JP7188269B2

JP7188269B2 - vehicle controller

Info

Publication number: JP7188269B2
Application number: JP2019087891A
Authority: JP
Inventors: 宏四郎小坂; 裕康本田; 典弘塚本
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2019-05-07
Filing date: 2019-05-07
Publication date: 2022-12-13
Anticipated expiration: 2039-05-07
Also published as: JP2020183168A

Description

本発明は、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路の一部を構成する自動変速機を備えた車両の制御装置に関するものである。 The present invention relates to a control device for a vehicle equipped with an automatic transmission forming part of a power transmission path between an engine and drive wheels.

エンジンと、前記エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路の一部を構成する自動変速機とを備えた車両の制御装置が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された駆動力制御装置がそれである。この特許文献１には、運転者のアクセルペダルの操作量と車速とに基づいて目標駆動力を決定し、その目標駆動力を基に目標変速比と目標エンジントルクとを設定することが開示されている。 2. Description of the Related Art Control devices for vehicles having an engine and an automatic transmission forming part of a power transmission path between the engine and drive wheels are well known. For example, the driving force control device described in Patent Document 1 is one of them. This patent document 1 discloses that a target driving force is determined based on the amount of operation of the accelerator pedal by the driver and the vehicle speed, and a target gear ratio and a target engine torque are set based on the target driving force. ing.

特開２００６－２９８３１７号公報JP 2006-298317 A

ところで、例えば目標駆動力を実現する為の目標エンジントルクに対して大気圧が低い等の外的要因によって実エンジントルクが不足する場合、自動変速機の変速比をダウンシフト側に変化させることで狙いの駆動力を実現することが考えられる。この際、単一の駆動力マップを用いて運転者のアクセルペダルの操作量を基に目標駆動力を算出する場合、外的要因で実エンジントルクが不足するときも目標駆動力には変化がない。そうすると、駆動力の不足分を補填する為に自動変速機のダウンシフトが行われても、変速比を変化させた分は目標エンジントルクを小さくすることで目標駆動力に整合させる為、駆動力の不足分を補填することができない。 By the way, for example, when the actual engine torque is insufficient with respect to the target engine torque for realizing the target driving force due to an external factor such as low atmospheric pressure, the gear ratio of the automatic transmission can be changed to the downshift side. It is conceivable to realize the target driving force. At this time, when the target driving force is calculated based on the amount of operation of the accelerator pedal by the driver using a single driving force map, the target driving force does not change even when the actual engine torque is insufficient due to external factors. do not have. Then, even if the automatic transmission is downshifted to make up for the lack of driving force, the target engine torque is reduced by the change in the gear ratio to match the target driving force. cannot make up for the shortfall of

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、所定の外的要因に基づいて変速比を変更したときに、狙いの駆動力を実現することができる車両の制御装置を提供することにある。 SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances, and its object is to realize a target driving force when the gear ratio is changed based on a predetermined external factor. An object of the present invention is to provide a control device for a vehicle.

第１の発明の要旨とするところは、（ａ）エンジンと、前記エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路の一部を構成する自動変速機とを備えた車両の、制御装置であって、（ｂ）運転者の加速操作量に基づいて前記車両の目標駆動力を算出する目標駆動力算出部と、（ｃ）前記算出された目標駆動力と前記算出された目標駆動力に基づく前記自動変速機の基本変速比とに基づいて前記エンジンの出力トルクの目標値を算出するエンジン制御部とを、含むものであり、（ｄ）前記目標駆動力算出部は、前記基本変速比が所定の外的要因に基づいて変更後変速比に変更されると、前記変更後変速比の前記基本変速比に対する比の値分、前記算出された目標駆動力を補正した補正後駆動力を算出するものであり、（ｅ）前記エンジン制御部は、前記基本変速比が前記変更後変速比に変更されると、前記算出された補正後駆動力と前記変更後変速比とに基づいて前記エンジンの出力トルクの目標値を算出することにある。 The gist of the first invention is (a) a control device for a vehicle equipped with an engine and an automatic transmission forming part of a power transmission path between the engine and drive wheels, (b) a target driving force calculation unit for calculating a target driving force of the vehicle based on the acceleration operation amount of the driver; and (c) the calculated target driving force and the calculated target driving force (d) the target driving force calculation unit calculates a target value of the output torque of the engine based on the basic gear ratio of the automatic transmission based on the basic gear ratio is changed to the post-change gear ratio based on a predetermined external factor, the post-correction drive force obtained by correcting the calculated target drive force by the value of the ratio of the post-change gear ratio to the basic gear ratio is (e) when the basic gear ratio is changed to the post-change gear ratio, the engine control unit calculates the To calculate a target value of engine output torque .

前記第１の発明によれば、目標駆動力に基づく自動変速機の基本変速比が所定の外的要因に基づいて変更後変速比に変更されると、その変更後変速比のその基本変速比に対する比の値分、その目標駆動力を補正した補正後駆動力が算出され、その補正後駆動力とその変更後変速比とに基づいてエンジンの出力トルクの目標値が算出されるので、補正前の目標駆動力と変更後変速比とに基づいてエンジンの出力トルクの目標値を算出することと比べて、変更後変速比の基本変速比に対する比の値分、エンジンの出力トルクの目標値を変化させることができる。よって、所定の外的要因に基づいて変速比を変更したときに、狙いの駆動力を実現することができる。 According to the first aspect of the invention, when the basic gear ratio of the automatic transmission based on the target driving force is changed to the changed gear ratio based on a predetermined external factor, the changed gear ratio is changed to the basic gear ratio. The post-correction drive force is calculated by correcting the target drive force by the value of the ratio to the gear ratio, and the target value of the output torque of the engine is calculated based on the post-correction drive force and the post-change gear ratio. , the target value of the output torque of the engine is calculated based on the target driving force before correction and the gear ratio after change. Target value can be changed. Therefore, when the gear ratio is changed based on a predetermined external factor, the target driving force can be achieved.

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図であると共に、車両における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a diagram for explaining a schematic configuration of a vehicle to which the present invention is applied, and is a diagram for explaining main parts of a control system and control functions for various controls in the vehicle; 電子制御装置の制御作動の要部すなわち所定の外的要因に基づいて目標変速比を変更したときに狙いの駆動力を実現する為の制御作動を説明するブロック図である。FIG. 4 is a block diagram illustrating a main part of the control operation of the electronic control unit, that is, the control operation for realizing the target driving force when the target gear ratio is changed based on a predetermined external factor; 電子制御装置の制御作動の要部すなわち所定の外的要因に基づいて目標変速比を変更したときに狙いの駆動力を実現する為の制御作動を説明するフローチャートである。4 is a flow chart for explaining a main part of the control operation of the electronic control unit, that is, the control operation for realizing the target driving force when the target gear ratio is changed based on a predetermined external factor; アクセル開度に基づいて直接的に算出したドライバ駆動力を用いてエンジン制御と変速機制御とを行う為の制御作動において、目標変速比が基本変速比から変更後変速比へ変更された場合の一例を説明するブロック図であって、本実施例の比較例を示す図である。In the control operation for performing engine control and transmission control using the driver driving force directly calculated based on the accelerator opening, when the target gear ratio is changed from the basic gear ratio to the post-change gear ratio FIG. 10 is a block diagram for explaining an example, and is a diagram showing a comparative example of the present embodiment;

本発明の実施形態において、前記自動変速機は、例えば公知の遊星歯車式自動変速機、公知の同期噛合型平行２軸式自動変速機、同期噛合型平行２軸式自動変速機であって入力軸を２系統備える型式の公知のＤＣＴ（Dual Clutch Transmission）、公知のベルト式又はトロイダル式の無段変速機などである。 In an embodiment of the present invention, the automatic transmission is, for example, a known planetary gear type automatic transmission, a known synchronous mesh parallel twin shaft automatic transmission, or a synchronous mesh parallel twin shaft automatic transmission. Examples include a known DCT (Dual Clutch Transmission) type having two shafts, and a known belt-type or toroidal-type continuously variable transmission.

