフトアクチュエータ２５を動作させて１速ギア１４を解放する。トルク０の状態であるから容易に解放でき、変速機の動作には何の変化も生じない。１速ギアが解放されるとエンジン回転数は変化できるようになる。
【００７１】
Ｓｔｅｐ７で変速制御装置８がモータ回転数変化指令を発生すると、エンジン回転数が１．５速ギアの入力回転数に向かって変化する。これはイナーシャフェーズと呼ばれる回転数遷移過程である。
【００７２】
１→２アップシフトの場合、図１４タイムチャートの回転数遷移に示すようにモータトルクを一定に保ったままモータ回転数を（Ｎ２−Ｎ１．５）まで低減すると、第一入力軸１３の回転数がＮ２まで下がる。
【００７３】
すなわち（式３），（式４）から求めた（Ｎ１−Ｎ１．５）は正の値であったが、（Ｎ２−Ｎ１．５）は負の値であり、モータは途中で回転方向を反転させて（Ｎ２−Ｎ１．５）まで変化するのである。
【００７４】
Ｓｔｅｐ８で変速制御装置８は回転数遷移終了判定を行うが、第一入力軸１３の回転数すなわちエンジン回転数が２速ギア１８の入力回転数に同期したことにより判定する。
【００７５】
Ｓｔｅｐ９で変速制御装置８がシフトアクチュエータ２１を動作させて２速ギア１８の噛み合いクラッチを締結する。同期状態であるから容易に締結でき、変速機の動作には何の変化も生じない。
【００７６】
Ｓｔｅｐ１０で図１４（ｃ）に示すように、変速制御装置８がモータトルク低減指令を発生して、図１４タイムチャートのトルク遷移２に示すようにモータトルクを０にすると、モータ５を介して１．５速ギア１８′に伝達していたエンジントルクが、２速ギア１８に移動する。
【００７７】
Ｓｔｅｐ１１で変速制御装置８はモータトルクが０になったことによりトルク遷移２の終了を判定する。
【００７８】
Ｓｔｅｐ１２で変速制御装置８がシフトアクチュエータ３５を動作させ、１．５速ギア２７を解放して変速を終了する。モータトルクが０の状態であるから容易に解放でき、変速機の動作には何の変化も生じない。
【００７９】
図１５にモータのトルクと回転数の関係を示す。モータ制御装置７によりいわゆる４象限制御される。
【００８０】
以下の説明においてモータトルクの向きは、図１２のモータの上向きトルクすなわちエンジントルクを助ける方向を正とする。
【００８１】
エンジントルクで加速しながらアップシフトするいわゆるパワーオンアップシフトの場合、トルクフェーズでモータトルクを発生させると、動作点はＡ点からＢ点に移動し、さらにイナーシャフェーズでＣ点に、変速終了時にはＤ点に移動する。Ｂ点のモータトルクはエンジントルクに等しいが、回転数は１速と１．５速の差であるので、図６の場合の半分となり、したがってＢ点のパワーは図６の場合の半分である。すなわちこの中間段方式は前述したツインクラッチ方式の半分のモータ容量で変速が可能である。
【００８２】
パワーオンダウンシフトの場合の動作点は、図１５のＤ点からスタートして、トルクフェーズでＣ点に、イナーシャフェーズでＢ点に移動し、Ａ点で変速を終了する。
【００８３】
足戻しアップシフトとコーストダウンの場合には、動作点は図１５の第一象限と第二象限を移動することになる。
【００８４】
以上図１２から図１５は、本発明の第３の実施形態を説明する準備として中間段方式アクティブ変速機の動作を示したものであり、図１６，図１７に本発明の核心を説明する。本実施形態においても図７で説明したように変速直前にエンジントルクを低減することで、変速に必要なモータ容量を小さくすることが出来る。
【００８５】
５速自動ＭＴを搭載した車におけるスロットル全開時の駆動力特性を図１６に示す。１速から２速へアップシフトする場合の、エンジントルク最大時の駆動力はＰ点（６．２ｋＮ）からＱ点（３．６ｋＮ）に変化する。エンジンの最大トルクがＴｅ＝１３５Ｎｍ（ａｔ４４００ｒ／ｍｉｎ）、１速ギア比が３．３３３、２速ギア比が１．９５５、１．５速ギア比は丁度中間の２．６４４であるとすれば、Ａ点のエンジン回転数は４４００ｒ／ｍｉｎ、Ｂ点のエンジン回転数は２５７０ｒ／ｍｉｎであるから、エンジン回転数の変化は１８３０ｒ／ｍｉｎであるが、モータは１．５速ギアを中心に回転数が正負に変化するので、モータ回転数の最大値はエンジン回転数変化の半分になる。したがって変速に必要なモータ容量Ｐｍは

となって、モータ容量は図２のツインクラッチ方式の半分である。このことは特開２００３−１１３９３４号公報に述べた。しかしさらにモータ容量を低減できるならば、大きなコスト効果が得られる。
【００８６】
そこで図１２の中間段方式においても、制御を工夫してモータ容量の低減を図ることにする。スロットル全開で１速から２速にアップシフトする直前に１速の駆動力を、図１６のＰ点からいったんＰ２点になるようにエンジントルクを下げる。これにより１．５速ギアによる駆動トルクは、エンジントルクを低減前はＲ点にあるべきところ、Ｒ２点に下がり２速に変速後のトルクと等しくなる。Ｐ点をＰ２点にあるいはＲ点をＲ２点に下げるにはエンジントルクを

とすれば得られる。変速により動作点をＲ２点からＱ点に移動させて、大局的に見た駆動力の変化は従来の変速とほとんど同じになる。
【００８７】
図１７は本制御のフローチャートである。図１３のフローチャートに対して
Ｓｔｅｐ３′とＳｔｅｐ９′が追加されている。Ｓｔｅｐ３で次段ギアを締結後、エンジントルクを低減してからトルク遷移１を実行すると、モータトルクは小さくもエンジントルクを次段ギアに移行できる。（式８）では１３ｋＷのモータを要したが、エンジントルクを９９．８Ｎｍまで低減すると、変速に必要なモータ容量Ｐｍは

