JP2012107706A

JP2012107706A - Shift control device

Info

Publication number: JP2012107706A
Application number: JP2010257286A
Authority: JP
Inventors: Atsushi Kumazawa; 厚熊沢
Original assignee: Daimler AG
Current assignee: Mercedes Benz Group AG
Priority date: 2010-11-17
Filing date: 2010-11-17
Publication date: 2012-06-07

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To restrain a torque shock in shifting transmission, by properly controlling engaging side torque capacity, in a shift control device.SOLUTION: Engine output torque input to an automatic transmission 9 is detected by a detecting means 2b. A torque difference between this engine output torque and engine rotating speed increasing torque provided for increasing an engine speed of an engine 11 is arithmetically operated by a first arithmetic operation means 1b, and this is set as engine unused torque. An engaging state of engaging side frictional engaging elements 3a and 3b in shift operation of the automatic transmission 9 is controlled by a control means 1g based on this engine unused torque.

Description

本発明は、自動変速機の変速動作を制御する変速制御装置に関する。 The present invention relates to a shift control device that controls a shift operation of an automatic transmission.

従来、エンジン（内燃機関）からの伝達トルクで回転する回転要素と複数の摩擦係合要素とを有する変速機構を備えた自動変速機が知られている。
ギヤセットを偶数段及び奇数段の二系統に分離してそれぞれのギヤセットにクラッチ（摩擦係合要素）を設けたデュアルクラッチ式の自動変速機（DTC）では、一方のクラッチを解放しつつ他方のクラッチを係合させることによって変速比が変更される（例えば、特許文献１参照）。この場合、二つのクラッチの動作を協調的に制御して掛け替えることにより、滑らかな変速動作が達成される。 2. Description of the Related Art Conventionally, there is known an automatic transmission that includes a speed change mechanism having a rotating element that rotates with a transmission torque from an engine (internal combustion engine) and a plurality of friction engagement elements.
In a dual clutch type automatic transmission (DTC) in which the gear set is separated into two systems of even and odd stages and each gear set is provided with a clutch (friction engagement element), one clutch is released while the other clutch Is engaged to change the gear ratio (see, for example, Patent Document 1). In this case, a smooth speed change operation is achieved by cooperatively controlling the operation of the two clutches and switching them.

また、複数の回転要素からなる遊星歯車機構とトルクコンバータとを組み合わせた自動変速機（トルコン式AT）では、個々の回転要素の回転動作を拘束，解放するクラッチやブレーキ（摩擦係合要素）の断接の組み合わせを変更することによって変速比が変更される（例えば、特許文献２参照）。この場合も、回転要素を解放するブレーキの動作と係合させるブレーキの動作とを同期させることにより、スムーズな変速動作が期待できる。 Also, in an automatic transmission (torque type AT) that combines a planetary gear mechanism composed of a plurality of rotating elements and a torque converter, a clutch or brake (friction engaging element) that restrains and releases the rotating operation of each rotating element is used. The gear ratio is changed by changing the combination of connection and disconnection (see, for example, Patent Document 2). Also in this case, a smooth speed change operation can be expected by synchronizing the operation of the brake for releasing the rotating element and the operation of the brake to be engaged.

ところで、一般的な自動変速機の変速過程では、トルクフェーズやイナーシャフェーズといった制御フェーズ（制御段階）が設定されて、円滑な変速動作が実現される。
トルクフェーズとは、自動変速機に入力されるエンジン回転数を変化させることなく一方の摩擦係合要素から他方の摩擦係合要素へとトルクを受け渡すフェーズである。このトルクフェーズでは、係合側の摩擦係合要素が徐々に係合されると同時に解放側の摩擦係合要素が徐々に解放される。これにより、トルクの伝達先が解放側の摩擦係合要素に接続された一方の入力軸から他方の入力軸へと掛け替えられ、エンジンに負荷が作用しない状態で自動変速機の出力軸トルクが減少する。 By the way, in a shift process of a general automatic transmission, a control phase (control stage) such as a torque phase and an inertia phase is set, and a smooth shift operation is realized.
The torque phase is a phase in which torque is transferred from one friction engagement element to the other friction engagement element without changing the engine speed input to the automatic transmission. In this torque phase, the engagement-side friction engagement element is gradually engaged, and at the same time, the release-side friction engagement element is gradually released. As a result, the torque transmission destination is switched from one input shaft connected to the frictional engagement element on the release side to the other input shaft, and the output shaft torque of the automatic transmission is reduced without any load acting on the engine. To do.

また、イナーシャフェーズとは、自動変速機の入力回転数と係合側の摩擦係合要素の回転数とを同期させるフェーズである。このイナーシャフェーズでは、解放側の摩擦係合要素がほぼ完全に解放されてトルク伝達を遮断するとともに、係合側の摩擦係合要素がさらに係合されトルクを伝達するようになる。このとき、係合側の摩擦係合要素の係合によって自動変速機の入力側の慣性（イナーシャ）が変化し、エンジン回転数も変化する。そのため、イナーシャフェーズではトルクフェーズよりもゆっくりと係合側の摩擦係合要素を係合させて、変速ショックを抑制している。 The inertia phase is a phase in which the input rotational speed of the automatic transmission is synchronized with the rotational speed of the frictional engagement element on the engagement side. In this inertia phase, the release-side frictional engagement element is almost completely released to cut off torque transmission, and the engagement-side frictional engagement element is further engaged to transmit torque. At this time, the inertia (inertia) on the input side of the automatic transmission changes due to the engagement of the frictional engagement element on the engagement side, and the engine speed also changes. Therefore, in the inertia phase, the engagement shock is engaged more slowly than in the torque phase, and the shift shock is suppressed.

特開２００９−２５７４０８号公報JP 2009-257408 A 特開２００７−９９２２１号公報JP 2007-99221 A

トルクフェーズでは、係合側の入力軸に受け渡されるトルクが解放側に入力されるトルクの減少分で賄われる。つまり、一方の入力軸から他方の入力軸へのトルクの受け渡しが適切に行われれば、エンジン回転数は変化しないことになる。 In the torque phase, the torque delivered to the input shaft on the engagement side is covered by the reduced amount of torque input to the release side. That is, if the torque is properly transferred from one input shaft to the other input shaft, the engine speed does not change.

しかしながら、このトルクフェーズの過程で解放側の摩擦係合要素を介したトルク伝達が途切れるよりも前に係合側の摩擦係合要素のトルク容量が過大になると、二つの摩擦係合要素のそれぞれに接続された入力軸の両方が係合した二重噛みの状態となる。つまり、係合側の摩擦係合要素の係合度合いが強過ぎると、係合側へ流れ込みトルクが急激に増加し、トルクフェーズでショックが発生しかねない。 However, if the torque capacity of the engagement-side friction engagement element becomes excessive before the torque transmission through the release-side friction engagement element is interrupted during the torque phase, each of the two friction engagement elements In this state, both input shafts connected to each other are engaged with each other. That is, if the degree of engagement of the frictional engagement element on the engagement side is too strong, the torque that flows into the engagement side increases rapidly and a shock may occur in the torque phase.

また、アクセルオンのシフトアップ方向への変速時におけるトルクフェーズでは、通常エンジン回転数が徐々に増加する。このとき、自動変速機に入力されるトルクの大きさは、実際にエンジンで発生したエンジントルクから、エンジン回転数を上昇させるために消費されるトルクを差し引いた大きさのトルクとなる。 Further, in the torque phase during the shift in the accelerator-on shift-up direction, the normal engine speed gradually increases. At this time, the magnitude of the torque input to the automatic transmission is a torque obtained by subtracting the torque consumed to increase the engine speed from the engine torque actually generated by the engine.

一方、係合側の摩擦係合要素のトルク容量がそのエンジントルクを上回ると、エンジン回転数を上昇させるために消費されるべきトルクが自動変速機側に流れ込み、エンジン回転数が上昇しない状態となる。この場合、自動変速機の駆動系構成部品のねじりや出力軸トルクの増加に起因する加速度変化が生じ、トルクフェーズからイナーシャフェーズへ移行する前後でショックが発生する場合がある。
このように、従来の自動変速機の変速制御では、摩擦係合要素の切り換え時における係合側トルク容量の適正化が難しいという課題がある。 On the other hand, when the torque capacity of the frictional engagement element on the engagement side exceeds the engine torque, the torque that should be consumed to increase the engine speed flows into the automatic transmission, and the engine speed does not increase. Become. In this case, a change in acceleration caused by torsion of drive system components of the automatic transmission or an increase in output shaft torque occurs, and a shock may occur before and after the transition from the torque phase to the inertia phase.
As described above, the conventional shift control of the automatic transmission has a problem that it is difficult to optimize the engagement-side torque capacity at the time of switching the friction engagement elements.

本件は、上記のような課題に鑑み創案されたもので、係合側トルク容量の好適な制御により変速動作時のトルクショックを抑制することができるようにした変速制御装置を提供することを目的とする。
なお、この目的に限らず、後述する発明を実施するための形態に示す各構成により導かれる作用効果であって、従来の技術によっては得られない作用効果を奏することも本件の他の目的として位置づけることができる。 The present invention has been devised in view of the above-described problems, and an object thereof is to provide a shift control device capable of suppressing a torque shock during a shift operation by suitable control of the engagement side torque capacity. And
The present invention is not limited to this purpose, and is a function and effect derived from each configuration shown in the embodiments for carrying out the invention described later, and other effects of the present invention are to obtain a function and effect that cannot be obtained by conventional techniques. Can be positioned.

（１）ここで開示する変速制御装置は、エンジンの出力軸に接続され、複数の摩擦係合要素の少なくとも一つを解放するとともに少なくとも他の一つを係合させて変速動作を行う自動変速機と、前記出力軸を介して前記自動変速機に入力されるエンジン出力トルクを検出する検出手段と、を備える。
また、前記検出手段で検出された前記エンジン出力トルクのうち、前記エンジンの回転速度の上昇に供されるエンジン回転速度増加トルクを演算して、前記エンジン出力トルクと前記エンジン回転速度増加トルクとのトルク差をエンジン未使用トルクとして演算する第一演算手段と、を備える。
さらに、前記第一演算手段で演算された前記エンジン未使用トルクに基づき、前記自動変速機の変速動作時における係合側の前記摩擦係合要素の係合状態を制御する制御手段を備える。 (1) A shift control device disclosed herein is connected to an output shaft of an engine, and releases an at least one of a plurality of friction engagement elements and engages at least another to perform a shift operation. And a detection means for detecting engine output torque input to the automatic transmission via the output shaft.
Further, among the engine output torques detected by the detection means, an engine rotation speed increase torque that is used to increase the engine rotation speed is calculated, and the engine output torque and the engine rotation speed increase torque are calculated. First calculating means for calculating a torque difference as engine unused torque.
Furthermore, control means for controlling the engagement state of the frictional engagement element on the engagement side during the shift operation of the automatic transmission based on the engine unused torque calculated by the first calculation means.

