JP4967647B2 - 車両用駆動装置の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は車両用駆動装置の制御装置に係り、特に、イナーシャ相の終了に伴うイナーシャトルクの急な変化に起因して駆動トルクが振動することを防止する技術に関するものである。

自動変速機のアップシフトでは、その自動変速機の入力軸回転速度が変速後の同期回転速度まで低下するイナーシャ相において、エンジン等の動力源の回転速度を強制的に低下させる必要があることから、それ等のイナーシャトルクによって駆動トルクが増大するとともに、イナーシャ相の終了に伴ってそのイナーシャトルクや駆動トルクが急に低下する際に変速ショックが発生するため、その変速ショックを防止するため、イナーシャ相で動力源のトルクダウン制御を行うことが提案されている。特許文献１では、エンジンの点火時期を遅角させることによってトルクダウンを実行し、イナーシャ相が終了したら正規の点火時期まで進角させるようになっている。
特開平５−２６３９１１号公報

しかしながら、このようにイナーシャ相でトルクダウン制御を行っても、イナーシャ相の終了時には入力軸回転速度や動力源の回転速度の低下が急に止まるため、その時のイナーシャトルクの急な変化を完全に無くすことは困難であり、イナーシャトルクの急な変化に起因して、自動変速機から駆動輪までの動力伝達系で捩り振動が発生し、共振により変速終了後も暫く駆動トルクが振動して乗り心地が損なわれるという問題があった。これに対し、イナーシャ相の終了時に、例えば変速用摩擦係合装置の油圧を一時的に低下させて滑りを生じさせ、入力軸回転速度を滑らかに変化させるなまし処理を行うことが考えられるが、変速時間が長くなって好ましくない。

本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、イナーシャ相の終了に伴うイナーシャトルクの急な変化に起因して動力伝達系で捩り振動が発生し、共振により変速終了後も駆動トルクが振動することを防止することにある。

かかる目的を達成するために、第１発明は、複数の摩擦係合装置の係合および解放で複数のギヤ段が成立させられる自動変速機のパワーＯＮ時のアップシフトに際して、その自動変速機の入力軸回転速度が変速後の同期回転速度に到達するイナーシャ相の終了に伴うイナーシャトルクの変化に起因して、その自動変速機から駆動輪までの動力伝達系で捩り振動が発生し、駆動トルクが振動することを防止する車両用駆動装置の制御装置であって、(a) 前記イナーシャ相の終了時に、前記捩り振動が相殺されるように所定時間だけ前記自動変速機の出力トルクを増大させる振動抑制手段を有し、且つ、(b) その振動抑制手段は、(b-1) 前記アップシフトの際のイナーシャ相中の係合側摩擦係合装置のトルク容量に基づいて変速中出力トルクＴｏ１を算出するとともに、変速後ギヤ段の変速比および推定入力トルクに基づいて変速後出力トルクＴｏ２を算出する手段と、(b-2) 前記イナーシャ相の終了時に前記変速中出力トルクＴｏ１と前記変速後出力トルクＴｏ２との差である出力トルク変化量ΔＴｏに応じて動力伝達系に生じる捩り振動を相殺するための補正出力トルクＴｏhosei を、それ等の変速中出力トルクＴｏ１および変速後出力トルクＴｏ２に基づいて算出する手段と、(b-3) 前記捩り振動が相殺されるように、前記動力伝達系に関して予め求められた固有振動数ωに基づいて所定時間だけ前記自動変速機の出力トルクを前記補正出力トルクＴｏhosei だけ増大させる手段と、を備えていることを特徴とする。

第２発明は、第１発明の車両用駆動装置の制御装置において、前記振動抑制手段は、(a) 前記自動変速機の出力トルクＴｏ（ｔ）として前記変速中出力トルクＴｏ１および前記変速後出力トルクＴｏ２を算出する出力トルク演算手段と、(b) その出力トルクＴｏ（ｔ）を、前記固有振動数ωの振動成分を減衰させるために予め設定されたフィルターＧ（ｓ）にかけて、制振トルクＴ_H （ｔ）を求めるフィルター手段と、(c) 前記制振トルクＴ_H （ｔ）と前記出力トルクＴｏ（ｔ）との差トルクΔＴ（ｔ）を前記補正出力トルクＴｏhosei として求め、その差トルクΔＴ（ｔ）だけ実際の出力トルクを増大させるトルク補正手段と、を有することを特徴とする。

このような車両用駆動装置の制御装置においては、イナーシャ相の終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系の捩り振動が相殺されるように、イナーシャ相終了時に所定時間だけ自動変速機の出力トルクが増大させられるため、その捩り振動、更には駆動トルクの振動が抑制されて乗り心地が向上する。具体的には、アップシフトの際のイナーシャ相中の係合側摩擦係合装置のトルク容量に基づいて変速中出力トルクＴｏ１を算出するとともに、変速後ギヤ段の変速比および推定入力トルクに基づいて変速後出力トルクＴｏ２を算出する一方、変速中出力トルクＴｏ１と変速後出力トルクＴｏ２との差である出力トルク変化量ΔＴｏに応じて動力伝達系に生じる捩り振動を相殺するための補正出力トルクＴｏhosei を、それ等の変速中出力トルクＴｏ１および変速後出力トルクＴｏ２に基づいて算出し、予め求められた固有振動数ωに基づいて所定時間だけ自動変速機の出力トルクを補正出力トルクＴｏhosei だけ増大させることにより、その捩り振動が相殺されて駆動トルクの振動が抑制される。

第２発明では、自動変速機の出力トルクＴｏ（ｔ）として変速中出力トルクＴｏ１および変速後出力トルクＴｏ２を計算によって算出するとともに、その出力トルクＴｏ（ｔ）にフィルターＧ（ｓ）をかけることにより、動力伝達系の固有振動数ωの振動成分を減衰させる制振トルクＴ_H （ｔ）を求め、その制振トルクＴ_H （ｔ）と出力トルクＴｏ（ｔ）との差トルクΔＴ（ｔ）を補正出力トルクＴｏhosei として求めて、その差トルクΔＴ（ｔ）だけ実際の出力トルクを増大させるため、イナーシャ相の終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系の捩り振動を適切に抑制することが可能で、駆動トルクの振動を一層効果的に防止できる。

本発明は、変速比が異なる複数のギヤ段を有する遊星歯車式、平行軸式などの有段変速機を備えている車両用駆動装置に適用される。

また、本発明は、アクセルが踏込み操作されたパワーＯＮ時のアップシフトで、係合側摩擦係合装置の係合トルクに基づいて入力軸回転速度を強制的に低下させる場合に適用される。

振動抑制手段は、例えば第２発明のようにフィルター手段を用いて出力トルクを増大補正するように構成されるが、イナーシャ相終了時の出力トルク変化量を計算によって推定し、その出力トルク変化量に応じて予め定められた補正トルクだけ出力トルクを増大させるようにしても良いなど、種々の態様が可能である。この振動抑制手段は、捩り振動が完全に相殺されて無くなるようにすることが望ましいが、必ずしも容易でないため、出力トルクの増大補正で捩り振動を少しでも低減できるものであれば良い。

上記出力トルクの補正時間（所定時間）は、例えば動力伝達系の固有振動数ωを予め実験等により求め、その振動周期の１／４程度とすれば良く、予め実験等によって設定される。第２発明における補正時間（所定時間）は、フィルター手段によって求められる制振トルクＴ_H （ｔ）と出力トルクＴｏ（ｔ）との関係で自動的に定まるが、結果的に動力伝達系の固有振動数ωの振動周期の１／４程度の間だけ出力トルクが大きく増大補正される。

出力トルクを一時的に増大させる具体的な手段は、例えば自動変速機よりも手前（上流側）に配設されるエンジンや電動モータ等の走行用の動力源のトルクを一時的に増大させれば良いが、自動変速機の下流側に設けた電動モータ等を用いて出力トルクを増大させることも可能である。発電機で回生制御を行う場合には、その回生トルクの制御で出力トルクを増大補正することもできるなど、種々の態様が可能である。

ガソリンエンジン等の内燃機関で出力トルクを補正する場合には、実際にトルクが変化するまでの応答遅れを考慮する必要があり、スロットル制御などを前出して行うことが望ましいが、例えば出力トルクの補正量を考慮して予めスロットル弁開度を開いておくとともに、点火時期の遅角制御で所定トルクまで低下させ、イナーシャ相の終了時に点火時期の遅角量を変更することにより、内燃機関のトルクを高い応答性で増大させることができる。

第２発明で、出力トルクＴｏ（ｔ）から制振トルクＴ_H （ｔ）を求めるフィルターＧ（ｓ）は、例えば車両の振動特性Ｃ（ｓ）を次式(1) で示すように２次の応答遅れで車両毎に予め実験的に求め、この振動特性Ｃ（ｓ）に基づいて(2) 式のように設定することができる。(1) 式は、動力伝達系の捩り振動に基づいて設定されるが、シャシー系の振動も考慮することが望ましい。(2) 式の分子は進みフィルターで分母は遅れフィルターであり、周波数ω_n は、進みフィルターおよび遅れフィルターを合成したフィルターＧ（ｓ）の減衰のピークが車両の固有振動数ωと略一致するように設定される。減衰係数ζ₁ 、ζ₂ は、所定の減衰性能を確保しつつ所定の応答性が得られるように適宜定められるが、(2) 式の分母である遅れフィルターだけでも固有振動を減衰する効果は得られる。
Ｃ（ｓ）＝ω² ／（ｓ² ＋２ζωｓ＋ω²) ・・・(1)
但し、ω：動力伝達系の固有振動数〔Ｈｚ〕
ζ：減衰係数
ｓ：複素数

Ｇ（ｓ）＝（ｓ² ＋２ζ₁ ω_n ｓ＋ω_n ²)／（ｓ² ＋２ζ₂ ω_n ｓ＋ω_n ²)
・・・(2)
但し、ω_n ：周波数〔Ｈｚ〕
ζ₁ ：進みフィルターの減衰係数
ζ₂ ：遅れフィルターの減衰係数
ｓ：複素数

出力トルクＴｏ（ｔ）および制振トルクＴ_H （ｔ）は、何れも時間ｔの経過と共に変化するもので、出力トルクＴｏ（ｔ）の変化が小さい時には制振トルクＴ_H （ｔ）は出力トルクＴｏ（ｔ）と略同じ値であるが、出力トルクＴｏ（ｔ）が急に大きく変化した場合には、制振トルクＴ_H （ｔ）は出力トルクＴｏ（ｔ）から大きく離隔する。この離隔は、動力伝達系の捩り振動や駆動トルクの振動を意味し、制振トルクＴ_H （ｔ）と出力トルクＴｏ（ｔ）との差トルクΔＴ（ｔ）だけ実際の出力トルクを増大させることにより、捩り振動が相殺されて駆動トルクの振動が抑制される。

動力源の出力制御で出力トルクを増大補正する場合、前記係合側摩擦係合装置の伝達トルクがトルク容量の限界を超えると、その係合側摩擦係合装置がスリップして変速ショックが悪化するため、トルク容量の限界を超えないように、上記制振トルクＴ_H （ｔ）にガードをかけたり、或いは差トルクΔＴ（ｔ）だけ出力トルクを増大させるために出力制御が行われる動力源のトルクにガードをかけたりすることが望ましい。

本発明の実施に際しては、イナーシャ相でイナーシャトルクによって駆動トルクが増加することを防止するためのトルクダウン制御は必ずしも必要ないが、イナーシャ相でトルクダウン制御を行うとともに、イナーシャ相終了時に本発明の出力トルクの増大補正を行うことも勿論可能である。

以下、本発明の実施例を、図面を参照しつつ詳細に説明する。
図３は、本発明が適用された車両用駆動装置８の概略構成を制御系統と共に示すブロック線図で、ＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車両用のものであり、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関によって構成されているエンジン３０の出力は、トルクコンバータ３２、自動変速機１０、プロペラシャフト３４、差動歯車装置３６、および左右の車軸３８Ｌ、３８Ｒを経て左右の駆動輪４０Ｌ、４０Ｒへ伝達される。エンジン３０は車両走行用の動力源で、トルクコンバータ３２は流体式動力伝達装置であり、自動変速機１０の出力軸２４（図１参照）、プロペラシャフト３４、差動歯車装置３６、車軸３８Ｌ、３８Ｒ等によって、自動変速機１０から駆動輪４０Ｌ、４０Ｒまでの動力伝達系４２が構成されている。

自動変速機１０は、図１の(a) に示す骨子図から明らかなように、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置１２を主体として構成されている第１変速部１４と、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置１６およびダブルピニオン型の第３遊星歯車装置１８を主体として構成されている第２変速部２０とを同軸線上に有し、入力軸２２の回転を変速して出力軸２４から出力するもので、図１の(b) は複数の変速段を成立させる際の係合要素の作動状態を説明する作動表である。入力軸２２は入力部材に相当するもので、トルクコンバータ３２のタービン軸であり、出力軸２４は出力部材に相当するもので、等速ジョイント等を介してプロペラシャフト３４に連結されている。なお、自動変速機１０およびトルクコンバータ３２は中心線に対して略対称的に構成されており、図１の(a) では中心線の下半分が省略されている。

図２は、上記自動変速機１０の第１変速部１４および第２変速部２０の各回転要素（サンギヤＳ１〜Ｓ３、キャリアＣＡ１〜ＣＡ３、リングギヤＲ１〜Ｒ３）の回転速度を直線で表すことができる共線図で、下の横線が回転速度「０」で、上の横線が回転速度「１．０」すなわち入力軸２２と同じ回転速度であり、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１、Ｂ２の作動状態（係合、解放）に応じて第１速ギヤ段「１ｓｔ」〜第８速ギヤ段「８ｔｈ」の８つの前進ギヤ段が成立させられるとともに、第１後進ギヤ段「Ｒｅｖ１」および第２後進ギヤ段「Ｒｅｖ２」の２つの後進ギヤ段が成立させられる。図１の(b) の作動表は、上記各ギヤ段とクラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１、Ｂ２の作動状態との関係をまとめたもので、「○」は係合、「◎）」はエンジンブレーキ時のみ係合を表している。第１速ギヤ段「１ｓｔ」を成立させるブレーキＢ２には並列に一方向クラッチＦ１が設けられているため、発進時（加速時）には必ずしもブレーキＢ２を係合させる必要は無いのである。また、各ギヤ段の変速比（＝入力軸回転速度Ｎ_IN／出力軸回転速度Ｎ_OUT ）は、第１遊星歯車装置１２、第２遊星歯車装置１６、および第３遊星歯車装置１８の各ギヤ比（＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）ρ１、ρ２、ρ３によって適宜定められ、第１速ギヤ段「１ｓｔ」の変速比が最も大きく、高速側（第８速ギヤ段「８ｔｈ」側）程小さくなる。なお、図１(a) の符号２６はトランスミッションケースで、符号４８は機械式のオイルポンプである。

このように本実施例の自動変速機１０は、複数の係合装置すなわちクラッチＣ１〜Ｃ４、およびブレーキＢ１、Ｂ２（以下、特に区別しない場合は単にクラッチＣ、ブレーキＢという）を選択的に係合させることにより変速比が異なる複数のギヤ段を成立させるものであり、図１(b) の作動表から明らかなように、クラッチＣおよびブレーキＢの何れか２つを掴み替える所謂クラッチツークラッチにより連続するギヤ段の変速を行うことができる。これ等のクラッチＣおよびブレーキＢは、多板式のクラッチやブレーキなど油圧アクチュエータによって係合制御される油圧式摩擦係合装置であり、油圧制御回路９８（図３参照）に設けられたソレノイドバルブやリニアソレノイドバルブの励磁、非励磁、或いは電流値制御などにより、係合、解放状態が切り換えられるとともに係合、解放時の過渡油圧などが制御される。

図５は、油圧制御回路９８のうちクラッチＣ１〜Ｃ４、およびブレーキＢ１、Ｂ２の各油圧アクチュエータ（油圧シリンダ）Ａ_C1、Ａ_C2、Ａ_C3、Ａ_C4、Ａ_B1、Ａ_B2の作動を制御するリニアソレノイド弁ＳＬ１〜ＳＬ６に関する回路図である。各油圧アクチュエータＡ_C1、Ａ_C2、Ａ_C3、Ａ_C4、Ａ_B1、Ａ_B2には、ライン油圧ＰＬがそれぞれリニアソレノイド弁ＳＬ１〜ＳＬ６により電子制御装置９０からの指令信号に応じた係合油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2、Ｐ_C3、Ｐ_C4、Ｐ_B1、Ｐ_B2に調圧されてそれぞれ直接的に供給されるようになっている。このライン油圧ＰＬは、エンジン３０により回転駆動される機械式のオイルポンプ４８（図１参照）から発生する油圧を元圧として図示しないリリーフ型調圧弁（レギュレータバルブ）によって、アクセル操作量Ａcc或いはスロットル弁開度θ_THで表されるエンジン負荷等に応じた値に調圧されるようになっている。リニアソレノイド弁ＳＬ１〜ＳＬ６は、基本的には何れも同じ構成で、電子制御装置９０により独立に励磁、非励磁され、各油圧アクチュエータＡ_C1、Ａ_C2、Ａ_C3、Ａ_C4、Ａ_B1、Ａ_B2の油圧が独立に調圧制御されてクラッチＣ１〜Ｃ４、およびブレーキＢ１、Ｂ２の係合油圧Ｐ_C1、Ｐ_C2、Ｐ_C3、Ｐ_C4、Ｐ_B1、Ｐ_B2が制御される。そして、自動変速機１０は、図１(b) の係合作動表に示すように所定のクラッチＣ、ブレーキＢが係合させられることによって各ギヤ段が成立させられる。