となって、約７４％のモータ容量で前段ギアを解放可能であることが分かる。
Ｓｔｅｐ７，８のイナーシャフェーズの間も、前述のようにエンジンの慣性分トルクを抑えながら変速時間を短くするために、エンジントルクを低減されたままにしておく。エンジントルクの復帰は、Ｓｔｅｐ９で次段クラッチが締結された後行う。
【００８８】
図１８は１→２パワーオンアップシフトの場合の、各部のトルクと回転数のタイムチャートを示したものである。Ｓｔｅｐ３′でエンジントルクを低減すると、出力軸トルクは２速トルクと同等になる。この実施形態においては、エンジントルクをステップ的に、すなわち一気に低減する。
【００８９】
Ｓｔｅｐ４でトルク遷移１に進むと、一時的に出力軸トルクは低下するが、
Ｓｔｅｐ７の回転数遷移に入ると慣性分トルクが現れるので、出力軸トルクは再び増大する、この慣性分トルクを含めた出力軸トルクが、エンジントルクを低減しなかった場合の２速トルクになるように、モータ制御によりエンジン回転数の変化率を制御する。この方式によるとＳｔｅｐ４のトルク遷移１においてトルクのスリットが生じるが、短時間であるので変速ショックはほとんど感じられない。
【００９０】
このように本実施形態の方法によれば、小さな容量のモータで中間段方式のアクティブシフト変速機を実現できると言う効果がある。
【００９１】
図１９は本発明の第四の実施形態を示すフローチャートである。図１３のフローチャートに対してＳｔｅｐ３′とＳｔｅｐ９′が追加されている。図１７と異なるのはＳｔｅｐ３で次段ギアを締結後エンジントルクを一気に低減せず、トルク遷移１に移ってからエンジントルクを徐々に低減しながらモータトルクを次第に増加してやることであり、トルク遷移１の終了時点におけるエンジントルクとモータトルクの関係は図１７の場合と同じであるので、第三の実施形態と同様モータトルクは小さくてもトルクを次段ギアに移行できる。この場合もやはり、エンジントルクを９９．８Ｎｍまで低減すると駆動力は３．２ｋＮとなってＰ２点の動作状態になるので、変速に必要なモータ容量Ｐｍは９．６ｋＷであり、図
１３の方式に比べて約７４％のモータ容量でトルク遷移可能である。
【００９２】
Ｓｔｅｐ７，８のイナーシャフェーズの間もエンジントルクを低減したままであるのは図１７と同様である。エンジントルクの復帰は、Ｓｔｅｐ９で次段クラッチが締結された後行う。
【００９３】
図２０は１→２パワーオンアップシフトの場合の、各部のトルクと回転数のタイムチャートを示したものである。図１８と異なるのはＳｔｅｐ４のトルク遷移１における出力軸トルク波形であり、スリットの幅が小さくなっているのが判る。すなわちトルク遷移１の終了時点の出力軸トルクは同じであるが、エンジントルクをなだらかに低減するので、出力軸トルクの変化もなだらかになってスリットが細くなる。
【００９４】
このように本実施形態の方法によれば、小さな容量のモータで中間段方式のアクティブシフト変速機をより一層滑らかに変速できるという効果がある。
【００９５】
【発明の効果】
本発明によれば、変速時のトルク変動を増大させることなく、変速に必要なモータの容量を格段に小さく設計することが出来るので、大きな経済的効果が得られる。また変速中のエンジントルクとモータトルクを協調させて連続的に制御することで、出力トルク波形をさらに滑らかに出来るので、運転性が向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態をなす変速機を搭載した自動車構成の概念図を示す。
【図２】本発明の第一の実施形態をなす変速機構成の構造図を示す。
【図３】本発明に用いるモータ制御構成のブロック図を示す。
【図４】図２の変速機におけるアップシフト時のソフト構成を示すフローチャートを示す。
【図５】図２の変速機において、パワーオンアップシフトする場合のトルク伝達経路の変化と噛合いクラッチ動作の状況説明図、およびトルクと回転数変化の示すタイムチャートを示す。
【図６】図５のモータ制御におけるモータの動作点変化のモータ特性図を示す。
【図７】本発明の一実施形態をなすモータ変速制御システムの１→２アップシフト時の動作点変化の駆動力特性図を示す。
【図８】本発明の第一の実施形態になるモータ変速制御システムのアップシフト時のソフト構成のフローチャートを示す。
【図９】図８の変速制御システムにおいて、パワーオンアップシフトする場合のトルクと回転数変化のタイムチャートを示す。
【図１０】本発明の他の実施形態をなすモータ変速制御システムの、アップシフト時のソフト構成のフローチャートを示す。
【図１１】図１０の変速制御システムにおいて、パワーオンアップシフトする場合のトルクと回転数変化のタイムチャートを示す。
【図１２】本発明の一実施形態をなす変速機構成の構造図を示す。
【図１３】図１２の変速機における、アップシフト時のソフト構成のフローチャートを示す。
【図１４】図１２の変速機において、パワーオンアップシフトする場合のトルク伝達経路の変化と噛合いクラッチ動作の状況を示す説明図、およびトルクと回転数変化のタイムチャートを示す。
【図１５】図１４のモータ制御におけるモータの動作点変化のモータ特性図を示す。
【図１６】本発明の一実施形態をなすモータ変速制御システムの１→２アップシフト時の動作点変化の駆動力特性図を示す。
【図１７】本発明の一実施形態をなすモータ変速制御システムのアップシフト時のソフト構成のフローチャートを示す。
【図１８】図１７の変速制御システムにおいて、パワーオンアップシフトする場合のトルクと回転数変化のタイムチャートを示す。
【図１９】本発明の一実施形態をなすモータ変速制御システムのアップシフト時ソフト構成のフローチャートを示す。
【図２０】図１９の変速制御システムにおいて、パワーオンアップシフトする場合のトルクと回転数変化のタイムチャートを示す。
【符号の説明】
１…エンジン、２…変速機、３…出力軸、５…モータ、７…モータ制御装置、８…変速制御装置、９…エンジン制御装置、１０…電子制御スロットル弁、１１…クラッチ１、１２…クラッチ２、１３…第一入力軸、１４…１速ギア、１４′…０．５速ギア、１５…３速ギア、１５′…２．５速ギア、１６…５速ギア、１６′…４．５速ギア、１７…第二入力軸、１８…２速ギア、１８′…１．５速ギア、
１９…４速ギア、１９′…３．５速ギア、２０…後退ギア。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to transmission control, and more particularly to a technique for reducing shift shock by cooperatively controlling an engine, a motor, and a transmission.
[0002]
[Prior art]
Conventional automatic transmissions use a planetary gear type or parallel shaft type transmission mechanism, and generally employ a method of selectively engaging clutches individually provided at gear stages having different transmission gear ratios to change gears. This is to change the engine torque from the previous gear to the next gear by changing the friction clutch, which is accompanied by friction loss during shifting and the clutch is a passive element. There was a problem that it was not possible.
[0003]
In order to solve this problem, the applicant uses the motor that is the active element to regenerate the energy released during the upshift, and at the time of the downshift, the torque is pumped up from the low speed stage having a low power to the high speed. An active transmission system was filed (see Patent Document 1).
[0004]
