JP3896976B2 - Automatic transmission control device for manual transmission - Google Patents

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Description

【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンとマニュアルトランスミッションとの間におけるクラッチの解放、締結制御と、マニュアルトランスミッションのシフト制御とによりマニュアルトランスミッションを自動変速させる装置に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
かように自動変速を行わせるようにした自動マニュアルトランスミッションとしては従来、例えば特許文献1に記載のように、2グループに分けた変速段のグループ別に2個のクラッチを具える、所謂ツインクラッチ式マニュアルトランスミッションが知られている。
【0003】
【特許文献1】
特開2001−295898号公報
【0004】
自動マニュアルトランスミッションとしては、その他に、単一のクラッチを具えた通常のマニュアルトランスミッションを自動変速するようにしたものも知られている。
いずれの自動マニュアルトランスミッションにあっても、変速に際しては、運転者がマニュアルトランスミッションを操作すると同じように、クラッチの解放、締結制御と、マニュアルトランスミッションのシフト制御とによりマニュアルトランスミッションを自動変速させる。
【0005】
そして、マニュアルトランスミッションのシフト後に行うべきクラッチの締結に際しては、自動変速機において採用されている手法を用い、変速機の入出力回転数比で表される実効ギヤ比が所定の時系列変化をもって変速前変速比から変速後変速比に変化するようクラッチの締結力をフィードバック制御するのが常套である。
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、自動変速機で用いられていると同じ要領で実効ギヤ比をモニタしながらのフィードバックによりクラッチを締結進行させるのでは、実効ギヤ比が変速後変速比に到達したところで変速終了と判断し、クラッチを一気に完全締結させるため、自動マニュアルトランスミッションにおいて以下のような問題が発生する。
【0007】
つまり、上記フィードバック制御のゲインが小さいと変速応答が悪くなって変速のもたつき感を運転者に抱かせたり、エンジンの空吹けを生ずる。
このため、当該ゲインは支障のない範囲内においてできるだけ大きくするのが一般的であるが、バラツキや個体差などによりゲインが大き過ぎることがあり、この場合、実効ギヤ比が変速後変速比に到達した後、逆方向に越えてしまう。
この時クラッチは未だスリップ状態であるが、制御は上記した通り、実効ギヤ比が変速後変速比に到達しているため変速終了と判断してクラッチを一気に完全締結させ、大きな変速ショックを発生させる懸念があった。
【0008】
本発明は、自動マニュアルトランスミッションの場合に特有な上記の問題を、クラッチの締結進行制御の改良により解消し得るようにしたマニュアルトランスミッションの自動変速制御装置を提案することを目的とする。
【0009】
【課題を解決するための手段】
この目的のため本発明によるマニュアルトランスミッションの自動変速制御装置は、請求項1に記載のごとく、
マニュアルトランスミッションのシフト後におけるクラッチの締結進行を、該クラッチの入力側回転数が所定の時間変化割合で変速後回転数に向かうようフィードバック制御する構成とし、
上記クラッチの入力側回転数が変速後回転数に向かっている間における入力側回転数変化領域でのフィードバック制御ゲインと、該変速後回転数に達した後における入力側回転数収束領域でのフィードバック制御ゲインとを異ならせたことを特徴とするものである。
【0010】
【発明の効果】
かかる本発明のようなクラッチの締結進行制御によれば、一方で入力側回転数変化領域におけるフィードバック制御ゲインの適切な選択により、変速応答が悪くなって変速のもたつき感を運転者に抱かせたり、エンジンの空吹けを生ずるような事態の発生を回避することができ、
他方で入力側回転数収束領域におけるフィードバック制御ゲインの適切な選択により、たとえ当該領域で実効ギヤ比が変速後変速比に到達した後逆方向に越えることがあっても、この時のクラッチのスリップを良好に吸収しながらクラッチを締結進行させ得て大きな変速ショックが発生するのを回避することができる。
【0011】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
図1は、本発明の一実施の形態になる自動変速制御装置を具えたマニュアルトランスミッションの制御系を示し、本実施の形態においてはマニュアルトランスミッション3をツインクラッチ式マニュアルトランスミッションとする。
【0012】
このツインクラッチ式マニュアルトランスミッション3と、エンジンEとの間には、奇数変速段クラッチC1および偶数変速段クラッチC2を後述のように介在させ、マニュアルトランスミッション3は、これらクラッチC1またはC2を経て入力されるエンジン回転を選択変速段に応じた変速比で変速した後、ファイナルドライブリングギヤ4およびディファレンシャルギヤ装置5を順次経て駆動車輪6に出力するものとする。
【0013】
ツインクラッチ式マニュアルトランスミッション3は、図2に詳細を示す如きものとし、奇数変速段クラッチClおよび偶数変速段クラッチC2を収納したクラッチケース21と、これに結合され、後述の歯車変速機構を収納した変速機ケース22とを具える。
クラッチケース21内には、エンジン出力軸23に結合され、両クラッチCl,C2に共通なクラッチ入力部材24と、奇数変速段クラッチC1のクラッチ出力部材25と、偶数変速段C2のクラッチ出力部材26とを収納し、クラッチ入力部材24とクラッチ出力部材25とで奇数変速段クラッチC1を構成し、クラッチ入力部材24とクラッチ出力部材26とで偶数変速段クラッチC2を構成する。
【0014】
奇数変速段クラッチ出力部材25には中空軸27を結合し、偶数変速段クラッチ出力部材26には、該中空軸27の中空部に回転自在に支持した偶数変速段偶数変速段入力軸32を結合する。
これら中空軸27および偶数変速段偶数変速段入力軸32は、クラッチケース21および変速機ケース22間の隔壁を貫通してクラッチケース21から変速機ケース22内に突出させる。
【0015】
変速機ケース22内には、上記偶数変速段偶数変速段入力軸32を回転自在に横架するほか、これに平行に配した奇数変速段奇数変速段入力軸31および共通な出力軸33を回転自在に横架する。
変速機ケース22内に突出する中空軸27の端部に入力ギヤ34を結合して設け、これと同じ軸直角面内に配して奇数変速段奇数変速段入力軸31にギヤ37を結合して設け、これらギヤ34,37にそれぞれアイドラ軸35上で回転するアイドラギヤ36を噛合させて、奇数変速段クラッチC1から中空軸27へのエンジン回転が奇数変速段奇数変速段入力軸31に伝達されるようにする。
【0016】
奇数変速段入力軸31には、1速ドライブギヤ41と、3速ドライブギヤ43と、5速ドライブギヤ45と、リバースドライブギヤ47とを回転自在に設ける。
偶数変速段入力軸32には、2速ドライブギヤ42と、4速ドライブギヤ44と、6速ドライブギヤ46とを回転自在に設ける。
共通な出力軸33には、ドライブギヤ41,42に噛合する1−2速ドリブンギヤ48と、ドライブギヤ43,44に噛合する3−4速ドリブンギヤ49と、ドライブギヤ45,46に噛合する5−6速ドリブンギヤ50と、リバースドリブンギヤ51とを一体回転可能に設ける。
リバースドライブギヤ47およびリバースドリブンギヤ51間は、これらに噛み合うリバースアイドラギヤ53により伝動可能とし、このリバースアイドラギヤ53はアイドラ軸52を介して変速機ケース22内に回転自在に支持する。
【0017】
奇数変速段入力軸31には更に、ドライブギヤ41,43間に配した1−3速シンクロ機構54と、ドライブギヤ45,47間に配した5−後退速シンクロ機構55とを設ける。
1−3速シンクロ機構54は、カップリングスリーブ54aを図示の中立位置から右行させるとき、1速ドライブギヤ41を軸31に駆動結合してこの軸31へのエンジン回転を1速ドライブギヤ41からドリブンギヤ48を経て出力軸33に伝達する第1速選択状態を達成し、
カップリングスリーブ54aを図示の中立位置から左行させるとき、3速ドライブギヤ43を軸31に駆動結合してこの軸31へのエンジン回転を3速ドライブギヤ43からドリブンギヤ49を経て出力軸33に伝達する第3速選択状態を達成するものとする。
5−後退速シンクロ機構55は、カップリングスリーブ55aを図示の中立位置から右行させるとき、5速ドライブギヤ45を軸31に駆動結合してこの軸31へのエンジン回転を5速ドライブギヤ45からドリブンギヤ50を経て出力軸33に伝達する第5速選択状態を達成し、
カップリングスリーブ55aを図示の中立位置から左行させるとき、リバースドライブギヤ47を軸31に駆動結合してこの軸31へのエンジン回転をリバースドライブギヤ47らアイドラギヤ53およびドリブンギヤ51を経て出力軸33に逆転下に伝達する後退選択状態を達成するものとする。
【0018】
偶数変速段入力軸32には更に、2速ドライブギヤ42および4速ドライブギヤ44間に配した2−4速シンクロ機構56と、6速ドライブギヤ46に隣接配置した6速シンクロ機構57とを設ける。
2−4速シンクロ機構56は、カップリングスリーブ56aを図示の中立位置から右行させるとき、2速ドライブギヤ42を軸32に駆動結合してこの軸32へのエンジン回転を2速ドライブギヤ42からドリブンギヤ48を経て出力軸33に伝達する第2速選択状態を達成し、
カップリングスリーブ56aを図示の中立位置から左行させるとき、4速ドライブギヤ44を軸32に駆動結合してこの軸32へのエンジン回転を2速ドライブギヤ42からドリブンギヤ49を経て出力軸33に伝達する第4速選択状態を達成するものとする。
6速シンクロ機構57は、カップリングスリーブ57aを図示の中立位置から右行させるとき、6速ドライブギヤ46を軸32に駆動結合してこの軸32へのエンジン回転を6速ドライブギヤ46からドリブンギヤ50を経て出力軸33に伝達する第6速選択状態を達成するものとする。
【0019】