図３において、アクセルペダル５０の操作量であるアクセル操作量Ａccがアクセル操作量センサ５２により検出されるとともに、そのアクセル操作量Ａccを表す信号が電子制御装置９０に供給されるようになっている。アクセルペダル５０は、運転者の出力要求量に応じて大きく踏み込み操作されるもので、アクセル操作部材に相当し、アクセル操作量Ａccは出力要求量に相当する。また、エンジン３０の回転速度ＮＥを検出するためのエンジン回転速度センサ５８、エンジン３０の吸入空気量Ｑを検出するための吸入空気量センサ６０、吸入空気の温度Ｔ_A を検出するための吸入空気温度センサ６２、エンジン３０の電子スロットル弁９２の全閉状態（アイドル状態）およびその開度θ_THを検出するためのアイドルスイッチ付スロットルセンサ６４、車速Ｖ（出力軸２４の回転速度Ｎ_OUT に対応）を検出するための車速センサ６６、エンジン３０の冷却水温Ｔ_W を検出するための冷却水温センサ６８、常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無を検出するためのブレーキスイッチ７０、シフトレバー７２のレバーポジション（操作位置）Ｐ_SHを検出するためのレバーポジションセンサ７４、タービン回転速度ＮＴ（＝入力軸２２の回転速度Ｎ_IN）を検出するためのタービン回転速度センサ７６、前記第２遊星歯車装置１６のサンギヤＳ２の回転速度ＮＳ２を検出するためのＮＳ２回転速度センサ７７、油圧制御回路９８内の作動油の温度であるＡＴ油温Ｔ_OIL を検出するためのＡＴ油温センサ７８、アップシフトスイッチ８０、ダウンシフトスイッチ８２などが設けられており、それらのセンサやスイッチから、エンジン回転速度ＮＥ、吸入空気量Ｑ、吸入空気温度Ｔ_A 、スロットル弁開度θ_TH、車速Ｖ、エンジン冷却水温Ｔ_W 、ブレーキ操作の有無、シフトレバー７２のレバーポジションＰ_SH、タービン回転速度ＮＴ、サンギヤ回転速度ＮＳ２、ＡＴ油温Ｔ_OIL 、変速レンジのアップシフト指令Ｒ_UP、ダウンシフト指令Ｒ_DN、などを表す信号が電子制御装置９０に供給されるようになっている。

上記シフトレバー７２は、例えば運転席の近傍に配設され、図４に示すように、５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、または「Ｓ」へ手動操作されるようになっている。「Ｐ」ポジションは、自動変速機１０内の動力伝達を遮断してニュートラル状態（中立状態）とし、且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力軸２４の回転を阻止（ロック）するための駐車ポジションである。「Ｒ」ポジションは、後進走行を行うための後進走行ポジションで、前記第１後進ギヤ段「Ｒｅｖ１」または第２後進ギヤ段「Ｒｅｖ２」が成立させられる。「Ｎ」ポジションは、自動変速機１０内の動力伝達を遮断してニュートラル状態（中立状態）とするためのニュートラルポジションである。

また、「Ｄ」ポジションは、自動変速機１０の全変速範囲である第１速ギヤ段「１ｓｔ」〜第８速ギヤ段「８ｔｈ」の総ての前進ギヤ段を用いて変速制御を行う自動変速モード（Ｄレンジ）を成立させる前進走行ポジションである。「Ｓ」ポジションは、前進ギヤ段の変速範囲を制限した複数種類の変速レンジを切り換えることにより手動変速が可能なシーケンシャルモード（以下、Ｓモードという）を成立させる前進走行ポジションである。この「Ｓ」ポジションには、シフトレバー７２の操作毎に変速レンジをアップ側（高速側）にシフトさせるためのアップシフト位置「＋」、シフトレバー７２の操作毎に変速レンジをダウン側（低速側）にシフトさせるためのダウンシフト位置「−」が備えられており、それ等の操作が前記アップシフトスイッチ８０、ダウンシフトスイッチ８２によって検出される。アップシフト位置「＋」およびダウンシフト位置「−」は何れも不安定で、シフトレバー７２はスプリング等の付勢手段により自動的に「Ｓ」ポジションへ戻されるようになっており、アップシフト位置「＋」またはダウンシフト位置「−」への操作回数に応じて変速レンジが変更される。

図３の電子制御装置９０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、エンジン３０の出力制御や自動変速機１０の変速制御などを実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や変速制御用などに分けて構成される。

図６は、上記電子制御装置９０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図６において、エンジン制御手段１１０は、スロットル制御のためにスロットルアクチュエータにより電子スロットル弁９２（図３参照）を開閉制御する他、燃料噴射制御のために燃料噴射装置９４による燃料噴射を制御し、点火時期制御のためにイグナイタ等の点火装置９６による点火時期を制御するなどしてエンジン３０の出力制御を実行する。スロットル制御は、基本的にはアクセル操作量Ａccが増加するほどスロットル弁開度θ_THを増加させるように、図７に示す予め定められたマップ等に従って電子スロットル弁９２を開閉制御する。

変速制御手段１２０は、自動変速機１０の変速制御を行うもので、シフトレバー７２が「Ｄ」ポジションへ操作されることにより前記自動変速モード（Ｄレンジ）を成立させ、例えば図８の(a) に示すように車速Ｖおよびアクセル操作量Ａccをパラメータとして予め設定された変速マップに従って、総ての前進ギヤ段「１ｓｔ」〜「８ｔｈ」を用いて自動変速を行う。図８の(a) の変速マップは変速規則に相当するもので、実線はアップシフトを判断するための変速線（アップシフト線）であり、破線はダウンシフトを判断するための変速線（ダウンシフト線）である。また、シフトレバー７２が「Ｓ」ポジションへ操作されることにより前記Ｓモードを成立させ、アップシフト指令Ｒ_UPやダウンシフト指令Ｒ_DNに従って図８の(b) に示すように最高速段すなわち変速比が小さい高速側の変速範囲が異なる８つの変速レンジ「Ｄ」、「７」、「６」、・・・、「Ｌ」の何れかを電気的に成立させるとともに、各変速範囲内において前記図８(a) の変速マップに従って自動変速を行う。したがって、例えば下り坂などでシフトレバー７２をダウンシフト位置「−」へ繰り返し操作すると、変速レンジが例えば「４」レンジから、「３」レンジ、「２」レンジ、「Ｌ」レンジへ切り換えられ、第４速ギヤ段「４ｔｈ」から第３速ギヤ段「３ｒｄ」、第２速ギヤ段「２ｎｄ」、第１速ギヤ段「１ｓｔ」へ順次ダウンシフトされて、エンジンンブレーキ力が増大させられる。このＳモードで成立させられる第１速ギヤ段「１ｓｔ」は、エンジンブレーキ作用が得られるように前記ブレーキＢ２が係合させられる。

このような自動または手動による自動変速機１０の変速制御は、係合側摩擦係合装置の油圧（係合トルク）や解放側摩擦係合装置の油圧を予め定められた変化パターンに従って変化させたり、所定の変化タイミングで変化させたりすることによって行われる。例えば、図１１はパワーＯＮアップシフトにおける係合側油圧指令値および解放側油圧指令値を、タービン回転速度ＮＴや駆動トルク、エンジントルクＴＥの変化と関連付けて示すタイムチャートの一例で、タービン回転速度ＮＴの欄の「ｌｏｄｏｋｉ」は変速前ギヤ段における同期回転速度で、「ｈｉｄｏｋｉ」は変速後ギヤ段における同期回転速度であり、「各ギヤ段の変速比×出力軸回転速度Ｎ_OUT 」によって求められる。そして、タービン回転速度ＮＴがそれ等の同期回転速度と一致している場合は各ギヤ段が成立しているが、それ等の同期回転速度から外れている間は変速途中（イナーシャ相）であることを意味している。また、係合側油圧指令値、解放側油圧指令値は、何れも前記リニアソレノイド弁ＳＬ１〜ＳＬ６に対する励磁電流に対応するもので、実際の油圧は、この指令値よりも遅れてなまされた形で変化する。

上記図１１のタイムチャートから明らかなように、時間ｔ₁ でアップシフトの変速出力が為されると、係合側油圧指令値および解放側油圧指令値はそれぞれ予め定められた変化パターンで変化させられ、解放側油圧指令値は所定時間後に所定の変化率で低下させられる一方、係合側油圧指令値は、ファーストフィル後に所定の定圧待機圧に保持され、タービン回転速度ＮＴが変速前ギヤ段の同期回転速度ｌｏｄｏｋｉから変化するイナーシャ相の開始が検出されると（時間ｔ₂ ）、変速を進行させるように所定の勾配で上昇させられる。また、タービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉ付近に達すると（時間ｔ₃ ）、係合側油圧指令値は更に大きな勾配で上昇させられ、変速終了が確認されると（時間ｔ₄ ）最大油圧まで一気に上昇させられて油圧制御が終了し、係合側摩擦係合装置が最大油圧（ライン油圧ＰＬ）で完全係合させられる。なお、イナーシャ相においては、タービン回転速度ＮＴが所定の変化率で低下するように係合側油圧指令値をフィードバック制御するなど、他の種々の制御態様が可能である。

ここで、このようなアップシフトでは、タービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉまで低下するイナーシャ相において、入力軸２２やトルクコンバータ３２、エンジン３０の回転速度を強制的に低下させる必要があることから、それ等のイナーシャトルクによって駆動トルクが増大するとともに、イナーシャ相の終了に伴ってそのイナーシャトルクや駆動トルクが急に低下する際に変速ショックが発生する。この変速ショックを防止するため、前記エンジン制御手段１１０はイナーシャ相トルクダウン手段１１２を備えており、点火時期の遅角制御によりイナーシャ相でエンジン３０のトルクダウン制御を行うようになっている。図１１の「エンジントルク」の欄の破線はスロットル弁開度θ_THに対応するトルクで、点火時期の遅角制御によりエンジントルクＴＥが所定量だけ低下させられており、これによりイナーシャ相における駆動トルクの増大が抑制される。

しかしながら、このようにイナーシャ相でエンジン３０のトルクダウン制御を行っても、イナーシャ相の終了時には係合側摩擦係合装置の係合によりタービン回転速度ＮＴやエンジン回転速度ＮＥの低下が急に止まるため、その時のイナーシャトルクの急な変化を完全に無くすことは困難であり、イナーシャトルクの急な変化に起因して、自動変速機１０の出力軸２４から駆動輪４０Ｌ、４０Ｒまでの動力伝達系４２で捩り振動が発生し、図１１の「駆動トルク」の欄に一点鎖線で示すように、共振により変速終了後も暫く駆動トルクが振動して乗り心地が損なわれるという問題があった。これに対し、イナーシャ相の終了時に、例えば係合側摩擦係合装置の油圧を一時的に低下させて滑りを生じさせ、タービン回転速度ＮＴを滑らかに変化させるなまし処理を行うことが考えられるが、変速時間が長くなって好ましくない。

このような問題を解決するために、本実施例では、イナーシャ相の終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する上記動力伝達系４２の捩り振動が相殺されるように、エンジン３０のトルクＴＥを一時的に増大させる振動抑制手段１３０（図６参照）を備えている。この振動抑制手段１３０は、前記電子制御装置９０の信号処理によって実現されるもので、出力トルク演算手段１３２、フィルター手段１３４、ガード手段１３６、差トルク算出手段１３８、およびエンジントルク補正手段１４０を機能的に備えており、エンジントルク補正手段１４０は更にスロットル事前開き手段１４２を備えている。図９は、上記振動抑制手段１３０による処理内容を具体的に説明するフローチャートで、ステップＳ３は出力トルク演算手段１３２に相当し、ステップＳ４はフィルター手段１３４に相当し、ステップＳ５はガード手段１３６に相当し、ステップＳ６は差トルク算出手段１３８に相当し、ステップＳ７はエンジントルク補正手段１４０に相当する。本実施例では、上記差トルク算出手段１３８およびエンジントルク補正手段１４０が請求項２のトルク補正手段として機能している。

図９において、ステップＳ１では、前記変速制御手段１２０によりアップシフトの変速出力（油圧制御の開始）が為されたか否かを判断し、アップシフトの変速出力が為された場合にはステップＳ２を実行する。ステップＳ２では、イナーシャ相が開始したか否かを、例えばタービン回転速度ＮＴが変速前ギヤ段の同期回転速度ｌｏｄｏｋｉから変化したか否かによって判断し、イナーシャ相の開始が検出された場合はステップＳ３以下の振動抑制処理を開始する。本実施例では、イナーシャ相の開始を検出してステップＳ３以下を実行するが、振動抑制手段１３０は、イナーシャ相終了時におけるイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系４２の捩り振動を抑制するためのものであるため、少なくともイナーシャ相が終了する前に信号処理を開始するようになっておれば良く、例えばタービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉよりも所定値だけ高い判定値に達した時、或いはイナーシャ相が終了する予想時間が所定時間以下になった時等に、ステップＳ３以下の処理を開始するようにしても良い。イナーシャ相が終了する予想時間は、例えば同期回転速度ｈｉｄｏｋｉに達するまでの実際の回転速度差をタービン回転速度ＮＴの変化率ΔＮＴで割り算することによって求めることができる。

ステップＳ３では、自動変速機１０の出力トルクＴｏ（ｔ）を算出する。この出力トルクＴｏ（ｔ）の算出に際しては、図１２に示すように、係合側摩擦係合装置のトルク容量から決まる変速中出力トルクＴｏ１、および変速後ギヤ段の変速比と推定入力トルクとによって決まる変速後出力トルクＴｏ２をそれぞれ逐次算出し、タービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉと略一致してイナーシャ相の終了判定が為されるまではＴｏ（ｔ）＝Ｔｏ１とし、イナーシャ相の終了判定が為された後はＴｏ（ｔ）＝Ｔｏ２とする。変速中出力トルクＴｏ１は、本実施例のように直接圧制御の場合、係合側油圧指令値に対応する係合油圧Ｐkeigo 、油圧アクチュエータのリターンスプリング荷重Ｆspおよび受圧面積Ａに基づいて次式(3) に従って有効圧Ｐyukoを求めた後、次式(4) のように受圧面積Ａや摩擦材の摩擦係数等によって定まるトルク容量換算係数Ｋを掛け算することによりトルク容量Ｔkeigo を算出し、これに次式(5) のように変速後ギヤ段の変速比γhiを掛け算することによって求めることができる。コントロールバルブを用いて係合油圧を制御する場合は、係合側油圧指令値に対応する油圧値にコントロールバルブのゲインを掛け算することによって上記係合油圧Ｐkeigo を算出するようにすれば良い。また、変速後出力トルクＴｏ２は、スロットル弁開度θ_THやエンジン回転速度ＮＥ、トルクコンバータ３２のトルク比等から求められる推定入力トルクＴinを用いて、次式(6) のようにその推定入力トルクＴinに変速後ギヤ段の変速比γhiを掛け算することによって求めることができる。
Ｐyuko＝Ｐkeigo −Ｆsp／Ａ ・・・(3)
Ｔkeigo ＝Ｐyuko×Ｋ ・・・(4)
Ｔｏ１＝Ｔkeigo ×γhi ・・・(5)
Ｔｏ２＝Ｔin×γhi ・・・(6)

次のステップＳ４では、上記出力トルクＴｏ（ｔ）に予め設定されたフィルターＧ（ｓ）をかけて制振トルクＴ_H （ｔ）を算出する。フィルターＧ（ｓ）は、出力軸２４から駆動輪４０Ｌ、４０Ｒまでの動力伝達系４２の固有振動数ωの振動成分を減衰させるためのもので、本実施例では前記(1) 式に示すように車両毎に２次の応答遅れで予め実験的に求められた車両の振動特性Ｃ（ｓ）に基づいて、進みフィルターおよび遅れフィルターを用いて前記(2) 式に示すように設定されている。図１０は、このフィルターＧ（ｓ）の特性の一例で、減衰のピークが固有振動数ωと略一致するように、前記減衰係数ζ₁ 、ζ₂ が設定されている。これにより、出力トルクＴｏ（ｔ）の変化が小さい時には、制振トルクＴ_H （ｔ）は出力トルクＴｏ（ｔ）と略同じ値になるが、イナーシャ相の終了時（時間ｔ₃ ）に図１２に示すように出力トルクＴｏ（ｔ）が急に大きく変化した場合には、制振トルクＴ_H （ｔ）は破線で示すように出力トルクＴｏ（ｔ）＝Ｔｏ２から大きく離隔する。この離隔は、動力伝達系４２の捩り振動や駆動トルクの振動を意味し、制振トルクＴ_H （ｔ）と出力トルクＴｏ（ｔ）との差トルクΔＴ（ｔ）だけ実際の出力トルクを増大させることにより、捩り振動を相殺して駆動トルクの振動を抑制することができる。

ステップＳ５では、上記差トルクΔＴ（ｔ）だけ実際の出力トルクが増加するようにエンジントルクＴＥの増大補正を行った場合に、前記係合側摩擦係合装置のトルク容量の限界を超えることがないように、上記制振トルクＴ_H （ｔ）にガード処理を行う。具体的には、前記変速中出力トルクＴｏ１を算出する場合と同様に、その時の係合側油圧指令値に基づいて係合側摩擦係合装置のトルク容量を算出するとともに、そのトルク容量で伝達可能な出力トルクＴｏmax を求めて、その出力トルクＴｏmax 以下、或いは所定の余裕を持って制振トルクＴ_H （ｔ）にガードをかければ良い。なお、イナーシャ相が終了する直前における変速中出力トルクＴｏ１をそのまま用いて制振トルクＴ_H （ｔ）にガードをかけるようにしても良い。

ステップＳ６では、上記ガード処理が行われた制振トルクＴ_H （ｔ）から出力トルクＴｏ（ｔ）、この場合は変速後出力トルクＴｏ２を引き算することにより、差トルクΔＴ（ｔ）を算出する。そして、ステップＳ７では、その差トルクΔＴ（ｔ）だけ出力トルクを増大させるためのエンジントルクＴＥの補正トルクΔＴＥ（ｔ）を変速後ギヤ段の変速比γhi等に基づいて算出し、その補正トルクΔＴＥ（ｔ）だけエンジントルクＴＥが増大するようにエンジン３０の出力制御を行う。その場合に、エンジン３０はスロットル弁開度θ_THが変化して実際にトルクが増加するまでに応答遅れを有するため、本実施例ではスロットル事前開き手段１４２によりイナーシャ相終了前にスロットル弁開度θ_THを予め所定量だけ開いておき、点火時期の遅角制御で所定トルクまで低下させるとともに、イナーシャ相終了時（時間ｔ₃ ）に点火時期の遅角量を変更することにより、制振トルクＴ_H （ｔ）の変化に応じてエンジントルクＴＥを高い応答性で増大補正できるようにしている。

上記スロットル事前開き手段１４２は、例えばタービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉよりも所定値だけ高い判定値に達した時、或いはイナーシャ相が終了する予想時間が所定時間以下になった時等に、スロットル弁開度θ_THを所定量だけ開き制御するものである。また、その開き量は、前記補正トルクΔＴＥ（ｔ）だけエンジントルクＴＥを増加させることができるように、例えば変速の種類毎に余裕を持って予め一定値が定められても良いが、前記変速中出力トルクＴｏ１と変速後出力トルクＴｏ２との差をパラメータとして予め定められたマップ等により設定されるようにすることもできる。また、出力トルクＴｏ（ｔ）＝制振トルクＴ_H （ｔ）となり、エンジントルクＴＥの増大補正が終了したら（時間ｔ₅ ）、スロットル弁開度θ_THを、図７のマップに従ってアクセル操作量Ａccに応じて求められるスロットル弁開度θ_THまで戻すとともに、それに対応して点火時期の遅角量が０とされる。