The active speed change system can solve the problems of a transmission using a conventional friction clutch, but a motor with a large capacity is required for speed change. The required motor capacity is calculated by (transmission torque × motor rotation speed), and the maximum transmission torque value = the maximum engine torque value. In a general transmission, the maximum motor rotation speed is a step during a 1-2 shift. For example, when a 1.5L engine is used, a motor capacity of 20 kW or more is required because of the rotational speed.
[0005]
In order to enable shifting with a motor as small as possible, the present applicant has also filed a method of halving the motor capacity using an intermediate gear (see Patent Document 2).
[0006]
[Patent Document 1]
JP 2002-204504 A
[Patent Document 2]
JP 2003-113934 A
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above-described conventional technology still requires a motor of 10 kW or more, and there is a problem that it is not practical because it is too large as a cost for the purpose of improving the speed change performance.
[0008]
It is an object of the present invention to eliminate such inconvenience and to provide an inexpensive active gear shift control system for automobiles.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The present invention performs coordinated control with an internal combustion engine in order to reduce the motor output required during gear shifting. Specifically, in the active shift system, the engine so that the driving force before the shift and the driving force after the shift predicted on the assumption that the engine output is shifted to the next gear while maintaining the current value are substantially equal. Reduce the output, control the motor torque and rotation speed while the engine output is being reduced, shift the engine output to the next gear, and return the engine output to the original value when the transition is completed It is.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 is a block diagram showing an embodiment of the present invention. A transmission 2 is connected to an engine 1 serving as a prime mover of an automobile, and an output shaft 3 drives a tire 4 via a differential gear. The transmission 2 includes a motor 5 that is a rotating electrical machine. A motor control device 7 is connected to the motor 5, and a battery 6 is mounted as a power source for the motor control device 7.
[0011]
The engine 1 is provided with an electronically controlled throttle valve 10, and the engine output can be controlled by a request signal.
[0012]
The transmission control device 8 controls the torque and rotation speed of the motor 5 through the motor control device 7 and controls the output of the engine 1 through the engine control device 9 and the electronic control throttle valve 10. Further, an operation is commanded to shift actuators 25 to 28 and clutch actuators 29 and 30 which will be described later.
[0013]
Here, the engine control device, the shift control device, and the motor control device are shown as separate control devices. However, one of these control devices may have the function of another control device, or one integration. The control device may have all the functions of these control devices. In other words, as long as the other control device has the function of the one control device, the one control device may not be provided. This applies in common to all embodiments shown in this application.
[0014]
FIG. 2 shows the configuration of the transmission 2. A motor is added to a transmission having a configuration known as a so-called twin clutch type automatic manual transmission (automatic MT). The output shaft of the engine 1 is connected to the clutch 11 and the clutch 12. Although the gear for dividing the engine output into two clutches is shown, the general twin clutch automatic MT has two clutches on the same axis. It is a thing.
[0015]
A first input shaft 13 is connected to the clutch 11, and a first speed gear 14, a third speed gear 15, and a fifth speed gear 16 are rotatably attached to the first input shaft 13. A second input shaft 17 is connected to the clutch 12, and a second speed gear 18, a fourth speed gear 19, and a reverse gear 20 are rotatably attached to the second input shaft 17.
The