また、前記ベルト式の無段変速機は、各々油圧アクチュエータに作動油圧が供給されることによって固定シーブと可動シーブとの間の溝幅が変更させられるプライマリプーリ及びセカンダリプーリと、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとに巻き掛けられた伝動ベルトとを有する無段変速機である。前記車両は前記油圧アクチュエータに供給される作動油圧としてのプーリ油圧を制御する油圧制御回路を備える。この油圧制御回路は、例えば前記油圧アクチュエータへの作動油の流量を制御することにより結果的にプーリ油圧を生じるように構成されても良い。このような油圧制御回路により、前記プライマリプーリ及び前記セカンダリプーリにおける各推力（＝プーリ油圧×受圧面積）が各々制御されることで、前記伝動ベルトの滑りを防止しつつ目標の変速が実現されるように変速制御が実行される。広義には、ベルト式の無段変速機の概念にチェーン式の無段変速機を含む。 Further, the belt-type continuously variable transmission includes a primary pulley and a secondary pulley in which a groove width between a fixed sheave and a movable sheave is changed by supplying hydraulic pressure to a hydraulic actuator, and the primary pulley. The continuously variable transmission includes the secondary pulley and a transmission belt wound around the secondary pulley. The vehicle includes a hydraulic control circuit that controls pulley hydraulic pressure as working hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator. The hydraulic control circuit may be configured, for example, to control the flow of hydraulic fluid to the hydraulic actuator, resulting in pulley hydraulic pressure. By controlling each thrust (=pulley hydraulic pressure×pressure receiving area) in the primary pulley and the secondary pulley by such a hydraulic control circuit, a target shift is realized while preventing the transmission belt from slipping. Shift control is executed as follows. In a broad sense, the concept of a belt-type continuously variable transmission includes a chain-type continuously variable transmission.

また、前記無段変速機などにおける変速比は、「入力側の回転部材の回転速度／出力側の回転部材の回転速度」である。例えば、前記無段変速機の変速比は、「プライマリプーリの回転速度／セカンダリプーリの回転速度」である。変速比におけるハイ側は、変速比が小さくなる側である高車速側である。変速比におけるロー側は、変速比が大きくなる側である低車速側である。例えば、最ロー側変速比は、最も低車速側となる最低車速側の変速比であり、変速比が最も大きな値となる最大変速比である。 In addition, the gear ratio in the above-mentioned continuously variable transmission or the like is "the rotational speed of the rotating member on the input side/the rotational speed of the rotating member on the output side". For example, the gear ratio of the continuously variable transmission is "rotational speed of primary pulley/rotational speed of secondary pulley". The high side of the gear ratio is the high vehicle speed side on which the gear ratio becomes smaller. The low side of the gear ratio is the low vehicle speed side on which the gear ratio increases. For example, the lowest gear ratio is the gear ratio on the lowest vehicle speed side, which is the lowest vehicle speed side, and is the maximum gear ratio at which the gear ratio has the largest value.

また、前記エンジンは、例えば燃料の燃焼によって動力を発生するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等である。又、前記車両は、前記エンジンに加えて、回転機等を備えていても良い。 Further, the engine is, for example, a gasoline engine or a diesel engine that generates power by burning fuel. Also, the vehicle may include a rotating machine or the like in addition to the engine.

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両１０は、エンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。 FIG. 1 is a diagram for explaining a schematic configuration of a vehicle 10 to which the present invention is applied, and is a diagram for explaining control functions and main parts of a control system for various controls in the vehicle 10. As shown in FIG. In FIG. 1 , a vehicle 10 includes an engine 12 , drive wheels 14 , and a power transmission device 16 provided in a power transmission path between the engine 12 and the drive wheels 14 .

動力伝達装置１６は、車体に取り付けられる非回転部材としてのケース１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結されたタービン軸２２、タービン軸２２に連結された前後進切替装置２４、前後進切替装置２４に連結された入力軸２６、入力軸２６に連結されたベルト式の無段変速機２８、無段変速機２８に連結された出力軸３０、減速ギヤ機構３２、ディファレンシャルギヤ３４等を備えている。又、動力伝達装置１６は、ディファレンシャルギヤ３４に連結された左右のドライブシャフト３６等を備えている。動力伝達装置１６において、エンジン１２から出力される動力は、トルクコンバータ２０、前後進切替装置２４、無段変速機２８、減速ギヤ機構３２、ディファレンシャルギヤ３４、及びドライブシャフト３６等を順次介して駆動輪１４へ伝達される。前記動力は、特に区別しない場合にはトルクや力も同意である。 The power transmission device 16 includes a well-known torque converter 20 as a hydrodynamic transmission device connected to the engine 12, a turbine shaft 22 connected to the torque converter 20, a turbine shaft 22 connected to the torque converter 20, a turbine shaft 22 connected to the torque converter 20, and a turbine shaft 22 connected to the torque converter 20. A forward/reverse switching device 24 connected to the shaft 22, an input shaft 26 connected to the forward/reverse switching device 24, a belt-type continuously variable transmission 28 connected to the input shaft 26, and a continuously variable transmission 28 connected to the It has an output shaft 30, a reduction gear mechanism 32, a differential gear 34, and the like. The power transmission device 16 also includes left and right drive shafts 36 connected to a differential gear 34 and the like. In the power transmission device 16, the power output from the engine 12 is driven through the torque converter 20, the forward/reverse switching device 24, the continuously variable transmission 28, the reduction gear mechanism 32, the differential gear 34, the drive shaft 36, etc. in sequence. transmitted to the wheel 14; The power is also synonymous with torque and force unless otherwise specified.

エンジン１２は、車両１０の走行用の動力源であり、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の公知の内燃機関である。このエンジン１２は、後述する電子制御装置８０によって、車両１０に備えられたスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置などが制御されることにより、エンジン１２の出力トルクであるエンジントルクＴeが制御される。 The engine 12 is a power source for running the vehicle 10, and is a known internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine. The engine 12 is controlled by an electronic control unit 80, which will be described later, such as a throttle actuator, a fuel injection device, an ignition device, etc. provided in the vehicle 10, thereby controlling the engine torque Te, which is the output torque of the engine 12. .

トルクコンバータ２０は、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及びタービン軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。又、トルクコンバータ２０には、ポンプ翼車２０ｐ及びタービン翼車２０ｔの間すなわちトルクコンバータ２０の入出力回転部材間を直結可能な公知のロックアップクラッチＬＵが設けられている。 The torque converter 20 includes a pump impeller 20 p connected to the engine 12 and a turbine impeller 20 t connected to the turbine shaft 22 . Further, the torque converter 20 is provided with a known lockup clutch LU capable of directly connecting between the pump impeller 20p and the turbine impeller 20t, that is, between the input and output rotating members of the torque converter 20. FIG.

動力伝達装置１６は、ポンプ翼車２０ｐに連結された機械式のオイルポンプ３８を備えている。オイルポンプ３８は、エンジン１２により回転駆動されることにより、無段変速機２８を変速制御したり、無段変速機２８におけるベルト挟圧力を発生させたり、後述する前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の各々の係合状態や解放状態などの作動状態を切り替えたり、ロックアップクラッチＬＵの作動状態を切り替えたりする為の作動油圧の元圧を生成する作動油を、車両１０に備えられた油圧制御回路４０へ供給する。 The power transmission device 16 includes a mechanical oil pump 38 connected to the pump impeller 20p. The oil pump 38 is rotationally driven by the engine 12 to control the shift of the continuously variable transmission 28, generate a belt squeezing pressure in the continuously variable transmission 28, and operate a forward clutch C1 and a reverse brake to be described later. Hydraulic oil provided in the vehicle 10 is used to generate the source pressure of the hydraulic pressure for switching the operating states such as the engaged state and the disengaged state of each of B1 and for switching the operating state of the lockup clutch LU. It is supplied to the control circuit 40 .