共通な出力軸33の端部には、ファイナルドライブギヤ58を一体回転可能に設け、このファイナルドライブギヤ58と前記したファイナルドライブリングギヤ4との間を、アイドラ軸59に回転自在に設けられたファイナルドライブアイドラギヤ60により駆動結合させる。
よって、前記のごとく出力軸33へ達した変速後の回転は、ファイナルドライブギヤ58からファイナルドライブアイドラギヤ60およびファイナルドライブリングギヤ4を経てディファレンシャルギヤ装置5に伝達され、車輪6の駆動に供される。
【0020】
以上のことから明らかなように、奇数変速段クラッチClは、上記歯車変速機構が第1速、第3速、第5速、後退の奇数変速段を選択する時に締結させるべきクラッチであり、また、
偶数変速段クラッチC2は、歯車変速機構が第2速、第4速、第6速の偶数変速段を選択する時に締結させるべきクラッチである。
【0021】
マニュアルトランスミッション3は、各変速段において、エンジンEから奇数変速段クラッチClまたは偶数変速段クラッチC2より入力される回転トルクを、変速段に対応したギヤ比で変換して出力軸33およびファイナルドライブギヤ58に伝達し、当該トルクをその後ファイナルドライブリングギヤ4およびディファレンシャル5から駆動輪6へと伝達する。
各変速段を選択する変速に当たっては、通常は共に締結状態にされている奇数変速段クラッチClおよび偶数変速段クラッチC2のうち、次に選択すべき変速段に対応したクラッチ(次に締結すべき締結側クラッチ)を解放させるプリシフトを行い、その後、選択中の変速段に対応したクラッチ(次に解放させるべき解放側クラッチ)を締結状態から解放しつつ、上記プリシフトで解放させた締結側クラッチを締結させるクラッチの掛け替えにより変速を行わせ、変速後は解放側クラッチも締結させておく。
【0022】
これらクラッチC1,C2の締結、解放は、図1に示す例えば電動式クラッチアクチュエータ16によりこれを行い、また、変速に際してカップリングスリーブ54a,55a,56a,57aをストロークさせるマニュアルトランスミッション3のシフトは、図1に示す例えば電動式シフトアクチュエータ17によりこれを行うものとする。
【0023】
そして、クラッチアクチュエータ16およびシフトアクチュエータ17は、変速機コントローラ7により電子制御する。
エンジンEは電子制御式スロットルバルブ20により出力制御するものとし、これをエンジンコントローラ8により開度制御する。
これらの制御を行うため変速機コントローラ7には、クラッチC1,C2の締結時においてこれらクラッチからマニュアルトランスミッション3への入力回転数Nc1,Nc2を検出する入力回転センサ9からの信号と、
クラッチC1,C2の動作位置(締結、解放)を検出するクラッチ位置センサ10からの信号と、
マニュアルトランスミッション3からの出力回転数No(車速VSP)を検出する出力回転センサ11からの信号と、
シフトアクチュエータ17の動作状態から変現在の選択変速段を検出するギヤ位置センサ12からの信号と、
ブレーキペダルの踏み込み時にONになるブレーキスイッチ13からの信号と、
シフトレバー位置を検出するシフトレバースイッチ14からの信号と、
変速モードを指令する変速モードスイッチ15からの信号と、
エンジン回転数Neを検出するエンジン回転センサ61からの信号と、
エンジン出力トルクTeを検出するエンジントルクセンサ62からの信号とを入力する。
【0024】
一方でエンジンコントローラ8には、アクセルペダル踏み込み量APOを検出するアクセル開度センサ18からの信号と、
電子制御スロットルバルブ20のスロットル開度TVOを検出するスロットル開度センサ19からの信号とを入力し、
エンジンコントローラ8および変速機コントローラ7間は、双方向データ通信により情報交換可能とし、変速機コントローラ7がエンジンコントローラ8に対し要求駆動トルクを送信する時、エンジンコントローラ8は当該要求駆動トルクに応じて電子制御スロットルバルブ20を操作したり、点火時期を変化させることで、上記の要求駆動トルクを実現するものとする。
【0025】
変速機コントローラ7は、上記の入力情報をもとに図3の制御プログラムを実行して、図4に示すように本発明が狙いとするマニュアルトランスミッション3の自動変速を行うものとする。
なお図3および図4では、運転者によるアクセルペダルの踏み込みに伴い、クラッチC1(解放側クラッチ)を解放し、クラッチC2(締結側クラッチ)を締結するダウンシフトが行われる場合について説明する。
ステップS1においては、図6に例示する予定の変速パターン(変速線)をもとに車速VSPおよびスロットル開度TVOから、現在選択中の変速段とは違う変速段が要求されるか否かにより変速要求を判断し、ここで上記の踏み込みに伴うダウンシフト要求が発生すると、ステップS2で前記のプリシフトを行い、このプリシフトが終了する図4の瞬時t1に制御をステップS3以後に進めて、以下に説明するごとくに本発明が狙いとする自動変速機を行わせる。
【0026】
ステップS3では、解放側クラッチC1の解放ランプ勾配αをエンジントルクTeに応じて、例えば図4に示すように決定する。
次のステップS4において、解放側クラッチC1の締結力指令値TC1をランプ勾配αに対応したTC1Bずつ低下させることにより、解放側クラッチC1の締結力指令値TC1を瞬時t1から図4のごとくにランプ勾配αで漸減させ、この解放側締結力指令値TC1を出力する。
ステップS3およびステップS4での処理は、ステップS5で解放側クラッチC1の締結容量(トルク伝達容量)が完全解放容量になっていないと判定する限り継続する。
【0027】
上記解放側クラッチC1の解放制御と並行して、締結側クラッチC2の締結制御をステップS6以後において以下のごとくに行う。
ステップS6では、締結側クラッチC2の入力側回転数であるエンジン回転数Neが変速後変速比に対応した変速後クラッチ(C2)回転数に向かっている図4の瞬時t1〜t2間、つまり、入力側回転数変化領域(イ)での締結ランプ勾配βをエンジントルクTeに応じて、例えば図4に示すように決定する。
次のステップS7では、締結側クラッチC2のスリップ率SLIP(絶対値)を
SLIP=|(NC1-Ne)/(NC1-NC2)|
の演算により求める。
【0028】
次のステップS8では、入力側回転数変化領域(イ)における、図4に例示するごとき締結側クラッチC2の目標スリップ率a(TSLIP)を読み込む。
この目標スリップ率a(TSLIP)は設計段階で任意に決定するが、これにより変速の味付けを行うことができる。
次のステップS9では、この目標スリップ率a(TSLIP)に対する実スリップ率SLIPの偏差(SLIP-TSLIP)の回転数換算値dNeを
dNe=(SLIP-TSLIP)×(NC2-NC1)
の演算により求める。
次のステップS10においては、入力側回転数変化領域(イ)でスリップ率偏差(SLIP-TSLIP)をなくすために行う締結側クラッチC2の締結力制御のフィードバックゲインTAFBをエンジントルクTeに応じて決定する。
次のステップS11では、フィードバックゲインTAFBと、ステップS9で求めたスリップ率偏差(SLIP-TSLIP)の回転数換算値dNeとから締結力フィードバック制御量TC2AFBを求める。
【0029】
ステップS12においては、締結側クラッチC2の締結力指令値TC2を、ステップS6で求めたランプ勾配βに対応するTC2Aずつ上昇させると共にステップS11で求めたフィードバック制御量TC2AFBを加算することにより、締結側クラッチC2の締結力指令値TC2を瞬時t1から図4のごとくにランプ勾配βで漸増させると共にスリップ率偏差(SLIP-TSLIP)がなくなるよう図4の一点鎖線で示す限界幅内で加減し、この締結側クラッチC2の締結力指令値TC2を出力する。
以上の締結側クラッチC2の締結制御は、ステップS5で解放側クラッチC1の締結容量(トルク伝達容量)が完全解放容量になったと判定し、且つ、ステップS13でスリップ率SLIPが0以上であると判定するまで、つまり、エンジン回転数Neが変速後変速比に対応する図4に示した変速後クラッチ(C2)回転数に達するA点(瞬時t2)まで継続する。
【0030】
ステップS13でスリップ率SLIPが0以上であると判定した後は、つまり、エンジン回転数Neが図4に示した変速後クラッチ(C2)回転数に達するA点(瞬時t2)に至った後は、ステップS14以後において、その後におけるクラッチC2の締結制御を以下のごとくに行う。
先ずステップS14においては、エンジン回転数Neが変速後クラッチ(C2)回転数に達したA点(瞬時t2)から当該変速後クラッチ(C2)回転数に収束する図4のB点(瞬時t3)までの間における入力側回転数収束領域(ロ)の締結ランプ勾配γをエンジントルクTeに応じて、例えば図4に示すように決定する。
【0031】
次のステップS15では、入力側回転数収束領域(ロ)における、図4に例示するごとき締結側クラッチC2の目標スリップ率b(TSLIP)を読み込み(この目標スリップ率bも変速の味付けに応じ設計段階で任意に決定する)、
ステップS7におけると同様にして求めた締結側クラッチC2のスリップ率SLIP(絶対値)と、上記目標スリップ率b(TSLIP)との間におけるスリップ率の偏差(SLIP-TSLIP)の回転数換算値dNeをステップS9におけると同様の演算により求める。
次のステップS16においては、入力側回転数収束領域(ロ)でスリップ率偏差(SLIP-TSLIP)をなくすために行う締結側クラッチC2の締結力制御のフィードバックゲインTBFBをエンジントルクTeに応じて決定する。
ただし、このフィードバックゲインTBFBをステップS10でのフィードバックゲインTAFBとは別に設定して異ならせる。
次のステップS17では、フィードバックゲインTBFBと、ステップS15で求めたスリップ率偏差(SLIP-TSLIP)の回転数換算値dNeとから締結力フィードバック制御量TC2BFBを求める。
【0032】
ステップS18においては、締結側クラッチC2の締結力指令値TC2を、ステップS14で求めたランプ勾配γに対応するTC2Bずつ上昇させると共にステップS17で求めたフィードバック制御量TC2BFBを加算することにより、締結側クラッチC2の締結力指令値TC2を瞬時t2から図4のごとくにランプ勾配γで漸増させると共にスリップ率偏差(SLIP-TSLIP)がなくなるよう図4の一点鎖線で示す限界幅内で加減し、この締結側クラッチC2の締結力指令値TC2を出力する。以上の締結側クラッチC2の締結制御は、ステップS26で当該クラッチC2のスリップ率SLIPが最終締結移行条件の設定値FSLIP以下に低下したと判定し、且つ、時間tが予定の時間t3になったと判定するまで、つまり、エンジン回転数Neが変速後クラッチ(C2)回転数に収束する図4のB点(瞬時t3)に至るまで継続する。