transmission gears

14, 15, 16 are provided with meshing clutches 21, 22, and one of the transmission gears is coupled to the first input shaft 13. Further, the

transmission gears

18, 19 and 20 are provided with

meshing clutches

23 and 24, respectively, and any one of the transmission gears is coupled to the shaft 17.
[0016]
The driven gears of the respective stages meshing with the

transmission gears

14, 15, 16, 18, 19, 20 are arranged on the output shaft 3.
[0017]
These meshing

clutches

21, 22, 23, and 24 are slidably meshed with a target gear by a shift fork, and the shift fork is driven by

shift actuators

25, 26, 27, and 28.
[0018]
The shift actuator may drive each meshing clutch individually, or may select a target shift fork by a switching link mechanism and slide it by one shift actuator.
[0019]
The

clutches

11 and 12 are also provided with clutch actuators 29 and 30, respectively.
[0020]
The above configuration is a configuration of a general twin clutch automatic MT. In the present embodiment, the differential device 31 is further connected to two input shafts, and the motor 5 is connected to the third shaft of the differential device 31. It is a feature. The rotation speed of the motor 5 is the difference between the two input shafts, and the torque generated by the motor 5 acts to twist the two input shafts in opposite directions. As shown in the equivalent configuration diagram, this is equivalent to connecting the rotor and the stator of the motor 5 to the respective input shafts.
[0021]
FIG. 3 shows the motor control system. The motor 5 is a permanent magnet synchronous motor, for example, and is supplied with three-phase alternating currents U, V, and W by the motor control device 7. Each phase arm of the inverter of the motor control device 7 is provided with a high-speed switching element 32 to convert the DC voltage of the battery 6 into a three-phase AC having a variable frequency. The inverter control device 33 receives the torque command and the rotational speed command from the speed change control device 8 and controls the conduction ratio of the inverter, and outputs the current sensor 34 of each arm and the position sensor 35 for detecting the rotor angle. The output is fed back, and the torque and rotation speed of the motor 5 are controlled as instructed. Since such control is a well-known technique in the field of power electronics, detailed description is omitted.
[0022]
FIG. 4 is a flowchart of the control system in the upshift. FIG. 5 shows a change in torque transmission path, a state of meshing clutch operation, and a time chart of torque and rotation speed of each part corresponding to Step of FIG. 4 by taking 1 → 2 power-on upshift as an example. It is. The operation at the time of 1 → 2 upshift will be described with reference to FIGS.
[0023]
In Step 1, as shown in FIG. 5A, the motor speed is controlled to change the rotation speed of the second input shaft 17 while the first speed gear 14 is coupled and traveling.
[0024]
In Step 2, it is determined that the rotational speed of the second input shaft 17 is synchronized with the rotational speed N2 of the second speed gear 18.
[0025]
When the meshing clutch 23 is moved to the left in FIG. 5A and the second gear 18 is coupled at Step 3, the motor 5 is rotated at the rotational speed of (N1-N2).
[0026]
Ie
N1 = G1 × No (Formula 1)
N2 = G2 × No (Formula 2)
Therefore, N1> N2 and (N1-N2) is a positive value. Here, G1 is the gear ratio of the first speed gear 14, G2 is the gear ratio of the second speed gear 18, and No is the rotational speed of the output shaft 3.
[0027]
When the motor torque is increased in Step 4 in the negative direction (the driving force for the output shaft and the load for the engine), the second-speed gear input torque increases as shown in the time chart of FIG. 1st gear input torque decreases. This is a process of torque transition 1 called a torque phase.
[0028]
In Step 5, the speed change control device 8 determines the end of the torque transition 1. Although it is determined that the input torque of the first gear 14 has become zero, the actual torque of the motor is equal to the absolute value of the engine torque because the input torque of the gear cannot be directly detected in many cases. Therefore, it can be considered that the input torque of the gear = 0. For this purpose, it is necessary to detect or calculate the engine torque Te, but the specific method is shown in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 5-240073 and 6-317242 by the present applicant. It is omitted here.
[0029]
In Step 6, as shown in FIG. 5B, the shift control device 8 operates the shift actuator 25 to release the first speed gear 14. Since the torque is zero, it can be easily released and no change occurs in the operation of the transmission. When the 1st gear is released, the engine speed can be changed.
[0030]
When the speed change control device 8 generates a motor rotation speed change command at Step 7, the engine rotation speed changes toward the input rotation speed of the second gear. This is a rotational speed transition process called inertia phase.
[0031]
In the case of 1 → 2 upshift, if the motor rotation speed is reduced to 0 while keeping the motor torque constant as shown in the rotation speed transition of FIG. 5, the first input shaft
The number of rotations of 13 decreases.
[0032]
At this time, an inertia torque is generated by the inertia moment of the engine, and the output shaft torque increases as shown by the mesh in the time chart of FIG. Since the inertia torque is proportional to the speed change rate of the speed transition, if the speed change rate is controlled so that the value of the output shaft torque is substantially equal to the output shaft torque before the shift, the speed transition is completed. At that time, it appears as if the torque has changed, and the shift shock is reduced. Although the torque temporarily decreases in the torque transition 1, it is hardly felt by the passenger because it is a short time.
[0033]
Further, if the engine torque is reduced during the transition of the rotational speed, the inertia torque can be increased accordingly, so that the rotational speed change rate can be set large and the shift time can be shortened. These controls are the same as the technique known as “engine torque reduction control in the inertia phase” in the conventional automatic transmission of hydraulic control.
[0034]
In Step 8, the shift control device 8 determines whether or not the rotation speed transition has ended.
[0035]
In Step 9, the transmission control device 8 operates the clutch actuator 30 to engage the clutch 12. Since it is in a synchronized state, it can be easily engaged and no change occurs in the operation of the transmission.
[0036]
As shown in FIG. 5 (c) at Step 10, when the shift control device 8 generates a motor torque reduction command and the motor torque is set to 0 as shown in torque transition 2 of FIG. The engine torque that has been transmitted to the second gear 18 through the clutch moves to the clutch 12.
[0037]
In Step 11, the transmission control device 8 determines the end of the torque transition 2 when the motor torque becomes zero.
[0038]
At Step 12, the shift control device 8 operates the clutch actuator 29, releases the clutch 11, and ends the shift. Since the motor torque is zero, it can be easily released and no change occurs in the operation of the transmission.
[0039]
FIG. 6 shows the relationship between the motor torque and the rotational speed. So-called four-quadrant control is performed by the motor control device 7.
[0040]
In the following description, the direction of the motor torque is positive in the direction of assisting the upward torque of the motor of FIG. 2, that is, the engine torque.
[0041]
In the case of so-called power-on upshift, in which upshifting is performed while accelerating with engine torque, when motor torque is generated in the torque phase, the operating point moves from point A to point B, and further to point C in the inertia phase. Move to origin 0.
[0042]
In the case of a power-on downshift, the operating point starts from point D, moves to point G in the torque phase, moves to point C in the inertia phase, and ends the shift at the origin 0. In addition, in the case of a foot return upshift, the direction of the torque is reversed because the engine is braked, the operating point moves from point A to point H in the torque phase, further changes to point F in the inertia phase, and the origin is zero when the shift is completed. Move to. In the case of coast down, the operating point starts from point D, moves to point E in the torque phase, further moves to point F in the inertia phase, and the shift is completed at the origin 0.
[0043]
Needless to say, the type of motor is not limited to the permanent magnet synchronous motor, and may be an induction motor or a DC motor as long as such quadrant control can be performed.
[0044]
FIGS. 1 to 6 show the operation of the active transmission system as preparation for explaining the present invention. FIGS. 7 to 9 explain the core of the present invention.
[0045]
FIG. 7 shows an example of driving force characteristics when the throttle opening is fully opened in a vehicle equipped with a 5-speed automatic MT. The engine speed at each gear stage is also shown.
[0046]
For example, in the case of upshifting from the 1st speed to the 2nd speed, the driving force is changed from the point P (6.2 kN) to the point Q (3.6 kN) when shifting is performed when the engine torque is maximum. At this time, the engine speed changes from point A to point B in the figure. If the maximum torque of the engine is Te = 135 Nm (at 4400 r / min), the first gear ratio is 3.333, and the second gear ratio is 1.955, the engine speed at point A is 4400 r / min, point B The engine speed is 2570 r / min, so the difference between the first and second speeds, that is, the motor speed is 1830 r / min, and the motor capacity Pm required for shifting is
Pm = 2πTe (N1-N2) = 2π * 135 * 1830/60 = 26 (kW) (Equation 3)
Therefore, a very large motor is required.
[0047]
Therefore, the control was devised to reduce the motor capacity. As a basic idea, the engine torque during shifting is controlled by an electronically controlled throttle valve without reducing the driving force, so that even a motor with a small capacity can be shifted. If the upshift is performed from the 1st speed to the 2nd speed when the throttle is fully open, the driving force changes from the P point to the Q point, but the 1st speed driving force becomes the P2 point (the same value as the Q point) before shifting. When the engine torque is lowered, it looks as if the driving force characteristic of the first speed has become a characteristic indicated by a broken line in FIG. The driving force at point P2 is the engine torque
Te = (3.6 kN / 6.2 kN) * 135 Nm = 79.2 Nm (Formula 4)
If you get it.
[0048]
When the engine torque is returned to the original fully opened torque at the end of the shift, the second speed driving force becomes the Q point. That is, the point changes from the point P to the point P2 immediately before the shift, and the point shifts from the point P2 to the point Q by the shift. become.
[0049]
FIG. 8 is a flowchart of this control. Step for the flowchart of FIG.
3 'and Step 9' are added. If the torque transition 1 is executed after the engine torque is reduced after the next gear is engaged at Step 3, the engine torque can be transferred to the next gear even if the motor torque is small.
[0050]
In (Equation 5), a 26 kW motor was required, but when the engine torque was reduced to 79.2 Nm, the motor capacity Pm required for shifting was