前後進切替装置２４は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２４ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２４ｐは、サンギヤ２４ｓ、キャリア２４ｃ、及びリングギヤ２４ｒの３つの回転要素を有する差動機構である。サンギヤ２４ｓは、タービン軸２２に連結されている。キャリア２４ｃは、入力軸２６に連結されている。リングギヤ２４ｒは、後進用ブレーキＢ１を介してケース１８に選択的に連結される。キャリア２４ｃとサンギヤ２４ｓとは、前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は何れも、各々の油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる公知の油圧式の湿式の摩擦係合装置である。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、各々、油圧制御回路４０により調圧された作動油圧である制御圧が油圧アクチュエータへ供給されることにより作動状態が切り替えられる。前後進切替装置２４では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、動力伝達装置１６において前進用の動力伝達経路が形成される。又、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、動力伝達装置１６において後進用の動力伝達経路が形成される。又、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、動力伝達装置１６は動力伝達が不能なニュートラル状態とされる。 The forward/reverse switching device 24 includes a double pinion type planetary gear device 24p, a forward clutch C1, and a reverse brake B1. The planetary gear device 24p is a differential mechanism having three rotating elements, a sun gear 24s, a carrier 24c, and a ring gear 24r. The sun gear 24 s is connected to the turbine shaft 22 . Carrier 24 c is connected to input shaft 26 . The ring gear 24r is selectively connected to the case 18 via a reverse brake B1. The carrier 24c and the sun gear 24s are selectively connected via a forward clutch C1. Both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are known hydraulic wet friction engagement devices that are frictionally engaged by respective hydraulic actuators. The operating states of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are switched by supplying the control pressure, which is the operating oil pressure regulated by the hydraulic control circuit 40, to the hydraulic actuator. In the forward/reverse switching device 24, when the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the power transmission device 16 forms a forward power transmission path. When the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the power transmission device 16 forms a reverse power transmission path. Further, when both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the power transmission device 16 is brought into a neutral state in which power transmission is disabled.

無段変速機２８は、入力軸２６に連結された有効径が可変のプライマリプーリ５０と、出力軸３０に連結された有効径が可変のセカンダリプーリ５２と、それら各プーリ５０，５２に巻き掛けられた伝達要素としての伝動ベルト５４とを備えている。無段変速機２８は、各プーリ５０，５２と伝動ベルト５４との間の摩擦力を介して動力伝達が行われ、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する。このように、無段変速機２８は、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路の一部を構成する自動変速機である。前記摩擦力は、各プーリ５０，５２が伝動ベルト５４を挟む圧力である挟圧力も同意であり、ベルト挟圧力ともいう。このベルト挟圧力は、無段変速機２８における伝動ベルト５４のトルク容量であるベルトトルク容量Ｔcvtである。 The continuously variable transmission 28 is wound around a primary pulley 50 with a variable effective diameter connected to the input shaft 26, a secondary pulley 52 with a variable effective diameter connected to the output shaft 30, and these pulleys 50, 52. and a transmission belt 54 as a transmission element. The continuously variable transmission 28 transmits power via frictional force between the pulleys 50 and 52 and the transmission belt 54, and transmits the power of the engine 12 to the drive wheels 14 side. Thus, the continuously variable transmission 28 is an automatic transmission that forms part of the power transmission path between the engine 12 and the drive wheels 14 . The frictional force is the same as the pinching force, which is the pressure with which the transmission belt 54 is pinched by the pulleys 50 and 52, and is also referred to as the belt pinching force. This belt clamping force is the belt torque capacity Tcvt, which is the torque capacity of the transmission belt 54 in the continuously variable transmission 28 .

プライマリプーリ５０は、入力軸２６に連結された固定シーブ５０ａと、固定シーブ５０ａに対して入力軸２６の軸心回りの相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ５０ｂと、可動シーブ５０ｂに対してプライマリ推力Ｗinを付与するアクチュエータとしての油圧アクチュエータ５０ｃとを備えている。プライマリ推力Ｗinは、固定シーブ５０ａと可動シーブ５０ｂとの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ５０の推力（＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積）である。つまり、プライマリ推力Ｗinは、油圧アクチュエータ５０ｃによって付与される伝動ベルト５４を挟圧するプライマリプーリ５０の推力である。プライマリ圧Ｐinは、油圧制御回路４０によって油圧アクチュエータ５０ｃへ供給される作動油圧であり、プライマリ推力Ｗinを生じさせるプーリ油圧である。又、セカンダリプーリ５２は、出力軸３０に連結された固定シーブ５２ａと、固定シーブ５２ａに対して出力軸３０の軸心回りの相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ５２ｂと、可動シーブ５２ｂに対してセカンダリ推力Ｗoutを付与するアクチュエータとしての油圧アクチュエータ５２ｃとを備えている。セカンダリ推力Ｗoutは、固定シーブ５２ａと可動シーブ５２ｂとの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ５２の推力（＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積）である。つまり、セカンダリ推力Ｗoutは、油圧アクチュエータ５２ｃによって付与される伝動ベルト５４を挟圧するセカンダリプーリ５２の推力である。セカンダリ圧Ｐoutは、油圧制御回路４０によって油圧アクチュエータ５２ｃへ供給される作動油圧であり、セカンダリ推力Ｗoutを生じさせるプーリ油圧である。 The primary pulley 50 includes a fixed sheave 50a connected to the input shaft 26, a movable sheave 50b provided so as to be movable in the axial direction and unable to rotate relative to the fixed sheave 50a about the axis of the input shaft 26, and a hydraulic actuator 50c as an actuator that applies a primary thrust Win to the movable sheave 50b. The primary thrust Win is the thrust of the primary pulley 50 (=primary pressure Pin×pressure receiving area) for changing the V-groove width between the fixed sheave 50a and the movable sheave 50b. That is, the primary thrust Win is the thrust of the primary pulley 50 that clamps the transmission belt 54 and is applied by the hydraulic actuator 50c. The primary pressure Pin is the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 50c by the hydraulic control circuit 40, and is the pulley hydraulic pressure that produces the primary thrust Win. The secondary pulley 52 includes a fixed sheave 52a connected to the output shaft 30 and a movable sheave 52b provided so as to be movable in the axial direction and unable to rotate relative to the fixed sheave 52a about the axis of the output shaft 30. and a hydraulic actuator 52c as an actuator for applying a secondary thrust Wout to the movable sheave 52b. The secondary thrust Wout is the thrust of the secondary pulley 52 (=secondary pressure Pout×pressure receiving area) for changing the V-groove width between the fixed sheave 52a and the movable sheave 52b. That is, the secondary thrust Wout is the thrust of the secondary pulley 52 that clamps the transmission belt 54 and is applied by the hydraulic actuator 52c. The secondary pressure Pout is the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 52c by the hydraulic control circuit 40, and is the pulley hydraulic pressure that produces the secondary thrust Wout.

無段変速機２８では、後述する電子制御装置８０により駆動される油圧制御回路４０によってプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutが各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御される。これにより、無段変速機２８では、各プーリ５０，５２のＶ溝幅が変化して伝動ベルト５４の掛かり径（＝有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）が変化させられると共に、伝動ベルト５４が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。つまり、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御されることで、各プーリ５０，５２と伝動ベルト５４との間での滑りであるベルト滑りが防止されつつ無段変速機２８の変速比γが目標変速比γtgtとされる。尚、入力軸回転速度Ｎinは、入力軸２６の回転速度であり、プライマリプーリ５０の回転速度と同意である。又、出力軸回転速度Ｎoutは、出力軸３０の回転速度であり、セカンダリプーリ５２の回転速度と同意である。 In the continuously variable transmission 28, the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout are controlled by a hydraulic control circuit 40 driven by an electronic control device 80, which will be described later, so that the primary thrust Win and the secondary thrust Wout are controlled. be. As a result, in the continuously variable transmission 28, the V-groove widths of the pulleys 50 and 52 are changed to change the winding diameter (=effective diameter) of the transmission belt 54, thereby changing the gear ratio γ (= input shaft rotational speed Nin/output The shaft rotation speed Nout) is changed, and the belt squeezing force is controlled so that the transmission belt 54 does not slip. That is, by controlling the primary thrust force Win and the secondary thrust force Wout respectively, belt slip, which is slip between the pulleys 50 and 52 and the transmission belt 54, is prevented while the gear ratio γ of the continuously variable transmission 28 is increased. A target gear ratio γtgt. The input shaft rotation speed Nin is the rotation speed of the input shaft 26 and is the same as the rotation speed of the primary pulley 50 . Also, the output shaft rotation speed Nout is the rotation speed of the output shaft 30 and is the same as the rotation speed of the secondary pulley 52 .