このように、本実施例の車両用駆動装置８の制御装置においては、イナーシャ相の終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系４２の捩り振動が相殺されるように、イナーシャ相終了時にエンジン３０のトルクＴＥが増大補正されるため、イナーシャトルクの急な変化に起因する捩り振動、更には駆動トルクの振動が抑制されて乗り心地が向上する。

特に、本実施例では、自動変速機１０の出力トルクＴｏ（ｔ）を計算によって算出するとともに、その出力トルクＴｏ（ｔ）にフィルターＧ（ｓ）をかけることにより、動力伝達系４２の固有振動数ωの振動成分を減衰させる制振トルクＴ_H （ｔ）を求め、その制振トルクＴ_H （ｔ）と出力トルクＴｏ（ｔ）との差トルクΔＴ（ｔ）だけ実際の出力トルクを増大させるようにエンジン３０のトルクＴＥを増大補正するため、イナーシャ相の終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系４２の捩り振動を適切に抑制することが可能で、図１１の「駆動トルク」の欄に実線で示すように駆動トルクの振動を効果的に防止できる。

ここで、上記制振トルクＴ_H （ｔ）に応じたエンジントルクＴＥの増大補正は、出力トルクＴｏ（ｔ）が変速中出力トルクＴｏ１から変速後出力トルクＴｏ２に切り換えられる際の変化に基づいて実施され、その変速中出力トルクＴｏ１から変速後出力トルクＴｏ２への切り換えは、イナーシャ相の終了判定に従って行われるが、その切り換えタイミングがずれると所望の振動抑制作用が得られない。このため、変速中出力トルクＴｏ１から変速後出力トルクＴｏ２へ切り換えるためのイナーシャ相の終了判定は、所望の振動抑制作用が得られるように変速時の油圧制御の制御態様等を考慮して適宜設定され、必ずしもタービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉと完全に一致した時である必要はなく、例えばタービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉよりも所定値だけ高い判定値に達した時、或いはイナーシャ相が終了する予想時間が所定時間以下になった時等に、変速中出力トルクＴｏ１から変速後出力トルクＴｏ２へ切り換えるようにしても良い。また、実際の動力伝達系４２の振動状態を計測して、切り換えタイミングを学習補正するようにすることも可能である。

一方、本実施例ではガード手段１３６が設けられ、係合側摩擦係合装置のトルク容量の限界を超えることがないように制振トルクＴ_H （ｔ）にガード処理が行われるため、エンジントルクＴＥの増大補正で係合側摩擦係合装置がスリップして変速ショックが悪化することが防止される。

また、本実施例ではスロットル事前開き手段１４２によりイナーシャ相終了前にスロットル弁開度θ_THを予め所定量だけ開いておき、点火時期の遅角制御で所定トルクまで低下させるとともに、イナーシャ相終了時（時間ｔ₃ ）に点火時期の遅角量を変更することにより、制振トルクＴ_H （ｔ）の変化に応じてエンジントルクＴＥが高い応答性で増大補正されるため、エンジン３０のスロットル弁開度θ_THが変化して実際にトルクが増加するまでの応答遅れに拘らず、イナーシャ相終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系４２の捩り振動を適切に抑制することができる。

なお、上記実施例ではフィルター手段１３４によって得られる制振トルクＴ_H （ｔ）に基づいてエンジントルクＴＥが増大補正されるが、図１３および図１４に示すように、イナーシャ相終了時の出力トルク変化量ΔＴｏを計算によって求め、その出力トルク変化量ΔＴｏに応じて予め定められた補正出力トルクＴｏhosei だけ出力トルクが増大するように、エンジントルクＴＥを増大補正するようにしても良い。

図１３のステップＲ１では、前記ステップＳ１と同様にしてアップシフトか否かを判断し、アップシフトの場合にはステップＲ２でイナーシャ相終了直前か否かを判断する。イナーシャ相の終了直前か否かは、例えばタービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉよりも所定値だけ高い判定値に達したか否か、或いはイナーシャ相が終了する予想時間が所定時間以下になったか否か、等によって判断でき、イナーシャ相終了直前になったらステップＲ３以下の振動抑制処理を開始する。

ステップＲ３では、前記実施例と同様にして変速中出力トルクＴｏ１および変速後出力トルクＴｏ２を算出するとともに、イナーシャ相終了時における出力トルク変化量ΔＴｏとして、その変速中出力トルクＴｏ１と変速後出力トルクＴｏ２との差（Ｔｏ１−Ｔｏ２）を算出する。そして、ステップＲ４では、その出力トルク変化量ΔＴｏをパラメータとして変速の種類毎に予め設定されたマップや演算式などから補正出力トルクＴｏhosei を算出する。この補正出力トルクＴｏhosei は、イナーシャ相の終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系４２の捩り振動を相殺できるように、予め実験等によって設定される。

次のステップＲ５では、上記補正出力トルクＴｏhosei だけ出力トルクを増大させるための補正エンジントルクＴＥhosei を変速後ギヤ段の変速比γhi等に基づいて算出し、ステップＲ６では、イナーシャ相の終了判定に従ってその補正エンジントルクＴＥhosei だけエンジントルクＴＥが増大するように、スロットル弁開度θ_THの事前開き制御や点火時期の遅角量の制御でエンジン３０の出力制御を行う。このエンジントルクＴＥの増大補正の補正時間ｔhosei は、イナーシャ相の終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系４２の捩り振動を相殺できるように、予め実験等によって設定され、具体的には動力伝達系４２の固有振動数ωの振動周期の１／４程度に定められる。その後、点火時期の遅角量の制御でエンジントルクＴＥが、アクセル操作量Ａccに対応するトルクまで滑らかに低下させられる。また、スロットル弁開度θ_THが、前記図７のマップに従ってアクセル操作量Ａccに応じて求められるスロットル弁開度θ_THまで戻されるとともに、それに対応して点火時期の遅角量が０とされる。

本実施例でも、イナーシャ相の終了時にイナーシャトルクの急な変化に起因して発生する動力伝達系４２の捩り振動が相殺されるように、イナーシャ相終了時にエンジン３０のトルクＴＥが増大補正されるため、イナーシャトルクの急な変化に起因する捩り振動、更には駆動トルクの振動が抑制されて乗り心地が向上する。

特に、本実施例では、出力トルク変化量ΔＴｏに応じて予め設定された補正出力トルクＴｏhosei だけ出力トルクを増大させるようにエンジントルクＴＥを増大補正するため、フィルター手段１３４等による複雑な演算処理が必要な前記実施例に比較して信号処理が簡略になり、電子制御装置９０の負荷が軽減される。

なお、本実施例においても、イナーシャ相の終了判定に従って補正エンジントルクＴＥhosei だけエンジントルクＴＥを増大させるタイミングが重要で、イナーシャ相の終了判定は必ずしもタービン回転速度ＮＴが変速後ギヤ段の同期回転速度ｈｉｄｏｋｉと完全に一致した時である必要はなく、所望の振動抑制作用が得られるように変速時の油圧制御の制御態様等を考慮して適宜設定される。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更，改良を加えた態様で実施することができる。

図３の車両用駆動装置の自動変速機を説明する図で、(a) は骨子図、(b) は各変速段を成立させるための係合要素の作動状態を説明する作動表である。 図１の自動変速機において、変速段毎に各回転要素の回転速度を直接で結ぶことができる共線図である。 本発明が適用された車両用駆動装置を制御系統と共に示すブロック線図である。 図３のシフトレバーのシフトパターンの一例を示す図である。 図３の油圧制御回路のうち自動変速機の変速制御に関連する部分を説明する回路図である。 図３の電子制御装置が備えている機能を説明するブロック線図である。 図６のエンジン制御手段によって行われるスロットル制御で用いられるアクセル操作量Ａccとスロットル弁開度θ_THとの関係の一例を示す図である。 図６の変速制御手段によって行われる自動変速機の変速制御を説明する図で、(a) は運転状態に応じてギヤ段を自動的に切り換える際に用いられる変速マップの一例で、(b) は複数の変速レンジの変速範囲を示す図である。 図６の振動抑制手段によって行われる信号処理の内容を具体的に説明するフローチャートである。 図９のステップＳ４のフィルター処理で用いられるフィルターＧ（ｓ）の特性の一例を示す図である。 図９のフローチャートに従ってアップシフトのイナーシャ相終了時にエンジントルクの増大補正が行われる場合の駆動トルクの変化を、増大補正無しの場合（一点鎖線）と比較して示すタイムチャートの一例である。 図９のフローチャートに従ってアップシフトのイナーシャ相終了時にエンジントルクの増大補正が行われる場合に、そのエンジントルクの変化を、出力トルクの算出値Ｔｏ（ｔ）を用いて求められる制振トルクＴ_H （ｔ）と関連付けて示すタイムチャートの一例である。 本発明の他の実施例を説明するフローチャートである。 図１３のフローチャートに従ってアップシフトのイナーシャ相終了時にエンジントルクの増大補正が行われる場合に、そのエンジントルクの変化を、出力トルク変化量ΔＴｏに応じて設定される補正出力トルクＴｏhosei と関連付けて示すタイムチャートの一例である。

符号の説明

８：車両用駆動装置 １０：自動変速機 ３０：エンジン（動力源） ４２：動力伝達系 ９０：電子制御装置 １１０：エンジン制御手段 １３０：振動抑制手段 １３２：出力トルク演算手段 １３４：フィルター手段 １３８：差トルク算出手段（トルク補正手段） １４０：エンジントルク補正手段（トルク補正手段） ＮＴ：タービン回転速度（入力軸回転速度） ｈｉｄｏｋｉ：変速後の同期回転速度 ｔhosei ：補正時間（所定時間）

Claims (2)

1. 複数の摩擦係合装置の係合および解放で複数のギヤ段が成立させられる自動変速機のパワーＯＮ時のアップシフトに際して、該自動変速機の入力軸回転速度が変速後の同期回転速度に到達するイナーシャ相の終了に伴うイナーシャトルクの変化に起因して、該自動変速機から駆動輪までの動力伝達系で捩り振動が発生し、駆動トルクが振動することを防止する車両用駆動装置の制御装置であって、
   前記イナーシャ相の終了時に、前記捩り振動が相殺されるように所定時間だけ前記自動変速機の出力トルクを増大させる振動抑制手段を有し、且つ、
   該振動抑制手段は、
   前記アップシフトの際のイナーシャ相中の係合側摩擦係合装置のトルク容量に基づいて変速中出力トルクＴｏ１を算出するとともに、変速後ギヤ段の変速比および推定入力トルクに基づいて変速後出力トルクＴｏ２を算出する手段と、
   前記イナーシャ相の終了時に前記変速中出力トルクＴｏ１と前記変速後出力トルクＴｏ２との差である出力トルク変化量ΔＴｏに応じて動力伝達系に生じる捩り振動を相殺するための補正出力トルクＴｏhosei を、該変速中出力トルクＴｏ１および該変速後出力トルクＴｏ２に基づいて算出する手段と、
   前記捩り振動が相殺されるように、前記動力伝達系に関して予め求められた固有振動数ωに基づいて所定時間だけ前記自動変速機の出力トルクを前記補正出力トルクＴｏhosei だけ増大させる手段と、を備えている
   ことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
2. 前記振動抑制手段は、
   前記自動変速機の出力トルクＴｏ（ｔ）として前記変速中出力トルクＴｏ１および前記変速後出力トルクＴｏ２を算出する出力トルク演算手段と、
   該出力トルクＴｏ（ｔ）を、前記固有振動数ωの振動成分を減衰させるために予め設定されたフィルターＧ（ｓ）にかけて、制振トルクＴ_H （ｔ）を求めるフィルター手段と、
   前記制振トルクＴ_H （ｔ）と前記出力トルクＴｏ（ｔ）との差トルクΔＴ（ｔ）を前記補正出力トルクＴｏhosei として求め、該差トルクΔＴ（ｔ）だけ実際の出力トルクを増大させるトルク補正手段と、
   を有することを特徴とする請求項１に記載の車両用駆動装置の制御装置。

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