（２）また、前記エンジンが車両に搭載されたエンジンであって、前記エンジンの燃料噴射量を検出する燃料噴射量検出手段と、前記車両のドライバによるアクセル操作量を検出するアクセル操作量検出手段と、前記エンジンのエンジン回転数を検出するエンジン回転数検出手段と、前記アクセル操作量検出手段で検出された前記アクセル操作量と前記エンジン回転数検出手段で検出された前記エンジン回転数とに基づき、前記ドライバが前記エンジンに要求するドライバ要求トルクを演算する第二演算手段と、を備えてもよい。
この場合、前記検出手段が、前記燃料噴射量検出手段で検出された前記燃料噴射量に基づいて前記エンジン出力トルクを検出し、前記制御手段が、前記第二演算手段で演算された前記ドライバ要求トルクと前記第一演算手段で演算された前記エンジン未使用トルクとのうちの小さい一方を用いて前記摩擦係合要素の係合状態を制御することができる。 (2) Further, the engine is an engine mounted on a vehicle, and a fuel injection amount detection means for detecting a fuel injection amount of the engine, and an accelerator operation amount detection means for detecting an accelerator operation amount by the driver of the vehicle. And an engine speed detecting means for detecting the engine speed of the engine, the accelerator operation amount detected by the accelerator operation amount detecting means, and the engine speed detected by the engine speed detecting means. And a second calculation means for calculating a driver request torque requested by the driver to the engine.
In this case, the detection unit detects the engine output torque based on the fuel injection amount detected by the fuel injection amount detection unit, and the control unit calculates the driver request calculated by the second calculation unit. The engagement state of the friction engagement element can be controlled using a smaller one of the torque and the engine unused torque calculated by the first calculation means.

（３）また、前記第一演算手段で演算された前記エンジン未使用トルクに基づき、前記摩擦係合要素の目標トルクを前記検出手段で検出された前記エンジン出力トルク以下の範囲で設定する設定手段を備えてもよい。
この場合、前記制御手段が、前記摩擦係合要素を介して伝達されるトルクが前記設定手段で設定された前記目標トルクになるように前記係合状態を制御することができる。 (3) Further, setting means for setting a target torque of the friction engagement element within a range equal to or less than the engine output torque detected by the detection means based on the engine unused torque calculated by the first calculation means. May be provided.
In this case, the control means can control the engagement state so that the torque transmitted through the friction engagement element becomes the target torque set by the setting means.

（４）また、前記設定手段で設定された前記目標トルクに対する前記第一演算手段で演算された前記エンジン未使用トルクの反映率として０よりも大きく１以下の値を持つ重み係数を設定する重み係数設定手段と、前記重み係数設定手段で設定された前記重み係数と前記第一演算手段で演算された前記エンジン未使用トルクとの第一乗算値を算出する第一重み付け手段と、前記重み係数設定手段で設定された前記重み係数を１から減算した値と前記第二演算手段で演算された前記ドライバ要求トルクとの第二乗算値を算出する第二重み付け手段と、を備えてもよい。
この場合、前記制御手段が、前記第一重み付け手段で算出された前記第一乗算値と、前記第二重み付け手段で算出された前記第二乗算値との加算値を用いて前記摩擦係合要素の係合状態を制御することができる。 (4) A weight for setting a weight coefficient having a value greater than 0 and 1 or less as a reflection rate of the engine unused torque calculated by the first calculation means with respect to the target torque set by the setting means Coefficient setting means; first weighting means for calculating a first multiplication value of the weight coefficient set by the weight coefficient setting means and the engine unused torque calculated by the first calculation means; and the weight coefficient You may provide the 2nd weighting means which calculates the 2nd multiplication value of the value which subtracted the said weighting coefficient set by the setting means from 1 and the said driver request torque calculated by the said 2nd calculating means.
In this case, the control means uses the added value of the first multiplication value calculated by the first weighting means and the second multiplication value calculated by the second weighting means to use the friction engagement element. The engagement state can be controlled.

（５）また本件は、前記出力軸に対して並列に設けられた一対の動力伝達経路と、前記一対の動力伝達経路のそれぞれに介装されたクラッチ及びギヤトレーンと、を有するデュアルクラッチ式の前記自動変速機に適用することもできる。 (5) Further, the present invention is a dual clutch type having a pair of power transmission paths provided in parallel to the output shaft, and a clutch and a gear train interposed in each of the pair of power transmission paths. It can also be applied to an automatic transmission.

（１）請求項１記載の変速制御装置によれば、エンジン未使用トルクに基づく係合側摩擦係合要素の係合状態の制御により、係合側の摩擦係合要素のトルク容量にエンジン回転速度増加トルク分の余裕を持たせることができる。これにより、係合側の摩擦係合要素のつなぎ過ぎによるエンジン回転数の変動や出力軸トルクの変動を抑制することができ、変速ショックを低減することができる。
また、係合側のクラッチのトルク容量にエンジン回転速度増加トルク分の余裕が生じるため、クラッチの個体差や制御上の作動誤差を吸収することができ、制御性を高めることができる。 (1) According to the shift control device of the first aspect, the engine speed is increased to the torque capacity of the engagement side frictional engagement element by controlling the engagement state of the engagement side frictional engagement element based on the engine unused torque. A margin for the speed increasing torque can be provided. As a result, fluctuations in engine speed and fluctuations in output shaft torque due to excessive coupling of frictional engagement elements on the engagement side can be suppressed, and shift shocks can be reduced.
In addition, since the torque capacity of the clutch on the engagement side has a margin for the engine rotational speed increase torque, individual differences of the clutches and control operation errors can be absorbed, and controllability can be improved.

（２）請求項２記載の変速制御装置によれば、ドライバ要求トルクとエンジン未使用トルクとのうちの小さい一方を用いて係合状態を制御することで、エンジン回転数の変動や出力軸トルクの変動を確実に抑制することができる。
（３）請求項３記載の変速制御装置によれば、係合側の摩擦係合要素の目標トルクがエンジン出力トルク以下の範囲で設定されるため、エンジン回転数の変動や出力軸トルクの変動を効果的に抑制することができる。 (2) According to the shift control device of the second aspect, by controlling the engagement state using a smaller one of the driver required torque and the engine unused torque, the fluctuation of the engine speed and the output shaft torque are controlled. Can be reliably suppressed.
(3) According to the shift control device of the third aspect, since the target torque of the frictional engagement element on the engagement side is set within a range equal to or less than the engine output torque, the engine speed fluctuation and the output shaft torque fluctuation Can be effectively suppressed.

（４）請求項４記載の変速制御装置によれば、重み係数を用いてエンジン未使用トルクを目標トルクに反映させることで、変速時の動力性能を優先するか、それともフィーリングを優先するかを容易に設定することができる。
（５）請求項５記載の変速制御装置によれば、いわゆるデュアルクラッチ式のトランスミッションを搭載した車両のアクセルオンでのシフトアップ中のトルクショックを抑制することができ、動力特性と運転フィーリングとを両立させることができる。 (4) According to the shift control device of the fourth aspect, whether to prioritize the power performance at the time of shifting or to give the feeling priority by reflecting the engine unused torque to the target torque using the weighting factor. Can be set easily.
(5) According to the shift control device of the fifth aspect, it is possible to suppress the torque shock during the shift up at the accelerator-on of the vehicle equipped with the so-called dual clutch transmission, Can be made compatible.

一実施形態に係る変速制御装置の全体構成を模式的に例示する図である。1 is a diagram schematically illustrating an overall configuration of a transmission control device according to an embodiment. FIG. 図１の変速制御装置に記憶された目標トルクとクラッチ駆動電流との関係を例示するグラフである。3 is a graph illustrating the relationship between target torque and clutch drive current stored in the transmission control device of FIG. 1. 図１の変速制御装置で実施される制御を例示するフローチャートである。2 is a flowchart illustrating an example of control performed by the transmission control device of FIG. 1. 図１の変速制御装置によるシフトアップ変速時の制御作用を例示するグラフであり、（ａ）はエンジン回転数の経時変動を示し、（ｂ）はクラッチ駆動電流の経時変動を示し、（ｃ）は自動変速機の出力軸トルクの変動を示す。2 is a graph illustrating a control action during a shift-up shift by the shift control device of FIG. 1, (a) showing a change with time in engine speed, (b) showing a change with time in clutch drive current, and (c). Indicates fluctuations in the output shaft torque of the automatic transmission.

以下、図面を参照して開示の変速制御装置について説明する。なお、以下に示す実施形態はあくまでも例示に過ぎず、以下の実施形態で明示しない種々の変形や技術の適用を排除する意図はない。 The disclosed shift control apparatus will be described below with reference to the drawings. Note that the embodiment described below is merely an example, and there is no intention to exclude various modifications and technical applications that are not explicitly described in the following embodiment.

［１．装置構成］
本実施形態の変速制御装置１０は、図１に示すエンジン（内燃機関）１１を搭載した車両に適用される。このエンジン１１は、コモンレール式燃料噴射システムを具備した多気筒ディーゼルエンジンである。エンジン１１の各気筒にはピエゾ式のインジェクタ１９が設けられ、燃料噴射量や噴射タイミング等が電気的に制御されている。 [1. Device configuration]
The transmission control device 10 of the present embodiment is applied to a vehicle equipped with the engine (internal combustion engine) 11 shown in FIG. The engine 11 is a multi-cylinder diesel engine equipped with a common rail fuel injection system. Each cylinder of the engine 11 is provided with a piezo-type injector 19, and the fuel injection amount, injection timing, and the like are electrically controlled.

インジェクタ１９には、図示しない燃料供給ポンプ（サプライポンプ）で加圧された高圧燃料を蓄えるコモンレールが接続される。コモンレールは、各気筒のインジェクタ１９に燃料を分配供給するものである。また、インジェクタ１９の内部には、僅かに間隔を開けてピエゾ素子（セラミック圧電素子）を積層した微細管が設けられ、この微細管の内部に高圧燃料が封入されている。インジェクタ１９は、後述するエンジンＥＣＵ２から伝達される駆動信号を受けてピエゾ素子を変形させ、高圧燃料を微細管から押し出すことによって、各気筒の燃焼室内に噴射供給するように作動する。 A common rail that stores high-pressure fuel pressurized by a fuel supply pump (supply pump) (not shown) is connected to the injector 19. The common rail distributes and supplies fuel to the injectors 19 of each cylinder. In addition, a fine tube in which piezoelectric elements (ceramic piezoelectric elements) are laminated with a slight gap therebetween is provided inside the injector 19, and high-pressure fuel is sealed inside the fine tube. The injector 19 operates to receive a drive signal transmitted from an engine ECU 2 to be described later, deform the piezo element, and push high pressure fuel out of the micropipe to inject and supply it into the combustion chamber of each cylinder.

エンジン１１には、エンジン回転数Neを検出するエンジン回転数センサ１４（エンジン回転数検出手段）が設けられる。ここで検出されたエンジン回転数Neは、エンジンＥＣＵ２及び後述する変速機ＥＣＵ１に伝達される。なお、エンジン回転数センサ１４のセンシング対象は、エンジン１１のクランクシャフトの回転角や角速度だけでなく、エンジン１１の出力軸１１ａの角速度、クランクシャフトと同期回転するカムシャフトの角速度等としてもよい。 The engine 11 is provided with an engine speed sensor 14 (engine speed detecting means) for detecting the engine speed Ne. The engine speed Ne detected here is transmitted to the engine ECU 2 and a transmission ECU 1 described later. The sensing target of the engine speed sensor 14 may be not only the rotation angle and angular velocity of the crankshaft of the engine 11, but also the angular velocity of the output shaft 11a of the engine 11, the angular velocity of the camshaft that rotates in synchronization with the crankshaft, and the like.