【0033】
なおステップS19で、クラッチC2の最終締結移行条件が満足されたと判定する時は、ステップS20において、締結側クラッチC2の締結力を図4に例示する最終締結勾配δで上昇させ、その後ステップS21において、締結側クラッチC2の締結容量を完全締結容量となす。
当該瞬時t4(図4参照)に至るとき、ステップS22において解放側クラッチC1をも締結させるポストシフト処理を行い、更にステップS23で変速終了フラグを立てて変速を終了させる。
【0034】
なお図4から明らかなようにエンジン回転数Ne(入力側回転数)が、入力側回転数変化領域(イ)では、変速後変速比に対応した変速後クラッチ(C2)回転数よりも低いのに対し、入力側回転数収束領域(ロ)では逆に変速後クラッチ(C2)回転数よりも高くなることから、
ステップS7およびステップS15で求めるスリップ率SLIPの極性が本来なら図5に実線で示すごとく、入力側回転数変化領域(イ)と入力側回転数収束領域(ロ)とで反転するが、ステップS7およびステップS15ではスリップ率SLIPを絶対値として求めるため、スリップ率SLIPを入力側回転数収束領域(ロ)でも破線で示すように入力側回転数変化領域(イ)と同様に正値として取り扱うことができ、図5に示すように入力側回転数収束領域(ロ)でのフィードバック制御量TC2ABを入力側回転数変化領域(イ)でのフィードバック制御量TC2BFBと同じ方向のものとして、クラッチC2を同一方向に締結力制御し得る。
【0035】
ところで本実施の形態によれば、マニュアルトランスミッション3のカップリングスリーブ54a,55a,56a57aを介したシフト後におけるクラッチC2の締結進行を、該クラッチのスリップ率SLIPがエンジントルクTeごとの目標スリップ率TSLIPになるようフィードバック制御し、つまり、クラッチC2の入力側回転数(エンジン回転数Ne)が所定の時間変化割合で変速後回転数に向かうようフィードバック制御する構成とし、
クラッチC2の入力側回転数(エンジン回転数Ne)が変速後回転数に向かっている間における入力側回転数変化領域(イ)でのフィードバック制御ゲインTAFBと、変速後回転数に達した後における入力側回転数収束領域(ロ)でのフィードバック制御ゲインTBFBとを異ならせたため、
一方で入力側回転数変化領域(イ)におけるフィードバック制御ゲインTAFBの適切な選択により、変速応答が悪くなって変速のもたつき感を運転者に抱かせたり、エンジンの空吹けを生ずるような事態の発生を回避することができ、
他方で入力側回転数収束領域(ロ)におけるフィードバック制御ゲインの適切な選択により、たとえ当該領域で変速機入出力回転数比で表される実効ギヤ比が変速後変速比に到達した後逆方向に越えることがあっても、この時のクラッチのスリップを良好に吸収しながらクラッチを締結進行させ得て大きな変速ショックが発生するのを回避することができる。
【0036】
図9は、上記実施の形態になるマニュアルトランスミッションの自動変速制御動作を、シミュレーション動作タイムチャートにより参考までに示すもので、前記のフィードバック制御を行わなかった場合のシミュレーション結果を示す図10との比較から明らかなように、ハッチングを付して示す面積が小さい。
このことは、実効ギヤ比が変速後変速比に到達した後逆方向に越えることがあっても、クラッチC2の入力側回転数であるエンジン回転数Neを速やかに、しかも滑らかに変速後回転数に収束させることができることを意味する。
【0037】
また本実施の形態においては、ステップS13で行う入力側回転数変化領域(イ)から入力側回転数収束領域(ロ)への移行判定を、クラッチC2の入力側回転数であるエンジン回転数Neが変速後回転数に到達したことの条件と、クラッチC2のスリップ率SLIPが0以上であることの条件とが揃った時をもって当該領域移行があったと判定するため、
2つの領域に分けた制御であるといえども、演算式に変更を加えることなく同じ式での制御が可能となる。
更に、上記フィードバック制御の目標スリップ率TSLIPをエンジントルクTeごとに定めたから、エンジントルクに応じた最適なクラッチC2の締結制御が領域(イ),(ロ)ごとに可能である。
なお上記では、クラッチC1が解放側クラッチ、クラッチC2が締結側クラッチとなるダウンシフト変速について述べたが、逆に、クラッチC1が締結側クラッチ、クラッチC2が解法側クラッチとなる変速の場合や、変速がダウンシフトでなくてアップシフトである場合も同様な制御により同様の作用効果を達成し得ることは言うまでもない。
【0038】
図7は、上記したツインクラッチ式マニュアルトランスミッションに代え、1個のクラッチのみをエンジンとマニュアルトランスミッションとの間に具える一般的なシングルクラッチ式マニュアルトランスミッションに本発明の自動変速制御を適用した他の実施の形態を示し、図8は、その動作タイムチャートを示す。図7は、図3に対応する制御プログラムであるが、ここではシングルクラッチ式マニュアルトランスミッションであるため、運転者によるアクセルペダルの踏み込みに伴うダウンシフト要求があるとき、先ず単一のクラッチを解放し、次いで変速シフト操作を行い、その後再び単一のクラッチを締結する場合について説明する。
【0039】
ステップS31においては、図6に例示する予定の変速パターン(変速線)をもとに車速VSPおよびスロットル開度TVOから、現在選択中の変速段とは違う変速段が要求されるか否かにより変速要求を判断し、ここで上記の踏み込みに伴うダウンシフト要求が発生すると、ステップS32で前記のプリシフトを行い、このプリシフトが終了する図4の瞬時t0に制御をステップS33以後に進めて、以下に説明するごとくに本発明が狙いとする自動変速機を行わせる。
【0040】
ステップS33では、クラッチの解放ランプ勾配αをエンジントルクTeに応じて、例えば図8に示すように決定する。
次のステップS34において、クラッチの解放時締結力指令値TCをランプ勾配αに対応したTCRずつ低下させることにより、クラッチの解放時締結力指令値TCを瞬時t0ら図8のごとくにランプ勾配αで漸減させ、この解放時締結力指令値TCを出力する。
ステップS33およびステップS34での処理は、ステップS35でクラッチの締結容量(トルク伝達容量)が完全解放容量になっていないと判定する限り継続する。
【0041】
上記クラッチ解放制御の進行により、ステップS35でクラッチの締結容量(トルク伝達容量)が完全解放容量になったと判定するとき、ステップS36でマニュアルトランスミッションのカップリングスリーブを介した変速用のシフト動作を行わせ、ステップS37でシフト動作終了と判定する図8の瞬時t1に至るとき、クラッチの締結制御をステップS38以後において以下のごとくに行う。
ステップS38では、クラッチの入力側回転数であるエンジン回転数Neが変速後変速比に対応した変速後クラッチ回転数に向かっている図8の瞬時t1〜t2間、つまり、入力側回転数変化領域(イ)での締結ランプ勾配βをエンジントルクTeに応じて、例えば図8に示すように決定する。
次のステップS39では、変速機入出力回転数Ne,Noの比(Ne/No)で表される実効ギヤ比Gr(=Ne/No)を演算する。
【0042】
次のステップS40では、入力側回転数変化領域(イ)における、図8に例示するごとき目標変速比c(GrT)を読み込む。
この目標変速比c(GrT)は設計段階で任意に決定するが、これにより変速の味付けを行うことができる。
次のステップS41では、この目標変速比c(GrT)と実効ギヤ比Grとの偏差dGr(=Gr-GrT)を演算する。
次のステップS42においては、入力側回転数変化領域(イ)で変速比偏差dGr(=Gr-GrT)をなくすために行うクラッチの締結力制御のフィードバックゲインTAFBをエンジントルクTeに応じて決定する。
次のステップS43では、フィードバックゲインTAFBと、ステップS41で求めた変速比偏差dGr(=Gr-GrT)とから締結力フィードバック制御量TCAFBを求める。
【0043】
ステップS44においては、クラッチの締結時締結力指令値TCを、ステップS38で求めたランプ勾配βに対応するTC1Bずつ上昇させると共にステップS43で求めたフィードバック制御量TCAFBを加算することにより、クラッチの締結時締結力指令値TCを瞬時t1から図8のごとくにランプ勾配βで漸増させると共に変速比偏差dGr(=Gr-GrT)がなくなるよう図8の一点鎖線で示す限界幅内で加減し、このクラッチの締結時締結力指令値TCを出力する。
以上のクラッチ締結制御は、ステップS45で実効ギヤ比Grが変速後変速比GrAftに達したと判定するまで、つまり、エンジン回転数Neが変速後変速比に対応する図8に示した変速後クラッチ回転数に達するC点(瞬時t2)まで継続する。
【0044】
ステップS45でGr≧GrAftと判定する図8の瞬時t2以後は、ステップS46以後において、その後におけるクラッチの締結制御を以下のごとくに行う。
先ずステップS46においては、エンジン回転数Neが変速後クラッチ回転数に達したC点(瞬時t2)から当該変速後クラッチ回転数に収束する図8のD点(瞬時t3)までの間における入力側回転数収束領域(ロ)の締結ランプ勾配γをエンジントルクTeに応じて、例えば図8に示すように決定する。
【0045】
次のステップS47では、入力側回転数収束領域(ロ)における、図8に例示するごとき目標変速比d(GrT)を読み込み(この目標変速比dも変速の味付けに応じ設計段階で任意に決定する)、
ステップS39におけると同様にして求めた実効ギヤ比Grと、上記目標変速比d(GrT)との間における変速比偏差dGr(=Gr-GrT)をステップS41におけると同様の演算により求める。
次のステップS48においては、入力側回転数収束領域(ロ)で変速比偏差dGr(=Gr-GrT)をなくすために行うクラッチの締結力制御のフィードバックゲインTBFBをエンジントルクTeに応じて決定する。
ただし、このフィードバックゲインTBFBをステップS42でのフィードバックゲインTAFBとは別に設定して異ならせる。
次のステップS49では、フィードバックゲインTBFBと、ステップS47で求めた変速比偏差dGr(=Gr-GrT)とから締結力フィードバック制御量TC2BFBを求める。