無段変速機２８では、プライマリ圧Ｐinが高められると、プライマリプーリ５０のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされる。変速比γが小さくされることは、無段変速機２８がアップシフトされることである。一方で、無段変速機２８では、プライマリ圧Ｐinが低められると、プライマリプーリ５０のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされる。変速比γが大きくされることは、無段変速機２８がダウンシフトされることである。尚、無段変速機２８では、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとによりベルト滑りが防止されつつ、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの相互関係にて目標変速比γtgtが実現されるものであり、一方の推力のみで目標の変速が実現されるものではない。プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの比の値である推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）が変更されることにより無段変速機２８の変速比γが変更される。推力比τは、セカンダリ推力Ｗoutのプライマリ推力Ｗinに対する比の値である。例えば、推力比τが大きくされる程、変速比γが大きくされる、すなわち無段変速機２８はダウンシフトされる。 In the continuously variable transmission 28, when the primary pressure Pin is increased, the width of the V groove of the primary pulley 50 is narrowed to reduce the gear ratio γ. Reducing the gear ratio γ means that the continuously variable transmission 28 is upshifted. On the other hand, in the continuously variable transmission 28, when the primary pressure Pin is lowered, the width of the V groove of the primary pulley 50 is widened and the gear ratio γ is increased. Enlarging the gear ratio γ means that the continuously variable transmission 28 is downshifted. In the continuously variable transmission 28, belt slippage is prevented by the primary thrust force Win and the secondary thrust force Wout, and the target gear ratio γtgt is realized by the mutual relationship between the primary thrust force Win and the secondary thrust force Wout. The target speed change cannot be achieved with only one thrust force. The gear ratio of the continuously variable transmission 28 is changed by changing the thrust ratio τ (=Wout/Win), which is the value of the ratio between the primary thrust Win and the secondary thrust Wout, due to the mutual relationship between the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout. γ is changed. The thrust ratio τ is the value of the ratio of the secondary thrust Wout to the primary thrust Win. For example, as the thrust ratio τ is increased, the gear ratio γ is increased, that is, the continuously variable transmission 28 is downshifted.

車両１０は、エンジン１２、無段変速機２８などの制御に関連する車両１０の制御装置を含むコントローラとしての電子制御装置８０を備えている。電子制御装置８０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車両１０の各種制御を実行する。電子制御装置８０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２８の変速制御やベルト挟圧力制御、係合装置（Ｃ１，Ｂ１，ＬＵ）の各々の作動状態を切り替える油圧制御等を実行する。電子制御装置８０は、必要に応じてエンジン制御用、油圧制御用等に分けて構成される。 The vehicle 10 includes an electronic control unit 80 as a controller including control units of the vehicle 10 related to control of the engine 12, the continuously variable transmission 28, and the like. The electronic control unit 80 includes, for example, a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, and an input/output interface. Various controls of the vehicle 10 are executed by performing signal processing. The electronic control unit 80 executes output control of the engine 12, speed change control and belt squeezing pressure control of the continuously variable transmission 28, hydraulic control for switching the operation state of each of the engagement devices (C1, B1, LU), and the like. The electronic control unit 80 is configured separately for engine control, hydraulic control, etc., as required.

電子制御装置８０には、車両１０に備えられた各種センサ等（例えばエンジン回転速度センサ６０、タービン回転速度センサ６２、入力回転速度センサ６４、出力回転速度センサ６６、アクセル開度センサ６８、スロットル弁開度センサ７０など）による検出値に基づく各種信号等（例えばエンジン１２の回転速度であるエンジン回転速度Ｎe、タービン軸２２の回転速度であるタービン回転速度Ｎt、入力軸回転速度Ｎin、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout、アクセル開度pap、電子スロットル弁の開度であるスロットル弁開度tapなど）が、それぞれ供給される。アクセル開度papは、運転者の加速操作の大きさを表す運転者の加速操作量であり、車両１０に備えられた例えばアクセルペダルなどのアクセル操作部材の操作量すなわちアクセル操作量である。アクセル開度papは、車両１０に対する運転者の出力要求量でもある。運転者の加速操作量としては、アクセル開度papの他に、スロットル弁開度tapなどを用いることもできる。 The electronic control unit 80 includes various sensors provided in the vehicle 10 (for example, an engine rotation speed sensor 60, a turbine rotation speed sensor 62, an input rotation speed sensor 64, an output rotation speed sensor 66, an accelerator opening sensor 68, a throttle valve Various signals based on values detected by the opening sensor 70, etc. (for example, the engine rotation speed Ne, which is the rotation speed of the engine 12, the turbine rotation speed Nt, which is the rotation speed of the turbine shaft 22, the input shaft rotation speed Nin, the vehicle speed V, etc.) Corresponding output shaft rotation speed Nout, accelerator opening pap, throttle valve opening tap which is the opening of the electronic throttle valve, etc.) are supplied respectively. The accelerator opening pap is a driver's acceleration operation amount representing the magnitude of the driver's acceleration operation, and is an operation amount of an accelerator operation member such as an accelerator pedal provided in the vehicle 10, that is, an accelerator operation amount. The accelerator opening pap is also the amount of output demanded by the driver for the vehicle 10 . In addition to the accelerator opening pap, the throttle valve opening tap or the like can also be used as the driver's acceleration operation amount.

又、電子制御装置８０からは、車両１０に備えられた各種装置（例えばエンジン１２、油圧制御回路４０など）に各種指令信号（例えばエンジン１２を制御する為のエンジン制御指令信号Ｓe、無段変速機２８の変速やベルト挟圧力等を制御する為のＣＶＴ油圧制御指令信号Ｓcvt、前進用クラッチＣ１や後進用ブレーキＢ１の各々の作動状態を制御する為のＣＢ油圧制御指令信号Ｓcb、ロックアップクラッチＬＵの作動状態を制御する為のＬＵ油圧制御指令信号Ｓluなど）が、それぞれ出力される。 Further, from the electronic control unit 80, various command signals (eg, an engine control command signal Se for controlling the engine 12, a continuously variable transmission A CVT hydraulic control command signal Scvt for controlling the shift of the gear 28 and the belt clamping pressure, etc., a CB hydraulic control command signal Scb for controlling the operating states of the forward clutch C1 and the reverse brake B1, and a lockup clutch. LU oil pressure control command signal Slu for controlling the operating state of the LU, etc.) are respectively output.

電子制御装置８０は、車両１０における各種制御を実現する為に、目標駆動力算出手段すなわち目標駆動力算出部８２、エンジン制御手段すなわちエンジン制御部８４、及び変速機制御手段すなわち変速機制御部８６を備えている。 In order to realize various controls in the vehicle 10, the electronic control unit 80 includes a target drive force calculation means or target drive force calculation section 82, an engine control means or engine control section 84, and a transmission control means or transmission control section 86. It has

目標駆動力算出部８２は、予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された関係すなわち予め定められた関係である例えば駆動力マップにアクセル開度pap及び車速Ｖを適用することでドライバ駆動力Ｆddrvを算出する。ドライバ駆動力Ｆddrvは、運転者が車両１０に対して要求する要求駆動力であり、車両１０の目標駆動力でもある。このように、目標駆動力算出部８２は、アクセル開度papに基づいてドライバ駆動力Ｆddrvを算出する。アクセル開度papを運転者が要求する要求スロットル弁開度に変換し、その要求スロットル弁開度を運転者が要求する要求エンジントルクに変換し、その要求エンジントルクをドライバ駆動力に変換する方法もあるが、アクセル開度papに基づいてドライバ駆動力Ｆddrvを直接的に算出する方法では、駆動力Ｆdを直接設計することにより車両制御性が向上させられ得る。 The target driving force calculation unit 82 applies the accelerator opening pap and the vehicle speed V to a driving force map, which is a relationship obtained experimentally or by design in advance and stored, that is, a predetermined relationship, for example, to calculate the driver driving force. Calculate the force Fddrv. The driver driving force Fddrv is the required driving force of the vehicle 10 requested by the driver and is also the target driving force of the vehicle 10 . Thus, the target driving force calculation unit 82 calculates the driver driving force Fddrv based on the accelerator opening pap. A method of converting the accelerator opening pap into a required throttle valve opening required by the driver, converting the required throttle valve opening into a required engine torque required by the driver, and converting the required engine torque into driver driving force. However, in the method of directly calculating the driver driving force Fddrv based on the accelerator opening pap, the vehicle controllability can be improved by directly designing the driving force Fd.

エンジン制御部８４は、要求されたエンジントルクＴeが得られるようにエンジン１２を制御する。具体的には、エンジン制御部８４は、無段変速機２８の変速比γ等を考慮して、ドライバ駆動力Ｆddrvに基づいてエンジントルクＴeの目標値である目標エンジントルクＴetgtを算出する。エンジン制御部８４は、目標エンジントルクＴetgtを実現するエンジントルクＴeが得られるようにエンジン１２を制御するエンジン制御指令信号Ｓeをエンジン１２へ出力する。 The engine control section 84 controls the engine 12 so as to obtain the requested engine torque Te. Specifically, the engine control unit 84 calculates the target engine torque Tetgt, which is the target value of the engine torque Te, based on the driver driving force Fddrv, taking into consideration the gear ratio γ of the continuously variable transmission 28 and the like. The engine control unit 84 outputs to the engine 12 an engine control command signal Se for controlling the engine 12 so as to obtain an engine torque Te that achieves the target engine torque Tetgt.