エンジン１１を搭載した車両の任意の位置には、アクセルペダルの踏み込み量に対応するアクセル開度θ_ACを検出するアクセル開度センサ１５（アクセル操作量検出手段）と、車両の重量W（あるいは積載物の重量）を検出する重量センサ１６とが設けられる。アクセル開度センサ１５で検出されたアクセル開度θ_ACはエンジンＥＣＵ２に伝達され、重量センサ１６で検出された重量WはエンジンＥＣＵ２及び変速機ＥＣＵ１に伝達される。
なお、アクセル開度θ_ACは運転者の加速要求に対応するパラメータであり、言い換えるとエンジン１１の負荷に相関するパラメータである。また、車両の重量Wは慣性質量に対応するパラメータであり、これもエンジン１１の負荷に相関するパラメータであるといえる。 An accelerator opening sensor 15 (accelerator operation amount detecting means) for detecting an accelerator opening θ _AC corresponding to the amount of depression of the accelerator pedal, and a vehicle weight W (or loading) are provided at an arbitrary position of the vehicle on which the engine 11 is mounted. And a weight sensor 16 for detecting the weight of the object. The accelerator opening θ _AC detected by the accelerator opening sensor 15 is transmitted to the engine ECU 2, and the weight W detected by the weight sensor 16 is transmitted to the engine ECU 2 and the transmission ECU 1.
The accelerator opening θ _AC is a parameter corresponding to the driver's acceleration request, in other words, a parameter correlated with the load of the engine 11. Further, the weight W of the vehicle is a parameter corresponding to the inertial mass, and it can be said that this is also a parameter correlated with the load of the engine 11.

エンジン１１の出力軸１１ａには、自動変速機９が接続される。この自動変速機９は、変速ユニット４を偶数段及び奇数段の二系統に分離してそれぞれの変速ユニット４にクラッチ３（摩擦係合要素）を設けたデュアルクラッチ式のトランスミッション（DTC，Dual Clutch Transmission）である。図１では、自動変速機９の動作原理を明示すべく、その構造を簡素化して表現している。自動変速機９の動力伝達経路である第一動力伝達経路５Ａ及び第二動力伝達経路５Ｂは、エンジン１１の出力軸１１ａに対して並列に接続される。自動変速機９の変速動作は、何れか一方の動力伝達経路上に介装されたクラッチ３ａ又は３ｂを解放するとともに他方のクラッチ３ｂ又は３ａを係合させることによって達成される。 An automatic transmission 9 is connected to the output shaft 11 a of the engine 11. This automatic transmission 9 includes a dual clutch transmission (DTC, Dual Clutch) in which the transmission unit 4 is divided into two systems of even and odd stages and each transmission unit 4 is provided with a clutch 3 (friction engagement element). Transmission). In FIG. 1, in order to clarify the operating principle of the automatic transmission 9, its structure is simplified. The first power transmission path 5 </ b> A and the second power transmission path 5 </ b> B that are power transmission paths of the automatic transmission 9 are connected in parallel to the output shaft 11 a of the engine 11. The speed change operation of the automatic transmission 9 is achieved by releasing the clutch 3a or 3b interposed on any one of the power transmission paths and engaging the other clutch 3b or 3a.

第一動力伝達経路５Ａ上には、第一クラッチ３ａ及び第一変速ユニット４ａが設けられ、第二動力伝達経路５Ｂ上には、第二クラッチ３ｂ及び第二変速ユニット４ｂが設けられる。第一クラッチ３ａ及び第二クラッチ３ｂは、ＡＴＦ（Automatic Transmission Fluid）が封入されたケース内で複数の摩擦板を離接させて係合状態を制御する湿式多板クラッチである。第一クラッチ３ａは、第一動力伝達経路５Ａを介した第一変速ユニット４ａへの動力伝達を担っており、第二クラッチ３ｂは、第二動力伝達経路５Ｂを介した第二変速ユニット４ｂへの動力伝達を担っている。 A first clutch 3a and a first transmission unit 4a are provided on the first power transmission path 5A, and a second clutch 3b and a second transmission unit 4b are provided on the second power transmission path 5B. The first clutch 3a and the second clutch 3b are wet multi-plate clutches that control the engagement state by separating and connecting a plurality of friction plates in a case in which ATF (Automatic Transmission Fluid) is sealed. The first clutch 3a is responsible for power transmission to the first transmission unit 4a via the first power transmission path 5A, and the second clutch 3b is directed to the second transmission unit 4b via the second power transmission path 5B. It is responsible for power transmission.

第一クラッチ３ａ及び第二クラッチ３ｂのそれぞれには、摩擦板を離接方向に駆動する油圧シリンダ１８Ａ，１８Ｂが併設される。また、各々の油圧シリンダ１８Ａ，１８Ｂには、油圧ポンプ７から吐出される作動油を導く第一油路６Ａ及び第二油路６Ｂが接続される。さらに、第一油路６Ａ及び第二油路６Ｂのそれぞれには、第一制御弁８Ａ及び第二制御弁８Ｂが介装される。第一制御弁８Ａ及び第二制御弁８Ｂは、変速機ＥＣＵ１から出力される駆動電流に応じた開度に制御されて、第一油路６Ａ及び第二油路６Ｂのそれぞれの作動油流量を制御する電磁比例弁である。なお、油圧ポンプ７は、油圧シリンダ１８Ａ，１８Ｂに供給される作動油（又はＡＴＦ）を吐出する作動油ポンプである。 Each of the first clutch 3a and the second clutch 3b is provided with hydraulic cylinders 18A and 18B that drive the friction plates in the direction of separation. In addition, a first oil passage 6A and a second oil passage 6B that guide hydraulic fluid discharged from the hydraulic pump 7 are connected to the respective hydraulic cylinders 18A and 18B. Furthermore, a first control valve 8A and a second control valve 8B are interposed in each of the first oil passage 6A and the second oil passage 6B. The first control valve 8A and the second control valve 8B are controlled to an opening degree corresponding to the drive current output from the transmission ECU 1, and the respective hydraulic oil flow rates of the first oil passage 6A and the second oil passage 6B are controlled. It is an electromagnetic proportional valve to control. The hydraulic pump 7 is a hydraulic oil pump that discharges hydraulic oil (or ATF) supplied to the hydraulic cylinders 18A and 18B.

例えば、第一制御弁８Ａの弁開度の開放により第一油路６Ａの作動油圧が上昇すると、油圧ポンプ７から吐出される作動油によって油圧シリンダ１８Ａが伸張方向に駆動され、第一クラッチ３ａの摩擦板が係合方向に移動する。一方、第一制御弁８Ａの弁開度の閉鎖により第一油路６Ａの作動油圧が下降すると、図示しないスプリングの作用で第一クラッチ３ａの摩擦板が解放方向に移動する。第二クラッチ３ｂの動作についても第一クラッチ３ａと同様である。したがって、第一クラッチ３ａ及び第二クラッチ３ｂのそれぞれの係合状態（クラッチ伝達トルク）は、変速機ＥＣＵ１からの駆動電流に応じたものとなる。 For example, when the hydraulic pressure of the first oil passage 6A increases due to the opening of the valve opening of the first control valve 8A, the hydraulic cylinder 18A is driven in the extending direction by the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 7, and the first clutch 3a. The friction plate moves in the engagement direction. On the other hand, when the hydraulic pressure of the first oil passage 6A is lowered by closing the valve opening of the first control valve 8A, the friction plate of the first clutch 3a is moved in the releasing direction by the action of a spring (not shown). The operation of the second clutch 3b is the same as that of the first clutch 3a. Therefore, the engagement state (clutch transmission torque) of each of the first clutch 3a and the second clutch 3b corresponds to the drive current from the transmission ECU 1.

第一変速ユニット４ａ及び第二変速ユニット４ｂは、ギヤオイルで潤滑されたケース内に複数のギヤ（歯車）を収容する変速機構であり、歯合するギヤの組み合わせを変更することで変速比（減速比）を多段階に変更する。これらの変速ユニット４ａ，４ｂの変速動作は、変速機ＥＣＵ１によって制御される。なお、図１ではこれらの変速ユニット４ａ，４ｂの変速動作を制御する油圧回路の図示が省略されている。 The first transmission unit 4a and the second transmission unit 4b are transmission mechanisms that house a plurality of gears (gears) in a case lubricated with gear oil, and change a gear ratio (deceleration) by changing a combination of meshing gears. Ratio) in multiple stages. The speed change operation of these speed change units 4a and 4b is controlled by the transmission ECU1. In FIG. 1, a hydraulic circuit for controlling the speed change operation of these speed change units 4a and 4b is not shown.

また、第一変速ユニット４ａ及び第二変速ユニット４ｂのそれぞれには、変速段を検出する第一ギヤセンサ１７ａ及び第二ギヤセンサ１７ｂが設けられる。これらのギヤセンサ１７で検出されたそれぞれの変速段は、変速機ＥＣＵ１に伝達される。なお、これらの第一変速ユニット４ａ及び第二変速ユニット４ｂのそれぞれから出力される動力軸は一本の出力軸９ａに合流している。出力軸９ａの駆動力は、その下流に設けられる駆動輪側へと伝達される。 Each of the first transmission unit 4a and the second transmission unit 4b is provided with a first gear sensor 17a and a second gear sensor 17b that detect a gear position. The respective shift speeds detected by these gear sensors 17 are transmitted to the transmission ECU 1. The power shafts output from each of the first transmission unit 4a and the second transmission unit 4b are joined to one output shaft 9a. The driving force of the output shaft 9a is transmitted to the driving wheel side provided downstream thereof.

本実施形態では、自動変速機９で実現される変速段のうち奇数段（１，３，５，７速など）が第一変速ユニット４ａに分担され、偶数段（２，４，６，８速など）が第二変速ユニット４ｂに分担される。例えば、車両が３速で走行している状態では第一変速ユニット４ａが介装された第一動力伝達経路５Ａ側のみで駆動力が伝達され、第二動力伝達経路５Ｂは動作していない。第二変速ユニット４ｂの変速段は、変速動作の開始前に予め切り換えられ、スタンバイした状態となる。 In the present embodiment, among the shift speeds realized by the automatic transmission 9, odd-numbered speeds (1, 3, 5, 7th speed, etc.) are shared by the first transmission unit 4a, and even-numbered speeds (2, 4, 6, 8). Speed, etc.) is shared by the second transmission unit 4b. For example, when the vehicle is traveling at the third speed, the driving force is transmitted only on the first power transmission path 5A side where the first transmission unit 4a is interposed, and the second power transmission path 5B is not operating. The shift stage of the second transmission unit 4b is switched in advance before the start of the shift operation, and enters a standby state.

続いて変速動作が始まると、第一クラッチ３ａの摩擦板が解放方向に駆動されるとともに第二クラッチ３ｂが係合方向に駆動され、エンジン１１の動力の伝達先が第一動力伝達経路５Ａ側から第二動力伝達経路５Ｂ側へと掛け替えられる。そして変速動作の終了後には、第二変速ユニット４ｂが介装された第二動力伝達経路５Ｂのみで駆動力が伝達される状態となる。変速機ＥＣＵ１は、このような変速時におけるクラッチ３の切り換え動作を制御する。 Subsequently, when the speed change operation is started, the friction plate of the first clutch 3a is driven in the releasing direction and the second clutch 3b is driven in the engaging direction, and the power transmission destination of the engine 11 is on the first power transmission path 5A side. To the second power transmission path 5B side. After the shift operation is completed, the driving force is transmitted only through the second power transmission path 5B in which the second transmission unit 4b is interposed. The transmission ECU 1 controls the switching operation of the clutch 3 during such a shift.