【0046】
ステップS50においては、クラッチの締結時締結力指令値TCを、ステップS46で求めたランプ勾配γに対応するTC2Bずつ上昇させると共にステップS49で求めたフィードバック制御量TC2BFBを加算することにより、クラッチの締結時締結力指令値TCを瞬時t2から図8のごとくにランプ勾配γで漸増させると共に変速比偏差dGr(=Gr-GrT)がなくなるよう図8の一点鎖線で示す限界幅内で加減し、このクラッチ締結力指令値TCを出力する。
以上のクラッチ締結制御は、ステップS51で実効ギヤ比Grが最終締結移行条件の設定値Grfin以下に低下したと判定し、且つ、時間tが予定の時間t3になったと判定するまで、つまり、エンジン回転数Neが変速後クラッチ回転数に収束する図8のD点(瞬時t3)に至るまで継続する。
【0047】
なおステップS51で、クラッチの最終締結移行条件が満足されたと判定する時は、ステップS52において、クラッチの締結力を図8に例示する最終締結勾配δで上昇させ、その後ステップS53において、クラッチの締結容量を完全締結容量となす。
当該瞬時t4(図8参照)に至るとき、ステップS54においてポストシフト処理を行い、更にステップS55で変速終了フラグを立てて変速を終了させる。
【0048】
本実施の形態においても、マニュアルトランスミッションのカップリングスリーブを介したシフト後におけるクラッチの締結進行を、実効ギヤ比Grが目標ギヤ比GrTになるようフィードバック制御し、つまり、クラッチの入力側回転数(エンジン回転数Ne)が所定の時間変化割合で変速後回転数に向かうようフィードバック制御する構成とし、
クラッチの入力側回転数(エンジン回転数Ne)が変速後回転数に向かっている間における入力側回転数変化領域(イ)でのフィードバック制御ゲインTAFBと、変速後回転数に達した後における入力側回転数収束領域(ロ)でのフィードバック制御ゲインTBFBとを異ならせたため、
一方で入力側回転数変化領域(イ)におけるフィードバック制御ゲインTAFBの適切な選択により、変速応答が悪くなって変速のもたつき感を運転者に抱かせたり、エンジンの空吹けを生ずるような事態の発生を回避することができ、
他方で入力側回転数収束領域(ロ)におけるフィードバック制御ゲインの適切な選択により、たとえ当該領域で変速機入出力回転数比で表される実効ギヤ比が変速後変速比に到達した後逆方向に越えることがあっても、この時のクラッチのスリップを良好に吸収しながらクラッチを締結進行させ得て大きな変速ショックが発生するのを回避することができる。
【0049】
また本実施の形態においては、ステップS45で行う入力側回転数変化領域(イ)から入力側回転数収束領域(ロ)への移行判定を、クラッチC2の入力側回転数であるエンジン回転数Neが変速後回転数に到達したことの条件と、実効ギヤ比Grが変速後変速比GrAftに達したことの条件とが揃った時をもって当該領域移行があったと判定するため、
2つの領域に分けた制御であるといえども、演算式に変更を加えることなく同じ式での制御が可能となる。
更に、上記フィードバック制御の目標変速比GrTをエンジントルクTeごとに定めたから、エンジントルクに応じた最適なクラッチの締結制御が領域(イ),(ロ)ごとに可能である。
なお上記では、ダウンシフト変速について述べたが、逆に、変速がアップシフトである場合も同様な制御により同様の作用効果を達成し得ることは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【図1】 本発明の一実施の形態になる自動変速制御装置を具えたツインクラッチ式マニュアルトランスミッションをその変速制御系と共に示す線図的構成図である。
【図2】 同ツインクラッチ式マニュアルトランスミッションの内部構成を示す線図的構成図である。
【図3】 同実施の形態において変速機コントローラが実行する変速制御プログラムを示すフローチャートである。
【図4】 同変速制御の動作タイムチャートである。
【図5】 同変速制御において締結側クラッチのスリップ率が極性の影響を受けない原理を説明する図4と同様な動作タイムチャートである。
【図6】 マニュアルトランスミッションの自動変速制御に際して用いる変速パターンを例示する変速線図である。
【図7】 本発明の他の実施の形態になる自動変速制御装置の制御プログラムを示す、図3と同様なフローチャートである。
【図8】 同変速制御の動作タイムチャートである。
【図9】 図1〜図6に示す実施の形態になる自動変速制御装置の動作シミュレーション図である。
【図10】 図1〜図6に示す実施の形態からフィードバック制御を外した場合における自動変速制御の動作シミュレーション図である。
【符号の説明】
3 マニュアルトランスミッション
4 ファイナルドライブリングギヤ
5 ディファレンシャルギヤ装置
6 駆動車輪
7 変速機コントローラ
8 エンジンコントローラ
9 入力回転センサ
10 クラッチ位置センサ
11 出力回転センサ
12 ギヤ位置センサ
13 ブレーキスイッチ
14 シフトレバースイッチ
15 変速モードスイッチ
E エンジン
C1 奇数変速段クラッチ
C2 偶数変速段クラッチ
16 クラッチアクチュエータ
17 シフトアクチュエータ
18 アクセル開度センサ
19 スロットル開度センサ
20 電子制御式スロットルバルブ
21 クラッチケース
22 変速機ケース
23 エンジン出力軸
24 クラッチ入力部材
25 クラッチ出力部材
26 クラッチ出力部材
31 奇数変速段奇数変速段入力軸
32 偶数変速段偶数変速段入力軸
33 共通な出力軸
36 アイドラギヤ
41 1速ドライブギヤ
42 2速ドライブギヤ
43 3速ドライブギヤ
44 4速ドライブギヤ
45 5速ドライブギヤ
46 6速ドライブギヤ
47 リバースドライブギヤ
48 1−2速ドリブンギヤ
49 3−4速ドリブンギヤ
50 5−6速ドリブンギヤ
51 リバースドリブンギヤ
53 リバースアイドラギヤ
54 1−3速シンクロ機構
55 5−後退速シンクロ機構
56 2−4速シンクロ機構
57 6速シンクロ機構
58 ファイナルドライブギヤ
60 ファイナルドライブアイドラギヤ
61 エンジン回転センサ
62 エンジントルクセンサ
[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an apparatus for automatically shifting a manual transmission by releasing and engaging a clutch between an engine and a manual transmission and shifting control of the manual transmission.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as an automatic manual transmission configured to perform automatic shifting in this manner, for example, as described in Patent Document 1, for example, a so-called twin clutch type having two clutches for each group of shift stages divided into two groups. Manual transmission is known.
[0003]
[Patent Document 1]
JP 2001-295898 A
[0004]
As an automatic manual transmission, there is also known an automatic manual transmission that automatically shifts a normal manual transmission having a single clutch.
In any automatic manual transmission, the manual transmission is automatically shifted by clutch release / engagement control and manual transmission shift control in the same manner as when the driver operates the manual transmission.
[0005]
When the clutch to be engaged after the manual transmission is shifted, the effective gear ratio represented by the input / output rotational speed ratio of the transmission is changed with a predetermined time-series change, using the technique adopted in the automatic transmission. It is common practice to feedback-control the clutch engagement force so that the front gear ratio changes to the post-shift gear ratio.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, if the clutch is engaged by feedback while monitoring the effective gear ratio in the same manner as used in an automatic transmission, it is determined that the shift is completed when the effective gear ratio reaches the post-shift gear ratio, Since the clutch is fully engaged at once, the following problems occur in the automatic manual transmission.