Thus, it can be seen that the front gear can be released with a motor capacity of about 58%.
[0051]
Although the engine torque remains reduced during the inertia phases of

Steps

7 and 8, it is a well-known method to reduce the engine torque in order to shorten the shift time, while suppressing the inertia torque of the engine. The engine torque is kept reduced because it helps shorten the shifting time. The engine torque is restored after the next clutch is engaged at Step 9.
[0052]
FIG. 9 shows a time chart of torque and rotational speed of each part in the case of 1 → 2 power-on upshift. When the engine torque is reduced at Step 3 ', the output shaft torque becomes equal to the second speed torque. In this embodiment, the engine torque is reduced stepwise, that is, at once.
[0053]
When the process proceeds to Step 1 for torque transition 1, the output shaft torque temporarily decreases.
Since the inertia torque appears when the rotational speed transition of Step 7 is entered, the output shaft torque increases again, so that the output shaft torque including the inertia torque becomes the second speed torque when the engine torque is not reduced. In addition, the rate of change in engine speed is controlled by motor control. According to this method, a torque slit is generated in the torque transition 1 of Step 4, but almost no shift shock is felt because it is a short time.
[0054]
As described above, according to the method of the present embodiment, there is an effect that a twin clutch type active shift transmission can be realized with a small capacity motor.
[0055]
FIG. 10 is a flowchart showing the second embodiment of the present invention. Step 3 'and Step 9' are added to the flowchart of FIG. The difference from FIG. 8 is that the engine torque is not reduced all at once after the next gear is engaged at Step 3, but the motor torque is gradually increased while the engine torque is gradually reduced after the transition to the torque transition 1, and the torque transition 1 Since the relationship between the engine torque and the motor torque at the end of is the same as in the case of FIG. 8, the torque can be transferred to the next gear even if the motor torque is small as in the first embodiment. Again in this case, when the engine torque is reduced to 79.2 Nm, the driving force becomes 3.6 kN and the operating state is at point P2, so the motor capacity Pm required for shifting is 15.2 kW. Torque transition is possible with a motor capacity of about 58% compared to the system.
[0056]
The engine torque remains reduced during the inertia phases of

Steps

7 and 8 as in FIG. The engine torque is restored after the next clutch is engaged at Step 9.
[0057]
FIG. 11 shows a time chart of torque and rotation speed of each part in the case of 1 → 2 power-on upshift. What is different from FIG. 9 is the output shaft torque waveform in the torque transition 1 in Step 4, and it can be seen that the width of the slit is reduced.
That is, the output shaft torque at the end of the torque transition 1 is the same, but the engine torque is gently reduced, so the change in the output shaft torque is also gentle and the slit is narrowed.
[0058]
As described above, according to the method of the present embodiment, there is an effect that the twin clutch type active shift transmission can be shifted more smoothly with a small capacity motor.
[0059]
FIG. 12 is a block diagram showing a third embodiment of the present invention. The output shaft of the engine 1 is connected to the first input shaft 13. A first speed gear 14, a second speed gear 18, a third speed gear 15, a fourth speed gear 19, and a fifth speed gear 16 are rotatably attached to the first input shaft 13. These transmission gears are provided with meshing

clutches

21, 22 and 23, and any one of the transmission gears is coupled to the first input shaft 13. A driven gear meshing with these transmission gears is disposed on the output shaft 3.
[0060]
In the present embodiment, a second input shaft 17 is further provided. The second input shaft 17 includes a 0.5 speed gear 14 ', a 1.5 speed gear 18', a 2.5 speed gear 15 ', a 3.5 speed gear 19', a 4.5 speed gear 16 'and a reverse gear. 20 is rotatably attached. These intermediate gears 14 ′, 18 ′, 15 ′, 19 ′, 16 ′ and reverse gear 20 are provided with meshing clutches 21 ′, 22 ′, 23 ′. Coupled to the input shaft 17. A driven gear meshing with these intermediate gear and reverse gear is disposed on the output shaft 3.
[0061]
These meshing

clutches

21, 22, 23, 21 ', 22' and 23 'are slidably meshed with a shift fork toward a target gear, and the shift forks are engaged with the

shift actuators

25, 26, 27, 25' and 26. ', 27'.
[0062]
The shift actuator may drive each meshing clutch individually, or may select a target shift fork by a switching link mechanism and slide it by one shift actuator.
[0063]
The present embodiment is further characterized in that a differential device 31 is connected between the first input shaft 13 and the second input shaft 17 and the motor 5 is connected to the third shaft of the differential device 31. The rotation speed of the motor 5 is the difference between the two input shafts, and the torque generated by the motor 5 acts to twist the two input shafts in opposite directions. As shown in the equivalent configuration diagram, this is equivalent to connecting the rotor and the stator of the motor 5 to the respective input shafts.
[0064]
FIG. 13 is a flowchart of the control system in the upshift. FIG. 14 shows a change in torque transmission path, the state of meshing clutch operation, and a time chart of torque and rotation speed of each part corresponding to Step in FIG. 13, taking a 1 → 2 power-on upshift as an example. is there. The operation during 1 → 2 upshift will be described with reference to FIGS. 13 and 14.
[0065]
In Step 1, while the first speed gear 14 is coupled and traveling as shown in FIG. 14A, the rotational speed of the second input shaft 17 is changed by controlling the rotational speed of the motor.
[0066]
In Step 2, it is determined that the rotational speed of the second input shaft 17 is synchronized with the rotational speed N1.5 of the 1.5-speed gear 18 '.
[0067]
When the meshing clutch 21 'is moved to the left in FIG. 14A and the 1.5-speed gear 18' is coupled at Step 3, the motor 5 is idled at a rotational speed of (N1-N1.5). Ie
N1 = G1 × No (Formula 6)
N1.5 = G1.5 × No (Formula 7)
Therefore, N1> N1.5, and (N1-N1.5) is a positive value. Here, G1 is the gear ratio of the first speed gear 14, G1.5 is the gear ratio of the 1.5th speed gear 18 ', and No is the rotational speed of the output shaft 3.
[0068]
When the motor torque is increased in Step 4 in the negative direction (the driving force for the output shaft and the load for the engine), as shown in the time chart of FIG. It increases and the input torque of the first gear decreases. This is a process of torque transition 1 called a torque phase.
[0069]
In Step 5, the speed change control device 8 determines the end of the torque transition 1. Although it is determined that the input torque of the first gear 14 has become zero, the actual torque of the motor is equal to the absolute value of the engine torque because the input torque of the gear cannot be directly detected in many cases. Therefore, it can be considered that the input torque of the gear = 0. For this purpose, it is necessary to detect or calculate the engine torque Te, but the specific method is shown in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 5-240073 and 6-317242 by the present applicant. It is omitted here.
[0070]
In Step 6, as shown in FIG. 14B, the shift control device 8 operates the shift actuator 25 to release the first gear 14. Since the torque is zero, it can be easily released and no change occurs in the operation of the transmission. When the 1st gear is released, the engine speed can be changed.
[0071]
When the speed change control device 8 generates a motor rotation speed change command at Step 7, the engine rotation speed changes toward the input rotation speed of the 1.5-speed gear. This is a rotational speed transition process called inertia phase.
[0072]
In the case of 1 → 2 upshift, if the motor rotation speed is reduced to (N2−N1.5) while keeping the motor torque constant as shown in the rotation speed transition of FIG. 14, the rotation of the first input shaft 13 The number goes down to N2.
[0073]
That is, (N1-N1.5) obtained from (Equation 3) and (Equation 4) was a positive value, but (N2-N1.5) was a negative value, and the motor changed the rotation direction on the way. It reverses and changes to (N2-N1.5).
[0074]
In Step 8, the shift control device 8 determines whether or not the rotation speed transition has ended.
[0075]
In Step 9, the transmission control device 8 operates the shift actuator 21 to engage the meshing clutch of the second gear 18. Since it is in a synchronized state, it can be easily engaged and no change occurs in the operation of the transmission.
[0076]
As shown in FIG. 14 (c) at Step 10, when the shift control device 8 generates a motor torque reduction command and the motor torque is set to 0 as shown in torque transition 2 of FIG. The engine torque that has been transmitted to the 1.5-speed gear 18 ′ moves to the 2-speed gear 18.
[0077]
In Step 11, the transmission control device 8 determines the end of the torque transition 2 when the motor torque becomes zero.
[0078]
At Step 12, the shift control device 8 operates the shift actuator 35, releases the 1.5-speed gear 27, and ends the shift. Since the motor torque is zero, it can be easily released and no change occurs in the operation of the transmission.
[0079]
FIG. 15 shows the relationship between the motor torque and the rotational speed. The motor control device 7 performs so-called four-quadrant control.
[0080]
In the following description, the direction of the motor torque is positive in the direction of assisting the upward torque of the motor of FIG. 12, that is, the engine torque.
[0081]
In the case of so-called power-on upshift, in which upshifting is performed while accelerating with engine torque, when motor torque is generated in the torque phase, the operating point moves from point A to point B, and further to point C in the inertia phase. Move to point D. Although the motor torque at point B is equal to the engine torque, the rotational speed is the difference between the 1st speed and the 1.5th speed, so it is half that in FIG. 6, and therefore the power at point B is half that in FIG. . That is, this intermediate stage system can change speed with a motor capacity that is half that of the twin clutch system described above.
[0082]
The operating point in the case of the power-on downshift starts from point D in FIG. 15, moves to point C in the torque phase, moves to point B in the inertia phase, and completes the shift at point A.
[0083]
In the case of foot-up upshift and coast-down, the operating point moves between the first quadrant and the second quadrant in FIG.
[0084]
FIGS. 12 to 15 show the operation of the intermediate stage type active transmission as preparation for explaining the third embodiment of the present invention. FIGS. 16 and 17 explain the core of the present invention. Also in this embodiment, as described with reference to FIG. 7, the motor capacity required for the shift can be reduced by reducing the engine torque immediately before the shift.
[0085]
FIG. 16 shows driving force characteristics when the throttle is fully opened in a vehicle equipped with a 5-speed automatic MT. When upshifting from the first speed to the second speed, the driving force at the maximum engine torque changes from the point P (6.2 kN) to the point Q (3.6 kN). If the maximum torque of the engine is Te = 135 Nm (at 4400 r / min), the 1st gear ratio is 3.333, the 2nd gear ratio is 1.955, and the 1.5th gear ratio is just the middle 2.644. Since the engine speed at point A is 4400 r / min and the engine speed at point B is 2570 r / min, the change in engine speed is 1830 r / min, but the motor rotates around 1.5-speed gear. Since the number changes positively and negatively, the maximum value of the motor rotational speed is half of the engine rotational speed change. Therefore, the motor capacity Pm required for shifting is

Thus, the motor capacity is half that of the twin clutch system of FIG. This is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-113934. However, if the motor capacity can be further reduced, a great cost effect can be obtained.
[0086]
Therefore, also in the intermediate stage system of FIG. 12, the control is devised to reduce the motor capacity. Immediately before the upshift from the 1st speed to the 2nd speed with the throttle fully opened, the engine torque is decreased so that the 1st speed driving force temporarily changes from the P point to the P2 point in FIG. As a result, the driving torque by the 1.5-speed gear should be at the R point before the engine torque is reduced, but falls to the R2 point and becomes equal to the torque after the shift to the second speed. To lower point P to point P2 or R to point R2,

If you get it. When the operating point is moved from the R2 point to the Q point by the speed change, the change in the driving force as viewed globally is almost the same as the conventional speed change.
[0087]
FIG. 17 is a flowchart of this control. For the flowchart of FIG.
Step 3 'and Step 9' are added. If the torque transition 1 is executed after the engine torque is reduced after the next gear is engaged in Step 3, the engine torque can be transferred to the next gear even if the motor torque is small. In (Equation 8), a 13 kW motor was required, but when the engine torque was reduced to 99.8 Nm, the motor capacity Pm required for shifting was