変速機制御部８６は、無段変速機２８のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機２８の目標変速比γtgtを達成するように、無段変速機２８の変速比γ及びベルト挟圧力を制御する。 The transmission control unit 86 adjusts the gear ratio γ of the continuously variable transmission 28 and the belt squeezing pressure so as to achieve the target gear ratio γtgt of the continuously variable transmission 28 while preventing belt slippage of the continuously variable transmission 28 . to control.

具体的には、変速機制御部８６は、予め定められた関係である例えば変速マップにドライバ駆動力Ｆddrv及び車速Ｖを適用することで、基本目標入力軸回転速度Ｎintgtbを算出する。変速機制御部８６は、この基本目標入力軸回転速度Ｎintgtbに基づいて無段変速機２８の基本変速比γb（＝Ｎintgtb／Ｎout）を算出する。この変速マップは、例えば動力性能と燃費性能とを両立させる為の変速条件に相当するものであり、エンジン動作点をエンジン１２の最適燃費線に沿わせる基本目標入力軸回転速度Ｎintgtbが設定されるように予め定められている。上記エンジン動作点は、エンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとで定められるエンジン１２の運転点である。上記最適燃費線は、エンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとで構成される二次元座標内において、動力性能と燃費性能とを両立するように予め定められた公知の関係である。基本変速比γbは、例えば大気圧が常圧且つ吸気温度が常温において上述したような動力性能と燃費性能とを両立させる基本変速制御にて用いられる基本変速変速比である。 Specifically, the transmission control unit 86 calculates the basic target input shaft rotational speed Nintgtb by applying the driver driving force Fddrv and the vehicle speed V to a predetermined relationship, such as a shift map. The transmission control unit 86 calculates a basic gear ratio γb (=Nintgtb/Nout) of the continuously variable transmission 28 based on this basic target input shaft rotational speed Nintgtb. This shift map corresponds to, for example, a shift condition for achieving both power performance and fuel efficiency, and a basic target input shaft rotation speed Nintgtb that makes the engine operating point along the optimum fuel efficiency line of the engine 12 is set. is predetermined as follows. The engine operating point is the operating point of the engine 12 determined by the engine rotation speed Ne and the engine torque Te. The optimal fuel efficiency line is a known relationship that is predetermined so as to achieve both power performance and fuel efficiency within a two-dimensional coordinate system defined by the engine rotation speed Ne and the engine torque Te. The basic transmission gear ratio γb is a basic transmission gear ratio used in basic transmission control that achieves both power performance and fuel efficiency as described above, for example, when the atmospheric pressure is normal pressure and the intake air temperature is normal temperature.

前記基本変速制御のみであれば、基本変速比γbが目標変速比γtgtとして算出されるが、前記基本変速制御以外にも状況に応じて複数の変速比算出制御が存在するので、例えば調停により目標変速比γtgtが算出される。各変速比算出制御は所定の外的要因に基づいて各々変速比γを算出する為、調停により基本変速比γb以外の変速比γが採用されると、目標変速比γtgtは基本変速比γbから変更された変更後変速比γaとされる。基本変速比γbは、常圧且つ常温においてドライバ駆動力Ｆddrvに基づいた無段変速機２８の変速比γであり、変更後変速比γaは、基本変速比γbが所定の外的要因に基づいて変更された無段変速機２８の変速比γである。 If only the basic gear shift control is used, the basic gear ratio γb is calculated as the target gear ratio γtgt. A gear ratio γtgt is calculated. Each gear ratio calculation control calculates the gear ratio γ based on a predetermined external factor. Therefore, if a gear ratio γ other than the basic gear ratio γb is adopted through arbitration, the target gear ratio γtgt is changed from the basic gear ratio γb. The changed post-change transmission gear ratio γa. The basic gear ratio γb is the gear ratio γ of the continuously variable transmission 28 based on the driver driving force Fddrv at normal pressure and room temperature, and the changed gear ratio γa is the basic gear ratio γb based on a predetermined external factor. It is the gear ratio γ of the continuously variable transmission 28 that has been changed.

前記所定の外的要因は、例えば大気圧、吸気温度、登降坂などの外部環境である。大気圧が常圧より低い程、又は、吸気温度が常温より高い程、目標エンジントルクＴetgtに対して実際のエンジントルクＴeである実エンジントルクＴeが不足し易くされる。又、登坂路では駆動力Ｆdを増大したい場面があったり、降坂路では減速度を増大したい場面がある。その為、大気圧が常圧より低いとき、又は、吸気温度が常温より高いとき、又は、登降坂路を走行しているときには、目標変速比γtgtが基本変速比γbよりもダウンシフト側に変更されることが望ましい。変速機制御部８６は、例えば大気圧に基づいて目標入力軸回転速度Ｎintgtpを算出し、吸気温度に基づいて目標入力軸回転速度Ｎintgttを算出し、走行路の勾配に基づいて目標入力軸回転速度Ｎintgtsを算出するなど、所定の外的要因の各々に基づいて各外的要因目標入力軸回転速度Ｎintgteを算出する。変速機制御部８６は、基本目標入力軸回転速度Ｎintgtb及び外的要因目標入力軸回転速度Ｎintgteうちの最大値となる目標入力軸回転速度Ｎintgtを選択し、その選択した目標入力軸回転速度Ｎintgtに基づいて無段変速機２８の目標変速比γtgtを算出する。基本目標入力軸回転速度Ｎintgtbが選択された場合には、目標変速比γtgtが基本変速比γbとされる。外的要因目標入力軸回転速度Ｎintgteが選択された場合には、目標変速比γtgtが基本変速比γbよりもダウンシフト側に変更された変更後変速比γaとされる。 The predetermined external factors are external environments such as atmospheric pressure, intake air temperature, and climbing slopes. As the atmospheric pressure is lower than normal pressure or as the intake air temperature is higher than normal temperature, the actual engine torque Te, which is the actual engine torque Te, tends to become insufficient with respect to the target engine torque Tetgt. Further, there are situations where it is desired to increase the driving force Fd on an uphill road, and there are situations where it is desired to increase the deceleration on a downhill road. Therefore, when the atmospheric pressure is lower than the normal pressure, when the intake air temperature is higher than the normal temperature, or when driving on an uphill road, the target gear ratio γtgt is changed from the basic gear ratio γb to the downshift side. preferably The transmission control unit 86 calculates the target input shaft rotation speed Nintgtp based on the atmospheric pressure, calculates the target input shaft rotation speed Nintgtt based on the intake air temperature, and calculates the target input shaft rotation speed Nintgtt based on the road gradient. Each external factor target input shaft rotation speed Nintgte is calculated based on each predetermined external factor such as calculating Nintgts. The transmission control unit 86 selects a target input shaft rotation speed Nintgt that is the maximum value of the basic target input shaft rotation speed Nintgtb and the external factor target input shaft rotation speed Nintgte, and sets the selected target input shaft rotation speed Nintgt to Based on this, the target gear ratio γtgt of the continuously variable transmission 28 is calculated. When the basic target input shaft rotation speed Nintgtb is selected, the target gear ratio γtgt is set to the basic gear ratio γb. When the external factor target input shaft rotation speed Nintgte is selected, the target gear ratio γtgt is set to the post-change gear ratio γa that is changed to the downshift side of the basic gear ratio γb.

変速機制御部８６は、無段変速機２８のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機２８の目標変速比γtgtを達成する為の目標プライマリ推力Ｗintgt及び目標セカンダリ推力Ｗouttgtを算出する。変速機制御部８６は、目標プライマリ推力Ｗintgt及び目標セカンダリ推力Ｗouttgtを実現する目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtを決定し、目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtを実現するようにプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御するＣＶＴ油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路４０へ出力する。 The transmission control unit 86 calculates the target primary thrust Wintgt and the target secondary thrust Wouttgt for achieving the target gear ratio γtgt of the continuously variable transmission 28 while preventing belt slippage of the continuously variable transmission 28 . The transmission control unit 86 determines a target primary pressure Pintgt and a target secondary pressure Pouttgt that realize the target primary thrust force Wintgt and the target secondary thrust force Wouttgt, and controls the primary pressure Pintgt and the target secondary pressure Pouttgt to achieve the target primary pressure Pintgt and the target secondary pressure Pouttgt. A CVT hydraulic control command signal Scvt for controlling the secondary pressure Pout is output to the hydraulic control circuit 40 .