[0007]
That is, if the gain of the feedback control is small, the shift response becomes poor, causing the driver to feel that the shift is loose, or causing the engine to blow.
For this reason, it is common to increase the gain as much as possible within the range where there is no hindrance, but the gain may be too large due to variations, individual differences, etc. In this case, the effective gear ratio reaches the post-shift gear ratio. After that, it goes over in the opposite direction.
At this time, the clutch is still in the slip state, but as described above, since the effective gear ratio has reached the post-shift gear ratio, it is determined that the shift has been completed, and the clutch is completely engaged at once to generate a large shift shock. There was concern.
[0008]
An object of the present invention is to propose an automatic transmission control device for a manual transmission that can solve the above-mentioned problems peculiar to the case of an automatic manual transmission by improving the clutch engagement progress control.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
For this purpose, an automatic transmission control device for a manual transmission according to the present invention, as described in claim 1,
The configuration is such that the clutch engagement progress after the manual transmission shift is feedback controlled so that the input side rotational speed of the clutch is directed to the post-shifting rotational speed at a predetermined time change rate,
Feedback control gain in the input-side rotational speed change region while the input-side rotational speed of the clutch is moving toward the post-shift rotational speed, and feedback in the input-side rotational speed convergence region after reaching the post-shift rotational speed This is characterized in that the control gain is different.
[0010]
【The invention's effect】
According to the clutch engagement progress control as in the present invention, on the other hand, by appropriately selecting the feedback control gain in the input side rotational speed change region, the shift response becomes worse, and the driver feels that the shift is unstable. , You can avoid the occurrence of an engine blow,
On the other hand, if the feedback control gain is appropriately selected in the input-side rotational speed convergence region, even if the effective gear ratio may reach the reverse gear ratio after reaching the post-shift gear ratio in this region, the clutch slip at this time It is possible to avoid the occurrence of a large shift shock due to the clutch being able to be engaged and being absorbed well.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 shows a control system for a manual transmission provided with an automatic transmission control apparatus according to an embodiment of the present invention. In this embodiment, the manual transmission 3 is a twin clutch manual transmission.
[0012]
Between the twin clutch type manual transmission 3 and the engine E, an odd-numbered speed clutch C1 and an even-numbered speed clutch C2 are interposed as will be described later, and the manual transmission 3 is input via these clutches C1 or C2. It is assumed that the engine rotation is shifted at a gear ratio corresponding to the selected shift speed, and then output to the drive wheel 6 through the final drive ring gear 4 and the differential gear device 5 sequentially.
[0013]
The twin-clutch manual transmission 3 is as shown in detail in FIG. 2, and is coupled to a clutch case 21 that houses an odd-numbered gear clutch Cl and an even-numbered gear clutch C2, and a gear transmission mechanism that will be described later. A transmission case 22;
The clutch case 21 is coupled to the engine output shaft 23 and is connected to the clutch input member 24 common to both the clutches Cl and C2, the clutch output member 25 of the odd-numbered gear clutch C1, and the clutch output member 26 of the even-numbered gear C2. The clutch input member 24 and the clutch output member 25 constitute an odd gear clutch C1, and the clutch input member 24 and the clutch output member 26 constitute an even gear clutch C2.
[0014]
A hollow shaft 27 is coupled to the odd gear stage clutch output member 25, and an even gear stage even gear stage input shaft 32 rotatably coupled to the hollow portion of the hollow shaft 27 is coupled to the even gear stage clutch output member 26. To do.
The hollow shaft 27 and the even speed stage even speed stage input shaft 32 pass through the partition wall between the clutch case 21 and the transmission case 22 and project from the clutch case 21 into the transmission case 22.
[0015]
In the transmission case 22, the even-numbered gear stage even-numbered gear stage input shaft 32 is rotatably mounted horizontally, and the odd-numbered gear stage odd-numbered gear stage input shaft 31 and a common output shaft 33 are rotated in parallel with the shaft. Mount freely.
An input gear 34 is coupled to the end of the hollow shaft 27 projecting into the transmission case 22, and a gear 37 is coupled to the odd-numbered gear stage odd-numbered gear stage input shaft 31 by being arranged in the same plane perpendicular to the shaft. The idler gear 36 that rotates on the idler shaft 35 is meshed with each of the gears 34 and 37, and the engine rotation from the odd-numbered gear clutch C1 to the hollow shaft 27 is transmitted to the odd-numbered gear stage odd-numbered gear stage input shaft 31. So that
[0016]
A first speed drive gear 41, a third speed drive gear 43, a fifth speed drive gear 45, and a reverse drive gear 47 are rotatably provided on the odd speed stage input shaft 31.
The even speed stage input shaft 32 is provided with a second speed drive gear 42, a fourth speed drive gear 44, and a sixth speed drive gear 46 so as to be rotatable.
The common output shaft 33 has a 1-2 speed driven gear 48 meshed with the drive gears 41, 42, a 3-4 speed driven gear 49 meshed with the drive gears 43, 44, and a 5-speed meshed with the drive gears 45, 46. A 6-speed driven gear 50 and a reverse driven gear 51 are provided so as to be integrally rotatable.
The reverse drive gear 47 and the reverse driven gear 51 can be transmitted by a reverse idler gear 53 that meshes with the reverse drive gear 47 and the reverse idler gear 53 is rotatably supported in the transmission case 22 via an idler shaft 52.
[0017]
The odd speed stage input shaft 31 is further provided with a 1-3 speed sync mechanism 54 disposed between the drive gears 41 and 43 and a 5-reverse speed sync mechanism 55 disposed between the drive gears 45 and 47.
The 1-3 speed sync mechanism 54 drives and couples the 1st speed drive gear 41 to the shaft 31 when the coupling sleeve 54a moves rightward from the neutral position shown in the figure, and rotates the engine to the shaft 31 for the 1st speed drive gear 41. To achieve the first speed selection state transmitted to the output shaft 33 through the driven gear 48,
When the coupling sleeve 54a is moved to the left from the illustrated neutral position, the third speed drive gear 43 is drivingly coupled to the shaft 31, and the engine rotation to the shaft 31 is transferred from the third speed drive gear 43 to the output shaft 33 via the driven gear 49. The third speed selection state to be transmitted shall be achieved.
The 5-reverse speed synchronization mechanism 55 drives and couples the 5-speed drive gear 45 to the shaft 31 when the coupling sleeve 55a moves rightward from the neutral position shown in the figure, and rotates the engine to the shaft 31 to drive the 5-speed drive gear 45. To achieve the fifth speed selection state that is transmitted to the output shaft 33 through the driven gear 50,
When the coupling sleeve 55a is moved to the left from the illustrated neutral position, the reverse drive gear 47 is drivingly coupled to the shaft 31, and the engine rotation to the shaft 31 is transmitted from the reverse drive gear 47 through the idler gear 53 and the driven gear 51 to the output shaft 33. It is assumed that a reverse selection state that is transmitted under reverse rotation is achieved.
[0018]
The even speed stage input shaft 32 further includes a 2-4 speed sync mechanism 56 disposed between the 2nd speed drive gear 42 and the 4th speed drive gear 44, and a 6th speed sync mechanism 57 disposed adjacent to the 6th speed drive gear 46. Provide.
When the coupling sleeve 56a is moved to the right from the neutral position shown in the figure, the 2-4 speed sync mechanism 56 is connected to the shaft 32 for driving the 2nd speed drive gear 42 to rotate the engine 32 to the 2nd speed drive gear 42. To achieve the second speed selection state that is transmitted to the output shaft 33 through the driven gear 48,
When the coupling sleeve 56a is moved to the left from the neutral position shown in the figure, the 4-speed drive gear 44 is drivingly coupled to the shaft 32, and engine rotation to the shaft 32 is transferred from the 2-speed drive gear 42 to the output shaft 33 via the driven gear 49. The 4th speed selection state to be transmitted shall be achieved.
The 6-speed sync mechanism 57 drives the 6-speed drive gear 46 to the shaft 32 to drive the coupling sleeve 57a to the right from the neutral position shown in the figure, and the engine rotation to the shaft 32 is driven from the 6-speed drive gear 46 to the driven gear. It is assumed that the sixth speed selection state that is transmitted to the output shaft 33 through 50 is achieved.
[0019]
A final drive gear 58 is provided at the end of the common output shaft 33 so as to be integrally rotatable, and a final drive gear 58 is provided between the final drive gear 58 and the final drive ring gear 4 so as to be rotatable on the idler shaft 59. Drive-coupled by a drive idler gear 60.
Therefore, the post-shift rotation that has reached the output shaft 33 as described above is transmitted from the final drive gear 58 to the differential gear device 5 via the final drive idler gear 60 and the final drive ring gear 4, and used for driving the wheels 6. .
[0020]
As is clear from the above, the odd-numbered speed clutch Cl is a clutch that should be engaged when the gear transmission mechanism selects the first, third, fifth, reverse reverse speed, ,
The even speed shift clutch C2 is a clutch that should be engaged when the gear transmission mechanism selects the even speed shift stages of the second speed, the fourth speed, and the sixth speed.
[0021]
The manual transmission 3 converts the rotational torque input from the odd-numbered gear clutch Cl or the even-numbered gear clutch C2 from the engine E at each gear stage by a gear ratio corresponding to the gear stage, and the output shaft 33 and the final drive gear. 58, and the torque is then transmitted from the final drive ring gear 4 and the differential 5 to the drive wheels 6.
When shifting to select each shift stage, a clutch corresponding to the next shift stage to be selected from among the odd shift stage clutch Cl and the even shift stage clutch C2 that are normally engaged (to be engaged next) (Engagement side clutch) is released, and then the engagement side clutch released by the preshift is released while releasing the clutch corresponding to the selected gear position (the release side clutch to be released next) from the engagement state. Shifting is performed by changing over the clutch to be fastened, and the disengagement side clutch is also fastened after the shift.
[0022]
The clutches C1 and C2 are engaged and disengaged by, for example, the electric clutch actuator 16 shown in FIG. 1, and the shift of the manual transmission 3 that causes the coupling sleeves 54a, 55a, 56a, and 57a to stroke at the time of shifting is For example, this is performed by an electric shift actuator 17 shown in FIG.
[0023]
The clutch actuator 16 and the shift actuator 17 are electronically controlled by the transmission controller 7.
The output of the engine E is controlled by an electronically controlled throttle valve 20, and the opening degree is controlled by the engine controller 8.
In order to perform these controls, the transmission controller 7 includes a signal from the input rotation sensor 9 that detects the input rotation speeds Nc1, Nc2 from the clutches to the manual transmission 3 when the clutches C1, C2 are engaged,
A signal from the clutch position sensor 10 for detecting the operating position (engaged, released) of the clutches C1, C2,
A signal from the output rotation sensor 11 for detecting the output rotation speed No (vehicle speed VSP) from the manual transmission 3;
A signal from the gear position sensor 12 for detecting the currently selected shift speed from the operating state of the shift actuator 17;
A signal from the brake switch 13 that is turned on when the brake pedal is depressed,
A signal from the shift lever switch 14 for detecting the shift lever position;
A signal from the transmission mode switch 15 for instructing the transmission mode;
A signal from the engine rotation sensor 61 for detecting the engine speed Ne;
A signal from the engine torque sensor 62 for detecting the engine output torque Te is input.
[0024]
On the other hand, the engine controller 8 has a signal from an accelerator opening sensor 18 that detects an accelerator pedal depression amount APO,
A signal from a throttle opening sensor 19 for detecting the throttle opening TVO of the electronically controlled throttle valve 20 is input,
Information can be exchanged between the engine controller 8 and the transmission controller 7 by bidirectional data communication. When the transmission controller 7 transmits the required driving torque to the engine controller 8, the engine controller 8 responds to the required driving torque. The above required drive torque is realized by operating the electronic control throttle valve 20 or changing the ignition timing.
[0025]
The transmission controller 7 executes the control program shown in FIG. 3 on the basis of the above input information, and automatically shifts the manual transmission 3 targeted by the present invention as shown in FIG.
3 and 4, a description will be given of a case where a downshift is performed in which the clutch C1 (release side clutch) is released and the clutch C2 (engagement side clutch) is engaged as the driver depresses the accelerator pedal.
In step S1, whether or not a shift stage different from the currently selected shift stage is requested from the vehicle speed VSP and the throttle opening TVO based on the planned shift pattern (shift line) illustrated in FIG. When a shift request is determined and a downshift request accompanying the above depression is generated, the preshift is performed in step S2, and the control is advanced to step S3 and thereafter at the instant t1 in FIG. Thus, the automatic transmission targeted by the present invention is performed.
[0026]
In step S3, the release ramp gradient α of the release side clutch C1 is determined according to the engine torque Te, for example, as shown in FIG.
In the next step S4, the engagement force command value TC1 of the release side clutch C1 is decreased by TC1B corresponding to the ramp gradient α, thereby reducing the engagement force command value TC1 of the release side clutch C1 from the instant t1 as shown in FIG. The release side fastening force command value TC1 is output by gradually decreasing the gradient α.
The processing in step S3 and step S4 is continued as long as it is determined in step S5 that the engagement capacity (torque transmission capacity) of the release side clutch C1 is not the complete release capacity.
[0027]
In parallel with the release control of the release side clutch C1, the engagement control of the engagement side clutch C2 is performed as follows after step S6.
In step S6, the engine speed Ne, which is the input side rotational speed of the engagement side clutch C2, is directed to the post-shift clutch (C2) rotational speed corresponding to the post-shift speed ratio, that is, between the instants t1 and t2 in FIG. The engagement ramp gradient β in the input side rotational speed change region (A) is determined according to the engine torque Te, for example, as shown in FIG.
In the next step S7, the slip ratio SLIP (absolute value) of the engagement side clutch C2 is set.
SLIP = | (NC1-Ne) / (NC1-NC2) |
Calculated by
[0028]
In the next step S8, the target slip ratio a (TSLIP) of the engagement side clutch C2 as shown in FIG. 4 in the input side rotation speed change region (A) is read.
The target slip ratio a (TSLIP) is arbitrarily determined at the design stage, and this enables seasoning of the shift.
In the next step S9, the rotational speed conversion value dNe of the deviation (SLIP-TSLIP) of the actual slip ratio SLIP with respect to the target slip ratio a (TSLIP) is calculated.
dNe = (SLIP-TSLIP) x (NC2-NC1)
Calculated by
In the next step S10, the feedback gain TAFB of the engagement force control of the engagement side clutch C2 performed in order to eliminate the slip ratio deviation (SLIP-TSLIP) in the input side rotation speed change region (A) is determined according to the engine torque Te. To do.
In the next step S11, the fastening force feedback control amount TC2AFB is obtained from the feedback gain TAFB and the rotational speed converted value dNe of the slip ratio deviation (SLIP-TSLIP) obtained in step S9.
[0029]
In step S12, the engagement force command value TC2 of the engagement side clutch C2 is increased by TC2A corresponding to the ramp gradient β determined in step S6, and the feedback control amount TC2AFB determined in step S11 is added to thereby increase the engagement side. The engagement force command value TC2 of the clutch C2 is gradually increased from the instant t1 with a ramp gradient β as shown in FIG. 4, and is adjusted within the limit range indicated by the one-dot chain line in FIG. The engagement force command value TC2 of the engagement side clutch C2 is output.
In the above engagement control of the engagement side clutch C2, it is determined in step S5 that the engagement capacity (torque transmission capacity) of the release side clutch C1 has reached the complete release capacity, and the slip ratio SLIP is 0 or more in step S13. Until the determination, that is, until the point A (instantaneous t2) at which the engine speed Ne reaches the post-shift clutch (C2) speed shown in FIG. 4 corresponding to the post-shift gear ratio.
[0030]
After it is determined in step S13 that the slip ratio SLIP is equal to or greater than 0, that is, after reaching point A (instantaneous t2) when the engine speed Ne reaches the speed of the clutch (C2) after shifting shown in FIG. After step S14, the subsequent engagement control of the clutch C2 is performed as follows.
First, in step S14, the engine speed Ne converges to the post-shift clutch (C2) speed from the point A (moment t2) at which the post-shift clutch (C2) speed has been reached. The fastening ramp gradient γ in the input side rotational speed convergence region (b) is determined as shown in FIG. 4 according to the engine torque Te.
[0031]
In the next step S15, the target slip ratio b (TSLIP) of the engagement side clutch C2 as illustrated in FIG. 4 in the input side rotation speed convergence region (B) is read (this target slip ratio b is also designed according to the seasoning of the shift). Arbitrarily decided at the stage),
Rotational speed conversion value dNe of slip ratio deviation (SLIP-TSLIP) between slip ratio SLIP (absolute value) of engagement side clutch C2 obtained in the same manner as in step S7 and target slip ratio b (TSLIP) Is obtained by the same calculation as in step S9.
In the next step S16, the feedback gain TBFB of the engagement force control of the engagement side clutch C2 performed to eliminate the slip ratio deviation (SLIP-TSLIP) in the input side rotation speed convergence region (b) is determined according to the engine torque Te. To do.
However, this feedback gain TBFB is set differently from the feedback gain TAFB in step S10.
In the next step S17, the fastening force feedback control amount TC2BFB is obtained from the feedback gain TBFB and the rotational speed converted value dNe of the slip ratio deviation (SLIP-TSLIP) obtained in step S15.
[0032]
In step S18, the engagement force command value TC2 of the engagement side clutch C2 is increased by TC2B corresponding to the ramp gradient γ determined in step S14, and the feedback control amount TC2BFB determined in step S17 is added to thereby increase the engagement side. The engagement force command value TC2 of the clutch C2 is gradually increased from the instant t2 with a ramp gradient γ as shown in FIG. 4 and is adjusted within the limit range shown by the one-dot chain line in FIG. 4 so that the slip ratio deviation (SLIP-TSLIP) disappears. The engagement force command value TC2 of the engagement side clutch C2 is output. In the above engagement control of the engagement side clutch C2, it is determined in step S26 that the slip ratio SLIP of the clutch C2 has decreased below the set value FSLIP of the final engagement transition condition, and the time t has reached the scheduled time t3. Until the determination is made, that is, until the engine speed Ne reaches the point B (instant t3) in FIG.
[0033]
When it is determined in step S19 that the final engagement transition condition of the clutch C2 is satisfied, the engagement force of the engagement side clutch C2 is increased by the final engagement gradient δ illustrated in FIG. 4 in step S20, and then in step S21. The engagement capacity of the engagement side clutch C2 is set to the complete engagement capacity.
When the instant t4 (see FIG. 4) is reached, a post-shift process for engaging the disengagement side clutch C1 is performed in step S22, and a shift end flag is set in step S23 to end the shift.
[0034]
As is clear from FIG. 4, the engine speed Ne (input side speed) is lower in the input side speed change region (A) than the post-shift clutch (C2) speed corresponding to the post-shift gear ratio. On the other hand, in the input-side rotational speed convergence region (b), on the contrary, it becomes higher than the rotational speed of the clutch (C2) after shifting,
If the polarity of the slip ratio SLIP obtained in step S7 and step S15 is original, as shown by the solid line in FIG. 5, it is inverted between the input side rotational speed change region (A) and the input side rotational speed convergence region (B). In step S15, since the slip ratio SLIP is obtained as an absolute value, the slip ratio SLIP is treated as a positive value in the input side rotational speed convergence region (B) as in the input side rotational speed change region (A) as indicated by the broken line. As shown in FIG. 5, the feedback control amount TC2AB in the input side rotational speed convergence region (B) is set in the same direction as the feedback control amount TC2BFB in the input side rotational speed change region (A), and the clutch C2 is The fastening force can be controlled in the same direction.
[0035]
By the way, according to the present embodiment, the progress of the engagement of the clutch C2 after the shift via the coupling sleeves 54a, 55a, 56a57a of the manual transmission 3 is determined. The slip ratio SLIP of the clutch is the target slip ratio TSLIP for each engine torque Te. In other words, the feedback control is performed so that the input side rotational speed (engine rotational speed Ne) of the clutch C2 is directed to the post-shifting rotational speed at a predetermined time change rate.
The feedback control gain TAFB in the input-side rotational speed change region (A) while the input-side rotational speed (engine rotational speed Ne) of the clutch C2 is moving toward the post-shift rotational speed, and after reaching the post-shift rotational speed Because the feedback control gain TBFB in the input side rotation speed convergence area (b) is different,
On the other hand, by appropriate selection of the feedback control gain TAFB in the input side speed change region (A), a situation where the shift response becomes worse and the driver feels that the shift is not stable, or the engine is blown away. Can be avoided,
On the other hand, by appropriate selection of the feedback control gain in the input side rotational speed convergence region (b), the reverse direction after the effective gear ratio represented by the transmission input / output rotational speed ratio reaches the post-shift speed ratio in that region. Even when the clutch slips, the clutch can be engaged while satisfactorily absorbing the slip of the clutch at this time, and the occurrence of a large shift shock can be avoided.
[0036]
FIG. 9 shows the automatic transmission control operation of the manual transmission according to the above embodiment for reference by a simulation operation time chart, which is compared with FIG. 10 showing the simulation result when the feedback control is not performed. As is clear from the above, the area shown with hatching is small.
This means that even if the effective gear ratio exceeds the reverse gear ratio after reaching the post-shift gear ratio, the engine speed Ne, which is the input side rotational speed of the clutch C2, is quickly and smoothly changed after the shift. It can be converged to.
[0037]
In the present embodiment, the determination of the transition from the input side rotational speed change region (A) to the input side rotational speed convergence region (B) performed in step S13 is made based on the engine rotational speed Ne that is the input side rotational speed of the clutch C2. In order to determine that the region shift has occurred when the condition that the rotational speed after shifting has reached the condition that the slip ratio SLIP of the clutch C2 is equal to or greater than 0,
Even if the control is divided into two areas, the control using the same expression is possible without changing the arithmetic expression.
Furthermore, since the target slip ratio TSLIP of the feedback control is determined for each engine torque Te, the optimum clutch C2 engagement control according to the engine torque is possible for each of the regions (A) and (B).
In the above description, the downshift transmission in which the clutch C1 is the disengagement side clutch and the clutch C2 is the engagement side clutch has been described, but conversely, the clutch C1 is the engagement side clutch and the clutch C2 is the solution side clutch. Needless to say, the same effect can be achieved by the same control even when the shift is not a downshift but an upshift.
[0038]
FIG. 7 shows another example in which the automatic transmission control according to the present invention is applied to a general single clutch manual transmission having only one clutch between the engine and the manual transmission, instead of the twin clutch manual transmission described above. The embodiment is shown, and FIG. 8 shows an operation time chart thereof. FIG. 7 shows a control program corresponding to FIG. 3, but since this is a single clutch manual transmission, when there is a downshift request accompanying the depression of the accelerator pedal by the driver, the single clutch is first released. Next, a case where a shift shift operation is performed and then a single clutch is engaged again will be described.
[0039]
In step S31, depending on whether or not a shift stage different from the currently selected shift stage is required from the vehicle speed VSP and the throttle opening TVO based on the planned shift pattern (shift line) illustrated in FIG. When a shift request is determined, and when a downshift request accompanying the above depression occurs, the preshift is performed in step S32, and the control is advanced to step S33 and thereafter at the instant t0 in FIG. Thus, the automatic transmission targeted by the present invention is performed.
[0040]
In step S33, the clutch release ramp gradient α is determined in accordance with the engine torque Te, for example, as shown in FIG.
In the next step S34, the clutch disengagement force command value TC is decreased by TCR corresponding to the ramp gradient α, thereby reducing the clutch disengagement force command value TC from the instant t0 to the ramp gradient α as shown in FIG. Is gradually decreased, and the release-time fastening force command value TC is output.
The processing in step S33 and step S34 continues as long as it is determined in step S35 that the clutch engagement capacity (torque transmission capacity) is not the complete release capacity.
[0041]
When it is determined in step S35 that the clutch engagement capacity (torque transmission capacity) has reached the complete release capacity due to the progress of the clutch release control, a shift operation for shifting through the coupling sleeve of the manual transmission is performed in step S36. Therefore, when reaching the instant t1 in FIG. 8 where it is determined that the shift operation is finished in step S37, clutch engagement control is performed as follows after step S38.
In step S38, the engine rotational speed Ne, which is the input rotational speed of the clutch, is directed to the post-shift clutch rotational speed corresponding to the post-shift speed ratio, that is, between the instants t1 and t2 in FIG. The fastening ramp gradient β in (a) is determined according to the engine torque Te as shown in FIG. 8, for example.
In the next step S39, an effective gear ratio Gr (= Ne / No) represented by the ratio (Ne / No) of the transmission input / output rotational speed Ne, No is calculated.
[0042]
In the next step S40, the target speed ratio c (GrT) as shown in FIG. 8 in the input side rotational speed change region (A) is read.
The target speed ratio c (GrT) is arbitrarily determined at the design stage, and this enables seasoning of the speed change.
In the next step S41, a deviation dGr (= Gr−GrT) between the target gear ratio c (GrT) and the effective gear ratio Gr is calculated.
In the next step S42, a feedback gain TAFB for clutch engagement force control performed to eliminate the gear ratio deviation dGr (= Gr-GrT) in the input side rotational speed change region (A) is determined according to the engine torque Te. .
In the next step S43, the engagement force feedback control amount TCAFB is obtained from the feedback gain TAFB and the gear ratio deviation dGr (= Gr−GrT) obtained in step S41.
[0043]
In step S44, the clutch engagement force command value TC is increased by TC1B corresponding to the ramp gradient β obtained in step S38, and the feedback control amount TCAFB obtained in step S43 is added, thereby engaging the clutch. As shown in FIG. 8, the hourly tightening force command value TC is gradually increased from the instant t1 with a ramp gradient β as shown in FIG. 8, and is adjusted within the limit range indicated by the one-dot chain line in FIG. 8 so that the gear ratio deviation dGr (= Gr−GrT) disappears. The engagement force command value TC is output when the clutch is engaged.
The above clutch engagement control is performed until it is determined in step S45 that the effective gear ratio Gr has reached the post-shift gear ratio GrAft, that is, the post-shift clutch shown in FIG. 8 in which the engine speed Ne corresponds to the post-shift gear ratio. Continue until point C (instantaneous t2) when the rotational speed is reached.
[0044]
After the instant t2 in FIG. 8 in which it is determined that Gr ≧ GrAft in step S45, the clutch engagement control thereafter is performed as follows after step S46.
First, in step S46, the input side from the point C (instantaneous t2) at which the engine speed Ne reaches the clutch rotational speed after shifting to the point D (instantaneous t3) in FIG. The fastening ramp gradient γ in the rotation speed convergence region (b) is determined according to the engine torque Te as shown in FIG. 8, for example.
[0045]
In the next step S47, the target speed ratio d (GrT) as shown in FIG. 8 in the input side rotational speed convergence region (b) is read (this target speed ratio d is also arbitrarily determined at the design stage according to the seasoning of the speed change). )
A gear ratio deviation dGr (= Gr−GrT) between the effective gear ratio Gr obtained in the same manner as in step S39 and the target gear ratio d (GrT) is obtained by the same calculation as in step S41.
In the next step S48, a feedback gain TBFB for clutch engagement force control performed to eliminate the gear ratio deviation dGr (= Gr-GrT) in the input side rotational speed convergence region (b) is determined according to the engine torque Te. .
However, the feedback gain TBFB is set differently from the feedback gain TAFB in step S42.
In the next step S49, the engagement force feedback control amount TC2BFB is obtained from the feedback gain TBFB and the speed ratio deviation dGr (= Gr−GrT) obtained in step S47.