Thus, it can be seen that the front gear can be released with a motor capacity of about 74%.
During the inertia phases of

Steps

7 and 8, the engine torque is kept reduced in order to shorten the shift time while suppressing the inertia torque of the engine as described above. The engine torque is restored after the next clutch is engaged at Step 9.
[0088]
FIG. 18 shows a time chart of torque and rotation speed of each part in the case of 1 → 2 power-on upshift. When the engine torque is reduced at Step 3 ', the output shaft torque becomes equal to the second speed torque. In this embodiment, the engine torque is reduced stepwise, that is, at once.
[0089]
When the process proceeds to Step 1 for torque transition 1, the output shaft torque temporarily decreases.
Since the inertia torque appears when the rotational speed transition of Step 7 is entered, the output shaft torque increases again, so that the output shaft torque including the inertia torque becomes the second speed torque when the engine torque is not reduced. In addition, the rate of change in engine speed is controlled by motor control. According to this method, a torque slit is generated in the torque transition 1 of Step 4, but almost no shift shock is felt because it is a short time.
[0090]
As described above, according to the method of this embodiment, there is an effect that an intermediate-stage type active shift transmission can be realized with a motor having a small capacity.
[0091]
FIG. 19 is a flowchart showing the fourth embodiment of the present invention. Step 3 'and Step 9' are added to the flowchart of FIG. The difference from FIG. 17 is that the engine torque is not reduced at a stroke after the next gear is engaged at Step 3, but the motor torque is gradually increased while the engine torque is gradually reduced after the transition to the torque transition 1, and the torque transition 1 Since the relationship between the engine torque and the motor torque at the end of is the same as in the case of FIG. 17, the torque can be transferred to the next gear even if the motor torque is small as in the third embodiment. In this case as well, if the engine torque is reduced to 99.8 Nm, the driving force becomes 3.2 kN and the operating state is at point P2. Therefore, the motor capacity Pm necessary for the shift is 9.6 kW.
Torque transition is possible with a motor capacity of about 74% compared to the 13 method.
[0092]
The engine torque remains reduced during the inertia phases of

Steps

7 and 8 as in FIG. The engine torque is restored after the next clutch is engaged at Step 9.
[0093]
FIG. 20 shows a time chart of torque and rotation speed of each part in the case of 1 → 2 power-on upshift. What is different from FIG. 18 is the output shaft torque waveform in the torque transition 1 in Step 4, and it can be seen that the width of the slit is reduced. That is, the output shaft torque at the end of the torque transition 1 is the same, but the engine torque is gently reduced, so the change in the output shaft torque is also gentle and the slit is narrowed.
[0094]
As described above, according to the method of the present embodiment, there is an effect that the intermediate-stage type active shift transmission can be shifted more smoothly with a small capacity motor.
[0095]
【The invention's effect】
According to the present invention, the motor capacity required for gear shifting can be designed to be remarkably small without increasing torque fluctuation during gear shifting, so that a great economic effect can be obtained. Further, by continuously controlling the engine torque and the motor torque during the shift in a coordinated manner, the output torque waveform can be further smoothed, so that the drivability is improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a conceptual diagram of an automobile configuration equipped with a transmission that constitutes an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a structural diagram of a transmission configuration according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 3 shows a block diagram of a motor control configuration used in the present invention.
4 is a flowchart showing a software configuration at the time of upshift in the transmission of FIG. 2;
FIG. 5 is a diagram for explaining a change in torque transmission path and a state of meshing clutch operation when performing a power-on upshift in the transmission of FIG. 2, and a time chart showing changes in torque and rotational speed.
6 shows a motor characteristic diagram of a change in operating point of the motor in the motor control of FIG.
FIG. 7 shows a driving force characteristic diagram of an operating point change during a 1 → 2 upshift of the motor transmission control system according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 shows a flowchart of a software configuration at the time of upshift of the motor transmission control system according to the first embodiment of the present invention.
9 shows a time chart of torque and rotational speed change in the case of a power-on upshift in the shift control system of FIG.
FIG. 10 is a flowchart showing a software configuration during upshifting in a motor transmission control system according to another embodiment of the present invention.
11 shows a time chart of torque and rotational speed change in the case of a power-on upshift in the shift control system of FIG.
FIG. 12 is a structural diagram of a transmission configuration that constitutes an embodiment of the present invention.
13 shows a flowchart of a software configuration during upshifting in the transmission of FIG.
14 is an explanatory diagram showing a change in torque transmission path and a state of meshing clutch operation when a power-on upshift is performed in the transmission of FIG. 12, and a time chart of torque and rotation speed change.
15 shows a motor characteristic diagram of a change in operating point of the motor in the motor control of FIG.
FIG. 16 shows a driving force characteristic diagram of an operating point change at the time of 1 → 2 upshift of the motor transmission control system according to the embodiment of the present invention.
FIG. 17 shows a flowchart of a software configuration at the time of upshift of the motor transmission control system according to the embodiment of the present invention.
18 shows a time chart of torque and rotational speed change when performing a power-on upshift in the shift control system of FIG. 17;
FIG. 19 is a flowchart of a software configuration during upshifting of the motor transmission control system according to the embodiment of the present invention.
20 shows a time chart of torque and rotation speed change when performing a power-on upshift in the shift control system of FIG.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 2 ... Transmission, 3 ... Output shaft, 5 ... Motor, 7 ... Motor control apparatus, 8 ... Transmission control apparatus, 9 ... Engine control apparatus, 10 ... Electronically controlled throttle valve, 11 ...

Clutch

1, 12 ...

Clutch

2, 13 ... 1st input shaft, 14 ... 1st gear, 14 '... 0.5 gear, 15 ... 3rd gear, 15' ... 2.5th gear, 16 ... 5th gear, 16 '... 4 5th gear, 17 ... second input shaft, 18 ... 2nd gear, 18 '... 1.5th gear,
19 ... 4th gear, 19 '... 3.5th gear, 20 ... reverse gear.