図４は、アクセル開度papに基づいて直接的に算出したドライバ駆動力Ｆddrvを用いてエンジン制御と変速機制御とを行う為の制御作動において、目標変速比γtgtが基本変速比γbから変更後変速比γaへ変更された場合の一例を説明するブロック図であって、本実施例の比較例を示す図である。図４において、目標エンジントルクＴetgtに対して所定の外的要因によって実エンジントルクＴeが不足する場合、実エンジントルクＴeの不足を補填し、狙いの駆動力Ｆdであるドライバ駆動力Ｆddrvを実現する為に、目標変速比γtgtは基本変速比γbよりもダウンシフト側となる大きな変更後変速比γaへ変更させられる。しかしながら、所定の外的要因で実エンジントルクＴeが不足するときもドライバ駆動力Ｆddrvには変化がなく、目標エンジントルクＴetgtは、そのドライバ駆動力Ｆddrvを基に、変更後変速比γa等を考慮して算出される。そうすると、駆動力Ｆdの不足分を補填する為に無段変速機２８のダウンシフトが行われても、目標変速比γtgtを大きくした分は目標エンジントルクＴetgtを小さくすることでドライバ駆動力Ｆddrvに整合させられる。その為、図４に示すような制御作動では、駆動力Ｆdの不足分を補填することができない。このような問題は、特に、静的に設計するドライバ駆動力Ｆddrvを常圧、常温を前提とした単一の駆動力マップを用いて算出する場合に顕著となる。又、無段変速機２８においては、任意の変速比γ毎で、複数の駆動力マップを設定することは可能であるが、状況によって様々な変速比γを取り得る為、任意の変速比γに対応した複数の駆動力マップを持つことは適切ではない。 FIG. 4 shows the control operation for performing engine control and transmission control using the driver driving force Fddrv directly calculated based on the accelerator opening pap. FIG. 10 is a block diagram illustrating an example of a change to a gear ratio γa, and showing a comparative example of the present embodiment; FIG. In FIG. 4, when the actual engine torque Te is insufficient with respect to the target engine torque Tetgt due to a predetermined external factor, the shortage of the actual engine torque Te is compensated to realize the driver driving force Fddrv which is the target driving force Fd. Therefore, the target gear ratio γtgt is changed to a large post-change gear ratio γa that is on the downshift side of the basic gear ratio γb. However, even when the actual engine torque Te is insufficient due to a predetermined external factor, the driver driving force Fddrv does not change, and the target engine torque Tetgt is determined based on the driver driving force Fddrv, taking into account the post-change gear ratio γa and the like. calculated as Then, even if the continuously variable transmission 28 is downshifted in order to make up for the shortage of the driving force Fd, the increase in the target gear ratio γtgt reduces the target engine torque Tetgt, thereby increasing the driver driving force Fddrv. be aligned. Therefore, the control operation as shown in FIG. 4 cannot make up for the shortage of the driving force Fd. Such a problem becomes conspicuous particularly when the statically designed driver driving force Fddrv is calculated using a single driving force map assuming normal pressure and room temperature. Further, in the continuously variable transmission 28, it is possible to set a plurality of driving force maps for each arbitrary gear ratio γ. It is not appropriate to have multiple driving force maps corresponding to .

前述したような問題に対して、電子制御装置８０は、基本変速比γbから変更後変速比γaへの目標変速比γtgtの変化分、駆動力Ｆdを増加させる為に、ドライバ駆動力Ｆddrvを、基本変速比γbと変更後変速比γaとを用いて補正した補正後駆動力Ｆdcorを算出し、その補正後駆動力Ｆdcorを基に、変更後変速比γa等を考慮して目標エンジントルクＴetgtを算出する。本実施例では、基本変速比γbから変更後変速比γaへの目標変速比γtgtの変化を、変更後変速比γaの基本変速比γbに対する比の値である変速比変化率Ｒ（＝γa／γb）で表す。 To address the above-described problem, the electronic control unit 80 increases the driving force Fd by the change in the target gear ratio γtgt from the basic gear ratio γb to the post-change gear ratio γa. A post-correction driving force Fdcor is calculated using the basic gear ratio γb and the post-change gear ratio γa, and the target engine torque Tetgt is calculated based on the post-correction driving force Fdcor in consideration of the post-change gear ratio γa and the like. calculate. In this embodiment, the change in the target gear ratio γtgt from the basic gear ratio γb to the post-change gear ratio γa is defined as a gear ratio change rate R (=γa/ γb).

図２は、電子制御装置８０の制御作動の要部すなわち所定の外的要因に基づいて目標変速比γtgtを変更したときに狙いの駆動力Ｆdを実現する為の制御作動を説明するブロック図である。つまり、図２は、アクセル開度papに基づいて直接的に算出したドライバ駆動力Ｆddrvを用いてエンジン制御と変速機制御とを行う為の制御作動において、目標変速比γtgtが基本変速比γbから変更後変速比γaへ変更された場合の一例を説明するブロック図であって、本実施例を示す図である。 FIG. 2 is a block diagram for explaining the essential part of the control operation of the electronic control unit 80, that is, the control operation for realizing the target driving force Fd when the target gear ratio γtgt is changed based on a predetermined external factor. be. In other words, FIG. 2 shows that the target gear ratio γtgt changes from the basic gear ratio γb in the control operation for performing engine control and transmission control using the driver driving force Fddrv directly calculated based on the accelerator opening pap. FIG. 10 is a block diagram illustrating an example of a case where the transmission gear ratio is changed to the post-change gear ratio γa, and is a diagram showing the present embodiment.

図２において、目標駆動力算出部８２の機能に対応するブロック（以下、ブロックを省略する）Ｂ１０において、アクセル開度pap等に基づいてドライバ駆動力Ｆddrvが算出される。 In FIG. 2, in block B10 (hereinafter, the block is omitted) corresponding to the function of target driving force calculation section 82, driver driving force Fddrv is calculated based on accelerator opening pap and the like.

変速機制御部８６の機能に対応するＢ２０において、ドライバ駆動力Ｆddrv等に基づいて無段変速機２８の基本変速比γbが算出される。又、所定の外的要因に基づいて変更後変速比γaが算出され、目標変速比γtgtが基本変速比γbから変更後変速比γaに変更される。 At B20 corresponding to the function of the transmission control section 86, the basic gear ratio γb of the continuously variable transmission 28 is calculated based on the driver driving force Fddrv and the like. Further, the post-change gear ratio γa is calculated based on a predetermined external factor, and the target gear ratio γtgt is changed from the basic gear ratio γb to the post-change gear ratio γa.

目標駆動力算出部８２の機能に対応するＢ３０において、ドライバ駆動力Ｆddrvが補正用タービントルクＴtcorに変換される。具体的には、次式（１）にドライバ駆動力Ｆddrvと基本変速比γbとが適用されることで補正用タービントルクＴtcorが算出される。次式（１）において、「ｒw」は駆動輪１４のタイヤ有効半径であり、「ｉ」は出力軸３０から駆動輪１４までの動力伝達経路における減速ギヤ機構３２やディファレンシャルギヤ３４等の減速比である。タービントルクＴtは、タービン軸２２上のトルクであり、補正用タービントルクＴtcorは、ドライバ駆動力Ｆddrvを補正後駆動力Ｆdcorに補正する際に用いられるタービントルクＴtである。 At B30 corresponding to the function of the target driving force calculation section 82, the driver driving force Fddrv is converted into a correction turbine torque Ttcor. Specifically, the correction turbine torque Ttcor is calculated by applying the driver driving force Fddrv and the basic gear ratio γb to the following equation (1). In the following equation (1), "rw" is the tire effective radius of the drive wheels 14, and "i" is the reduction ratio of the reduction gear mechanism 32, the differential gear 34, etc. in the power transmission path from the output shaft 30 to the drive wheels 14. is. The turbine torque Tt is torque on the turbine shaft 22, and the correction turbine torque Ttcor is the turbine torque Tt used when correcting the driver driving force Fddrv to the corrected driving force Fdcor.