[0046]
In step S50, the clutch engagement force command value TC is increased by TC2B corresponding to the ramp gradient γ obtained in step S46, and the feedback control amount TC2BFB obtained in step S49 is added, thereby engaging the clutch. As shown in FIG. 8, the hourly tightening force command value TC is gradually increased from the instant t2 with a ramp gradient γ as shown in FIG. 8, and the speed ratio deviation dGr (= Gr−GrT) is increased or decreased within the limit range shown by the one-dot chain line in FIG. The clutch engagement force command value TC is output.
The clutch engagement control described above is performed until it is determined in step S51 that the effective gear ratio Gr has decreased below the set value Grfin of the final engagement transition condition and it is determined that the time t has reached the scheduled time t3. This continues until the rotation speed Ne reaches the point D (instant t3) in FIG.
[0047]
When it is determined in step S51 that the clutch final engagement transition condition is satisfied, in step S52, the clutch engagement force is increased at the final engagement gradient δ illustrated in FIG. 8, and then in step S53, the clutch engagement is performed. The capacity is the full fastening capacity.
When the instant t4 (see FIG. 8) is reached, post-shift processing is performed in step S54, and a shift end flag is set in step S55 to end the shift.
[0048]
Also in the present embodiment, the clutch engagement progress after shifting through the coupling sleeve of the manual transmission is feedback-controlled so that the effective gear ratio Gr becomes the target gear ratio GrT, that is, the input side rotational speed ( The engine speed Ne) is configured to perform feedback control so that the engine speed Ne is directed to the speed after shifting at a predetermined time change rate.
Feedback control gain TAFB in the input side speed change region (A) while the input speed of the clutch (engine speed Ne) is moving toward the post-shift speed, and input after reaching the post-shift speed Because the feedback control gain TBFB in the side rotation speed convergence region (b) is different,
On the other hand, by appropriate selection of the feedback control gain TAFB in the input side speed change region (A), a situation where the shift response becomes worse and the driver feels that the shift is not stable, or the engine is blown away. Can be avoided,
On the other hand, by appropriate selection of the feedback control gain in the input side rotational speed convergence region (b), the reverse direction after the effective gear ratio represented by the transmission input / output rotational speed ratio reaches the post-shift speed ratio in that region. Even when the clutch slips, the clutch can be engaged while satisfactorily absorbing the slip of the clutch at this time, and the occurrence of a large shift shock can be avoided.
[0049]
In the present embodiment, the determination of the transition from the input side rotational speed change region (A) to the input side rotational speed convergence region (B) performed in step S45 is made based on the engine rotational speed Ne that is the input side rotational speed of the clutch C2. In order to determine that there has been a transition to the region when the condition that the rotation speed has reached the post-shifting speed and the condition that the effective gear ratio Gr has reached the post-shifting speed ratio GrAft are aligned,
Even if the control is divided into two areas, the control using the same expression is possible without changing the arithmetic expression.
Furthermore, since the target speed ratio GrT of the feedback control is determined for each engine torque Te, optimal clutch engagement control according to the engine torque is possible for each of the regions (A) and (B).
In the above description, the downshift is described. However, it goes without saying that the same operation and effect can be achieved by the same control when the shift is an upshift.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagrammatic configuration diagram showing a twin clutch type manual transmission including an automatic transmission control device according to an embodiment of the present invention together with its transmission control system.
FIG. 2 is a diagrammatic configuration diagram showing an internal configuration of the twin clutch manual transmission.
FIG. 3 is a flowchart showing a shift control program executed by the transmission controller in the same embodiment;
FIG. 4 is an operation time chart of the shift control.
FIG. 5 is an operation time chart similar to FIG. 4 for explaining the principle that the slip ratio of the engagement side clutch is not affected by the polarity in the same shift control.
FIG. 6 is a shift diagram illustrating a shift pattern used for automatic shift control of a manual transmission.
FIG. 7 is a flowchart similar to FIG. 3, showing a control program of an automatic transmission control device according to another embodiment of the present invention.
FIG. 8 is an operation time chart of the same shift control.
FIG. 9 is an operation simulation diagram of the automatic transmission control device according to the embodiment shown in FIGS. 1 to 6;
10 is an operation simulation diagram of automatic shift control when feedback control is removed from the embodiment shown in FIGS. 1 to 6. FIG.
[Explanation of symbols]
3 Manual transmission
4 Final drive ring gear
5 Differential gear unit
6 Drive wheels
7 Transmission controller
8 Engine controller
9 Input rotation sensor
10 Clutch position sensor
11 Output rotation sensor
12 Gear position sensor
13 Brake switch
14 Shift lever switch
15 Shift mode switch
E engine
C1 Odd-speed clutch
C2 Even gear stage clutch
16 Clutch actuator
17 Shift actuator
18 Accelerator position sensor
19 Throttle opening sensor
20 Electronically controlled throttle valve
21 Clutch case
22 Transmission case
23 Engine output shaft
24 Clutch input member
25 Clutch output member
26 Clutch output member
31 Odd gear stage Odd gear stage input shaft
32 Even gear stage Even gear stage input shaft
33 Common output shaft
36 idler gear
41 1-speed drive gear
42 2-speed drive gear
43 3-speed drive gear
44 4-speed drive gear
45 5-speed drive gear
46 6-speed drive gear
47 Reverse drive gear
48 1-2 speed driven gear
49 3-4 speed driven gear
50 5-6 speed driven gear
51 Reverse driven gear
53 Reverse idler gear
54 1-3 speed synchro mechanism
55 5-Reverse speed sync mechanism
56 2-4 speed sync mechanism
57 6-speed sync mechanism
58 Final drive gear
60 Final Drive Idler Gear
61 Engine rotation sensor
62 Engine torque sensor

Claims (4)

  1. エンジンとマニュアルトランスミッションとの間におけるクラッチの解放、締結制御と、マニュアルトランスミッションのシフト制御とによりマニュアルトランスミッションを自動変速させる装置において、
    前記シフト後における前記クラッチの締結進行を、該クラッチの入力側回転数が所定の時間変化割合で変速後回転数に向かうようフィードバック制御する構成とし、
    前記クラッチの入力側回転数が変速後回転数に向かっている間における入力側回転数変化領域でのフィードバック制御ゲインと、該変速後回転数に達した後における入力側回転数収束領域でのフィードバック制御ゲインとを異ならせたことを特徴とするマニュアルトランスミッションの自動変速制御装置。
    In a device that automatically shifts the manual transmission by releasing the clutch between the engine and the manual transmission, the engagement control, and the shift control of the manual transmission,
    The engagement progress of the clutch after the shift is configured to be feedback-controlled so that the input side rotational speed of the clutch is directed to the post-shifting rotational speed at a predetermined time change rate,
    Feedback control gain in the input-side rotational speed change region while the input-side rotational speed of the clutch is moving toward the post-shift rotational speed, and feedback in the input-side rotational speed convergence region after reaching the post-shift rotational speed An automatic transmission control device for a manual transmission, wherein the control gain is different.
  2. 請求項1に記載の自動変速制御装置において、前記入力側回転数変化領域から入力側回転数収束領域への移行判定を、前記クラッチの入力側回転数が変速後回転数に到達したことの条件と、該クラッチのスリップ率が0以上であること、または、実効ギヤ比が変速後ギヤ比に到達したことの条件とが揃った時をもって前記領域移行があったと判定するよう構成したことを特徴とするマニュアルトランスミッションの自動変速制御装置。2. The automatic shift control device according to claim 1, wherein the transition determination from the input-side rotational speed change region to the input-side rotational speed convergence region is made based on a condition that the input-side rotational speed of the clutch has reached the post-shifting rotational speed. And when the condition that the slip ratio of the clutch is 0 or more, or the condition that the effective gear ratio has reached the post-shift gear ratio is met, is determined that the region shift has occurred. Automatic transmission control device for manual transmission.
  3. 請求項1または2に記載の自動変速制御装置において、マニュアルトランスミッションが前記クラッチとして、2グループに分けた変速段のグループ別に2個のクラッチを具え、これらクラッチのうち、変速に際し締結すべき締結側クラッチの締結進行を、該クラッチのスリップ率がエンジントルクごとの目標スリップ率になるようフィードバック制御する構成とし、
    前記入力側回転数変化領域でのフィードバック制御ゲインと、前記入力側回転数収束領域でのフィードバック制御ゲインとを異ならせたことを特徴とするマニュアルトランスミッションの自動変速制御装置。
    The automatic transmission control device according to claim 1 or 2, wherein the manual transmission includes two clutches for each of the two shift speed groups as the clutch, and of these clutches, a fastening side to be engaged at the time of shifting. The clutch engagement progress is feedback controlled so that the slip ratio of the clutch becomes the target slip ratio for each engine torque,
    An automatic transmission control device for a manual transmission, wherein a feedback control gain in the input side rotational speed change region is different from a feedback control gain in the input side rotational speed convergence region.
  4. 請求項1または2に記載の自動変速制御装置において、マニュアルトランスミッションが前記クラッチとして単一のクラッチを具え、該クラッチの締結進行を、実効ギヤ比が目標ギヤ比になるようフィードバック制御する構成とし、
    前記入力側回転数変化領域でのフィードバック制御ゲインと、前記入力側回転数収束領域でのフィードバック制御ゲインとを異ならせたことを特徴とするマニュアルトランスミッションの自動変速制御装置。
    The automatic transmission control device according to claim 1 or 2, wherein the manual transmission includes a single clutch as the clutch, and the engagement progress of the clutch is feedback controlled so that the effective gear ratio becomes the target gear ratio.
    An automatic transmission control device for a manual transmission, wherein a feedback control gain in the input side rotational speed change region is different from a feedback control gain in the input side rotational speed convergence region.
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