［２．制御構成］
上述のように、この車両には電子制御装置として、エンジンＥＣＵ２（Engine - Electronic Control Unit，エンジン電子制御装置）と変速機ＥＣＵ１（Electronic Control Unit，電子制御装置）とが搭載される。これらの電子制御装置は、例えばマイクロプロセッサやROM，RAM等を集積したLSIデバイスや組み込み電子デバイスとして構成され、車両に設けられたCAN，FlexRay等の通信ラインを介して互いに接続される。 [2. Control configuration]
As described above, this vehicle is equipped with an engine ECU 2 (Engine-Electronic Control Unit) and a transmission ECU 1 (Electronic Control Unit) as electronic control devices. These electronic control units are configured as, for example, LSI devices or embedded electronic devices in which a microprocessor, ROM, RAM, and the like are integrated, and are connected to each other via communication lines such as CAN and FlexRay provided in the vehicle.

［２−１．エンジンＥＣＵ］
エンジンＥＣＵ２は、燃料系，吸排気系及び動弁系といったエンジン１１の駆動に関する広汎なシステムを統括制御する電子制御装置であり、ここにはエンジン回転数センサ１４，アクセル開度センサ１５及び重量センサ１６の各センサで検出された情報が入力される。なお、エンジンＥＣＵ２に入力されるその他の具体的な情報としては、吸入空気流量やインテークマニホールド圧（吸気圧），過給圧（ターボ圧），吸気温度（給気温度），外気温，車速等が考えられるが、本実施形態ではこれらに関する説明を省略する。 [2-1. Engine ECU]
The engine ECU 2 is an electronic control unit that comprehensively controls a wide range of systems related to the driving of the engine 11 such as a fuel system, an intake / exhaust system, and a valve system, and includes an engine speed sensor 14, an accelerator opening sensor 15, and a weight sensor. Information detected by each of the 16 sensors is input. Other specific information input to the engine ECU 2 includes intake air flow rate, intake manifold pressure (intake pressure), supercharging pressure (turbo pressure), intake air temperature (supply air temperature), outside air temperature, vehicle speed, and the like. However, in this embodiment, the description about these is omitted.

このエンジンＥＣＵ２には、ドライバ要求トルク演算部２ａ及び燃料噴射量演算部２ｂが設けられる。
ドライバ要求トルク演算部２ａ（第二演算手段）は、エンジン回転数Neとアクセル開度θ_ACとに基づき、ドライバ（運転者）がエンジン１１に要求するドライバ要求トルクＴ_DRIを設定又は演算するものである。ここでは、例えば予め設定された制御マップや演算式に基づいてドライバ要求トルクＴ_DRIが設定又は演算される。ここで得られたドライバ要求トルクＴ_DRIは、燃料噴射量演算部２ｂに伝達されるほか、変速機ＥＣＵ１にも伝達される。 The engine ECU 2 includes a driver request torque calculation unit 2a and a fuel injection amount calculation unit 2b.
The driver request torque calculation unit 2a (second arithmetic means) are those based on the engine speed Ne and the accelerator opening theta _AC, driver (driver) is set or calculating a driver request torque T _DRI that required by the engine 11 It is. Here, for example, the driver request torque T _DRI is set or calculated based on a preset control map or calculation formula. The driver request torque _TDRI obtained here is transmitted not only to the fuel injection amount calculation unit 2b but also to the transmission ECU 1.

燃料噴射量演算部２ｂ（検出手段，燃料噴射量検出手段）は、エンジン１１の各筒内への燃料噴射量を決定し、インジェクタ１９に駆動信号を伝達するものである。
まず、燃料噴射量演算部２ｂは、ドライバ要求トルク演算部２ａで演算されたドライバ要求トルクＴ_DRIのほか、補機類で消費されるトルク，エンジンフリクショントルク，駆動系の機械的制約によるトルク，車両安定性を確保するために要求されるトルクといった様々な外部要求トルクを考慮して、目標エンジン出力トルクＴ_ENGTを演算する。なお、具体的な目標エンジン出力トルクＴ_ENGTの演算手法は多様に考えられ、例えば吸入空気流量やインテークマニホールド圧，過給圧，吸気温度（給気温度），外気温，車速等を併用して演算してもよい。 The fuel injection amount calculation unit 2 b (detection means, fuel injection amount detection means) determines the fuel injection amount into each cylinder of the engine 11 and transmits a drive signal to the injector 19.
First, the fuel injection amount calculation unit 2b includes, in addition to the driver request torque _TDRI calculated by the driver request torque calculation unit 2a, torque consumed by auxiliary equipment, engine friction torque, torque due to mechanical constraints of the drive system, The target engine output torque T _ENGT is calculated in consideration of various external required torques such as the torque required to ensure vehicle stability. There are various _ways to calculate the target engine output torque T _ENGT . For example, the intake air flow rate, intake manifold pressure, supercharging pressure, intake air temperature (supply air temperature), outside air temperature, vehicle speed, etc. are used together. You may calculate.

また、燃料噴射量演算部２ｂは目標エンジン出力トルクＴ_ENGTに基づいて、各気筒に供給すべき燃料噴射量を決定し、インジェクタ１９に駆動信号を伝達する。例えば、目標エンジン出力トルクＴ_ENGTとインジェクタ１９の駆動信号との関係を規定したマップや数式等を予め燃料噴射量演算部２ｂに記憶させておき、これを用いてインジェクタ１９に伝達する駆動信号を決定してもよい。
さらに、燃料噴射量演算部２ｂは上記の燃料噴射量に基づいて、実際にエンジン１１の出力軸１１ａから自動変速機９に入力されるものと見込まれるエンジン出力トルクＴ_ENGを演算する。ここで演算されたエンジン出力トルクＴ_ENGは、変速機ＥＣＵ１に伝達される。 Further, the fuel injection amount calculation unit 2 b determines the fuel injection amount to be supplied to each cylinder based on the target engine output torque T _ENGT and transmits a drive signal to the injector 19. For example, a map or a mathematical formula that defines the relationship between the target engine output torque T _ENGT and the drive signal of the injector 19 is stored in advance in the fuel injection amount calculation unit 2b, and a drive signal transmitted to the injector 19 is transmitted using this map. You may decide.
Further, the fuel injection amount calculation unit 2b calculates an engine output torque T _ENG that is expected to be actually input to the automatic transmission 9 from the output shaft 11a of the engine 11 based on the fuel injection amount. The engine output torque T _ENG calculated here is transmitted to the transmission ECU 1.

なお、燃料噴射量演算部２ｂはエンジン１１の燃料噴射量を検出する燃料噴射量検出手段として機能するとともに、自動変速機９に入力されるエンジン出力トルクＴ_ENGを検出する検出手段として機能する。また、上記のドライバ要求トルク演算部２ａ及び燃料噴射量演算部２ｂの各機能は、電子回路（ハードウェア）によって実現してもよく、ソフトウェアとしてプログラミングされたものとしてもよい。あるいは、これらの機能のうちの一部をハードウェアとして設け、他部をソフトウェアとしたものであってもよい。 The fuel injection amount calculation unit 2b functions as a fuel injection amount detection unit that detects the fuel injection amount of the engine 11, and also functions as a detection unit that detects the engine output torque T _ENG input to the automatic transmission 9. Moreover, each function of said driver request torque calculating part 2a and fuel injection amount calculating part 2b may be implement | achieved by the electronic circuit (hardware), and may be programmed as software. Alternatively, a part of these functions may be provided as hardware and the other part may be software.

［２−２．変速機ＥＣＵ］
変速機ＥＣＵ１は、自動変速機９の動作を制御する電子制御装置であり、ここにはエンジン回転数センサ１４，重量センサ１６及びギヤセンサ１７の各センサで検出された情報と、エンジンＥＣＵ２で演算されたドライバ要求トルクＴ_DRI及びエンジン出力トルクＴ_ENGとが入力される。変速機ＥＣＵ１は、自動変速機９の変速動作時に、第一クラッチ３ａ及び第二クラッチ３ｂを協調的に作動させて、一方のクラッチ３を解放しつつ他方のクラッチ３を係合させる掛け替え制御を実施する。 [2-2. Transmission ECU]
The transmission ECU 1 is an electronic control device that controls the operation of the automatic transmission 9. Information detected by the sensors of the engine speed sensor 14, the weight sensor 16, and the gear sensor 17 is calculated by the engine ECU 2. The driver request torque T _DRI and the engine output torque T _ENG are input. The transmission ECU 1 performs changeover control in which the first clutch 3a and the second clutch 3b are cooperatively operated during the shift operation of the automatic transmission 9, and the other clutch 3 is engaged while releasing one clutch 3. carry out.

本実施形態では、掛け替え制御のうち、係合側のクラッチ３の係合状態の制御機能に着目してこれを詳述する。変速機ＥＣＵ１には、エンジン回転速度増加トルク演算部１ａ，エンジン未使用トルク演算部１ｂ，設定部１ｃ及び制御部１ｇが設けられる。 In the present embodiment, focusing on the control function of the engagement state of the clutch 3 on the engagement side in the switching control, this will be described in detail. The transmission ECU 1 is provided with an engine rotation speed increase torque calculation unit 1a, an engine unused torque calculation unit 1b, a setting unit 1c, and a control unit 1g.

エンジン回転速度増加トルク演算部１ａ（第一演算手段）は、エンジン出力トルクＴ_ENGのうち、エンジン１１の回転速度を上昇させるのに消費されるエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUを演算するものである。エンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUは、以下の式１に示すように、エンジン回転数Neの微分値とエンジンイナーシャIeとの積で与えられる。ここで演算されたエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUは、エンジン未使用トルク演算部１ｂに伝達される。 The engine rotation speed increase torque calculation unit 1a (first calculation means) calculates the engine rotation speed increase torque T _ZOU that is consumed to increase the rotation speed of the engine 11 out of the engine output torque T _ENG. . The engine speed increase torque T _ZOU is given by the product of the differential value of the engine speed Ne and the engine inertia Ie, as shown in the following formula 1. The engine speed increase torque T _ZOU calculated here is transmitted to the engine unused torque calculation unit 1b.

ただし、エンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUはドライバ要求トルクＴ_DRIよりも小さい値である場合にのみ使用される。したがって、例えばエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUの上限値をその時のドライバ要求トルクＴ_DRIの値にクリップするような演算を付加してもよいし、エンジン回転数Neの増加時にのみエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUを演算することとしてもよい。

However, the engine speed increase torque T _ZOU is used only when the value is smaller than the driver request torque T _DRI . Therefore, for example, a calculation may be added so as to clip the upper limit value of the engine speed increase torque T _{ZOU to} the value of the driver request torque T _DRI at that time, or the engine speed increase torque only when the engine speed Ne increases. T _ZOU may be calculated.