Ｔtcor＝(Ｆddrv×ｒw)÷(γb×ｉ) …（１） Ttcor=(Fddrv×rw)÷(γb×i) (1)

目標駆動力算出部８２の機能に対応するＢ４０において、補正用タービントルクＴtcorが補正後駆動力Ｆdcorに変換される。具体的には、次式（２）に補正用タービントルクＴtcorと変更後変速比γaとが適用されることで補正後駆動力Ｆdcorが算出される。次式（２）において、「ｉ」、「ｒw」は、前記式（１）と同じである。 At B40 corresponding to the function of the target driving force calculation unit 82, the correction turbine torque Ttcor is converted into the post-correction driving force Fdcor. Specifically, the post-correction driving force Fdcor is calculated by applying the correction turbine torque Ttcor and the post-change gear ratio γa to the following equation (2). In the following formula (2), "i" and "rw" are the same as in the above formula (1).

Ｆdcor＝Ｔtcor×γa×ｉ÷ｒw …（２） Fdcor=Ttcor×γa×i÷rw (2)

前記式（１），（２）から明らかなように、目標駆動力算出部８２は、変速比変化率Ｒ（＝γa／γb）分、ドライバ駆動力Ｆddrvを補正した補正後駆動力Ｆdcor（＝Ｆddrv×Ｒ）を算出する。ドライバ駆動力Ｆddrvを補正用タービントルクＴtcorに変換することを介して補正後駆動力Ｆdcorを算出する理由は、ドライバ駆動力Ｆddrvに変速比変化率Ｒ分を動的に反映させることである。加えて、損失やイナーシャ等の考慮すべき物理項目を、前記式（１），（２）に反映させることができる。 As is clear from the above formulas (1) and (2), the target driving force calculation unit 82 calculates the corrected driving force Fdcor (= Fddrv×R) is calculated. The reason why the post-correction driving force Fdcor is calculated by converting the driver driving force Fddrv into the correction turbine torque Ttcor is to dynamically reflect the gear ratio change rate R in the driver driving force Fddrv. In addition, physical items to be considered such as loss and inertia can be reflected in the formulas (1) and (2).

エンジン制御部８４の機能に対応するＢ５０において、補正後駆動力ＦdcorがタービントルクＴtの目標値である目標タービントルクＴttgtに変換される。具体的には、次式（３）に補正後駆動力Ｆdcorと変更後変速比γaとが適用されることで目標タービントルクＴttgtが算出される。次式（３）において、「ｒw」、「ｉ」は、前記式（１）と同じである。 In B50 corresponding to the function of the engine control unit 84, the corrected driving force Fdcor is converted into the target turbine torque Tttgt, which is the target value of the turbine torque Tt. Specifically, the target turbine torque Tttgt is calculated by applying the post-correction driving force Fdcor and the post-change gear ratio γa to the following equation (3). In the following formula (3), "rw" and "i" are the same as in the above formula (1).

Ｔttgt＝(Ｆdcor×ｒw)÷(γa×ｉ) …（３） Tttgt=(Fdcor×rw)/(γa×i) (3)

エンジン制御部８４の機能に対応するＢ６０において、目標タービントルクＴttgtが目標エンジントルクＴetgtに変換される。具体的には、次式（４）に目標タービントルクＴttgtが適用されることで目標エンジントルクＴetgtが算出される。次式（４）において、「ｔ」はトルクコンバータ２０のトルク比（＝タービントルクＴt／ポンプトルクＴp（＝エンジントルクＴe））である。トルク比ｔは、トルクコンバータ２０の速度比ｅ（＝タービン回転速度Ｎt／ポンプ回転速度Ｎp（＝エンジン回転速度Ｎe））の関数であり、速度比ｅとトルク比ｔとの予め定められた関係に実際の速度比ｅが適用されることで算出される。このように、エンジン制御部８４は、補正後駆動力Ｆdcorと変更後変速比γaとに基づいて目標エンジントルクＴetgtを算出する。 At B60 corresponding to the function of the engine control unit 84, the target turbine torque Tttgt is converted into the target engine torque Tetgt. Specifically, the target engine torque Tetgt is calculated by applying the target turbine torque Tttgt to the following equation (4). In the following equation (4), "t" is the torque ratio of the torque converter 20 (=turbine torque Tt/pump torque Tp (=engine torque Te)). The torque ratio t is a function of the speed ratio e (=turbine rotation speed Nt/pump rotation speed Np (=engine rotation speed Ne)) of the torque converter 20, and is a predetermined relationship between the speed ratio e and the torque ratio t. is calculated by applying the actual speed ratio e to . Thus, the engine control unit 84 calculates the target engine torque Tetgt based on the post-correction driving force Fdcor and the post-change gear ratio γa.

Ｔetgt＝Ｔttgt÷ｔ …（４） Tetgt=Tttgt/t (4)

図３は、電子制御装置８０の制御作動の要部すなわち所定の外的要因に基づいて目標変速比γtgtを変更したときに狙いの駆動力Ｆdを実現する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば繰り返し実行される。 FIG. 3 is a flow chart for explaining the main part of the control operation of the electronic control unit 80, that is, the control operation for realizing the target driving force Fd when the target gear ratio γtgt is changed based on a predetermined external factor. , for example, is executed repeatedly.

図３において、先ず、目標駆動力算出部８２の機能に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１０において、車両１０の目標駆動力として、アクセル開度pap等に基づいて静的設計値であるドライバ駆動力Ｆddrvが算出される。次いで、変速機制御部８６の機能に対応するＳ２０において、静的設計された駆動力特性から動的に駆動力変化が必要な場合であるか否か、特には、目標変速比γtgtを基本変速制御にて算出された基本変速変速比である基本変速比γbから変更後変速比γaに変化させるか否かが判定される。このＳ２０の判断が肯定される場合は目標駆動力算出部８２の機能に対応するＳ３０において、ドライバ駆動力Ｆddrvと基本変速比γbとに基づいて補正用タービントルクＴtcorが算出される（前記式（１）参照）。次いで、目標駆動力算出部８２の機能に対応するＳ４０において、補正用タービントルクＴtcorと現在目標変速比である変更後変速比γaとに基づいて補正後駆動力Ｆdcorが算出される（前記式（２）参照）。上記Ｓ２０の判断が否定される場合は目標駆動力算出部８２の機能に対応するＳ５０において、上記Ｓ３０の処理なしとされ、ドライバ駆動力Ｆddrvがそのまま補正後駆動力Ｆdcorとされる。上記Ｓ４０に次いで又は上記Ｓ５０に次いで、エンジン制御部８４の機能に対応するＳ６０において、補正後駆動力Ｆdcorと変更後変速比γaとに基づいて目標タービントルクＴttgtが算出される（前記式（３）参照）。次いで、エンジン制御部８４の機能に対応するＳ７０において、目標タービントルクＴttgtに基づいて目標エンジントルクＴetgtが算出される（前記式（４）参照）。 In FIG. 3, first, in step S10 corresponding to the function of the target driving force calculation unit 82 (hereinafter, step is omitted), the target driving force of the vehicle 10 is set to a static design value based on the accelerator opening pap and the like. A certain driver driving force Fddrv is calculated. Next, in S20 corresponding to the function of the transmission control unit 86, it is determined whether or not the statically designed driving force characteristic requires a dynamic change in the driving force. It is determined whether or not to change from the basic gear ratio γb, which is the basic gear ratio calculated by the control, to the post-change gear ratio γa. If the determination in S20 is affirmative, in S30 corresponding to the function of the target driving force calculation unit 82, the correction turbine torque Ttcor is calculated based on the driver driving force Fddrv and the basic gear ratio γb (the above equation ( 1) see). Next, in S40 corresponding to the function of the target driving force calculation unit 82, the post-correction driving force Fdcor is calculated based on the correction turbine torque Ttcor and the post-change gear ratio γa, which is the current target gear ratio (formula ( 2) See). If the determination in S20 is negative, in S50 corresponding to the function of the target driving force calculation section 82, the processing in S30 is skipped, and the driver driving force Fddrv is used as the corrected driving force Fdcor. Following S40 or S50, in S60 corresponding to the function of the engine control unit 84, the target turbine torque Tttgt is calculated based on the post-correction driving force Fdcor and the post-change gear ratio γa (equation (3 )reference). Next, in S70 corresponding to the function of the engine control section 84, the target engine torque Tetgt is calculated based on the target turbine torque Tttgt (see the above formula (4)).