Claims

First and second clutches connected to the engine, a first input shaft connected to the first clutch, and a first shift that can be engaged / released provided on the first input shaft. A gear train, a second input shaft connected to the second clutch, a second transmission gear train provided on the second input shaft that can be engaged / released, and the first transmission gear. An output shaft commonly connected to the train and the driven gear train of the second transmission gear train, and a motor for applying a torque relatively between the first input shaft and the second input shaft And a transmission control device comprising:
The engine output is reduced so that the driving force before the shift and the driving force after the shift predicted on the assumption that the engine output is shifted to the next gear while maintaining the current value are substantially equal,
While the engine output is being reduced, control the torque and rotation speed of the motor to shift the engine output to the next gear,
A transmission control device for returning the engine output to the original value when the transition is completed.

In claim 1,
A second transmission gear in the second transmission gear train is fastened while being driven by the first transmission gear in the first transmission gear train;
By increasing the second input shaft torque by the motor, the transmission torque of the first transmission gear is reduced,
Releasing the first transmission gear when the transmission torque of the first transmission gear becomes almost zero;
While maintaining the second input shaft torque by the motor, the first input shaft rotational speed is made asymptotic to the rotational speed of the second transmission gear;
When the rotation speed of the first input shaft and the second transmission gear is synchronized, the second clutch is engaged, and the generated torque of the motor is set to 0 to release the first clutch. Control device.

A first input shaft connected to the engine; a first transmission gear train provided on the first input shaft, each of which can be fastened / released; a second input shaft; and the first transmission gear train. And a second transmission gear train that is provided on the second input shaft and can be engaged / released, and a driven gear of the first transmission gear train and the second transmission gear train. A control device for a transmission, comprising: an output shaft commonly connected to a row; and a motor that applies a torque relatively between the first input shaft and the second input shaft,
The engine output is reduced so that the driving force before the shift and the driving force after the shift predicted on the assumption that the engine output is shifted to the next gear while maintaining the current value are substantially equal,
While the engine output is being reduced, control the torque and rotation speed of the motor to shift the engine output to the next gear,
A transmission control device for returning the engine output to the original value when the transition is completed.

In claim 3,
A second transmission gear in the second transmission gear train is fastened while being driven by the first transmission gear in the first transmission gear train;
By increasing the second input shaft torque by the motor, the transmission torque of the first transmission gear is reduced,
Releasing the first transmission gear when the transmission torque of the first transmission gear becomes almost zero;
While maintaining the second input shaft torque by the motor, the first input shaft rotational speed is made asymptotic to the rotational speed of the third transmission gear in the first transmission gear train,
When the rotational speeds of the first input shaft and the third transmission gear are synchronized, the third transmission gear is fastened to the first input shaft, and the generated torque of the motor is set to 0 to reduce the second transmission gear. Transmission control device for releasing the transmission gear of the vehicle.

In either claim 1 or 2,
A transmission control device that reduces the output in a stepwise manner when the engine output is reduced.

In either claim 1 or 2,
A transmission control device that gradually reduces the output when the engine output is reduced.

First and second clutches connected to the engine, a first input shaft connected to the first clutch, and a first shift that can be engaged / released provided on the first input shaft. A gear train, a second input shaft connected to the second clutch, a second transmission gear train provided on the second input shaft that can be engaged / released, and the first transmission gear. An output shaft commonly connected to the train and the driven gear train of the second transmission gear train, and a motor for applying a torque relatively between the first input shaft and the second input shaft Have
The input of the first and second clutches is such that the driving force before the shift and the driving force after the shift predicted on the assumption that the engine output has shifted to the next gear while maintaining the current value are substantially equal. Torque is reduced,
While the input torque is being reduced, the torque and rotational speed of the motor are controlled, and the input torque shifts to the next gear,
A transmission in which the input torque is restored to the original value when the transition is completed.

A first input shaft connected to the engine; a first transmission gear train provided on the first input shaft, each of which can be fastened / released; a second input shaft; and the first transmission gear train. And a second transmission gear train that is provided on the second input shaft and can be engaged / released, and a driven gear of the first transmission gear train and the second transmission gear train. An output shaft commonly connected to the row, and a motor that applies a torque relatively between the first input shaft and the second input shaft,
The first input shaft torque is reduced so that the driving force before the shift and the driving force after the shift predicted on the assumption that the engine output has shifted to the next gear while maintaining the current value are substantially equal,
While the first input shaft torque is being reduced, the torque and rotation speed of the motor are controlled, and the first input shaft torque shifts to the next gear,
A transmission in which the first input shaft torque is restored to the original value when the transition is completed.

An engine, an electronically controlled throttle valve provided in the engine, an engine control device for controlling the throttle valve, first and second clutches connected to the engine, and connected to the first clutch A first input shaft, a first transmission gear train provided on the first input shaft and capable of being engaged / released, a second input shaft connected to the second clutch, and the second input shaft. A second transmission gear train that can be engaged / released, and an output shaft that is commonly connected to the first transmission gear train and the driven gear train of the second transmission gear train. A shift control device that controls the engagement / release of the first and second transmission gear trains, a motor that applies a relative torque between the first input shaft and the second input shaft, A motor control device for controlling the motor,
The engine control device is configured to control the electronic control throttle so that a driving force before a shift is substantially equal to a driving force after a shift predicted on the assumption that the engine output is shifted to the next gear while maintaining a current value. The engine control is reduced by controlling a valve, and the motor control device controls the torque and rotation speed of the motor so as to shift the engine output to the next gear while the engine output is being reduced. And
The engine control device is an automobile that controls the electronic control throttle valve to return the engine output to the original value after the transition is completed.

An engine, an electronically controlled throttle valve provided in the engine, an engine control device for controlling the throttle valve, a first input shaft connected to the engine, and each provided in the first input shaft A first transmission gear train that can be engaged / released, a second input shaft, and an intermediate stage of the gear ratio of the first transmission gear train that are provided on the second input shaft and can be engaged / released respectively. A second transmission gear train, an output shaft commonly connected to the first transmission gear train and the driven gear train of the second transmission gear train, and fastening of the first and second transmission gear trains A shift control device that controls the opening, a motor that applies a torque relatively between the first input shaft and the second input shaft, and a motor control device that controls the motor,
The engine control device is configured to control the electronic control throttle so that a driving force before a shift is substantially equal to a driving force after a shift predicted on the assumption that the engine output is shifted to the next gear while maintaining a current value. The engine control is reduced by controlling a valve, and the motor control device controls the torque and rotation speed of the motor so as to shift the engine output to the next gear while the engine output is being reduced. And
The engine control device is an automobile that controls the electronic control throttle valve to return the engine output to the original value after the transition is completed.