エンジン未使用トルク演算部１ｂ（第一演算手段）は、エンジン出力トルクＴ_ENGとエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUとのトルク差をエンジン未使用トルクＴ_MISとして演算するものである。例えば、エンジン回転数Neが増加傾向にある状態では、エンジン未使用トルクＴ_MISがエンジン出力トルクＴ_ENGよりも小さい値として演算される。ここで演算されたエンジン未使用トルクＴ_MISは、設定部１ｃに伝達される。

The engine unused torque calculation unit 1b (first calculation means) calculates a torque difference between the engine output torque T _ENG and the engine rotation speed increase torque T _ZOU as the engine unused torque T _MIS . For example, in a state where the engine speed Ne tends to increase, the engine unused torque _TMIS is calculated as a value smaller than the engine output torque _TENG . The engine unused torque T _MIS calculated here is transmitted to the setting unit 1c.

設定部１ｃ（設定手段）は、自動変速機９の変速時における係合側のクラッチ３の目標トルクＴ_TGT（目標クラッチ伝達トルク）をエンジン出力トルクＴ_ENG以下の範囲で設定するものである。ここでは、ドライバ要求トルクＴ_DRIとエンジン未使用トルクＴ_MISとに基づいて目標トルクＴ_TGTが設定される。
まず、ドライバ要求トルクＴ_DRIがエンジン未使用トルクＴ_MIS以下の場合、設定部１ｃはドライバ要求トルク演算部２ａで演算されたドライバ要求トルクＴ_DRIをそのまま目標トルクＴ_TGTとして設定する。つまり、エンジン回転数Neとアクセル開度θ_ACとに基づいて目標トルクＴ_TGTが設定される。 The setting unit 1c (setting means) is for setting the target torque T _TGT (target clutch transmission torque) of the clutch 3 on the engagement side during the shift of the automatic transmission 9 within a range equal to or less than the engine output torque T _ENG . Here, the target torque T _TGT is set based on the driver request torque T _DRI and the engine unused torque T _MIS .
First, when the driver request torque T _DRI is equal to or less than the engine unused torque T _MIS , the setting unit 1c sets the driver request torque T _DRI calculated by the driver request torque calculation unit 2a as the target torque T _TGT as it is. That is, the target torque T _TGT is set based on the engine speed Ne and the accelerator opening θ _AC .

一方、ドライバ要求トルクＴ_DRIがエンジン未使用トルクＴ_MISよりも大きい場合、設定部１ｃは目標トルクＴ_TGTに対してエンジン未使用トルクＴ_MISを所定の割合で反映させる演算を行う。設定部１ｃには、目標トルクＴ_TGTに対するエンジン未使用トルクＴ_MISの反映率を意味する所定の重み係数kが設定されている。本実施形態では、重み係数kが0＜k≦1の範囲内で予め設定された固定値とする。
なお、重み係数kの値を予め設定された定数とする代わりに、エンジン１１の運転状態等に応じて設定される変数としてもよい。あるいは、ドライバによって任意に設定されるものとしてもよい。 On the other hand, when the driver request torque T _DRI is larger than the engine unused torque T _MIS , the setting unit 1c performs a calculation to reflect the engine unused torque T _MIS at a predetermined ratio with respect to the target torque T _TGT . The setting portion 1c, the predetermined weighting factor k to mean reflection ratio of the engine unused torque T _MIS with respect to the target torque T _TGT is set. In the present embodiment, the weight coefficient k is a fixed value set in advance within a range of 0 <k ≦ 1.
Note that the value of the weighting factor k may be a variable that is set according to the operating state of the engine 11 or the like instead of using a preset constant. Alternatively, it may be arbitrarily set by the driver.

このような条件判定及び条件に応じた目標トルクＴ_TGTの設定のための手段として、設定部１ｃには第一重み付け部１ｄ，第二重み付け部１ｅ及び加算部１ｆが設けられる。
第一重み付け部１ｄ（第一重み付け手段）は、以下の式３に示すように、１から重み係数kを減じた値をドライバ要求トルクＴ_DRIに乗算した第一乗算値Ａを演算するものである。第一乗算値Ａは、ドライバ要求トルクＴ_DRIの目標トルクＴ_TGTへのトルク反映分に相当する。

As a means for determining the condition and setting the target torque _TTGT according to the condition, the setting unit 1c is provided with a first weighting unit 1d, a second weighting unit 1e, and an adding unit 1f.
The first weighting unit 1d (first weighting means) calculates a first multiplication value A obtained by multiplying the driver request torque _TDRI by a value obtained by subtracting the weighting coefficient k from 1 as shown in the following Expression 3. is there. The first multiplication value A, corresponding to the torque reflecting portion of the driver request torque T _DRI target torque T _TGT.

第二重み付け部１ｅ（第二重み付け手段）は、以下の式４，式５に示すように、ドライバ要求トルクＴ_DRIとエンジン未使用トルクＴ_MISとのうちの何れか小さい一方を最小値Ｚとして選択し、その最小値Ｚに重み係数kを乗算した第二乗算値Ｂを演算するものである。最小値Ｚの選択には、例えばミニマム関数が用いられる。第二乗算値Ｂは、エンジン未使用トルクＴ_MISの目標トルクＴ_TGTへのトルク反映分に相当する。

The second weighting unit 1e (second weighting means) sets the smaller one of the driver request torque _TDRI and the engine unused torque _TMIS as the minimum value Z, as shown in the following expressions 4 and 5. The second multiplication value B is calculated by selecting and multiplying the minimum value Z by the weighting coefficient k. For the selection of the minimum value Z, for example, a minimum function is used. Second multiplication value B corresponds to the torque reflection portion of the engine unused torque T _MIS to the target torque T _TGT.

加算部１ｆは、第一重み付け部１ｄで設定された第一乗算値Ａと第二重み付け部１ｅで設定された第二乗算値Ｂとを加算し、これを目標トルクＴ_TGTとして設定するものである。ドライバ要求トルクＴ_DRIがエンジン未使用トルクＴ_MIS以下の場合には、第二乗算値Ｂが重み係数kにドライバ要求トルクＴ_DRIを乗じた値になるため、加算部１ｆで演算される加算値はドライバ要求トルクＴ_DRIに一致する。一方、ドライバ要求トルクＴ_DRIがエンジン未使用トルクＴ_MISよりも大きい場合には、ドライバ要求トルクＴ_DRIに対するエンジン未使用トルクＴ_MISの比率と重み係数kとに応じて目標トルクＴ_TGTがドライバ要求トルクＴ_DRIよりも小さめに設定される。 The adding unit 1f adds the first multiplication value A set by the first weighting unit 1d and the second multiplication value B set by the second weighting unit 1e, and sets this as the target torque _TTGT. is there. When the driver request torque T _DRI is equal to or less than the engine unused torque T _MIS , the second multiplication value B is a value obtained by multiplying the weight coefficient k by the driver request torque T _DRI. _Corresponds to the driver request torque _TDRI . On the other hand, when the driver request torque T _DRI is larger than the engine unused torque T _MIS, the target torque T _TGT driver request in accordance with the ratio and the weight coefficient k of the engine unused torque T _MIS to the driver requested torque T _DRI It is set smaller than the torque T _DRI .

例えば、k=1であればエンジン未使用トルクＴ_MISがそのまま目標トルクＴ_TGTとして設定され、k=0.5であればエンジン未使用トルクＴ_MISが50%反映され、残りの50%にドライバ要求トルクＴ_DRIが反映された目標トルクＴ_TGTが設定される。ドライバ要求トルクＴ_DRI及びエンジン未使用トルクＴ_MISの大小関係とそのときの目標トルクＴ_TGTの値とをまとめると、以下の式６，式７の通りとなる。ここで設定された目標トルクＴ_TGTは制御部１ｇに伝達される。

For example, if k = 1, the engine unused torque T _MIS is set as the target torque T _TGT as it is, and if k = 0.5, the engine unused torque T _MIS is reflected 50%, and the remaining 50% is the driver request torque. A target torque T _TGT reflecting T _DRI is set. Summarizing the magnitude relationship between the driver required torque T _DRI and the engine unused torque T _MIS and the value of the target torque T _TGT at that time, the following equations 6 and 7 are obtained. The target torque T _TGT set here is transmitted to the controller 1g.

制御部１ｇ（制御手段）は、自動変速機９の変速時（トルクフェーズ）における係合側のクラッチ３で伝達されるトルクが設定部１ｃで設定された目標トルクＴ_TGTになるように、そのクラッチ３の係合状態（クラッチ伝達トルク）を制御するものである。制御部１ｇには、図２に示すように、目標トルクＴ_TGTと第一制御弁８Ａ及び第二制御弁８Ｂの開度を制御する駆動電流との関係を規定したマップや数式等が予め記憶されている。 The control unit 1g (control means) is configured so that the torque transmitted by the engagement-side clutch 3 during the shift (torque phase) of the automatic transmission 9 becomes the target torque T _TGT set by the setting unit 1c. The engagement state (clutch transmission torque) of the clutch 3 is controlled. As shown in FIG. 2, the control unit 1g stores in advance a map, a mathematical expression, and the like that define the relationship between the target torque T _TGT and the drive current that controls the opening of the first control valve 8A and the second control valve 8B. Has been.

前述の通り、駆動電流とクラッチ３の係合状態との間には相関が認められる。したがって、制御部１ｇは、第一制御弁８Ａ及び第二制御弁８Ｂへの駆動電流を制御することでクラッチ３の断接動作を制御するように機能する。なお、ＡＴＦの温度や粘度，第一油路６Ａ及び第二油路６Ｂの作動油圧等の情報を併用してクラッチ３の係合度合いを制御してもよい。
また、上記のエンジン回転速度増加トルク演算部１ａ，エンジン未使用トルク演算部１ｂ，設定部１ｃ，第一重み付け部１ｄ，第二重み付け部１ｅ，加算部１ｆ及び制御部１ｇの各機能は、電子回路（ハードウェア）によって実現してもよい。あるいは、ソフトウェアとしてプログラミングされたものとしてもよいし、これらの機能のうちの一部をハードウェアとして設け、他部をソフトウェアとしたものであってもよい。 As described above, a correlation is recognized between the drive current and the engagement state of the clutch 3. Therefore, the control unit 1g functions to control the connection / disconnection operation of the clutch 3 by controlling the drive current to the first control valve 8A and the second control valve 8B. Note that the degree of engagement of the clutch 3 may be controlled using information such as the temperature and viscosity of the ATF, the hydraulic pressure of the first oil passage 6A, and the second oil passage 6B.
The functions of the engine speed increase torque calculating unit 1a, the engine unused torque calculating unit 1b, the setting unit 1c, the first weighting unit 1d, the second weighting unit 1e, the adding unit 1f, and the control unit 1g are electronic You may implement | achieve by a circuit (hardware). Alternatively, it may be programmed as software, a part of these functions may be provided as hardware, and the other part may be software.

［３．フローチャート］
図３は、自動変速機９の変速動作に係る制御の一例を示すフローチャートである。このフローは、変速機ＥＣＵ１の内部にて所定周期で繰り返し実施される。
ステップＡ１０では、エンジンＥＣＵ２で演算されたドライバ要求トルクＴ_DRIとエンジン出力トルクＴ_ENGとが変速機ＥＣＵ１に読み込まれる。また、ステップＡ２０では、エンジン回転数センサ１４で検出されたエンジン回転数Ne，エンジンイナーシャIe及び重み係数kが変速機ＥＣＵ１に読み込まれる。 [3. flowchart]
FIG. 3 is a flowchart showing an example of control related to the speed change operation of the automatic transmission 9. This flow is repeatedly performed at a predetermined cycle inside the transmission ECU 1.
In step A10, the driver request torque T _DRI and the engine output torque T _ENG calculated by the engine ECU 2 are read into the transmission ECU 1. In step A20, the engine speed Ne, the engine inertia Ie, and the weight coefficient k detected by the engine speed sensor 14 are read into the transmission ECU 1.

ステップＡ３０では、エンジン回転速度増加トルク演算部１ａでエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUが演算される。ここで演算されるエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUの演算式は式１であり、その時点でのエンジン回転数NeとエンジンイナーシャIeとに基づいてエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUが演算される。エンジン回転数Neの増加速度が速いほど、エンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUは大きくなる。 In step A30, the engine rotation speed increase torque calculating unit 1a calculates the engine rotation speed increase torque T _ZOU . The calculation formula of the engine rotation speed increase torque T _ZOU calculated here is Expression 1. The engine rotation speed increase torque T _ZOU is calculated based on the engine rotation speed Ne and the engine inertia Ie at that time. As the increase speed of the engine speed Ne increases, the engine speed increase torque T _ZOU increases.

ステップＡ４０では、エンジン未使用トルク演算部１ｂでエンジン未使用トルクＴ_MISが演算される。ここで演算されるエンジン未使用トルクＴ_MISの演算式は式２であり、エンジン出力トルクＴ_ENGと前ステップで得られたエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUとに基づいてエンジン未使用トルクＴ_MISが演算される。エンジン回転数Neの増加速度が速いほど、エンジン未使用トルクＴ_MISは小さくなる。 In Step A40, the engine unused torque calculating unit 1b calculates the engine unused torque _TMIS . The equation at engine unused torque T _MIS that is calculated here a Equation 2, the engine unused torque T _MIS based on the engine rotational speed increases torque T _ZOU obtained in the engine output torque T _ENG and before step Calculated. Higher rate of increase of the engine rotational speed Ne is high, the engine unused torque T _MIS is reduced.

ステップＡ５０では、第一重み付け部１ｄで第一乗算値Ａが演算される。ここで演算される第一乗算値Ａの演算式は式３であり、ドライバ要求トルクＴ_DRIと重み係数kとに基づいて第一乗算値Ａが演算される。重み係数kが小さいほど目標トルクＴ_TGTに対するドライバ要求トルクＴ_DRIの反映の割合が増大する。 In step A50, the first multiplication value A is calculated by the first weighting unit 1d. The calculation expression of the first multiplication value A calculated here is Expression 3, and the first multiplication value A is calculated based on the driver request torque _TDRI and the weighting coefficient k. As the weight coefficient k is smaller, the ratio of the reflection of the driver request torque T _{DRI to} the target torque T _TGT increases.

ステップＡ６０では、第二重み付け部１ｅにおいて、ドライバ要求トルクＴ_DRIとエンジン未使用トルクＴ_MISと小さい一方が最小値Ｚとして選択される。例えば、エンジン回転数Neの増加中であってエンジン未使用トルクＴ_MISがエンジン出力トルクＴ_ENGよりも小さければ（エンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUが正の値であれば）、エンジン未使用トルクＴ_MISが最小値Ｚとなる。 In Step A60, the second weighting unit 1e selects a smaller one of the driver request torque T _DRI and the engine unused torque T _MIS as the minimum value Z. For example, if the engine speed Ne is increasing and the engine unused torque T _MIS is smaller than the engine output torque T _ENG (if the engine speed increasing torque T _ZOU is a positive value), the engine unused torque T _MIS becomes the minimum value Z.

続くステップＡ７０では、第二重み付け部１ｅで第一乗算値Ｂが演算される。ここで演算される第二乗算値Ｂの演算式は式５であり、前ステップで得られた最小値Ｚと重み係数kとに基づいて第二乗算値Ｂが演算される。重み係数kが大きいほど目標トルクＴ_TGTに対する最小値Ｚの反映の割合が増大する。
ステップＡ８０では、加算部１ｆで第一乗算値Ａと第二乗算値Ｂとが加算され、目標トルクＴ_TGTが設定される。この目標トルクＴ_TGTは、自動変速機９の変速動作時における係合側のクラッチ３に伝達させたいクラッチ伝達トルクの目標値となる。 In subsequent step A70, the first weighting value B is calculated by the second weighting unit 1e. The calculation expression of the second multiplication value B calculated here is Expression 5, and the second multiplication value B is calculated based on the minimum value Z and the weighting coefficient k obtained in the previous step. As the weight coefficient k increases, the ratio of the reflection of the minimum value Z to the target torque T _TGT increases.
In step A80, the addition unit 1f adds the first multiplication value A and the second multiplication value B to set the target torque T _TGT . This target torque T _TGT is a target value of the clutch transmission torque that is desired to be transmitted to the engagement-side clutch 3 during the shift operation of the automatic transmission 9.

その後、ステップＡ９０では、係合側のクラッチ３で目標トルクＴ_TGTが得られるように、制御部１ｇから第一制御弁８Ａ及び第二制御弁８Ｂへと駆動電流が出力される。例えば、係合側のクラッチ３が第一クラッチ３ａである場合には、第一制御弁８Ａに駆動電流が出力される。なおこのとき、第二制御弁８Ｂには第二クラッチ３ｂの摩擦板を解放方向に駆動するための駆動電流が出力され、トルクフェーズでクラッチ３の掛け替え制御が遂行される。 Thereafter, in step A90, a drive current is output from the control unit 1g to the first control valve 8A and the second control valve 8B so that the target torque T _TGT can be obtained by the clutch 3 on the engagement side. For example, when the engagement-side clutch 3 is the first clutch 3a, a drive current is output to the first control valve 8A. At this time, a driving current for driving the friction plate of the second clutch 3b in the releasing direction is output to the second control valve 8B, and the switching control of the clutch 3 is performed in the torque phase.

［４．作用］
図４は、アクセルオンでのシフトアップ中における上記車両の挙動を示すものであり、（ａ）はエンジン回転数の経時変動、（ｂ）はクラッチ駆動電流の経時変動、（ｃ）は自動変速機９から出力される出力軸トルクの経時変動である。ここでは、偶数段から奇数段への変速動作例を説明する。 [4. Action]
FIG. 4 shows the behavior of the vehicle during the shift-up with the accelerator on, where (a) shows the change over time in the engine speed, (b) shows the change over time in the clutch drive current, and (c) shows the automatic shift. This is a change with time in the output shaft torque output from the machine 9. Here, a description will be given of an example of a shift operation from an even number to an odd number.

変速動作の開始前にはアクセルペダルが踏み込まれており、図４（ａ）に実線で示すように、エンジン回転数Neが徐々に上昇している。時刻t₁に所定の変速開始条件が成立すると、図４（ｂ）に実線で示すように、係合側の第一制御弁８Ａへの駆動電流が出力され、第一クラッチ３ａのガタ詰めが実施される。また、ガタ詰め動作が完了する時刻t₂になると、第一制御弁８Ａへの駆動電流がやや弱められると同時に、開放側の第二制御弁８Ｂへの駆動電流が徐々に減少するように制御される。このときからトルクフェーズが開始され、変速動作に係る負荷がエンジン１１に作用しないように、第二クラッチ３ｂから第一クラッチ３ａへのトルクの掛け替え制御が実施される。 Before the start of the speed change operation, the accelerator pedal is depressed, and the engine speed Ne gradually increases as shown by the solid line in FIG. When a predetermined shift start conditions at time t ₁ is satisfied, as indicated by the solid line in FIG. 4 (b), the driving current to the first control valve 8A of the engagement side is output, play elimination of the first clutch 3a is To be implemented. Further, when eliminating the backlash operation is completed time t _2, the control as soon as the drive current to the first control valve 8A is somewhat weakened, the driving current of the open side to the second control valve 8B is reduced gradually Is done. From this time, the torque phase is started, and torque switching control from the second clutch 3b to the first clutch 3a is performed so that the load related to the shift operation does not act on the engine 11.

トルクフェーズでは、第二制御弁８Ｂの駆動電流を徐々に減少させつつ〔図４（ｂ）中の一点鎖線〕、第一制御弁８Ａの駆動電流を徐々に増加させて〔図４（ｂ）中の実線〕、解放側から係合側へのトルクの受け渡しがなされる。これにより、図４（ｃ）に実線で示すように、出力軸トルクが減少方向に推移する。 In the torque phase, the drive current of the first control valve 8A is gradually increased while gradually decreasing the drive current of the second control valve 8B [the dashed line in FIG. 4 (b)] [FIG. 4 (b). Middle solid line], torque is transferred from the release side to the engagement side. As a result, as shown by the solid line in FIG. 4C, the output shaft torque changes in a decreasing direction.

ここで、図４（ｂ）に破線で示すように、トルクフェーズでドライバ要求トルクＴ_DRIをそのまま係合側の第一クラッチ３ａの目標トルクＴ_TGTとして設定した場合を想定する。一般に、係合側の第一クラッチ３ａをつなぎ過ぎる（係合度合いが強過ぎる、又は、係合速度が速過ぎる）と、第一クラッチ３ａのトルク容量が過大となり、第一動力伝達経路５Ａ及び第二動力伝達経路５Ｂが同時に係合した二重噛みの状態となる可能性がある。この場合、図４（ｃ）に破線で示すように、トルクフェーズでの出力軸トルクの落ち込み量が増大し、図４（ｃ）中に符号Ｘで示すようなトルクショックの要因となる。 Here, as shown by a broken line in FIG. 4B, it is assumed that the driver request torque T _DRI is set as the target torque T _TGT of the first clutch 3a on the engagement side as it is in the torque phase. Generally, if the first clutch 3a on the engagement side is connected too much (the degree of engagement is too strong or the engagement speed is too high), the torque capacity of the first clutch 3a becomes excessive, and the first power transmission path 5A and There is a possibility that the second power transmission path 5B is in a double-engaged state in which the second power transmission path 5B is simultaneously engaged. In this case, as indicated by a broken line in FIG. 4C, the amount of drop in the output shaft torque in the torque phase increases, which causes a torque shock as indicated by the symbol X in FIG.

また、係合側の第一クラッチ３ａのつなぎ過ぎにより、例えば時刻t₃に第一クラッチ３ａのトルク容量がエンジン出力トルクＴ_ENGを上回ってしまう場合も考えられる。この場合、図４（ａ）に破線で示すように、イナーシャフェーズの開始前にエンジン回転数Neの上昇が抑制され、エンジン回転数Neを上昇させるために消費されるべきトルクが駆動系へと流れ込むおそれが生じる。つまり、本来入力されるはずのトルクよりも大きなトルクが自動変速機９に伝達されることになり、駆動系構成部品のねじりや出力軸トルクの増加に起因する加速度変化が生じやすくなる。これにより、図４（ｃ）中に符号Ｙで示すように、トルクフェーズからイナーシャフェーズへ移行する前後でショックが発生しかねない。 Further, more connecting too of the first clutch 3a of the engagement side torque capacity of the first clutch 3a may also be considered to outweigh the engine output torque T _ENG, for example time t _3. In this case, as indicated by a broken line in FIG. 4A, the increase in the engine speed Ne is suppressed before the start of the inertia phase, and the torque that should be consumed to increase the engine speed Ne is transferred to the drive system. There is a risk of inflow. That is, a torque larger than the torque that should be originally input is transmitted to the automatic transmission 9, and the acceleration change due to the torsion of the drive system components and the increase of the output shaft torque is likely to occur. As a result, as indicated by symbol Y in FIG. 4C, a shock may occur before and after the transition from the torque phase to the inertia phase.

特に、エンジン回転数Neを上昇させながら変速動作を行うような場合には、エンジン出力トルクＴ_ENGの一部がエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUとして消費されてしまうため、第一クラッチ３ａのトルク容量がエンジン出力トルクＴ_ENGを上回りやすい。 In particular, when the speed change operation is performed while increasing the engine speed Ne, a part of the engine output torque T _ENG is consumed as the engine rotational speed increase torque T _ZOU , and thus the torque capacity of the first clutch 3a. _Tends to exceed the engine output torque T _ENG .

これに対し、本変速制御装置１０では、エンジン出力トルクＴ_ENGからエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUを減じたエンジン未使用トルクＴ_MISに基づいて、トルクフェーズでの係合側の第一クラッチ３ａの目標トルクＴ_TGTが設定される。つまり、第一クラッチ３ａの目標トルクＴ_TGTがエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUに応じて減少方向に補正されることになり、第一クラッチ３ａのトルク容量がエンジン出力トルクＴ_ENGを上回ることがなくなる。したがって、エンジン出力トルクＴ_ENG中のエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUが確保され、図４（ａ）に実線で示すように、エンジン回転数Neは時刻t₄まで上昇する。 On the other hand, in the present speed change control device 10, based on the engine unused torque T _MIS obtained by subtracting the engine rotational speed increasing torque T _ZOU from the engine output torque T _ENG , A target torque T _TGT is set. That is, the target torque T _TGT of the first clutch 3a is corrected in a decreasing direction according to the engine speed increase torque T _ZOU, and the torque capacity of the first clutch 3a does not exceed the engine output torque T _ENG. . Therefore, the engine rotational speed increase torque T _ZOU in the engine output torque T _ENG is secured, and the engine rotational speed Ne increases until time t _{4 as} shown by the solid line in FIG.

また、第一クラッチ３ａの目標トルクＴ_TGTはドライバ要求トルクＴ_DRIよりも小さめに設定されるため、トルクフェーズで第一制御弁８Ａに伝達される駆動電流は、図４（ｂ）に破線で示すものよりも減少方向に補正され、第一クラッチ３ａの係合力が低下する。これにより、第一動力伝達経路５Ａ及び第二動力伝達経路５Ｂが同時に係合するような二重噛みの発生も防止される。したがって、図４（ｃ）に実線で示すように、トルクフェーズ及びイナーシャフェーズでの出力軸トルクの変動が抑制され、滑らかな変速動作が実現される。 Further, since the target torque T _TGT of the first clutch 3a is set to be smaller than the driver required torque T _DRI , the drive current transmitted to the first control valve 8A in the torque phase is indicated by a broken line in FIG. It is corrected in a decreasing direction from that shown, and the engaging force of the first clutch 3a is reduced. Thereby, occurrence of double biting such that the first power transmission path 5A and the second power transmission path 5B are simultaneously engaged is also prevented. Therefore, as shown by a solid line in FIG. 4C, fluctuations in the output shaft torque in the torque phase and the inertia phase are suppressed, and a smooth shifting operation is realized.

なお、イナーシャフェーズを開始する時刻t₄以降は、図４（ｂ）に一点鎖線で示すように、第二制御弁８Ｂへの駆動電流の供給が遮断され、第二クラッチ３ｂが解放される。一方、係合側の第一クラッチ３ａは徐々に係合状態が強められてトルクを伝達する。これにより、図４（ａ）に実線で示すようにエンジン回転数Neが低下し、時刻t₅にイナーシャフェーズが完了する。 Incidentally, the time t ₄ after starting the inertia phase, as indicated by a chain line in FIG. 4 (b), the supply of the drive current to the second control valve 8B is blocked, the second clutch 3b is released. On the other hand, the engagement-side first clutch 3a gradually increases its engagement state and transmits torque. Thus, it decreases the engine speed Ne as indicated by the solid line in FIG. 4 (a), the inertia phase is completed at time t _5.

［５．効果］
このように、上記の変速制御装置１０では、エンジン未使用トルクＴ_MISに基づいてトルクフェーズでの係合側のクラッチ３の係合状態が制御されるため、変速時におけるクラッチ３のつなぎ過ぎによるエンジン回転数Neの変動や出力軸トルクの変動を抑制することができ、変速ショックを低減することができる。
また、エンジン未使用トルクＴ_MISはエンジン出力トルクＴ_ENGとエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUとのトルク差であるから、係合側のクラッチ３のトルク容量にはエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOU分の余裕ができることになる。したがって、クラッチ３の個体差や制御上の作動誤差を吸収することができ、制御性を高めることができる。 [5. effect]
As described above, in the shift control device 10 described above, since the engagement state of the clutch 3 on the engagement side in the torque phase is controlled based on the engine unused torque _TMIS , the clutch 3 is excessively connected during the shift. Variations in the engine speed Ne and output shaft torque can be suppressed, and shift shocks can be reduced.
Since the engine unused torque T _MIS is a torque difference between the engine output torque T _ENG and the engine rotation speed increase torque T _ZOU , the torque capacity of the clutch 3 on the engagement side is equal to the engine rotation speed increase torque T _ZOU . You can afford. Therefore, individual differences of the clutch 3 and control operation errors can be absorbed, and controllability can be improved.

また、上記の変速制御装置１０によれば、ドライバ要求トルクＴ_DRIとエンジン未使用トルクＴ_MISとのうちの小さい一方を用いて係合状態が制御される。つまり、ドライバ要求トルクＴ_DRIがエンジン未使用トルクＴ_MIS以下の場合には、ドライバ要求トルクＴ_DRIが使用され、逆にドライバ要求トルクＴ_DRIがエンジン未使用トルクＴ_MISよりも大きい場合には、エンジン未使用トルクＴ_MISが使用される。
これにより、例えばエンジン回転数Neが低下しているような運転状態であっても、目標トルクＴ_TGTがエンジン出力トルクＴ_ENGを上回るようなことを防止でき、エンジン回転数Neの変動や出力軸トルクの変動を確実に抑制することができる。 Further, according to the shift control device 10 described above, the engagement state is controlled using a smaller one of the driver request torque T _DRI and the engine unused torque T _MIS . That is, when the driver request torque T _DRI is equal to or less than the engine unused torque T _MIS , the driver request torque T _DRI is used, and conversely, when the driver request torque T _DRI is greater than the engine unused torque T _MIS , Engine unused torque _TMIS is used.
This prevents the target torque T _TGT from exceeding the engine output torque T _ENG even when the engine speed Ne is decreasing, for example. Torque fluctuations can be reliably suppressed.

なお、上記の変速制御装置１０では、係合側のクラッチ３の目標トルクＴ_TGTが確実にエンジン出力トルクＴ_ENG以下の範囲で設定されるため、エンジン回転数Neの変動や出力軸トルクの変動を効果的に抑制することができる。
特に、アクセルオンでのシフトアップ中に係合側のクラッチ３で伝達されるクラッチ伝達トルクがエンジン出力トルクＴ_ENGを上回ることがないため、ショックが発生せず乗り心地をよくすることができる。さらに、変速時に駆動系構成部品に入力されるねじりや加速度変化も抑制されるため、駆動系構成部品の耐久性を向上させることができる。 In the shift control device 10 described above, since the target torque T _TGT of the engagement-side clutch 3 is reliably set within the range of the engine output torque T _ENG or less, fluctuations in the engine speed Ne and fluctuations in the output shaft torque Can be effectively suppressed.
Particularly, since the clutch transmission torque transmitted by the clutch 3 on the engagement side does not exceed the engine output torque T _ENG during the shift-up when the accelerator is on, a shock does not occur and the riding comfort can be improved. Furthermore, since the torsion and acceleration changes input to the drive system components during shifting are also suppressed, the durability of the drive system components can be improved.

また、上記の変速制御装置１０では、重み係数kを用いて目標トルクＴ_TGTに対するエンジン未使用トルクＴ_MISの反映率を与えている。これにより、変速時の動力性能を優先するか、それともフィーリングを優先するかを容易に設定することができる。
例えば、重み係数kの値を大きく設定すれば、目標トルクＴ_TGTがドライバ要求トルクＴ_DRIよりもエンジン未使用トルクＴ_MISの影響を受けやすくなり、係合側クラッチの係合力が低下する。したがって、自動変速機９の出力軸トルクの変動が小さくなり、変速ショックを抑制することができる。逆に、重み係数kの値を小さく設定すれば、目標トルクＴ_TGTがエンジン未使用トルクＴ_MISよりもドライバ要求トルクＴ_DRIに近い値に設定されるため、アクセル操作に応じたスポーティーな操作感を実現することができる。また、クラッチ滑りによる動力伝達ロスが少なくなるため、燃費性能を向上させることも可能である。 Further, the gear change control device 10 described above, giving the reflection rate of the engine unused torque T _MIS with respect to the target torque T _TGT using a weighting coefficient k. Thereby, it is possible to easily set whether to give priority to the power performance at the time of shifting or to give priority to feeling.
For example, if the value of the weight coefficient k is set to be large, the target torque T _TGT becomes more susceptible to the engine unused torque T _MIS than the driver request torque T _DRI , and the engagement force of the engagement side clutch decreases. Therefore, the fluctuation of the output shaft torque of the automatic transmission 9 is reduced, and the shift shock can be suppressed. On the contrary, if the value of the weighting factor k is set small, the target torque T _TGT is set to a value closer to the driver request torque T _DRI than the engine unused torque T _MIS, so a sporty operation feeling corresponding to the accelerator operation Can be realized. In addition, since power transmission loss due to clutch slippage is reduced, it is possible to improve fuel efficiency.

したがって、運転フィーリング，動力性能，燃費性能といったさまざまな特性を考慮したうえで、優先したい性能に応じて重み係数kの値を設定することができ、変速時の挙動を柔軟に変更することが可能である。また、例えば複数の異なる車種に対して本変速制御装置１０を適用する場合に、重み係数kのみの変更でそれぞれの車種に最適な制御を実施することが可能であり、極めて汎用性が高いという利点もある。 Therefore, after considering various characteristics such as driving feeling, power performance, and fuel consumption performance, the value of the weighting factor k can be set according to the performance to be prioritized, and the behavior during shifting can be changed flexibly. Is possible. Further, for example, when the present shift control device 10 is applied to a plurality of different vehicle types, it is possible to carry out optimal control for each vehicle type by changing only the weighting factor k, and it is extremely versatile. There are also advantages.

また、本変速制御装置１０によれば、デュアルクラッチ式のトランスミッションを搭載した車両の変速時に発生しうるトルクショックを、係合側のクラッチ３のみの制御で確実に抑制することができ、動力特性と運転フィーリングとを両立させることができる。
このように、上記の変速制御装置１０は、クラッチ３の切り換え時における係合側トルク容量を適正化することができ、変速動作時のショックを抑制することができる。 In addition, according to the present speed change control device 10, torque shock that may occur at the time of speed change of a vehicle equipped with a dual clutch transmission can be reliably suppressed by controlling only the clutch 3 on the engagement side, and the power characteristics And driving feeling can be made compatible.
Thus, the above-described shift control device 10 can optimize the engagement-side torque capacity when the clutch 3 is switched, and can suppress a shock during the shift operation.

［６．変形例］
上述した実施形態に関わらず、それらの趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。本実施形態の各構成は、必要に応じて取捨選択することができ、あるいは適宜組み合わせてもよい。 [6. Modified example]
Regardless of the embodiment described above, various modifications can be made without departing from the spirit of the invention. Each structure of this embodiment can be selected as needed, or may be combined appropriately.

上述の実施形態では、目標トルクＴ_TGTの設定時に、ドライバ要求トルクＴ_DRIとエンジン未使用トルクＴ_MISとのうちの何れか小さい一方を最小値Ｚとして選択し、最小値Ｚに重み係数kを乗算するとともにドライバ要求トルクＴ_DRIに係数（1-k）を乗算することによって、目標トルクＴ_TGTがドライバ要求トルクＴ_DRI以下にしている。つまり、ドライバ要求トルクＴ_DRIを用いて、目標トルクＴ_TGTがエンジン出力トルクＴ_ENG以下の範囲に収まることを保証している。しかし、目標トルクＴ_TGTをエンジン出力トルクＴ_ENG以下に制御するための演算手法はこれに限定されない。 In the above-described embodiment, when the target torque T _TGT is set, either one of the driver request torque T _DRI and the engine unused torque T _MIS is selected as the minimum value Z, and the weight coefficient k is set to the minimum value Z. By multiplying and multiplying the driver request torque T _DRI by a coefficient (1-k), the target torque T _TGT is made equal to or less than the driver request torque T _DRI . That is, the driver requested torque T _DRI is used to ensure that the target torque T _TGT is within the engine output torque T _ENG or less. However, the calculation method for controlling the target torque T _TGT to be equal to or lower than the engine output torque T _ENG is not limited to this.

例えば、ドライバ要求トルクＴ_DRIとエンジン未使用トルクＴ_MISとの比較演算を行い、ドライバ要求トルクＴ_DRIがエンジン未使用トルクＴ_MISよりも大きい場合にのみ、エンジン未使用トルクＴ_MISを目標トルクＴ_TGTに設定してもよい。このような演算でも、例えばエンジン回転速度増加トルクＴ_ZOUが負の値となる状態でエンジン未使用トルクＴ_MISがエンジン出力トルクＴ_ENGを上回ってしまう場合であっても、目標トルクＴ_TGTがエンジン出力トルクＴ_ENG以上になることを防止できる。 For example, performs a comparison operation between the driver request torque T _DRI and engine unused torque T _MIS, the driver request torque T _DRI only if greater than the engine unused torque T _MIS, the target torque T engine unused torque T _MIS _May be set to _TGT . Even in such a calculation, even if the engine unused torque T _MIS exceeds the engine output torque T _ENG when the engine rotational speed increase torque T _ZOU is a negative value, for example, the target torque T _TGT is The output torque T _ENG can be prevented from exceeding.

また、上述の実施形態では、重み係数kの値を予め設定された固定値としたが、エンジン１１の運転状態やドライバの嗜好等に応じて設定される変数としてもよい。例えば、車両のインストルパネルに「スポーツモード」や「安定モード」といった動力性能，運転フィーリングを設定するための入力装置を設け、入力情報に応じて重み係数kを変更する構成とする。ドライバによる制御内容のカスタマイズを可能とすることで、車両のユーザビリティをさらに向上させることができる。 In the above-described embodiment, the value of the weighting coefficient k is a fixed value set in advance, but may be a variable that is set according to the operating state of the engine 11, the driver's preference, and the like. For example, an input device for setting power performance and driving feeling such as “sport mode” and “stable mode” is provided on the instrument panel of the vehicle, and the weight coefficient k is changed according to the input information. By enabling customization of the control content by the driver, the usability of the vehicle can be further improved.

また、上述の実施形態では、変速制御装置１０をディーゼルエンジンに接続したものを例示したが、エンジンの燃焼形式は任意であり、ガソリンエンジンやその他の内燃機関の駆動系に適用することが可能である。また、変速制御装置１０の適用対象となるエンジンは、自動車やバス，トラック等の車両に搭載される車載エンジンに限定されない。例えば、工場や家屋内に固定される産業用エンジンや船舶用エンジンであって、その出力軸に自動変速機９を備えたものに適用することも考えられる。変速制御装置１０の適用対象となるエンジンの種類に関わらず、自動変速機９の変速時におけるエンジン回転数Neの変動や出力軸トルクの変動を抑制することができ、変速ショックを低減することができる。 In the above-described embodiment, the transmission control device 10 is connected to a diesel engine. However, the combustion type of the engine is arbitrary and can be applied to a drive system of a gasoline engine or other internal combustion engine. is there. Further, the engine to which the speed change control device 10 is applied is not limited to an in-vehicle engine mounted on a vehicle such as an automobile, a bus, or a truck. For example, it is also conceivable to apply to an industrial engine or marine engine fixed in a factory or a house and having an automatic transmission 9 on its output shaft. Regardless of the type of engine to which the shift control device 10 is applied, fluctuations in the engine speed Ne and fluctuations in the output shaft torque during shifting of the automatic transmission 9 can be suppressed, and shift shocks can be reduced. it can.

なお、上述の実施形態では、自動変速機９としてデュアルクラッチ式のトランスミッションを例示したが、本変速制御装置１０の適用対象となる変速機の種類もこれに限定されない。例えば、複数の回転要素からなる遊星歯車機構とトルクコンバータとを組み合わせたトルコン式オートマチックトランスミッション（トルコン式AT）に適用することが考えられる。 In the above-described embodiment, the dual clutch transmission is exemplified as the automatic transmission 9, but the type of transmission to which the present shift control device 10 is applied is not limited to this. For example, it can be applied to a torque converter type automatic transmission (torque type AT) combining a planetary gear mechanism composed of a plurality of rotating elements and a torque converter.

トルコン式ATには、遊星歯車機構を構成する複数の回転要素の回転動作を拘束，解放するクラッチ，ブレーキが内蔵されており、これらのクラッチ，ブレーキの断接の組み合わせを切り換えることで変速比を変更する（例えば、特許文献２参照）。したがって、上述の自動変速機９のクラッチ３の代わりにトルコン式ATのクラッチ，ブレーキの切り換え動作を制御することで、上述の実施形態と同様の効果を奏するものとなる。 The torque converter AT has built-in clutches and brakes that restrict and release the rotational movements of the rotating elements that make up the planetary gear mechanism. By changing the combination of these clutches and brakes, the gear ratio can be adjusted. It changes (for example, refer patent document 2). Therefore, by controlling the switching operation of the torque converter AT clutch and brake instead of the clutch 3 of the automatic transmission 9 described above, the same effects as those of the above-described embodiment can be obtained.

１変速機ＥＣＵ
１ａエンジン回転速度増加トルク演算部（第一演算手段）
１ｂエンジン未使用トルク演算部（第一演算手段）
１ｃ設定部（設定手段）
１ｄ第一重み付け部（第一重み付け手段）
１ｅ第二重み付け部（第二重み付け手段）
１ｆ加算部
１ｇ制御部（制御手段）
２エンジンＥＣＵ
２ａドライバ要求トルク演算部（第二演算手段）
２ｂ燃料噴射量演算部（検出手段，燃料噴射量検出手段）
３クラッチ
３ａ第一クラッチ
３ｂ第二クラッチ
４変速ユニット
４ａ第一変速ユニット
４ｂ第二変速ユニット
８Ａ第一制御弁
８Ｂ第二制御弁
９自動変速機
１０変速制御装置
１１エンジン
１４エンジン回転数センサ（エンジン回転数検出手段）
１５アクセル開度センサ（アクセル操作量検出手段）
１８Ａ，１８Ｂ油圧シリンダ
1 Transmission ECU
1a Engine rotation speed increase torque calculation section (first calculation means)
1b Engine unused torque calculator (first calculator)
1c Setting part (setting means)
1d First weighting unit (first weighting means)
1e Second weighting unit (second weighting means)
1f Adder 1g Control unit (control means)
2 Engine ECU
2a Driver required torque calculation unit (second calculation means)
2b Fuel injection amount calculation unit (detection means, fuel injection amount detection means)
3 clutch 3a first clutch 3b second clutch 4 speed change unit 4a first speed change unit 4b second speed change unit 8A first control valve 8B second control valve 9 automatic transmission 10 speed change control device 11 engine 14 engine speed sensor (engine Rotation speed detection means)
15 Accelerator opening sensor (accelerator operation amount detection means)
18A, 18B Hydraulic cylinder

Claims

An automatic transmission that is connected to the output shaft of the engine and releases at least one of the plurality of frictional engagement elements and engages at least one of the other, and performs a speed change operation;
Detecting means for detecting engine output torque input to the automatic transmission via the output shaft;
A torque difference between the engine output torque and the engine rotation speed increase torque is calculated by calculating an engine rotation speed increase torque to be used for increasing the engine rotation speed among the engine output torque detected by the detection means. First calculating means for calculating as engine unused torque,
Control means for controlling the engagement state of the frictional engagement element on the engagement side during the shift operation of the automatic transmission based on the engine unused torque calculated by the first calculation means. A shift control device characterized by the above.

The engine is an engine mounted on a vehicle,
Fuel injection amount detection means for detecting the fuel injection amount of the engine;
An accelerator operation amount detection means for detecting an accelerator operation amount by the driver of the vehicle;
Engine speed detecting means for detecting the engine speed of the engine;
A second calculation for calculating a driver request torque requested by the driver to the engine based on the accelerator operation amount detected by the accelerator operation amount detection means and the engine speed detected by the engine speed detection means. Means, and
The detection means detects the engine output torque based on the fuel injection amount detected by the fuel injection amount detection means;
The control means engages the friction engagement element by using a smaller one of the driver request torque calculated by the second calculation means and the engine unused torque calculated by the first calculation means. The speed change control device according to claim 1, wherein the state is controlled.

Setting means for setting a target torque of the friction engagement element within a range equal to or less than the engine output torque detected by the detection means based on the engine unused torque calculated by the first calculation means;
The said control means controls the said engagement state so that the torque transmitted via the said friction engagement element may become the said target torque set by the said setting means, The said engagement state is characterized by the above-mentioned. The shift control device described.

Weight coefficient setting means for setting a weight coefficient having a value greater than 0 and 1 or less as a reflection rate of the engine unused torque calculated by the first calculation means with respect to the target torque set by the setting means;
First weighting means for calculating a first multiplication value of the weighting coefficient set by the weighting coefficient setting means and the engine unused torque calculated by the first calculation means;
A second weighting unit for calculating a second multiplication value of a value obtained by subtracting the weighting factor set by the weighting factor setting unit from 1 and the driver request torque calculated by the second calculation unit;
The control means engages the friction engagement element using an addition value of the first multiplication value calculated by the first weighting means and the second multiplication value calculated by the second weighting means. The speed change control device according to claim 3, wherein the state is controlled.

The automatic transmission is a dual clutch transmission having a pair of power transmission paths provided in parallel to the output shaft, and a clutch and a gear train interposed in each of the pair of power transmission paths. The shift control apparatus according to any one of claims 1 to 4, wherein