上述のように、本実施例によれば、ドライバ駆動力Ｆddrvに基づいた無段変速機２８の基本変速比γbが所定の外的要因に基づいて変更された変更後変速比γaの基本変速比γbに対する比の値である変速比変化率Ｒ（＝γa／γb）分、ドライバ駆動力Ｆddrvを補正した補正後駆動力Ｆdcor（＝Ｆddrv×Ｒ）が算出され、補正後駆動力Ｆdcorと変更後変速比γaとに基づいて目標エンジントルクＴetgtが算出されるので、ドライバ駆動力Ｆddrvと変更後変速比γaとに基づいて目標エンジントルクＴetgtを算出すること（図４参照）と比べて、変速比変化率Ｒ分、目標エンジントルクＴetgtを増大させることができる。よって、所定の外的要因に基づいて目標変速比γtgtを変更したときに、狙いの駆動力Ｆdを実現することができる。 As described above, according to the present embodiment, the basic gear ratio γb of the continuously variable transmission 28 based on the driver's driving force Fddrv is changed based on a predetermined external factor. A corrected driving force Fdcor (=Fddrv×R) is calculated by correcting the driver driving force Fddrv by a gear ratio change rate R (=γa/γb), which is a value of the ratio to γb. Since the target engine torque Tetgt is calculated based on the gear ratio γa, compared to calculating the target engine torque Tetgt based on the driver driving force Fddrv and the changed gear ratio γa (see FIG. 4), the gear ratio The target engine torque Tetgt can be increased by the rate of change R. Therefore, the target driving force Fd can be achieved when the target gear ratio γtgt is changed based on a predetermined external factor.

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、本発明はその他の態様においても適用される。 Although the embodiments of the present invention have been described in detail above with reference to the drawings, the present invention is also applicable to other aspects.

例えば、前述の実施例では、ドライバ駆動力Ｆddrvが補正用タービントルクＴtcorに一旦変換された後に補正後駆動力Ｆdcorに変換されたが、この態様に限らない。例えば、ドライバ駆動力Ｆddrvに変速比変化率Ｒを乗算して直接的に補正後駆動力Ｆdcorを算出しても良い。この場合、図２のブロック図におけるＢ３０や図３のフローチャートにおけるＳ３０は必要ない。又、この場合、損失やイナーシャ等の考慮すべき物理項目を補正後駆動力Ｆdcorに反映させることができないが、演算が簡素化されるという効果が得られる。 For example, in the above-described embodiment, the driver driving force Fddrv is once converted into the correcting turbine torque Ttcor and then converted into the post-correction driving force Fdcor, but this is not limitative. For example, the corrected driving force Fdcor may be directly calculated by multiplying the driver driving force Fddrv by the gear ratio change rate R. In this case, B30 in the block diagram of FIG. 2 and S30 in the flowchart of FIG. 3 are not required. In this case, although the physical items to be considered such as loss and inertia cannot be reflected in the corrected driving force Fdcor, the effect of simplifying the calculation is obtained.

また、前述の実施例では、補正後駆動力Ｆdcorが目標タービントルクＴttgtに変換され、その目標タービントルクＴttgtが目標エンジントルクＴetgtに変換されたが、この態様に限らない。例えば、補正後駆動力Ｆdcorに基づいて直接的に目標エンジントルクＴetgt（＝(Ｆdcor×ｒw)÷(γa×ｉ×ｔ)）を算出しても良い。この場合、図２のブロック図におけるＢ５０や図３のフローチャートにおけるＳ６０は必要ない。 In the above-described embodiment, the corrected driving force Fdcor is converted into the target turbine torque Tttgt, and the target turbine torque Tttgt is converted into the target engine torque Tetgt, but the present invention is not limited to this. For example, the target engine torque Tetgt (=(Fdcor×rw)/(γa×i×t)) may be calculated directly based on the corrected driving force Fdcor. In this case, B50 in the block diagram of FIG. 2 and S60 in the flowchart of FIG. 3 are not necessary.

また、前述の実施例における図３のフローチャートにおいて、Ｓ２０では、目標変速比γtgtが基本変速比γbから変更後変速比γaに実際に変化させられたか否かが判定されたり、又は、目標変速比γtgtの調停結果に基づいて変速比変化率Ｒが必要な場合であるか否かが判定されたりしても良い。 Further, in the flowchart of FIG. 3 in the above embodiment, in S20, it is determined whether or not the target gear ratio γtgt is actually changed from the basic gear ratio γb to the post-change gear ratio γa. It may be determined whether or not the gear ratio change rate R is required based on the arbitration result of γtgt.

また、前述の実施例では、図３のフローチャートにおいて、Ｓ２０の判断が否定される場合はＳ５０にてＳ３０の処理なしとしたが、この態様に限らない。例えば、演算処理負荷の観点からも処理なしとしているが、Ｓ２０の判断が否定される場合は、基本変速比γbと変更後変速比γaとを同値として、Ｓ３０の処理を実行しても良い。又は、図３のフローチャートにおけるＳ２０やＳ５０は必ずしも必要なく、常時Ｓ３０以降の演算を実行しても良い。常時演算の場合に、目標変速比γtgtが基本変速比γbから変化させられないときには、基本変速比γbと変更後変速比γaとを同値として演算すれば、結局、ドライバ駆動力Ｆddrvと補正後駆動力Ｆdcorとが同値とされる。 Further, in the above-described embodiment, in the flowchart of FIG. 3, when the determination in S20 is negative, the processing in S30 is not performed in S50, but the present invention is not limited to this aspect. For example, no processing is performed from the viewpoint of computational processing load, but if the determination in S20 is negative, the basic gear ratio γb and the changed gear ratio γa may be set to the same value, and the processing in S30 may be executed. Alternatively, S20 and S50 in the flow chart of FIG. 3 are not necessarily required, and the calculations after S30 may always be executed. In the case of constant calculation, when the target gear ratio γtgt cannot be changed from the basic gear ratio γb, if the basic gear ratio γb and the gear ratio after change γa are calculated as the same value, the driver driving force Fddrv and the corrected driving force are obtained. Equivalent to the force Fdcor.

また、前述の実施例では、本発明を適用する自動変速機として無段変速機２８を例示したが、この態様に限らない。例えば、有段変速機の制御において、ギヤ段毎に駆動力マップが設定されておらず、単一の駆動力マップが用いられる場合、又は、ギヤ段毎に設定された駆動力マップ内の値が同値である場合などには、そのような有段変速機にも本発明を適用することができる。要は、エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路の一部を構成する自動変速機を備えた車両であれば本発明を適用することができる。 Moreover, in the above-described embodiment, the continuously variable transmission 28 was illustrated as an automatic transmission to which the present invention is applied, but the present invention is not limited to this aspect. For example, in the control of a stepped transmission, if a driving force map is not set for each gear stage and a single driving force map is used, or if the value in the driving force map set for each gear stage is are the same, the present invention can also be applied to such a stepped transmission. In short, the present invention can be applied to any vehicle provided with an automatic transmission forming part of the power transmission path between the engine and the drive wheels.

尚、上述したの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。 It should be noted that what has been described above is just one embodiment, and the present invention can be implemented in aspects with various modifications and improvements based on the knowledge of those skilled in the art.

１０：車両
１２：エンジン
１４：駆動輪
２８：無段変速機（自動変速機）
８０：電子制御装置（制御装置）
８２：目標駆動力算出部
８４：エンジン制御部 10: Vehicle 12: Engine 14: Drive wheel 28: Continuously variable transmission (automatic transmission)
80: Electronic control device (control device)
82: Target driving force calculation unit 84: Engine control unit

Claims

A control device for a vehicle including an engine and an automatic transmission forming part of a power transmission path between the engine and driving wheels,
a target driving force calculation unit that calculates a target driving force of the vehicle based on an acceleration operation amount by a driver;
an engine control unit that calculates a target value of output torque of the engine based on the calculated target driving force and a basic gear ratio of the automatic transmission based on the calculated target driving force . ,
When the basic gear ratio is changed to the post-change gear ratio based on a predetermined external factor, the target drive force calculation unit calculates the target driving force by the ratio value of the post-change gear ratio to the basic gear ratio. It calculates the corrected driving force by correcting the target driving force,
When the basic gear ratio is changed to the post-change gear ratio, the engine control unit calculates a target value of output torque of the engine based on the calculated post-correction drive force and the post-change gear ratio. A vehicle control device characterized by: