JPH06207660A - Device for controlling vehicle drive power and method thereof - Google Patents
Device for controlling vehicle drive power and method thereofInfo
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- JPH06207660A JPH06207660A JP22983893A JP22983893A JPH06207660A JP H06207660 A JPH06207660 A JP H06207660A JP 22983893 A JP22983893 A JP 22983893A JP 22983893 A JP22983893 A JP 22983893A JP H06207660 A JPH06207660 A JP H06207660A
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- torque
- drive shaft
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、トルクコンバータと有
段式自動変速機構とを有して構成される自動変速装置を
備えている車両の制御装置及び方法に係り、特に、自動
変速装置の変速時における変速ショックを軽減するもの
に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vehicle control apparatus and method provided with an automatic transmission having a torque converter and a stepped automatic transmission, and more particularly to an automatic transmission having the automatic transmission. The present invention relates to a device that reduces shift shock during shifting.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来のこの種の制御としては、例えば、
特開昭63−263248号公報に記載されているように、有段
式自動変速機構の変速中における変速クラッチに供給さ
れる作動油圧を制御するに当り、タイマを設けて、変速
信号発信時から予め定めた時間が経過すると、実際に変
速機構が変速を開始したものとして油圧を補正制御する
ものがある。2. Description of the Related Art As a conventional control of this kind, for example,
As described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 63-263248, a timer is provided to control the hydraulic pressure supplied to the shift clutch during shifting of the stepped automatic transmission mechanism, and a shift signal is transmitted from the start of transmission. There is a type in which the hydraulic pressure is corrected and controlled by assuming that the shift mechanism actually starts shifting after a predetermined time has elapsed.
【0003】この他、変速ショックを軽減するために、
例えば、特開昭63−254256号公報に記載されているよう
に、変速機構の入力軸の回転数が予め定めた回転数にな
ると、実際に変速機構が変速を開始しているものとし
て、エンジン出力を補正制御するものや、特開昭64−45
44号公報に記載のように、変速機構の入力軸回転数と出
力軸回転数との比、つまり変速比に基づいて、実際の変
速開始時を把握して、エンジン出力を補正制御するもの
がある。In addition, in order to reduce the shift shock,
For example, as described in JP-A-63-254256, when the speed of the input shaft of the speed change mechanism reaches a predetermined speed, it is assumed that the speed change mechanism actually starts speed change. Output correction control, JP-A-64-45
As described in Japanese Patent Publication No. 44-44, there is a device for compensating and controlling the engine output by grasping the actual shift start time based on the ratio between the input shaft rotation speed and the output shaft rotation speed of the transmission mechanism, that is, the gear ratio. is there.
【0004】[0004]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、特開昭
63−263248号公報に記載のものでは、変速時のエンジン
回転数、走行負荷などが変化した場合、変速信号の発信
から実際の機械的な変速開始時刻までの時間、あるいは
変速中の時間が変化してしまうため、変速時の油圧補正
制御タイミングがズレ、十分に変速ショックを低減する
ことができない。また、特開昭64−4544号公報に記載の
ものように、変速機構の変速比に基づいて変速開始を認
識しようとしても、図9に示すように、変速機構が実際
に機械的な変速を開始するタイミングt1 近傍におい
て、変速比の変化が顕著に現われず、非常に遅れて変速
開始を認識してしまう(変速開始認識時A)。さらに、
特開昭63−254256号公報に記載のものでは、変
速機構が実際に機械的な変速を開始するタイミングt1
近傍において、変速機構の入力軸の回転数の変化が顕著
に現われず、非常に遅れて変速開始を認識してしまう。SUMMARY OF THE INVENTION
In the one described in Japanese Laid-Open Patent Publication No. 63-263248, when the engine speed, running load, etc. during shifting change, the time from the transmission of the shifting signal to the actual mechanical shift start time or the time during shifting changes. As a result, the hydraulic pressure correction control timing at the time of shifting shifts, and the shift shock cannot be sufficiently reduced. Further, as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 64-4544, even if an attempt is made to recognize the start of gear shift based on the gear ratio of the gear shift mechanism, as shown in FIG. In the vicinity of the start timing t 1 , the change in the gear ratio does not significantly appear, and the shift start is recognized very late (shift start recognition time A). further,
In the one disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 63-254256, the timing t 1 at which the speed change mechanism actually starts mechanical speed change.
In the vicinity, the change in the rotation speed of the input shaft of the speed change mechanism does not significantly appear, and the start of speed change is recognized very late.
【0005】すなわち、従来技術では、変速機構が実際
に変速を開始するタイミングを正確に把握することがで
きないために、変速機構の油圧制御又はエンジン出力制
御を的確なタイミングで実施することができず、十分に
変速ショックを低減することができないという問題点が
ある。That is, in the prior art, since it is not possible to accurately grasp the timing at which the speed change mechanism actually starts the speed change, the hydraulic control of the speed change mechanism or the engine output control cannot be performed at an appropriate timing. However, there is a problem that the shift shock cannot be reduced sufficiently.
【0006】そこで、本発明の目的は、変速機の実際の
変速開始時を正確に把握し、変速機の油圧補正制御又は
エンジン出力補正制御等を的確なタイミングで実施する
ことにより、変速ショックを低減することができる車輌
用駆動力制御装置及び方法を提供することにある。Therefore, an object of the present invention is to accurately grasp the actual shift start time of the transmission and to perform the hydraulic pressure correction control of the transmission or the engine output correction control at an appropriate timing to prevent a shift shock. It is an object of the present invention to provide a vehicle driving force control apparatus and method that can reduce the number.
【0007】[0007]
【課題を解決するための手段】前記目的を達成するため
の車輌用駆動力制御装置及び方法は、有段式自動変速機
構の変速位置を示す変速信号を出力する変速信号出力手
段と、前記有段式自動変速機構の入力トルク,該有段式
自動変速機構の出力トルク,エンジン回転数の変化率,
トルクコンバータ出力軸回転数の変化率,該有段式自動
変速機構の出力軸の回転数の変化率,前記車両の加速
度,前記油圧回路内の油ライン圧のうち、少なくとも一
つの値を把握する変速開始認識用パラメータ把握手段
と、前記変速信号出力手段から出力された前記変速信号
が変化したことを条件として、前記変速開始認識用パラ
メータ把握手段により把握された値の変化に応じて、前
記有段式自動変速機構の実際の機械的な変速開始時期を
認識する変速開始認識手段と、変速中における駆動軸ト
ルクの変化量が小さくなるような、前記有段式自動変速
機構の変速中における変速中操作量を算出し、認識され
た前記変速開始時期から該変速中操作量を駆動軸トルク
操作手段に出力する変速中操作量算出手段とを備えてい
ることを特徴とするものである。A vehicle drive force control apparatus and method for achieving the above object comprises a shift signal output means for outputting a shift signal indicating a shift position of a stepped automatic transmission mechanism, and Input torque of the stepped automatic transmission, output torque of the stepped automatic transmission, rate of change of engine speed,
At least one of the rate of change in the rotational speed of the output shaft of the torque converter, the rate of change in the rotational speed of the output shaft of the stepped automatic transmission, the acceleration of the vehicle, and the oil line pressure in the hydraulic circuit is grasped. On the condition that the shift start recognition parameter grasping means and the shift signal output from the shift signal output means have changed, the presence of the change is recognized according to the change in the value grasped by the shift start recognition parameter grasping means. A shift start recognizing means for recognizing an actual mechanical shift start timing of the stepped automatic transmission mechanism, and a shift during shifting of the stepped automatic transmission mechanism such that the amount of change in drive shaft torque during the shift is small. And a shift operation amount calculating means for calculating a middle operation amount and outputting the shift operation amount to the drive shaft torque operating means from the recognized shift start timing. It is.
【0008】ここで、駆動軸トルク操作手段としては、
具体的には、前記有段式自動変速機構を動作させる油圧
回路の油ライン圧を制御するライン圧力制御バルブ,エ
ンジンへの流入空気流量を調節するスロットルバルブ、
該エンジンへ燃料を供給する燃料噴射バルブ,該エンジ
ンを適当な時期に点火させる点火装置等がある。Here, as the drive shaft torque operating means,
Specifically, a line pressure control valve that controls the oil line pressure in a hydraulic circuit that operates the stepped automatic transmission, a throttle valve that adjusts the flow rate of air flowing into the engine,
There are a fuel injection valve that supplies fuel to the engine, an ignition device that ignites the engine at an appropriate time, and the like.
【0009】また、前記車輌用駆動力制御装置には、ト
ルクコンバータの回転比、該回転比の変化率,前記有段
式自動変速機構の変速比のうち、少なくとも一つの値を
把握する変速終了認識用パラメータ把握手段と、該変速
終了認識用パラメータ把握手段により把握された値の変
化に応じて、前記有段式自動変速機構の実際の機械的な
変速終了時期よりも早い時期を変速終了として認識する
変速終了認識手段とが設けられていることが好ましい。Further, the vehicle drive force control device is configured to grasp at least one of a rotation ratio of the torque converter, a rate of change of the rotation ratio, and a gear ratio of the stepped automatic transmission mechanism. According to the change in the value grasped by the recognizing parameter grasping means and the shift end recognizing parameter grasping means, a timing earlier than the actual mechanical gear shift end timing of the stepped automatic transmission mechanism is regarded as the gear shift end. It is preferable that a shift end recognizing unit for recognizing is provided.
【0010】[0010]
【作用】有段式自動変速機構の入力トルクは、エンジン
回転数の2乗に比例するため、変速開始時に非常に大き
く変化する。また、車輌の加速度は、トルクを車重及び
タイヤ有効半径等で割ったものであるから、これも変速
開始時に大きく変化する。また、同様に有段式自動変速
機構の出力トルク、エンジン回転数の変化率,トルクコ
ンバータ出力軸の回転数(タービンの回転数)の変化
率,有段式事項変速機構の出力軸の回転数の変化率も、
変速時に大きく変化する。このため、これらのパラメー
タを測定していれば、その変化から変速開始時を正確に
認識することができる。また、自動変速機構を駆動制御
する油圧回路のライン圧は、自動変速機構の変速開始に
先立って変化するので、このライン圧を測定しても、変
速開始時の認識を遅れることなく把握することができ
る。Since the input torque of the stepped automatic transmission is proportional to the square of the engine speed, it greatly changes at the start of the shift. Further, the acceleration of the vehicle is obtained by dividing the torque by the vehicle weight, the effective tire radius, etc., so that this also changes greatly at the start of gear shifting. Similarly, the output torque of the stepped automatic transmission, the rate of change of the engine speed, the rate of change of the rotational speed of the torque converter output shaft (the rotational speed of the turbine), and the rotational speed of the output shaft of the stepped variable transmission. The change rate of
It changes greatly when shifting. Therefore, if these parameters are measured, it is possible to accurately recognize the shift start time from the change. Also, since the line pressure of the hydraulic circuit that drives and controls the automatic transmission mechanism changes prior to the start of the shift of the automatic transmission mechanism, even if this line pressure is measured, it is necessary to grasp the recognition at the start of the shift without delay. You can
【0011】そこで、本発明では、有段式自動変速機構
の入力トルクや出力トルク、車輌の加速度、又は油圧回
路のライン圧等を測定し、または演算により求め、これ
らの変化から変速開始時期を認識している。Therefore, in the present invention, the input torque and output torque of the stepped automatic transmission, the acceleration of the vehicle, the line pressure of the hydraulic circuit, and the like are measured or calculated, and the shift start timing is determined from these changes. It has recognized.
【0012】変速中操作量算出手段は、例えば、スロッ
トル弁,燃料噴射弁,点火装置,油圧回路の油圧ソレノ
イド等、駆動軸トルクを変えることができる手段に対し
て、これらの変速中における操作量を算出する。この操
作量は、例えば、変速ショックとして感じる程急激なト
ルク変化がないように定められている目標駆動軸トルク
と実際の駆動軸トルクとの偏差に基づいて求められる。
そして、この操作量が把握された変速開始時期から駆動
軸トルク操作手段に出力される。The operation amount calculating means during shifting is, for example, a throttle valve, a fuel injection valve, an igniter, a hydraulic solenoid of a hydraulic circuit, or the like, with respect to a means capable of changing the drive shaft torque. To calculate. This operation amount is obtained, for example, on the basis of the deviation between the target drive shaft torque and the actual drive shaft torque which are set so that there is no sudden torque change enough to be felt as a shift shock.
Then, the operation amount is output to the drive shaft torque operating means from the shift start timing when the operation amount is grasped.
【0013】したがって、駆動力トルクの補正制御を的
確なタイミングで実行でき、変速ショックを軽減するこ
とができる。Therefore, the correction control of the driving force torque can be executed at an accurate timing, and the shift shock can be reduced.
【0014】[0014]
【実施例】以下、本発明に係る各種実施例について、図
面を用いて説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Various embodiments according to the present invention will be described below with reference to the drawings.
【0015】まず、図1から図10を用いて、本発明の
第1の実施例について説明する。First, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
【0016】図2に、エンジン及び自動変速装置まわり
の概略構成を示す。FIG. 2 shows a schematic structure around the engine and the automatic transmission.
【0017】エンジン10は、本実施例においては4気
筒エンジンである。このエンジン10には、点火装置1
1が設けられている。点火装置11は、エンジン10の
気筒数に対応して4つの点火プラグ12を有している。
エンジン10の気筒内に空気を取り込むための吸気管1
6には、ここを通る空気の流量を調節するスロットルバ
ルブ17、燃料を噴射する燃料噴射装置13、アイドリ
ング時にエンジン10に供給する空気流量を制御するた
めのISC(Idle Speed Control)バルブ19が設けら
れている。スロットルバルブ17は、この弁開度がアク
セルペダル66の操作量に対してほぼリニアに変化する
ように、アクセルペダル66とワイヤ67で連結されて
いる。アクセルペダル66には、この開度を測定するた
めのアクセル開度センサ78が設けられている。燃料噴
射装置13は、エンジン10の気筒数に対応して4つの
燃料噴射弁14を有している。エンジン10を冷却する
ためのラジエター(図示せず)には、ラジエター内の冷
却水温度Twを測定する水温センサ71が設けられてい
る。エンジン10からの排気ガスを外気に導く排気管1
8には触媒65及び空燃比センサ(又は酸素センサ)7
2が設けられている。The engine 10 is a four-cylinder engine in this embodiment. The engine 10 includes an ignition device 1
1 is provided. The ignition device 11 has four spark plugs 12 corresponding to the number of cylinders of the engine 10.
Intake pipe 1 for taking in air into the cylinder of the engine 10.
6, a throttle valve 17 for adjusting the flow rate of air passing therethrough, a fuel injection device 13 for injecting fuel, and an ISC (Idle Speed Control) valve 19 for controlling the flow rate of air supplied to the engine 10 at idling are provided. Has been. The throttle valve 17 is connected to the accelerator pedal 66 by a wire 67 so that the valve opening changes substantially linearly with respect to the operation amount of the accelerator pedal 66. The accelerator pedal 66 is provided with an accelerator opening sensor 78 for measuring the opening. The fuel injection device 13 has four fuel injection valves 14 corresponding to the number of cylinders of the engine 10. A radiator (not shown) for cooling the engine 10 is provided with a water temperature sensor 71 that measures a cooling water temperature Tw in the radiator. Exhaust pipe 1 that guides exhaust gas from the engine 10 to the outside air
8 is a catalyst 65 and an air-fuel ratio sensor (or oxygen sensor) 7
Two are provided.
【0018】エンジン10のクランク軸15にはフライ
ホイール21が取り付けられている。フライホイール2
1には、クランク軸15の回転数、すなわちエンジン回
転数Neを検出するエンジン回転数センサ73が取付け
られている。このフライホイール21とトルクコンバー
タ25のポンプ26とは、直結されている。トルクコン
バータ25は、ポンプ26、タービン27及びステータ
28から成っている。タービン27の出力軸、つまりト
ルクコンバータ出力軸は、有段式自動変速機構30と直
結されている。トルクコンバータ出力軸には、タービン
回転数Ntを測定するタービン回転数センサ74が取付
けられている。有段式自動変速機構30は、遊星歯車機
構31,35やバンドブレーキ40やクラッチ41,4
2などから構成されている。遊星歯車機構31,35
は、変速段数に対応して複数有しており、それぞれ、機
構の中心に位置しているサンギヤ32,36と、このサ
ンギヤ32,36の回りを回るプラネタリギヤ33,3
7と、内周側に歯が形成されプラネタリギヤ33,37
が噛合するインターナルギヤ34,38とで構成されて
いる。なお、図2においては、図面を簡略化するため
に、1速及び2速のみ対応できるものとして、2つの遊
星歯車機構31,35しか描いていない。トルクコンバ
ータ出力軸は、リア遊星歯車機構31のサンギヤ32と
直結されている。リア遊星歯車機構31のプラネタリギ
ヤ33は、フロント遊星歯車機構35のインターナルギ
ヤ38及びプロペラシャフト60と直結されている。リ
ア遊星歯車機構31のインターナルギヤ34とフロント
遊星歯車機構35のプラネタリギヤ37とは、フォーワ
ードワンウェークラッチ41により両ギヤ34,37の
回転が規制される。また、フロント遊星歯車機構35の
プラネタリギヤ37は、ローワンウェークラッチ42に
より、その回転が規制される。フロント遊星歯車機構3
5のサンギヤ36の回転軸には、バンドブレーキ40が
設けられている。これらバンドブレーキ40やフォーワ
ードワンウェークラッチ41やローワンウェークラッチ
42の動作により、各ギヤの回転が規制されて、1速,
2速や、バック等が実現する。有段式自動変速機構30
の出力軸、すなわちプロペラシャフト60には、この回
転数No(車速vに比例)を測定する車速センサ75が
取付けられている。プロペラシャフト60は、差動機6
1及び後輪駆動軸62を介して、後輪63と連結されて
いる。有段式自動変速機構30には、バンドブレーキ4
0やフォーワードワンウェークラッチ41やローワンウ
ェークラッチ42を動作させるための油圧制御回路50
が設けられており、この油圧制御回路50を動作させる
ことにより、変速制御,ロックアップ制御,ライン圧制
御,エンジンブレーキ制御などが実行可能である。油圧
制御回路50には、油圧ポンプ51の他、上記制御のた
め、油圧ラインの圧力を調整するライン圧制御バルブ5
2,ロックアップ制御を実行させるロックアップ制御バ
ルブ53,複数の油圧ラインの切替を行ってバンドブレ
ーキ40等に動作切替を実行させる変速制御バルブ5
4,55が設けられている。更に、油圧制御回路50に
は、ライン圧を測定するためのライン圧センサ76,ラ
イン内の油の温度を測定する油温センサ77が設けられ
ている。本実施例の自動変速装置20は、以上で説明し
たトルクコンバータ25,有段式自動変速機構30及び
油圧制御回路50を有して構成されている。油圧制御回
路50は、制御コントローラ100により制御される。
制御コントローラ100には、水温センサ71,空燃比
センサ72,エンジン回転数センサ73,タービン回転
数センサ(トルクコンバータ出力軸回転数センサ)7
4,車速センサ(変速機出力軸回転センサ)75,油圧
センサ76,油温センサ77,アクセル開度センサ78
から、それぞれ冷却水温度Tw,空燃比A/F,エンジ
ン回転数Ne、タービン(トルクコンバータ出力軸)回
転数Nt、変速機出力軸回転数No(車速vに比例),
油圧Poil,油温Toil、及びアクセル開度αが入
力される。制御ユニット100は、これらの信号を基に
最適な変速位置やライン圧等を演算し、上記変速制御バ
ルブ54,55やライン圧制御バルブ52等のアクチュ
エータに制御信号を出力する。A flywheel 21 is attached to the crankshaft 15 of the engine 10. Flywheel 2
1, an engine speed sensor 73 for detecting the speed of the crankshaft 15, that is, the engine speed Ne is attached. The flywheel 21 and the pump 26 of the torque converter 25 are directly connected. The torque converter 25 includes a pump 26, a turbine 27 and a stator 28. The output shaft of the turbine 27, that is, the output shaft of the torque converter is directly connected to the stepped automatic transmission mechanism 30. A turbine speed sensor 74 for measuring the turbine speed Nt is attached to the output shaft of the torque converter. The stepped automatic transmission mechanism 30 includes a planetary gear mechanism 31, 35, a band brake 40, and clutches 41, 4.
It is composed of 2 etc. Planetary gear mechanism 31, 35
Have a plurality of gears corresponding to the number of gears, and the sun gears 32 and 36 are located at the center of the mechanism, and the planetary gears 33 and 3 that rotate around the sun gears 32 and 36, respectively.
7, and planetary gears 33, 37 with teeth formed on the inner peripheral side.
And internal gears 34 and 38 that mesh with each other. In FIG. 2, only two planetary gear mechanisms 31 and 35 are illustrated as being capable of supporting only the first speed and the second speed in order to simplify the drawing. The torque converter output shaft is directly connected to the sun gear 32 of the rear planetary gear mechanism 31. The planetary gear 33 of the rear planetary gear mechanism 31 is directly connected to the internal gear 38 and the propeller shaft 60 of the front planetary gear mechanism 35. As for the internal gear 34 of the rear planetary gear mechanism 31 and the planetary gear 37 of the front planetary gear mechanism 35, the forward one-way clutch 41 restricts the rotation of both gears 34, 37. The rotation of the planetary gear 37 of the front planetary gear mechanism 35 is restricted by the low one-way clutch 42. Front planetary gear mechanism 3
A band brake 40 is provided on the rotating shaft of the sun gear 36 of No. 5. By the operation of the band brake 40, the forward one-way clutch 41, and the low one-way clutch 42, the rotation of each gear is restricted, and the first speed,
Second speed and back are realized. Stepped automatic transmission 30
A vehicle speed sensor 75 for measuring the rotation speed No (proportional to the vehicle speed v) is attached to the output shaft of the vehicle, that is, the propeller shaft 60. The propeller shaft 60 is a differential 6
It is connected to the rear wheel 63 via the 1 and the rear wheel drive shaft 62. The stepped automatic transmission 30 includes a band brake 4
0, the forward one-way clutch 41, and the low one-way clutch 42 for operating the hydraulic control circuit 50.
Is provided, and by operating the hydraulic control circuit 50, shift control, lockup control, line pressure control, engine brake control, etc. can be executed. In addition to the hydraulic pump 51, the hydraulic control circuit 50 includes a line pressure control valve 5 for adjusting the pressure of the hydraulic line for the above control.
2, a lockup control valve 53 for executing lockup control, and a shift control valve 5 for switching operation of a plurality of hydraulic lines to cause the band brake 40 or the like to perform operation switching.
4, 55 are provided. Further, the hydraulic control circuit 50 is provided with a line pressure sensor 76 for measuring the line pressure and an oil temperature sensor 77 for measuring the temperature of the oil in the line. The automatic transmission 20 of this embodiment is configured to include the torque converter 25, the stepped automatic transmission mechanism 30 and the hydraulic control circuit 50 described above. The hydraulic control circuit 50 is controlled by the controller 100.
The controller 100 includes a water temperature sensor 71, an air-fuel ratio sensor 72, an engine speed sensor 73, a turbine speed sensor (torque converter output shaft speed sensor) 7
4, vehicle speed sensor (transmission transmission output shaft rotation sensor) 75, hydraulic pressure sensor 76, oil temperature sensor 77, accelerator opening sensor 78
From the cooling water temperature Tw, the air-fuel ratio A / F, the engine speed Ne, the turbine (torque converter output shaft) speed Nt, the transmission output shaft speed No (proportional to the vehicle speed v),
The hydraulic pressure Poil, the oil temperature Toil, and the accelerator opening α are input. The control unit 100 calculates the optimum shift position, line pressure and the like based on these signals, and outputs control signals to actuators such as the shift control valves 54 and 55 and the line pressure control valve 52.
【0019】なお、アクセルペダル66の操作量に対し
て、独立して空気量を制御可能なデバイス(例えば、ア
クセルペダルと機械的にリンクされていない電子スロッ
トルバルブ17a)が設けられているエンジンでは、こ
の電子スロットルバルブ17aの開度を測定するスロット
ル開度センサ79が設けられ、このセンサ79からの信
号θも制御コントローラ100に入力するようになって
いる。また、制御コントローラ100には、エコノミー
モードとパワーモードとを切り替えるモード切替スイッ
チ69からの信号も入力するようになっている。このモ
ード切替スイッチ69は、運転者が操作できるようコン
ソールパネル近傍に設けられている。In an engine provided with a device (for example, an electronic throttle valve 17a which is not mechanically linked to the accelerator pedal) capable of independently controlling the air amount with respect to the operation amount of the accelerator pedal 66. A throttle opening sensor 79 for measuring the opening of the electronic throttle valve 17a is provided, and the signal θ from the sensor 79 is also input to the controller 100. The controller 100 is also adapted to receive a signal from the mode change switch 69 for switching between the economy mode and the power mode. The mode changeover switch 69 is provided near the console panel so that the driver can operate it.
【0020】ここで、エコノミーモードとは、車速が低
いうちにシフトアップするモードであり、パワーモード
とは、車速がある程度高まってからシフトアップするモ
ードである。Here, the economy mode is a mode for shifting up while the vehicle speed is low, and the power mode is a mode for shifting up after the vehicle speed increases to some extent.
【0021】制御コントローラ100は、図1に示すよ
うに、トルクコンバータ特性が記憶され、これを用いて
エンジン回転数Neとタービン回転数Ntとから有段式
変速機構30への入力トルクTt(すなわちタービント
ルク)を演算する入力トルク演算部131と、車速vと
アクセル操作量αとに応じて変速点を定め変速信号を出
力する変速信号出力部132と、入力トルク演算部13
1で求められた入力トルクTtを変速信号の変化に応じ
て一時的保持しておくラッチ133と、ラッチされた入
力トルクTtとこの次に求められた入力トルクTtとの
変化に応じて有段式変速機構30の実際の変速開始を認
識する変速開始認識部134と、予め定められている関
数gr=g(sol,θ)を用いて、変速信号solで
示される変速比とスロットル開度θとから変速中の変速
比grを推定する変速中変速比推定部135と、トルク
コンバータ25の回転比eを求める回転比演算部136
と、トルクコンバータ25の回転比eの変化率de/d
tを演算する回転比変化率演算部137と、回転比の変
化率de/dtから実際の変速終了時よりも早めの時刻
を変速終了と認識する変速終了認識部138と、変速中
の変速比grと差動機61のギヤ比(すなわち最終ギヤ
比)geと変速中の入力トルクTtとから変速中の駆動
軸トルク(すなわち駆動軸62にかかるトルク)Toを
推定する実駆動軸トルク推定部139と、予め準備され
ている関数(後述の数2に示す)を用いて変速中の目標
駆動軸トルクTtarを求める目標駆動軸トルク算出部
140と、推定した実際の駆動軸トルクToと目標駆動
軸トルクTtarとの偏差ΔTを求める減算器141
と、トルク偏差ΔTから補正ライン圧ΔPLを算出する
ライン圧補正量算出部142と、入力トルクTtから通
常のライン圧PLを求める標準ライン圧算出部143
と、通常のライン圧PLと補正量ΔPLとを加算したも
のをライン圧PLとしてライン圧制御バルブ52のソレ
ノイドに出力するライン圧算出部144と、を有してい
る。As shown in FIG. 1, the controller 100 stores a torque converter characteristic, and by using this, the input torque Tt (that is, the input torque Tt to the stepped speed change mechanism 30 from the engine speed Ne and the turbine speed Nt is used. Turbine torque), an input torque calculation unit 131, a shift signal output unit 132 that determines a shift point according to the vehicle speed v and the accelerator operation amount α, and outputs a shift signal, and an input torque calculation unit 13
The latch 133 for temporarily holding the input torque Tt obtained in step 1 according to the change in the shift signal, and the stepped state in accordance with the change in the latched input torque Tt and the next obtained input torque Tt By using a shift start recognition unit 134 that recognizes the actual shift start of the variable speed transmission mechanism 30 and a predetermined function gr = g (sol, θ), the gear ratio and the throttle opening θ indicated by the shift signal sol are used. And a rotation ratio calculation unit 136 that obtains a rotation ratio e of the torque converter 25 and a transmission gear ratio estimation unit 135 that estimates the gear ratio gr during gear shifting from
And the change rate de / d of the rotation ratio e of the torque converter 25
A rotation ratio change rate calculation unit 137 that calculates t, a shift end recognition unit 138 that recognizes from the change ratio de / dt of the rotation ratio that a time earlier than the actual end of the shift is the shift end, and a gear ratio during the shift The actual drive shaft torque estimation unit 139 that estimates the drive shaft torque (that is, the torque applied to the drive shaft 62) To during the shift from the gr, the gear ratio (that is, the final gear ratio) ge of the differential gear 61, and the input torque Tt during the shift. And a target drive shaft torque calculation unit 140 that obtains a target drive shaft torque Ttar during a shift using a function prepared in advance (shown in Equation 2 below), an estimated actual drive shaft torque To and a target drive shaft. Subtractor 141 for obtaining the deviation ΔT from the torque Ttar
, A line pressure correction amount calculation unit 142 that calculates a corrected line pressure ΔPL from the torque deviation ΔT, and a standard line pressure calculation unit 143 that calculates a normal line pressure PL from the input torque Tt.
And a line pressure calculation unit 144 that outputs the sum of the normal line pressure PL and the correction amount ΔPL to the solenoid of the line pressure control valve 52 as the line pressure PL.
【0022】なお、以上の制御コントローラ100の構
成は、制御コントローラ100の機能的な構成、つまり
ソフトウェアー的構成であり、ハードウェアー的には、
図3に示すように、各種センサからの信号が入力するフ
ィルタ101及び波形整形回路102と、シングルチッ
プマイクロコンピュータ110と、各種バルブ等のアク
チュエータに駆動制御信号を出力する駆動回路103と
を有して構成されている。マイクロコンピュータ110
は、各種演算を実行するCPU111と、CPU111
が実行するためのプログラム等が記憶されているROM
112と、各種データ等が一時的に記憶されるRAM1
13と、タイマ114と、SCI(Seirial Communicati
on Interface)回路115と、I/O回路116と、A
/D変換器117とを有して構成されている。すなわ
ち、制御コントローラ100の諸機能は、CPU111
がROM112やRAM113に記憶されているプログ
ラムやデータ等で所定の演算を実行することにより達成
される。The above-described configuration of the controller 100 is a functional configuration of the controller 100, that is, a software configuration, and in terms of hardware,
As shown in FIG. 3, it has a filter 101 and a waveform shaping circuit 102 to which signals from various sensors are input, a single-chip microcomputer 110, and a drive circuit 103 that outputs a drive control signal to an actuator such as various valves. Is configured. Microcomputer 110
Is a CPU 111 that executes various calculations, and a CPU 111
ROM that stores programs to be executed by
112 and a RAM 1 in which various data are temporarily stored
13, timer 114, SCI (Seirial Communicati
on Interface) circuit 115, I / O circuit 116, A
And a / D converter 117. That is, the various functions of the controller 100 are
Is achieved by executing a predetermined calculation with a program or data stored in the ROM 112 or the RAM 113.
【0023】また、図4に示すように、制御コントロー
ラ100aは、シングルチップマイクロコンピュータ1
10が1個である必要はなく、例えば、変速機制御用シ
ングルチップマイクロコンピュータ110xとエンジン
制御用シングルチップマイクロコンピュータ110yと
を備えるようにしてもよい。この場合、フィルタ101x,
101y,波形整形回路102x,102y,駆動回路
103x,103y等も、それぞれ変速機制御用及びエ
ンジン制御用に2個づつ備えていることが好ましい。変
速機制御用マイクロコンピュータ110xとエンジン制
御用マイクロコンピュータ110yとは、デュアルポー
トRAM104を介して相互に接続されている。Further, as shown in FIG. 4, the controller 100a is a single chip microcomputer 1
It is not necessary for the number 10 to be one, and for example, a single chip microcomputer 110x for transmission control and a single chip microcomputer 110y for engine control may be provided. In this case, the filters 101x,
101y, waveform shaping circuits 102x and 102y, drive circuits 103x and 103y, etc. are preferably provided for the transmission control and the engine control, respectively. The transmission control microcomputer 110x and the engine control microcomputer 110y are connected to each other via the dual port RAM 104.
【0024】また、図5に示すように、制御コントロー
ラ100bは、エンジン制御用と変速機制御用とに完全
に独立している2つのユニット120x,120yで構
成するようにしてもよい。この場合、各ユニット120
x,120yは、ハードフィルタ101x,101y,
波形整形回路102x,102y、駆動回路103x,
103y,シングルチップマイクロコンピュータ110
x,110y,通信回路105x,105yを有して構
成されている。As shown in FIG. 5, the controller 100b may be composed of two units 120x and 120y which are completely independent for engine control and transmission control. In this case, each unit 120
x and 120y are hard filters 101x and 101y,
Waveform shaping circuits 102x, 102y, drive circuits 103x,
103y, single-chip microcomputer 110
x, 110y and communication circuits 105x, 105y.
【0025】なお、本実施例において、変速信号出力手
段は、変速信号出力部132で構成されている。また、
変速開始認識用パラメータ把握手段は、エンジン回転数
センサ73とタービン回転数センサ74と入力トルク演
算部131とを有して構成され、変速終了認識用パラメ
ータ把握手段は、エンジン回転数センサ73とタービン
回転数センサ74と回転比演算部136と回転比変化率
演算部137とを有して構成されている。また、変速開
始認識手段は、変速開始認識部134と、この変速開始
認識部134からの出力と変速信号出力部132からの
変速信号とのANDをとるAND回路とを有して構成さ
れ、変速終了認識手段は、変速終了認識部138と、こ
の変速終了認識部138からの出力と変速信号出力部1
32からの変速信号とのANDとるAND回路とを有し
て構成されている。さらに、変速中操作量算出手段は、
ライン圧補正量算出部142と標準ライン圧算出部143
とライン圧算出部144とを有して構成されている。In this embodiment, the shift signal output means is composed of the shift signal output section 132. Also,
The shift start recognition parameter grasping means includes an engine speed sensor 73, a turbine revolution speed sensor 74, and an input torque computing unit 131, and the shift end recognition parameter grasping means includes an engine speed sensor 73 and a turbine. The rotation speed sensor 74, the rotation ratio calculation unit 136, and the rotation ratio change rate calculation unit 137 are included. Further, the shift start recognizing means is configured to include a shift start recognizing section 134 and an AND circuit for ANDing the output from the shift start recognizing section 134 and the shift signal from the shift signal output section 132. The end recognition means is a shift end recognition unit 138, and the output from the shift end recognition unit 138 and the shift signal output unit 1
An AND circuit for ANDing the shift signal from 32 is provided. Further, the operation amount calculating means during shifting is
Line pressure correction amount calculation unit 142 and standard line pressure calculation unit 143
And a line pressure calculation unit 144.
【0026】次に、本実施例の制御コントローラ100
の動作について説明する。Next, the controller 100 of this embodiment.
The operation of will be described.
【0027】まず、図6及び図7に示すフローチャート
に従って、変速開始の認識について説明する。First, the recognition of the shift start will be described with reference to the flowcharts shown in FIGS.
【0028】まず、処理30で、変速信号sol、エン
ジン回転数Ne、トルクコンバータ出力軸(タービン)
回転数Nt、及びスロットル開度θを読み込む。処理3
1では、トルクコンバータ特性を用いて、トルクコンバ
ータ25の入出力軸回転比e(=Nt/Ne)に対する
トルク比λ及び容量係数cを求める。処理32では、有
段式自動変速機構30の入力トルク(=トルクコンバー
タ出力軸トルク=タービントルク)Ttを(数1)を用
いて演算する。この処理31及び処理32は、入力トル
ク演算部131により実行される。First, in process 30, the shift signal sol, engine speed Ne, torque converter output shaft (turbine).
The rotation speed Nt and the throttle opening θ are read. Process 3
At 1, the torque converter characteristic is used to determine the torque ratio λ and the capacity coefficient c with respect to the input / output shaft rotation ratio e (= Nt / Ne) of the torque converter 25. In process 32, the input torque (= torque converter output shaft torque = turbine torque) Tt of the stepped automatic transmission 30 is calculated using (Equation 1). The processing 31 and the processing 32 are executed by the input torque calculation unit 131.
【0029】 Tt=λ・c・Ne2 …(数1) 処理33では、シフトアップ開始前FlgDが1か否か
を判断し(シフトアップ開始前の状態のとき、FlgD
=1)、続いて、処理34で、シフトダウン開始前Fl
gCが1か否かを判断する(シフトダウン開始前の状態
のとき、FlgC=1)。どちらも1でない場合は、処理3
5に進む。処理35では、現在の変速信号sol(n)
が前回の変速信号sol(n−1)よりも大きいかどう
かを判断する。大きい場合はシフトアップと判断して処
理36に進む。処理36では、現在の入力トルクTtを
Tshとして記憶しておく(ラッチ133が実行す
る)。そして、処理37で、ラッチされた入力トルクT
shに対して予め定められた値k1を加えたシフトアッ
プ開始レベル(Tsh+k1)より、新たに求められた
入力トルクTtが大きいか否かを変速開始認識部134
が判断する。大きい場合は、有段式自動変速機構30が
実際にシフトアップを開始したと判断して、処理38で
シフトアップ開始フラグFlgAに1を入力する。入力
トルクTtが変速開始レベル(Tsh+k1)より大きく
ない場合は、処理39に進み、シフトアップ開始前Fl
gDに1を入力する。また、処理35でsol(n)が
sol(n−1)以下の場合は、処理40に進み、現在
の変速信号sol(n)が前回の変速信号sol(n−
1)よりも小さいか否かを変速開始認識部134が判断
する。小さい場合はシフトダウンと判断し処理41に進
む。処理41では、現在の入力トルクTtをTshとし
て記憶しておく(ラッチ133が実行する。)。そし
て、処理42で、ラッチされた入力トルクTshに対し
て予め定められた値k2を加えたシフトダウン開始レベ
ル(Tsh+k2)より大きいか否かを判断する。大きい
場合は、有段式自動変速機構30が実際にシフトダウン
を開始したと判断して、処理43でシフトダウン開始フ
ラグFlgBに1を入力する。入力トルクTtがシフト
ダウン開始レベル(Tsh+k2)より大きくない場合は
処理44に進み、シフトダウン開始前FlgCに1を入
力する。Tt = λ · c · Ne 2 (Equation 1) In process 33, it is determined whether or not FlgD before the shift up is started (when the state before the shift up is started, FlgD
= 1), and then in process 34, before the downshift start Fl
It is determined whether or not gC is 1 (FlgC = 1 in the state before the shift down is started). If neither is 1, process 3
Go to 5. In process 35, the current shift signal sol (n)
Is greater than the previous shift signal sol (n-1). If it is larger, it is determined that the shift is up and the process proceeds to step 36. In process 36, the current input torque Tt is stored as Tsh (executed by the latch 133). Then, in process 37, the latched input torque T
Based on the shift-up start level (Tsh + k 1 ) obtained by adding a predetermined value k 1 to sh, it is determined whether the newly calculated input torque Tt is larger or not.
Will judge. If it is larger, it is determined that the stepped automatic transmission mechanism 30 has actually started upshifting, and 1 is input to the upshift start flag FlgA in step 38. If the input torque Tt is not larger than the shift start level (Tsh + k 1 ), the routine proceeds to step 39, where the shift-up start Fl
Enter 1 in gD. If sol (n) is less than or equal to sol (n-1) in process 35, the process proceeds to process 40, in which the current shift signal sol (n) is the previous shift signal sol (n-).
The shift start recognition unit 134 determines whether or not it is smaller than 1). If it is smaller, it is determined that the shift is down and the process proceeds to step 41. In process 41, the current input torque Tt is stored as Tsh (executed by the latch 133). Then, in process 42, it is determined whether or not it is greater than the downshift start level (Tsh + k 2 ) obtained by adding a predetermined value k 2 to the latched input torque Tsh. If it is larger, it is determined that the stepped automatic transmission mechanism 30 has actually started downshifting, and in process 43, 1 is input to the downshifting start flag FlgB. If the input torque Tt is not greater than the shift down start level (Tsh + k 2 ), the routine proceeds to step 44, where 1 is input to FlgC before the shift down is started.
【0030】次に、図7に示すフローチャートに進み、
Dの場合(処理38でシフトアップ開始フラグFlgA
に1を入力した後)は、処理45でシフトアップ開始前
FlgDを0にし、Eの場合(処理43でシフトダウン開始
フラグFlgBに1を入力した後)は、処理46でシフ
トダウン開始前FlgCを0にする。そして、処理47
で、sol(n−1)に現在の変速信号sol(n)を
入力してリターンする。Next, in the flow chart shown in FIG. 7,
In the case of D (in step 38, the shift-up start flag FlgA
(After inputting 1 in) is before the shift up in process 45.
If FlgD is set to 0 and if E (after inputting 1 to the shift-down start flag FlgB in process 43), then FlgC before shift-down start is set to 0 in process 46. Then, the process 47
Then, the current shift signal sol (n) is input to sol (n-1) and the process returns.
【0031】次に、図8に示すフローチャートに従っ
て、変速開始を認識した後の制御について説明する。Next, the control after recognizing the shift start will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
【0032】まず、処理50で変速信号sol,エンジ
ン回転数Ne,トルクコンバータ出力軸(タービン)回
転数Nt,入力トルクTt,変速信号出力時にメモリし
た入力トルクTsh,スロットル開度θ,シフトアップ
開始FlgA,シフトダウン開始FlgBを読み込む。
次に、処理51で、回転比変化率演算部137が回転比
e(=Nt/Ne)の微分値de/dtを求める。そし
て、処理52でシフトダウン開始FlgBが1か否か、
処理53でシフトアップ開始FlgAが1か否かを判断
する。いずれのフラグも1でない場合は、実際に変速開
始されていないため、処理54で、標準ライン圧算出部
143が油圧制御回路50のライン圧PLを予め定めら
れている入力トルクTtの関数f(Tt)で演算する。
さらに、処理55で、補正ライン圧ΔPLを0とする。
そして、処理56で、ライン圧算出部144がPL=P
L+ΔPLを演算し、処理57でこのライン圧のduty値
をライン圧制御バルブ52のソレノイドに出力する。First, in step 50, the shift signal sol, the engine speed Ne, the torque converter output shaft (turbine) speed Nt, the input torque Tt, the input torque Tsh stored when the shift signal is output, the throttle opening θ, and the shift-up start. FlgA and shift down start FlgB are read.
Next, in process 51, the rotation ratio change rate calculation unit 137 obtains the differential value de / dt of the rotation ratio e (= Nt / Ne). Then, in process 52, whether or not the shift down start FlgB is 1
In process 53, it is determined whether or not the shift up start FlgA is 1. If none of the flags is 1, the shift has not actually started, so in step 54, the standard line pressure calculation unit 143 sets the line pressure PL of the hydraulic control circuit 50 to the predetermined function f (of the input torque Tt). Calculate with Tt).
Further, in process 55, the correction line pressure ΔPL is set to 0.
Then, in process 56, the line pressure calculation unit 144 causes PL = P.
L + ΔPL is calculated, and in step 57, the duty value of the line pressure is output to the solenoid of the line pressure control valve 52.
【0033】処理53で、シフトアップ開始FlgAが
1の場合、すなわちシフトアップが開始されたと判断さ
れた場合、処理58に進む。処理58では、変速終了を
判断するため、変速終了認識部138が回転比eの変化
率|de/dt|が定数k5よりも小さいかどうかを判
断する。小さい場合はまだ変速中と判断し、処理59に
進み、変速中の目標駆動軸トルクTtarを目標駆動軸
トルク算出部140が(数2)を用いて演算する。When the shift up start FlgA is 1 in the process 53, that is, when it is determined that the shift up is started, the process proceeds to a process 58. In process 58, in order to determine the end of the gear shift, the gear shift end recognition unit 138 determines whether the rate of change | de / dt | of the rotation ratio e is smaller than a constant k 5 . If it is smaller, it is determined that the gear is still being shifted, the process proceeds to step 59, and the target drive shaft torque Ttar during the gear shift is calculated by the target drive shaft torque calculation unit 140 using (Equation 2).
【0034】 Ttar=k3・gr(sol)・ge・Tsh …(数2) ここで、k3;定数、gr(sol);変速信号solで
与えられた変速比によって定まる関数、ge;差動機6
1のギヤ比である。Ttar = k 3 · gr (sol) · ge · Tsh (Equation 2) where k 3 is a constant, gr (sol) is a function determined by the speed ratio given by the speed change signal sol, ge is a difference. Motive 6
The gear ratio is 1.
【0035】そして、処理60では、変速信号変化時に
メモリした入力トルクTshの関数f(Tsh)により
標準ライン圧算出部143がライン圧PLを演算する。
次に、処理61で、変速中変速比推定部135が予め準
備されている関数gr=g(sol,θ)を用いて変速
中の変速比grを求め、処理62で、(数3)により、
実駆動軸トルク推定部139が変速中の実際の駆動軸ト
ルクToを推定する。Then, in process 60, the standard line pressure calculation unit 143 calculates the line pressure PL by the function f (Tsh) of the input torque Tsh stored when the shift signal changes.
Next, in process 61, the speed change ratio estimating unit 135 obtains the speed change ratio gr during the speed change using the function gr = g (sol, θ) prepared in advance, and in the process 62, the following formula (3) is used. ,
The actual drive shaft torque estimation unit 139 estimates the actual drive shaft torque To during the shift.
【0036】 To=k3・gr・ge・Tt …(数3) そして、処理63で、減算器141が目標駆動軸トルク
Ttarと実駆動軸トルクToとの差ΔT(=To−T
tar)を求める。次に、処理64で、ライン圧補正量
算出部142が補正ライン圧ΔPLをΔTの関数ΔPL
=h(ΔT)で求めて、処理56に進む。To = k 3 · gr · ge · Tt (Equation 3) Then, in process 63, the subtractor 141 causes the difference ΔT (= To−T) between the target drive shaft torque Ttar and the actual drive shaft torque To.
tar). Next, in process 64, the line pressure correction amount calculation unit 142 sets the corrected line pressure ΔPL to the function ΔPL of ΔT.
= H (ΔT), the process proceeds to step 56.
【0037】処理52でシフトダウン開始FlgBが1
の場合、すなわちシフトダウンが開始されたと判断され
た場合、処理65に進む。処理65では、変速終了を判
断するため、変速終了認識部138が回転比eの変化率
|de/dt|が定数k4 よりも小さいか否かを判断す
る。小さい場合はまだ変速中と判断し、前述した処理5
9に進む。In process 52, downshift start FlgB is 1
In the case of, that is, when it is determined that the downshift is started, the process proceeds to the process 65. In process 65, in order to determine the end of the shift, the shift end recognizing unit 138 determines whether or not the rate of change | de / dt | of the rotation ratio e is smaller than a constant k 4 . If it is smaller, it is determined that gear shifting is still in progress, and the process 5 described above
Proceed to 9.
【0038】一方、処理58において、回転比の変化率
|de/dt|が定数k5 よりも小さくないと判断した
場合、処理65において、回転比の変化率|de/dt
|が定数k4 よりも小さくないと判断した場合、いずれ
の場合も変速終了と判断して、処理66に進み、シフト
アップ開始FlgA,シフトダウン開始FlgBに0を
入力して、処理54に進む。On the other hand, if it is determined in the process 58 that the rotation ratio change rate | de / dt | is not smaller than the constant k 5 , then in the process 65 the rotation ratio change rate | de / dt.
When it is determined that | is not smaller than the constant k 4 , it is determined that the shift is completed in any case, the process proceeds to step 66, 0 is input to the shift up start FlgA and the shift down start FlgB, and the process proceeds to step 54. .
【0039】次に、図9に示すタイムチャートに従っ
て、シフトアップ時における本実施例の効果について説
明する。Next, the effect of this embodiment at the time of upshift will be described with reference to the time chart shown in FIG.
【0040】従来技術で述べたように、変速比の変化に
より変速開始を認識しようとすると、変速開始時におい
ては、変速比の変化が小さく、実際に機械的な変速が開
始される時点t1 よりもかなり遅れて変速開始(A)が
認識されてしまう。また、同図において示していない
が、変速機入力軸の回転数の変化により変速開始を認識
しようとしても、同様に、実際に変速が開始される時点
t1 よりもかなり遅れて認識されてしまう。As described in the prior art, when it is attempted to recognize the start of the shift by the change of the gear ratio, the change of the gear ratio is small at the start of the gear change, and the time t 1 at which the actual mechanical gear shift is started. The shift start (A) is recognized much later than that. Although not shown in the figure, even if an attempt is made to recognize a shift start due to a change in the number of rotations of the transmission input shaft, the shift start is recognized substantially later than the time t 1 at which the actual shift is started. ..
【0041】ところで、入力トルク(すなわちタービン
トルク)Ttは、(数1)に示すように、エンジン回転
数Ne2 に比例するので、変速開始時におけるその変化
量が大きくなる。このため、本実施例のように、入力ト
ルクTtの変化により機械的な変速開始を認識(変速開
始認識時点はt2)することにより、変速開始時を早く
認識できると共に確実に認識することができる。By the way, since the input torque (that is, turbine torque) Tt is proportional to the engine speed Ne 2 as shown in (Equation 1), the amount of change at the start of gear shift becomes large. For this reason, as in the present embodiment, by recognizing the mechanical shift start by the change of the input torque Tt (the shift start recognition time is t 2 ), the shift start time can be recognized quickly and surely. it can.
【0042】したがって、本実施例のように変速中のラ
イン圧を補正する場合でも、早めに対応することがで
き、変速ショックの低減を図ることができる。Therefore, even when correcting the line pressure during the shift as in the present embodiment, it is possible to deal with it earlier and reduce the shift shock.
【0043】変速中のライン圧補正は、具体的には、変
速中のライン圧が低下するように補正している。このた
めに、入力トルクTtが低減して、出力トルクToの変
化量が小さくなり、変速ショックが低減されることにな
る。なお、本実施例においては、ライン圧が低下するよ
うに補正しているので、有段式自動変速機構30でのス
リップ量が大きくなり、変速終了認識時点t3 及び実際
に変速が完了する時点t4が従来よりも遅れることにな
る。Specifically, the correction of the line pressure during the shift is performed so that the line pressure during the shift is reduced. Therefore, the input torque Tt is reduced, the change amount of the output torque To is reduced, and the shift shock is reduced. In this embodiment, since the line pressure is corrected so as to decrease, the slip amount in the stepped automatic transmission mechanism 30 increases, and the shift end recognition time t 3 and the actual shift completion time. This means that t 4 will be delayed than before.
【0044】次に、図10に示すタイムチャートに従っ
て、シフトダウン時における本実施例の効果について説
明する。Next, the effect of this embodiment at the time of downshifting will be described with reference to the time chart shown in FIG.
【0045】シフトダウンは、アクセル66が踏み込ま
れ、スロットル開度θが急激に大きくなる過程で実行さ
れる。このため、変速信号は、同図に示すように、スロ
ットル開度θが大きくなり始めてから、ある程度時間が
経過してから変化する。入力トルクTtは、スロットル
開度θが大きくなるに伴って、大きくなり、実際の変速
開始時t1の近傍で一端ピーク値となり、その後、実際
の変速終了時t4まで小さくなる。実際の変速終了時t
4 以後、入力トルクTtは、大きくなり、オーバーシュ
ーとした後、安定する。また、出力トルクToも、入力
トルクTtと同様に変化する。但し、有段式自動変速機
構30のトルク増幅作用により、出力トルクToは、入
力トルクTtも、その変化が激しい。The downshift is executed when the accelerator 66 is depressed and the throttle opening θ rapidly increases. For this reason, as shown in the figure, the shift signal changes after a certain amount of time has elapsed since the throttle opening θ started to increase. The input torque Tt increases as the throttle opening θ increases, reaches a peak value in the vicinity of the actual shift start time t 1 , and then decreases until the actual shift end time t 4 . At the end of the actual shift t
After 4 , the input torque Tt becomes large and becomes stable after overshoeing. The output torque To also changes similarly to the input torque Tt. However, due to the torque amplification effect of the stepped automatic transmission mechanism 30, the output torque To and the input torque Tt change significantly.
【0046】本実施例のように、入力トルクTtの変化
に応じて、変速開始時t2 を認識すると、シフトアップ
時と異なり、実際の変速開始時t1 よりも、先に変速開
始時を認識することになる。このように、実際の変速開
始時t1 よりも先に変速開始時を認識することは、出力
トルクToの増加が実際の変速開始時t1 よりも先にな
るため、出力トルクToを制御する場合、有効なことで
ある。変速開始時t2が認識されると、ライン圧補正が
実行される。このライン圧補正は、ライン圧が低下する
ように補正される。シフトダウンの場合、ライン圧が低
下すると、有段式変速機構30のクラッチの締結又は離
脱動作が早まるため、実際の変速開始時t1及び実際の
変速終了時t4は、ライン圧補正がない場合(同図中、
(t1)(t4)で示す。)と比べて早くなると共に、変速期
間が短くなる。また、変速終了時t4,(t4)における
出力トルクToの落ち込みも比較的小さくなり、僅かで
はあるが変速ショックが低減される。When the shift start time t 2 is recognized according to the change of the input torque Tt as in this embodiment, unlike the shift up time, the shift start time is set earlier than the actual shift start time t 1. You will recognize. Thus, to recognize the real time earlier shift initiation than the shift start time t 1, since the increase in the output torque To becomes earlier than the actual shift start time t 1, to control the output torque To If that is the case. When the shift start time t 2 is recognized, the line pressure correction is executed. This line pressure correction is performed so that the line pressure decreases. In the case of downshifting, when the line pressure decreases, the clutch engagement or disengagement operation of the step-variable transmission mechanism 30 is accelerated, so there is no line pressure correction at the actual shift start time t 1 and the actual shift end time t 4. Case (in the figure,
It is shown by (t 1 ) (t 4 ). ), And the gear change period becomes shorter. Also, shift end time t 4, the drop in the output torque To at (t 4) becomes relatively small, only some are but shift shock is reduced.
【0047】なお、以上の実施例において、変速中の変
速比grは、関数gr=g(sol,θ)に、変速信号
及びスロットル開度θを代入して求めたが、図11に示
すように、変速開始時t1 が認識されると同時に、変速
前の変速比レベルから変速後の変速比レベルまで、単
に、一定の傾きの直線で急激に立ち上がるよう、または
ステップ的に立ち上がるよう近似したものを用いてもよ
い。このように、変速中の変速比grを設定しても、同
図に示すように、この変速比grを用いて推定される出
力トルクToは、実際の出力トルクTrealと大差は
なく、変速ショックの制御性に影響を与えることはな
い。また、関数gr=g(sol,θ)を用いて、変速
中の変速比を求める必要がなくなるので、制御コントロ
ーラの負荷を軽減することができる。In the above embodiment, the speed change ratio gr during the speed change is obtained by substituting the speed change signal and the throttle opening θ into the function gr = g (sol, θ). As shown in FIG. In addition, at the same time that the shift start time t 1 is recognized, it is approximated that the gear ratio level before the gear shift is changed to the gear ratio level after the gear shift just by abruptly rising with a straight line having a constant inclination or by stepwise rising. You may use the thing. Thus, even if the gear ratio gr during gear shifting is set, as shown in the figure, the output torque To estimated using this gear ratio gr is not much different from the actual output torque Treal, and there is no gear shift shock. It does not affect the controllability of. Further, since it is not necessary to obtain the gear ratio during the gear shift using the function gr = g (sol, θ), the load on the controller can be reduced.
【0048】第1の実施例の変形例について、図12に
示すフローチャートに従って説明する。A modification of the first embodiment will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
【0049】自動変速装置では、同一スロットル開度で
あっても、車速が低いうちにシフトアップするエコノミ
ーモードと、車速がある程度高まってきてからシフトア
ップするパワーモードとを備えているものがある。本変
形例は、このようなエコノミーモードとパターモードと
を備えている自動変速装置を対象としており、第1の実
施例の制御動作フローを示している図8における処理5
0での処理内容を変えると共に、処理59aを追加した
もので、その他の処理は第1の実施例と同様である。し
たがって、第1の実施例と同一の処理についてはその説
明を省略する。まず、処理50aで、変速信号やエンジ
ン回転数等と共に、モード選択フラグFlgMを読み込
む。なお、モードの選択は、運転者自身がモード切替ス
イッチ69(図2に示す。)を操作して行う。また、モ
ード選択フラグFlgMは、運転者がパワーモードを指
定しならなばFlgM=1となり、エコノミーモードを
指定したならばFlgM=0となる。続いて、処理5
1,…,65,58を行い、処理65及び処理58にお
いて“Yes”で変速中であると判断されると、処理5
9aで、モード選択フラグFlgMが0か1かを判断す
る。0であればエコノミーモードであると判断して、第
1の実施例と同様にライン圧補正制御を実行(処理5
9,…,処理64,処理56,処理57)し、1であれ
ばパワーモードであると判断してライン圧補正制御を実
行せずに、通常のライン圧制御を実行する(処理54,
…,処理57)。Some automatic transmissions have an economy mode in which the vehicle speed is shifted up while the vehicle speed is low, and a power mode in which the vehicle speed is increased up to a certain degree even if the throttle opening is the same. The present modification is directed to an automatic transmission having such an economy mode and a putter mode, and the process 5 in FIG. 8 showing the control operation flow of the first embodiment.
The processing contents of 0 are changed and the processing 59a is added, and the other processing is the same as that of the first embodiment. Therefore, the description of the same processing as the first embodiment will be omitted. First, in process 50a, the mode selection flag FlgM is read together with the shift signal, the engine speed, and the like. The driver selects the mode by operating the mode selector switch 69 (shown in FIG. 2). Further, the mode selection flag FlgM becomes FlgM = 1 if the driver specifies the power mode, and becomes FlgM = 0 if the driver specifies the economy mode. Then, process 5
1, ..., 65, 58 are performed, and if it is determined in Steps 65 and 58 that the gear change is in progress, the process 5
At 9a, it is determined whether the mode selection flag FlgM is 0 or 1. If 0, it is determined that the economy mode is set, and the line pressure correction control is executed as in the first embodiment (process 5).
, ..., Process 64, Process 56, Process 57), and if 1 is determined to be the power mode, the normal line pressure control is executed without executing the line pressure correction control (Process 54,
..., process 57).
【0050】図13に示すように、エコノミーモードで
は、パワーモードよりもエンジン回転数の低いところで
変速するためトルクコンバータ25のすべりが大きくな
り、パワーモードよりも変速ショックが大きくなる。こ
のため、本変形例では、エコノミーモード時の変速中に
はライン圧補正制御をするようにしている。As shown in FIG. 13, in the economy mode, gear shifting is performed at a lower engine speed than in the power mode, so that the slippage of the torque converter 25 becomes larger and the gear shift shock becomes larger than that in the power mode. Therefore, in this modified example, the line pressure correction control is performed during the shift in the economy mode.
【0051】なお、本変形例では、変速ショックの大き
いエコノミーモードの場合のみライン圧補正制御を実行
するようにしているが、パワーモードの場合もライン圧
補正制御を実行するようにしてもよい。また、本変形例
や第1の実施例では、ライン圧ΔPLを目標駆動軸トル
クと実際の駆動軸トルクとの差ΔTから求めたが、関数
f1(θ,Ne,v)を用い、スロットル開度θ,エンジ
ン回転数Ne,車速vから求めるようにしてもよい。In this modification, the line pressure correction control is executed only in the economy mode where the shift shock is large, but the line pressure correction control may be executed also in the power mode. Further, in the present modified example and the first embodiment, the line pressure ΔPL is obtained from the difference ΔT between the target drive shaft torque and the actual drive shaft torque, but the function f 1 (θ, Ne, v) is used to It may be determined from the opening θ, the engine speed Ne, and the vehicle speed v.
【0052】次に、第1の実施例の変速終了認識に関す
る2つの変形例について、図14及び図15を用いて説
明する。Next, two modified examples of the shift end recognition of the first embodiment will be described with reference to FIGS. 14 and 15.
【0053】第1の実施例は、変速が開始された後、ト
ルクコンバータ25の回転比eの変化率|de/dt|
が予め定められた値k4 以上になったときに、変速が終
了したと認識するものである。しかし、変速終了は、図
9に示すように、この他、単に回転比eが予め定められ
た値以下になったときや、有段式自動変速機構30の変
速比rからでも認識することができる。In the first embodiment, the rate of change of the rotation ratio e of the torque converter 25 | de / dt |
When the value becomes equal to or greater than a predetermined value k 4 , it is recognized that the gear shift is completed. However, as shown in FIG. 9, the completion of the gear shift can be recognized simply when the rotation ratio e becomes equal to or smaller than a predetermined value or from the gear ratio r of the stepped automatic transmission mechanism 30. it can.
【0054】そこで、単に回転比eが予め定められた値
以下になったときに、変速終了の認識をするものが、図
14に示す制御コントローラである。この制御コントロ
ーラ100cは、トルクコンバータ25の回転比eの変
化率|de/dt|から変速終了を認識するものではな
いので、第1の実施例における回転比変化率演算部13
7を有していない。回転比演算部136は、エンジン回
転数センサ73で測定されたエンジン回転数Ne及びタ
ービン回転数センサ74で測定されたタービン回転数N
tから、回転比e(=Nt/Ne)を求め、この値eを
直接変速終了認識部138aに出力する。変速終了認識
部138aは、この値が予め定められた値k6 以下にな
ったときに、変速が終了したものと認識し、これをAN
D回路に出力する。Therefore, the controller shown in FIG. 14 simply recognizes the end of the shift when the rotation ratio e becomes equal to or less than a predetermined value. Since the controller 100c does not recognize the end of the shift from the change rate | de / dt | of the rotation ratio e of the torque converter 25, the rotation ratio change rate calculator 13 in the first embodiment.
I don't have 7. The rotation ratio calculation unit 136 uses the engine rotation speed Ne measured by the engine rotation speed sensor 73 and the turbine rotation speed N measured by the turbine rotation speed sensor 74.
The rotation ratio e (= Nt / Ne) is obtained from t, and this value e is directly output to the shift end recognition unit 138a. Shift end recognition portion 138a, when the value falls below the value k 6 a predetermined, recognizes that the shift is complete which AN
Output to D circuit.
【0055】また、図15に示す制御コントローラ10
0dは、有段式自動変速機構30の変速比rから変速終
了を認識するものである。有段式自動変速機構30の変
速比r(=No/Nt)は、変速比演算部145で、有
段式自動変速機構30の入力軸の回転数であるタービン
回転数Ntと、有段式自動変速機構30の出力軸の回転
数Noとから求められ、変速終了認識部138bに出力
される。変速終了認識部138bでは、変速信号が示す
変速後の変速比よりも僅かに小さい値(シフトアップ
時)k7以上になったときに、変速が終了したものと認
識し、これをAND回路に出力する。なお、変速終了を認
識するためのしきい値としては、変速信号が示す変速後
の変速比よりも僅かに小さい値を用いるので、変速終了
後の変速比ごとにしきい値が必要である。また、いずれ
の変形例においても、しきい値として、シフトアップ用
の値とシフトダウン用の値が準備されている。Further, the controller 10 shown in FIG.
0d is for recognizing the end of gear shift from the gear ratio r of the stepped automatic transmission mechanism 30. The gear ratio r (= No / Nt) of the stepped automatic transmission mechanism 30 is calculated by the gear ratio calculation unit 145 as the turbine speed Nt, which is the number of revolutions of the input shaft of the stepped automatic transmission mechanism 30, and the stepped type. It is obtained from the number of revolutions No of the output shaft of the automatic transmission mechanism 30, and is output to the shift end recognition unit 138b. In the shift end recognition portion 138b, when it is slightly smaller value (upshifting) k 7 more than the gear ratio after shifting the shift signal indicates, recognizes that the shift is complete which the AND circuit Output. Since a value slightly smaller than the gear ratio after the gear shift indicated by the gear shift signal is used as the threshold value for recognizing the end of gear shift, a threshold value is required for each gear ratio after the gear shift end. Further, in any of the modified examples, a shift-up value and a shift-down value are prepared as the threshold value.
【0056】次に、本発明に係る第2の実施例につい
て、図16から図21を用いて説明する。Next, a second embodiment according to the present invention will be described with reference to FIGS. 16 to 21.
【0057】本実施例は、第1の実施例におけるライン
圧補正制御を他の方法で実行するもので、変速開始及び
変速終了の認識や、実駆動軸トルクの推定等に関しては
第1の実施例と同様である。In this embodiment, the line pressure correction control in the first embodiment is executed by another method. Regarding the recognition of the start and end of the shift, the estimation of the actual drive shaft torque, etc., the first embodiment is carried out. Similar to the example.
【0058】図16に示すように、本実施例の制御コン
トローラ100iは、入力トルク演算部131で求めら
れた入力トルクTtを一時的に保持する入力トルクラッ
チ部170と、ラッチ部170で保持された入力トルク
Ttをライン圧設定用トルクTsとし、このTsを用い
て基準ライン圧PLoを定める基準ライン圧設定部17
1と、変速中と変速終了後の所持時間とにおけるライン
圧を変えるべく、基準ライン圧PLoを変速中と変速終
了後の所持時間とで変更する基準ライン圧補償部172
と、基準ライン圧補償部172で基準ライン圧PLoを
変更するために用いるゲインk3を出力する補償ゲイン
出力部173と、変速信号変化判断フラグFlgEが1
になった時点での実駆動軸トルクToを保持する学習用
基準トルクラッチ部174と、学習時期判断フラグFl
gG(実駆動軸トルクを学習用のトルクとしてサンプリ
ングする時期か否かを判断するフラグで、サンプリング
する時期のとき、FlgG=1)が1になった時点での
実駆動軸トルクToを保持する学習用トルクラッチ部1
75と、学習用基準トルクラッチ部174で保持された
駆動軸トルク(学習用基準駆動軸トルク)Tosと学習
用トルクラッチ部175で保持された駆動軸トルク(学
習用駆動軸トルク)Toeとの偏差ΔTseを求める学
習補正用偏差演算部176と、偏差ΔTseに対するラ
イン圧偏差ΔPLを求めるライン圧偏差演算部177
と、基準ライン圧PLoを求めるための変速種類ごとの
関数j(Ts)を記憶しておくと共にライン圧偏差演算
部177で求められたライン圧偏差ΔPLに応じて逐次関
数j(Ts)を補正する関数学習補正部178とを有し
ている。関数学習補正部178には、基準ライン圧設定
用マップを有している。このマップには、横軸をライン
圧設定用トルクTs、縦軸を基準ライン圧として、変速
種類毎の基準ライン圧関数j(Ts)が描かれている。As shown in FIG. 16, the controller 100i of this embodiment has an input torque latch section 170 for temporarily holding the input torque Tt calculated by the input torque calculation section 131, and a latch section 170 for holding the input torque Tt. The input torque Tt is set as the line pressure setting torque Ts, and the reference line pressure setting unit 17 that determines the reference line pressure PLo using this Ts.
1 and a reference line pressure compensating unit 172 that changes the reference line pressure PLo between the holding time after shifting and the holding time after finishing shifting so as to change the line pressure between the shifting time and the holding time after finishing shifting.
And a compensation gain output unit 173 that outputs a gain k3 used to change the reference line pressure PLo in the reference line pressure compensation unit 172, and a shift signal change determination flag FlgE is 1
Learning reference torque latch portion 174 for holding the actual drive shaft torque To at the time when it becomes
gG (a flag for determining whether or not it is time to sample the actual drive shaft torque as learning torque, and at the time of sampling, FlgG = 1) holds the actual drive shaft torque To at the time when it becomes 1. Learning torque latch 1
75, the drive shaft torque (learning reference drive shaft torque) Tos held by the learning reference torque latch unit 174, and the drive shaft torque (learning drive shaft torque) Toe held by the learning torque latch unit 175. A deviation correction calculation unit 176 for learning correction that calculates the deviation ΔTse, and a line pressure deviation calculation unit 177 that calculates the line pressure deviation ΔPL for the deviation ΔTse.
And a function j (Ts) for each shift type for obtaining the reference line pressure PLo is stored, and the sequential function j (Ts) is corrected according to the line pressure deviation ΔPL obtained by the line pressure deviation calculation unit 177. And a function learning correction unit 178 for performing. The function learning correction unit 178 has a reference line pressure setting map. In this map, a reference line pressure function j (Ts) for each shift type is drawn with the horizontal axis as the line pressure setting torque Ts and the vertical axis as the reference line pressure.
【0059】次に、図17及び図18に示すフローチャ
ートに従って、本実施例のライン圧補正制御動作につい
て説明する。Next, the line pressure correction control operation of this embodiment will be described with reference to the flow charts shown in FIGS.
【0060】図17に示すように、まず、処理160
で、入力トルク演算部131で演算された入力トルク
(タービントルク)Tt、及び変速信号solを読み込
む。処理161では、変速信号solが変化したかどう
か示す変速信号変化判断フラグFlgE(変速信号が変
化すると、FlgE=1)が1か否か判断する。Flg
E=0の場合は、処理162に進み、そこで、今回の変
速信号sol(n)が前回の変速信号sol(n−1)
と異なっているか否かのを判断する。異なっていない、
つまり変速しない時は、処理163に進み、そこで、読
み込んできた入力トルクTtをライン圧設定用トルクT
sとすると共に、変速信号変化判断フラグFlgEを0
にする。そして、処理164に進み、今回の変速信号s
ol(n)を前回の変速信号sol(n−1)として、
リタ−ンされる。処理162の判断で、今回の変速信号
sol(n)と前回の変速信号sol(n−1)とが異
なっていると判断した場合は、処理165に進み、変速
信号変化判断フラグFlgEに1を入力し、処理166
に進む。処理166では、入力トルクTtのフィルタリ
ング処理を実行する。このフィルタリング処理は、変速
信号が変化したから実際に機械的な変速開始が始まらな
い時間、例えば、200msec程度実行する。次に、処理
167で、変速開始フラグFlgs(機械的な変速が開
始したと認識したとき、Flgs=1)が1か否かを判
断する。変速開始フラグFlgsが1でない場合は処理
168に進み、読み込んできた入力トルクTtをライン
圧設定用トルクTsとし、処理164へ進む。処理16
7で変速開始フラグFlgsが1であると判断された場
合は、処理170に進む。処理170では、フィルタリ
ング処理した入力トルクFTtをライン圧設定用トルク
Tsし、処理171に進む。処理171では、変速終了
フラグFlge(機械的な変速が終了したと認識したと
き、Flge=1)が1か否かを判断する。Flge=
0、つまり機械的な変速が終了したと認識していない場
合は、処理172に進み、前回のライン圧設定用トルク
Tsをもう一度Tsとし(前回のTsを保持)し処理1
64に進む。処理171で、Flge=1、つまり機械
的な変速が終了したと認識した場合は、処理163及び
処理164を実行して、リタ−ンされる。As shown in FIG. 17, first, the processing 160
Then, the input torque (turbine torque) Tt calculated by the input torque calculation unit 131 and the shift signal sol are read. In process 161, it is determined whether or not the shift signal change determination flag FlgE (when the shift signal changes, FlgE = 1) indicating whether the shift signal sol has changed. Flg
If E = 0, the process proceeds to step 162, where the current shift signal sol (n) is the previous shift signal sol (n-1).
And whether it is different from. Not different,
That is, when the gear is not changed, the routine proceeds to step 163, where the read input torque Tt is used as the line pressure setting torque T.
s and the shift signal change determination flag FlgE to 0
To Then, the process proceeds to step 164, and the current shift signal s
ol (n) as the previous shift signal sol (n-1),
Returned. When it is determined in the process 162 that the current shift signal sol (n) and the previous shift signal sol (n-1) are different, the process proceeds to process 165, and 1 is set to the shift signal change determination flag FlgE. Input and process 166
Proceed to. In process 166, the filtering process of the input torque Tt is executed. This filtering process is executed for a time, for example, about 200 msec, when the mechanical shift start does not actually start because the shift signal has changed. Next, in process 167, it is determined whether or not the shift start flag Flgs (Flgs = 1 when it is recognized that a mechanical shift has started). If the shift start flag Flgs is not 1, the process proceeds to step 168, the read input torque Tt is set as the line pressure setting torque Ts, and the process proceeds to step 164. Process 16
If it is determined in step 7 that the shift start flag Flgs is 1, the process proceeds to step 170. In process 170, the filtered input torque FTt is used as the line pressure setting torque Ts, and the process proceeds to process 171. In process 171, it is determined whether or not the shift end flag Flge (when recognizing that the mechanical shift is finished, Flge = 1) is 1. Flge =
0, that is, when it is not recognized that the mechanical shift has ended, the process proceeds to step 172, and the previous line pressure setting torque Ts is set to Ts again (previous Ts is held), and the process 1 is performed.
Proceed to 64. When it is recognized in step 171 that Flge = 1, that is, when the mechanical shift is completed, step 163 and step 164 are executed to return.
【0061】図18に示すように、実際にライン圧制御
を実行する際には、まず、処理173で、図17のフロー
中で設定したライン圧設定用トルクTs、及び変速信号
solを読み込む。なお、同図に示すフローは、変速開始
認識時点t2 から変速終了認識時点t3 までの間のライ
ン圧制御動作のフローで、基準ライン圧設定部171が
実行する。次に、処理174では変速信号solが1−
2変速を示すものであるか否かを判断し、処理175で
は変速信号solが2−3変速を示すものであるか3−
4変速を示すものであるかを判断する。そして、変速信
号solが1−2変速を示すものである場合は、予め準
備されている複数のライン圧設定用関数j(Ts)のう
ちNo.2を用いるものとし、変速信号solが2−3
変速を示すものである場合はNo.3のライン圧設定用
関数を用いるものとし、変速信号solが3−4変速を
示すものである場合はNo.4のライン圧設定用関数を
用いるものとする(処理176,177,178)。そ
して、処理179では、関数学習補正部178に記憶さ
れている基準ライン圧設定用マップ中から処理176,17
7,178で選んだライン圧設定用関数j(Ts)を抽
出して、この関数にライン圧設定用トルクTsを代入
し、変速開始認識時点t2 から変速終了認識時点t3 ま
での間のライン圧PLを求め、処理180で、このライ
ン圧PLをライン圧制御バルブ52のソレノイドに出力
する。As shown in FIG. 18, when the line pressure control is actually executed, first, in step 173, the line pressure setting torque Ts and the shift signal which are set in the flow of FIG.
Read sol. The flow shown in the figure is a flow of the line pressure control operation from the shift start recognition time t 2 to the shift end recognition time t 3 and is executed by the reference line pressure setting unit 171. Next, in process 174, the shift signal sol is 1-
Whether or not the shift signal sol indicates 2-3 shifts is determined in processing 175.
It is determined whether it indicates a 4-speed shift. When the shift signal sol indicates 1-2 shift, No. of the plurality of line pressure setting functions j (Ts) prepared in advance. 2 is used, and the shift signal sol is 2-3
If it indicates a gear shift, No. No. 3 is used when the line pressure setting function of No. 3 is used and the shift signal sol indicates 3-4 shift. The line pressure setting function of No. 4 is used (processing 176, 177, 178). Then, in the processing 179, the processing 176, 17 is performed from the reference line pressure setting map stored in the function learning correction unit 178.
The line pressure setting function j (Ts) selected in No. 7, 178 is extracted, the line pressure setting torque Ts is substituted into this function, and the shift start recognition time t 2 to the shift end recognition time t 3 The line pressure PL is obtained, and in step 180, the line pressure PL is output to the solenoid of the line pressure control valve 52.
【0062】このライン圧制御において、ライン圧指令
値PLは、図19に示すように、変速開始認識時点t2
から変速終了認識時点t3までの間、下がる。このた
め、第1の実施例と同様に、この間の出力トルクToの
変化量が小さくなり、変速ショックが低減される。な
お、同図は、シフトアップ時のものを示している。[0062] In the line pressure control, the line pressure command value PL, as shown in FIG. 19, the shift start recognition time t 2
Until the shift end recognition time t 3 from drops. Therefore, as in the first embodiment, the amount of change in the output torque To during this period is small, and the shift shock is reduced. It should be noted that the figure shows the one at the time of shift up.
【0063】ところで、第1の実施例のように、速開始
認識時点t2 から変速終了認識時点t3 までの間のみし
かライン圧制御を実行しなければ、図9に示すように、
変速終了認識時点t3 後に出力トルクToが急激に低下
し、ここで変速ショックが発生する。そこで、本実施例
では、図19に示すように、変速終了認識時点t3 から
一定時間、さらにライン圧を下げて、変速終了認識時点
t3 後に生じる出力トルクToの急激な落ち込みを防
ぎ、変速ショックの低減を図っている。この変速終了認
識時点t3 から一定時間のライン圧は、ライン圧補償部
172が求めている。すなわち、ライン圧補償部172
は、基準ライン圧設定部171で求められた基準ライン
圧PLoに、変速中(速開始認識時点t2から変速終了
認識時点t3までの間)においては、補償ゲインk3と
して0.8を掛け、変速終了認識時点t3 から一定時間
においては、補償ゲインk3として1を掛けて、基準ラ
イン圧PLoに補償ゲインk3を掛けたものをライン圧
制御バルブ52のソレノイドに出力している。By the way, if the line pressure control is executed only from the speed start recognition time t 2 to the shift end recognition time t 3 as in the first embodiment, as shown in FIG.
After the time point t 3 at which the shift end is recognized, the output torque To sharply decreases, and a shift shock occurs there. Therefore, in this embodiment, as shown in FIG. 19, a predetermined time after the shift end recognition time t 3, by further lowering the line pressure to prevent sudden drop of the output torque To occurs after the shift end recognition time t 3, the speed change We are trying to reduce shocks. The line pressure compensator 172 determines the line pressure for a certain period of time from the time point t 3 at which the shift end is recognized. That is, the line pressure compensator 172
It is the reference line pressure setting section 171 with the obtained reference line pressure PLo, During shifting (from fast start recognition time t 2 to the shift end recognition time t 3), multiplied by 0.8 as a compensation gain k3 in a certain time from the shift end recognition time t 3 is multiplied by 1 as a compensation gain k3, and the multiplied by the compensation gain k3 the reference line pressure PLo output to the solenoid of the line pressure control valve 52.
【0064】また、本実施例は、第1の実施例のよう
に、推定した実駆動軸トルクToを用いて駆動軸トルク
の制御を実行する、いわゆるフィードバック制御ではな
く、変速位置毎に予め準備されている関数j(Ts)を
用いて駆動軸トルクを制御する、フィードフォーワード
制御であるため、各車両毎の変速機構30やトルクコン
バータ25の機差や、経時変化に対応しずらい。そこ
で、本実施例では、このような機差や経時変化等に対応
すべく、変速中ライン圧学習制御を実行している。図2
0は、本実施例の変速中ライン圧学習制御のフローチャ
ートである。Further, in the present embodiment, unlike the first embodiment, the drive shaft torque is controlled by using the estimated actual drive shaft torque To, that is, so-called feedback control is not performed, but is prepared in advance for each shift position. Since it is the feedforward control in which the drive shaft torque is controlled by using the function j (Ts) described above, it is difficult to cope with the machine difference of the transmission mechanism 30 and the torque converter 25 of each vehicle and the change over time. Therefore, in the present embodiment, the line pressure learning control during shifting is executed in order to cope with such machine differences and changes with time. Figure 2
0 is a flowchart of the line pressure learning control during shifting according to the present embodiment.
【0065】まず、処理181で、実駆動軸トルク推定
部139で推定した出力トルク(すなわち実駆動軸トル
ク)To、図17の処理170におけるライン圧設定用
トルクTs,図18の処理180における基準ライン圧
PLo,変速開始フラグFlgs,変速信号変化判断フラグ
FlgE(変速信号が変化すると、FlgE=1)を読
み込む。次に、処理182で、変速信号変化判断フラグ
FlgEが1になったか否かを判断するフラグFlgF
が1か否かを判断する。フラグFlgFが1でない場合
は処理183に進み、1の場合は処理187に進む。処
理183では、変速信号変化判断フラグFlgEが1か
否かを判断する。フラグFlgEが1でない場合は処理
184に進み、変速信号変化判断フラグFlgE及び学
習時期判断フラグFlgG(学習用の出力トルクをサン
プリングする時期か否かを判断するフラグで、サンプリ
ングする時期のとき、FlgG=1)をそれぞれ0にし
てリターンされる。処理183で変速信号変化判断フラ
グFlgEが1であると判断した場合は、処理185に
進み、学習用基準トルクラッチ部174が、変速信号変
化判断フラグFlgEが1であると判断されたときの推
定出力トルクToを学習用基準出力トルクTosとして
ラッチする。次に、処理186で、FlgFを1とし
て、処理187に進む。処理187では変速開始フラグ
Flgsが1か否かを判断する。1でない場合はリター
ンされる。1の場合は処理188に進み、学習時期判断
フラグFlgGが1か否かを判断する。1の場合はリタ
ーンされ、1でない場合、つまり、学習用の出力トルク
をサンプリングする時期でない場合は、処理189に進
む。処理189では、機械的な変速開始認識時点t2 か
ら、例えば100ms経ったか否かを判断する。100
ms経過した場合は、処理190で、学習用トルクラッ
チ部175が、このときの推定出力トルクToを学習用
トルクToeとしてラッチする。次に、処理191で学
習時期判断フラグFlgGを1にして、処理192に進
む。処理192では、学習補正用ライン圧偏差演算部1
76が、処理185で求めた学習用基準出力トルクTo
sと処理190で求めた学習用トルクToeとの偏差Δ
Tseを演算する。ここで、偏差ΔTseとは、どのよ
うな性格のものであるかを簡単に説明する。学習用基準
出力トルクTosは、変速信号solが変化したときの
出力トルクであるから、図19に示すように、トルクフ
ェーズ(変速信号が変化してから実際に機械的な変速が
開始t1されるまでの間)中の出力トルクである。また、
学習用トルクToeは、変速開始認識時点t2 から10
0ms後の出力トルクであるから、イナーシャフェーズ
(実際に機械的な変速が開始t1されてから実際に変速
が終了t4するまでの間で、駆動軸に慣性力が作用しい
る期間)の初期に見られるトルク落ち込み後の出力トル
クである。すなわち、学習用基準出力トルクTosと学
習用トルクToeとは、それぞれ、イナーシャフェーズ
の初期に見られるトルク落ち込みの前と後の出力トルク
である。このトルク落ち込みの前と後の出力トルクの偏
差ΔTseは、変速ショックの観点から、基本的に0で
あることが好ましい。First, in process 181, the output torque (that is, actual drive shaft torque) To estimated by the actual drive shaft torque estimator 139, line pressure setting torque Ts in process 170 of FIG. 17, reference in process 180 of FIG. The line pressure PLo, the shift start flag Flgs, and the shift signal change determination flag FlgE (when the shift signal changes, FlgE = 1) are read. Next, in process 182, a flag FlgF that determines whether or not the shift signal change determination flag FlgE has become 1
It is determined whether is 1. If the flag FlgF is not 1, the process proceeds to step 183, and if the flag FlgF is 1, the process proceeds to step 187. In process 183, it is determined whether the shift signal change determination flag FlgE is 1 or not. If the flag FlgE is not 1, the process proceeds to step 184, and the shift signal change determination flag FlgE and the learning timing determination flag FlgG (a flag for determining whether or not it is time to sample the output torque for learning. = 1) is set to 0 and the process is returned. When it is determined in step 183 that the shift signal change determination flag FlgE is 1, the process proceeds to step 185, and the learning reference torque latch unit 174 estimates when the shift signal change determination flag FlgE is 1 The output torque To is latched as the learning reference output torque Tos. Next, in process 186, FlgF is set to 1, and the process proceeds to process 187. In process 187, it is determined whether or not the shift start flag Flgs is 1. If it is not 1, it is returned. If it is 1, the process proceeds to step 188, and it is determined whether or not the learning timing determination flag FlgG is 1. When it is 1, the process returns. When it is not 1, that is, when it is not time to sample the output torque for learning, the process proceeds to step 189. In process 189, the mechanical shift start recognition time t 2, to determine for example whether passed 100 ms. 100
When ms has elapsed, in processing 190, the learning torque latch unit 175 latches the estimated output torque To at this time as the learning torque Toe. Next, in process 191, the learning timing determination flag FlgG is set to 1, and the process proceeds to process 192. In the process 192, the learning correction line pressure deviation calculation unit 1
76 is the learning reference output torque To obtained in the process 185.
deviation Δ between s and the learning torque Toe obtained in processing 190
Calculate Tse. Here, the deviation ΔTse will be briefly described as to what kind of character it is. Since the learning reference output torque Tos is the output torque when the shift signal sol changes, as shown in FIG. 19, the torque phase (actual mechanical shift starts t 1 after the shift signal changes). Output torque). Also,
The learning torque Toe is from the shift start recognition time t 2 to 10
Since it is the output torque after 0 ms, the inertia phase (the period during which the inertial force acts on the drive shaft between the time when the mechanical gear shift actually starts t 1 and the time when the gear shift actually ends t 4 ) It is the output torque after the initial torque drop. That is, the learning reference output torque Tos and the learning torque Toe are output torques before and after the torque drop observed at the initial stage of the inertia phase, respectively. The deviation ΔTse between the output torque before and after the torque drop is basically preferably 0 from the viewpoint of shift shock.
【0066】次に、処理193で、ライン圧偏差演算部
177が、上記偏差ΔTseと図17の処理170にお
けるライン圧設定用トルクTsとをパラメータとする関
数fにより、ライン圧偏差ΔPLを求める。なお、この
ライン圧偏差ΔPLは、車両出荷時には0になるように
各種制御量が設定されている。次に、図21に示すよう
に、図18の処理180で求めた基準ライン圧PLoに
このライン圧偏差ΔPLを加算したものを基準ライン圧
関数マップ上にプロットする。処理195では、プロッ
ト回数nに1を加える。処理196では、プロット回数
nが予め定めた回数aになったか否かを判断し、aにな
ったと判断したときは処理197に進み、aにまだなっ
ていないと判断したときはリターンされる。処理197
では、プロット回数を0にする。そして、処理198で
は、基準ライン圧関数マップ上にプロットされた複数の
PLoを基に基準ライン圧関数j(Ts)を補正する。
具体的には、図21に示すように、初期設定されていた
基準ライン圧関数j(Ts)が例えばj(Ts)=k4×
Tsで、プロットされた複数のPLoを直線近似したも
のがPLo=k4×Ts+ΔPL となる場合、この関数
を新たな基準ライン圧関数j(Ts)=k4×Ts+ΔP
Lとする。但し、経時変化等の傾向としては、各種傾向
があるため、新たな基準ライン圧関数j(Ts)が先に
示したものになるとは限らず、 j(Ts)=(k4×ΔPL)×Ts、j(Ts) =(k4×ΔPL)×Ts+ΔPL 等になることも考えられる。なお、処理194〜処理1
98は、関数学習補正部178が実行する。また、以上
の変速中ライン圧学習補正制御は、常時実行しても良い
が、本実施例では、一定時間経過毎(例えば、半年毎)
に、又は、一定距離走行毎(例えば、5000km毎)
に実行するようにしている。Next, in process 193, the line pressure deviation computing unit 177 obtains the line pressure deviation ΔPL from the function f using the above deviation ΔTse and the line pressure setting torque Ts in the process 170 of FIG. 17 as parameters. It should be noted that various control variables are set so that the line pressure deviation ΔPL becomes 0 when the vehicle is shipped. Next, as shown in FIG. 21, a value obtained by adding the line pressure deviation ΔPL to the reference line pressure PLo obtained in the process 180 of FIG. 18 is plotted on the reference line pressure function map. In process 195, 1 is added to the number of plots n. In process 196, it is determined whether or not the number of plots n has reached a predetermined number a, and when it is determined that it has become a, the process proceeds to process 197, and when it is determined that it has not yet become a, the process returns. Process 197
Then, the number of plots is set to 0. Then, in process 198, the reference line pressure function j (Ts) is corrected based on the plurality of PLo plotted on the reference line pressure function map.
Specifically, as shown in FIG. 21, the initially set reference line pressure function j (Ts) is, for example, j (Ts) = k 4 ×
When a linear approximation of a plurality of plotted PLo at Ts results in PLo = k 4 × Ts + ΔPL, this function is changed to a new reference line pressure function j (Ts) = k 4 × Ts + ΔP.
Let L. However, since there are various tendencies such as changes with time, the new reference line pressure function j (Ts) is not always the one shown above, and j (Ts) = (k 4 × ΔPL) × Ts, j (Ts) = ( k 4 × ΔPL) also considered to be a × Ts +? PL, or the like. Note that processing 194 to processing 1
98 is executed by the function learning correction unit 178. The above-described line pressure learning correction control during shifting may be always executed, but in the present embodiment, every fixed time elapses (for example, every six months).
Or every fixed distance (for example, every 5000 km)
I'm trying to run it.
【0067】以上のように、本実施例では、一定期間又
は一定走行距離毎に基準ライン圧関数j(Ts)を学習
補正しているので、経時変化による変速ショックの悪化
を防ぐことができる。As described above, in the present embodiment, since the reference line pressure function j (Ts) is learned and corrected for a certain period or every certain traveling distance, it is possible to prevent deterioration of the shift shock due to a change over time.
【0068】次に、本発明の第3の実施例について、図
22から図24を用いて説明する。本実施例の制御コン
トローラ100eは、変速ショックを低減すべく、変速
中の推定駆動軸トルクToと目標駆動軸トルクTtar
との偏差ΔTに応じて、変速時におけるエンジントルク
Teを補正するもので、その他、変速開始時や変速終了
時の把握機能等に関しては、第1の実施例の制御コント
ローラ100と同一である。従って、以下においては、
変速時のエンジントルク補正に関して、主に説明し、そ
の他、第1の実施例の制御コントローラ100と同一機
能部位(131,…,139,141)に関しては、同一の
符号を付し、重複した説明を省略する。なお、本実施例
は、エンジントルクTeを制御すべく、スロットル開度
を制御するものであるから、第1の実施例と異なり、電
子スロットルバルブ17aを有しているものでなけれ
ば、適用できない。Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The control controller 100e of the present embodiment uses the estimated drive shaft torque To and the target drive shaft torque Ttar during the shift to reduce the shift shock.
The engine torque Te at the time of gear shift is corrected in accordance with the deviation ΔT from the above, and the other grasping functions at the time of gear shift start and gear shift end are the same as those of the controller 100 of the first embodiment. Therefore, in the following,
The engine torque correction at the time of shifting will be mainly described, and the same functional parts (131, ..., 139, 141) as those of the control controller 100 of the first embodiment will be denoted by the same reference numerals and will not be described repeatedly. Is omitted. Since the present embodiment controls the throttle opening in order to control the engine torque Te, it cannot be applied unless it has the electronic throttle valve 17a unlike the first embodiment. .
【0069】図22に示すように、本実施例の制御コン
トローラ100eは、予め準備されている目標駆動軸ト
ルクマップを用いて、測定された車速vとアクセル開度
αとから目標駆動軸トルクTtarを求める目標駆動軸
トルク算出部140aと、この目標駆動軸トルクTta
rと推定した実駆動軸トルクToとの駆動軸トルク偏差
ΔTからエンジントルク偏差ΔTe′を求めると共に、
目標駆動軸トルクTtarに対応した目標エンジントル
クTe・tarを求めるエンジントルク算出部150
と、エンジントルク算出部150で求められたエンジン
トルク偏差ΔTe′と目標エンジントルクTe・tarと
の和を求める補正エンジントルク算出部156と、エン
ジン出力特性マップを用いて、補正エンジントルク算出
部156で求められたエンジントルクTeが得られるよ
うなスロットル開度θを求めるスロットル開度算出部1
57とを有している。As shown in FIG. 22, the controller 100e of this embodiment uses the target drive shaft torque map prepared in advance to calculate the target drive shaft torque Ttar from the measured vehicle speed v and accelerator opening α. And a target drive shaft torque calculation unit 140a for obtaining the target drive shaft torque Tta
The engine torque deviation ΔTe ′ is calculated from the driving shaft torque deviation ΔT with respect to the estimated actual driving shaft torque To, and
An engine torque calculation unit 150 that obtains a target engine torque Te · tar corresponding to the target drive shaft torque Ttar.
And a corrected engine torque calculation unit 156 that obtains the sum of the engine torque deviation ΔTe ′ calculated by the engine torque calculation unit 150 and the target engine torque Te · tar, and a corrected engine torque calculation unit 156 using the engine output characteristic map. The throttle opening degree calculation unit 1 for obtaining the throttle opening degree θ so as to obtain the engine torque Te obtained in
57 and 57.
【0070】エンジントルク算出部150は、図23に
示すように、目標駆動軸トルクTtar及び駆動軸トルク偏
差ΔTをそれぞれ目標タービントルクTt・tar,タ
ービントルク偏差ΔTtに換算するタービントルク演算
部151と、目標タービントルクTt・tar及びター
ビントルク偏差ΔTtをそれぞれ目標ポンプトルクTp
・tar,ポンプトルク偏差ΔTpに換算するポンプト
ルク演算部152と、目標ポンプトルクTp・tar及
びポンプトルク偏差ΔTpをそれぞれ目標エンジントル
クTe・tar及びエンジントルク偏差ΔTeに換算す
るエンジントルク演算部153と、エンジントルク演算
部153で求められたエンジントルク偏差ΔTeをPI
D制御用エンジントルク偏差ΔTe′に換算するPID
制御用エンジントルク偏差演算部154と、PID制御
用エンジントルク偏差ΔTe′を求める際に使用するゲ
インを求めるゲイン算出部155とを有している。As shown in FIG. 23, the engine torque calculating section 150 includes a turbine torque calculating section 151 for converting the target drive shaft torque Ttar and the drive shaft torque deviation ΔT into the target turbine torque Tt · tar and the turbine torque deviation ΔTt, respectively. , The target turbine torque Tt · tar and the turbine torque deviation ΔTt are respectively the target pump torque Tp.
And a pump torque calculation unit 152 that converts the pump torque deviation ΔTp into a target torque Tp · tar and a pump torque deviation ΔTp, and an engine torque calculation unit 153 that converts the target pump torque Tp · tar and the pump torque deviation ΔTp into a target engine torque Te · tar and an engine torque deviation ΔTe, respectively. , PI of the engine torque deviation ΔTe obtained by the engine torque calculation unit 153
PID converted to D control engine torque deviation ΔTe ′
It has a control engine torque deviation calculation unit 154 and a gain calculation unit 155 that calculates a gain used when calculating the PID control engine torque deviation ΔTe ′.
【0071】次に、本実施例の制御コントローラ100
eの動作について説明する。Next, the controller 100 of this embodiment.
The operation of e will be described.
【0072】変速時以外の通常運転時においては、ま
ず、目標駆動軸トルク算出部140aが、目標駆動軸ト
ルクマップを参照して、センサ75,78により測定さ
れた車速v及びアクセル開度αに応じた目標駆動軸トル
クTtarを求める。この目標駆動軸トルクTtar
は、エンジントルク算出部150のタービントルク演算
部151に出力される。タービントルク演算部151
は、この目標駆動軸トルクTtarを現在の変速信号が
示す変速比と差動機61のギヤ比geとで割って、目標
タービントルクTt・tarを求める。ポンプトルク演
算部152では、予め準備されているトルクコンバータ
特性を用いてトルクコンバータ25のトルク比λを求
め、このトルク比λで目標タービントルクTt・tar
を割って目標ポンプトルクTp・tarを求める。エン
ジントルク演算部153では、目標ポンプトルクTp・
tarに慣性トルク(Ie・dNe/dt)を加算して
目標エンジントルクTe・tarを求める。なお、エン
ジン10の出力軸とトルクコンバータ25のポンプ26
とは直結されているため、基本的にエンジントルクTe
とポンプトルクTpとは同じであるが、より正確をきす
ため、ここでは、エンジン回転数Neの変化に伴って発
生する慣性力を加味するようにしている。この目標エン
ジントルクTe・tarは、補正エンジントルク算出部
156に出力される。ここで、変速時以外の通常運転時
においては、PID制御用エンジントルク偏差演算部1
54から補正エンジントルク算出部156に、エンジン
トルク偏差ΔTe′は出力されない。従って、補正エン
ジントルク算出部156では、目標エンジントルクTe
・tarにエンジントルク偏差ΔTe′は加算されず、
この目標エンジントルクTe・tarがそのままスロッ
トル開度算出部157に出力される。スロットル開度算
出部157では、エンジン出力特性マップを参照して、
エンジン回転数センサ73で測定されたエンジン回転数
NeとエンジントルクTeとからスロットル開度θが求
められ、この値が電子スロットルバルブ17aのアクチ
ュエータに出力される。このように、本実施例では、ス
ロットルバルブとアクセルペダルとが機械的にリンクし
ている場合と異なり、常時、アクセル開度αと車速vと
に応じた目標駆動軸トルクTtarが得られるよう、ス
ロットルバルブ17aの開度が制御される。During normal operation other than gear shifting, first, the target drive shaft torque calculating section 140a refers to the target drive shaft torque map to determine the vehicle speed v and accelerator opening α measured by the sensors 75 and 78. A corresponding target drive shaft torque Ttar is obtained. This target drive shaft torque Ttar
Is output to the turbine torque calculation unit 151 of the engine torque calculation unit 150. Turbine torque calculation unit 151
Determines the target turbine torque Tt · tar by dividing the target drive shaft torque Ttar by the speed ratio indicated by the current speed change signal and the gear ratio ge of the differential 61. In the pump torque calculation unit 152, the torque ratio λ of the torque converter 25 is obtained using the torque converter characteristic prepared in advance, and the target turbine torque Tt · tar is calculated with this torque ratio λ.
The target pump torque Tp · tar is calculated by dividing. In the engine torque calculation unit 153, the target pump torque Tp
Inertial torque (Ie · dNe / dt) is added to tar to obtain the target engine torque Te · tar. The output shaft of the engine 10 and the pump 26 of the torque converter 25
Since it is directly connected to, the engine torque Te is basically
Is the same as the pump torque Tp, but for the sake of more accuracy, the inertial force generated with a change in the engine speed Ne is taken into consideration here. The target engine torque Te · tar is output to the corrected engine torque calculation unit 156. Here, during normal operation other than gear shifting, the engine torque deviation calculation unit 1 for PID control is used.
The engine torque deviation ΔTe ′ is not output from 54 to the corrected engine torque calculation unit 156. Therefore, in the corrected engine torque calculation unit 156, the target engine torque Te
・ The engine torque deviation ΔTe ′ is not added to tar,
The target engine torque Te · tar is directly output to the throttle opening calculation unit 157. In the throttle opening calculation unit 157, referring to the engine output characteristic map,
The throttle opening θ is obtained from the engine speed Ne measured by the engine speed sensor 73 and the engine torque Te, and this value is output to the actuator of the electronic throttle valve 17a. As described above, in the present embodiment, unlike the case where the throttle valve and the accelerator pedal are mechanically linked, the target drive shaft torque Ttar corresponding to the accelerator opening α and the vehicle speed v is always obtained. The opening of the throttle valve 17a is controlled.
【0073】なお、図23において、図面を明瞭にする
ために、各機能ブロックへのエンジン回転数等の入力を
省略したが、現実には、タービントルク演算部154に
は変速信号が、ポンプトルク演算部152にはトルク比
λを求めるためにエンジン回転数Neとタービン回転数
Ntとが入力するようになっている。また、エンジント
ルク演算部153、ゲイン算出部155及びスロットル
開度算出部157には、エンジン回転数センサ73から
のエンジン回転数Neが入力するようになっている。Note that in FIG. 23, the input of the engine speed and the like to each functional block is omitted for the sake of clarity. The engine speed Ne and the turbine speed Nt are input to the calculation unit 152 in order to obtain the torque ratio λ. Further, the engine speed Ne from the engine speed sensor 73 is input to the engine torque calculator 153, the gain calculator 155, and the throttle opening calculator 157.
【0074】変速時においては、第1の実施例と同様
に、変速開始把握部131で把握された変速開始時から
変速終了把握部138で把握された変速終了時までの間
の実駆動軸トルクToが、実駆動軸トルク推定部139
で推定される。これに対して、目標駆動軸トルク算出部
140aでは、通常運転時と同様に、目標駆動軸トルク
Ttarが求められる。この目標駆動軸トルクTtar
と推定された実駆動軸トルクToとの偏差ΔTが、減算
器141で求めれる。エンジントルク算出部150のター
ビントルク演算部151には、目標駆動軸トルクTta
rとこの駆動軸トルク偏差ΔTとが入力する。タービン
トルク演算部151では、通常運転時と同様に、目標駆
動軸トルクTtarに対する目標タービントルクTt・
tar,及び駆動軸トルク偏差ΔTに対するタービント
ルク偏差ΔTtが求められる。さらに、ポンプトルク演
算部152では、通常運転時と同様に、目標タービント
ルクTt・tarに対する目標ポンプトルクTp・ta
r、及びタービントルク偏差ΔTtに対するポンプトル
ク偏差ΔTpが求められ、エンジントルク演算部153で
は、目標ポンプトルクTp・tarに対する目標エンジ
ントルクTe・tar、及びポンプトルク偏差ΔTpに
対するエンジントルク偏差ΔTeが求められる。PID
制御用エンジントルク偏差演算部154では、エンジン
トルク演算部153で求められたエンジントルク偏差Δ
TeがPID制御用エンジントルク偏差ΔTe′に変換
される。この変換の際に用いられる各種ゲインは、ゲイ
ン算出部155で、エンジン回転数センサ73で測定さ
れたエンジン回転数Neに応じたものが求められる。エ
ンジントルク演算部153で求められた目標エンジント
ルクTe・tarとPID制御用エンジントルク偏差演
算部で求められたエンジントルク偏差ΔTe′とは、共
に、補正エンジントルク算出部156に入力する。補正
エンジントルク算出部156では、目標エンジントルク
Te・tarとエンジントルク偏差ΔTe′との和Te
(=Te・tar+ΔTe′)が求められ、この値Te
がスロットル開度算出部157に出力される。スロット
ル開度算出部157では、通常の運転時と同様に、補正
エンジントルク算出部156から出力されたエンジント
ルクTeに対応するスロットル開度θが求められ、この
スロットル開度θが電子スロットルバルブ17aのアク
チュエータに出力される。At the time of gear shifting, as in the first embodiment, the actual drive shaft torque from the gear shift start grasped by the gear shift start grasping section 131 to the gear shift end grasped by the gear shift end grasping section 138. To is the actual drive shaft torque estimation unit 139.
Estimated at. On the other hand, the target drive shaft torque calculation unit 140a obtains the target drive shaft torque Ttar as in the normal operation. This target drive shaft torque Ttar
The deviation ΔT from the estimated actual drive shaft torque To is calculated by the subtractor 141. The turbine torque calculation unit 151 of the engine torque calculation unit 150 indicates that the target drive shaft torque Tta
r and this drive shaft torque deviation ΔT are input. In the turbine torque calculation unit 151, as in the normal operation, the target turbine torque Tt ·
tar and the turbine torque deviation ΔTt with respect to the drive shaft torque deviation ΔT are obtained. Furthermore, in the pump torque calculation unit 152, as in the normal operation, the target pump torque Tp · ta with respect to the target turbine torque Tt · tar.
r and the pump torque deviation ΔTp with respect to the turbine torque deviation ΔTt are obtained, and the engine torque calculation unit 153 obtains the target engine torque Te · tar with respect to the target pump torque Tp · tar and the engine torque deviation ΔTe with respect to the pump torque deviation ΔTp. . PID
The control engine torque deviation calculation unit 154 calculates the engine torque deviation Δ calculated by the engine torque calculation unit 153.
Te is converted into PID control engine torque deviation ΔTe ′. The various gains used in this conversion are determined by the gain calculator 155 according to the engine speed Ne measured by the engine speed sensor 73. The target engine torque Te · tar calculated by the engine torque calculation unit 153 and the engine torque deviation ΔTe ′ calculated by the PID control engine torque deviation calculation unit are both input to the corrected engine torque calculation unit 156. The corrected engine torque calculation unit 156 calculates the sum Te of the target engine torque Te · tar and the engine torque deviation ΔTe ′.
(= Te · tar + ΔTe ′) is obtained, and this value Te
Is output to the throttle opening calculator 157. The throttle opening degree calculation unit 157 obtains the throttle opening degree θ corresponding to the engine torque Te output from the corrected engine torque calculation unit 156, as in the normal operation, and the throttle opening degree θ is the electronic throttle valve 17a. Output to the actuator.
【0075】次に、図24に示すシフトアップのタイム
チャートに従って、本実施例の効果について説明する。Next, the effect of this embodiment will be described with reference to the shift-up time chart shown in FIG.
【0076】本実施例においても、第1の実施例と同様
に、入力トルク(タービントルク)の変化により変速開
始を認識(変速開始時の認識時点はt2)しているので、
変速開始時を早く認識できると共に確実に認識すること
ができる。Also in this embodiment, similarly to the first embodiment, the shift start is recognized by the change of the input torque (turbine torque) (the recognition time at the start of the shift is t 2 ).
It is possible to quickly and surely recognize when the shift is started.
【0077】また、本実施例では、変速開始認識時点t
2から変速終了認識時点t3までの間は、目標駆動軸トル
クTtarに対して実駆動軸トルク(すなわち出力トル
ク)Toが大きくなるため、両者の偏差ΔTが小さくな
るようにスロットル開度θが小さくなるような補正が実
行される。このため、入力トルクが大きくならず、結果
として、変速中の駆動軸トルクも大きくならず、変速シ
ョックの低減を図ることができる。In this embodiment, the shift start recognition time t
From 2 to the shift end recognition time t 3 , the actual drive shaft torque (that is, the output torque) To becomes larger than the target drive shaft torque Ttar, so the throttle opening θ is reduced so that the deviation ΔT between them becomes smaller. The correction is made to be small. Therefore, the input torque does not increase, and as a result, the drive shaft torque during the shift does not increase, and shift shock can be reduced.
【0078】一般的に、エンジントルクが一定であって
も、シフトアップすると、変速比が増加する結果、変速
前よりも変速後の方が駆動軸トルクが小さくなる。この
駆動軸トルクの変化は、変速ショックとして現れる。し
たがって、できる限り変速前の駆動軸トルクと変速後の
駆動軸トルクとの差を小さくすることが好ましい。とこ
ろで、本実施例の場合、目標駆動軸トルクTtarは、
変速中であるか否かに関わらず、車速とアクセル開度と
に応じて定めているため、車速とアクセル開度とが一定
であれば、変速終了後も変速前と同一の目標駆動トルク
となる。このため、本実施例では、変速終了後に、実駆
動軸トルクToが変速前と同一の目標駆動軸トルクTt
arよりも低くなろうするのを抑えるべく、逆にスロッ
トル開度θが大きくなる。この結果、シフトアップで変
速比が増加しても、エンジントルクが増加して駆動軸ト
ルクToの低下が抑えられる。従って、本実施例では、
より効果的に変速ショックの低減を図ることができる。
但し、シフトアップ終了認識時点t3 では、通常、目標
駆動軸トルクTtarよりも実駆動軸トルクToの方が
大きく、この時点からスロットル開度θは大きくならな
い。そこで、図24に示すように、実際の変速終了後に
実駆動軸トルクToが目標駆動軸トルクTtarよりも小さ
くなることを先に見越して、シフトアップ終了認識時点
t3 からスロットル開度θを先行的に大きくするように
することが好ましい。Generally, even if the engine torque is constant, if the gear ratio is increased when the gear ratio is increased, the drive shaft torque after the gear shift becomes smaller than that before the gear shift. This change in drive shaft torque appears as a shift shock. Therefore, it is preferable to reduce the difference between the drive shaft torque before the shift and the drive shaft torque after the shift as much as possible. By the way, in the case of the present embodiment, the target drive shaft torque Ttar is
Since it is determined according to the vehicle speed and the accelerator opening regardless of whether or not the gear is being changed, if the vehicle speed and the accelerator opening are constant, the same target drive torque as that before the gear change is set after the end of the gear change. Become. Therefore, in the present embodiment, after the shift is completed, the actual drive shaft torque To is the same as the target drive shaft torque Tt before the shift.
On the contrary, the throttle opening θ becomes large in order to prevent it from becoming lower than ar. As a result, even if the gear ratio is increased by upshifting, the engine torque is increased and the decrease in the drive shaft torque To is suppressed. Therefore, in this embodiment,
The shift shock can be reduced more effectively.
However, at the shift-up end recognition time point t 3 , the actual drive shaft torque To is usually larger than the target drive shaft torque Ttar, and the throttle opening θ does not become larger from this time point. Therefore, as shown in FIG. 24, in advance of the fact that the actual drive shaft torque To becomes smaller than the target drive shaft torque Ttar after the actual shift is completed, the throttle opening θ is advanced from the shift up end recognition time point t 3. It is preferable to make it larger.
【0079】また、本実施例では、変速中において、ラ
イン圧補正を実行せず、スロットル開度θが小さくなる
補正を実行しているので、ライン圧は低下せず且つ入力
トルクが小さくなるので、有段式自動変速機構30のス
リップ量が小さくなり、変速時間を短くすることができ
る。なお、同図中、t1 は実際に変速が開始される時
点、t4は実際に変速が完了する時点を示している。Further, in this embodiment, during the shift, the line pressure is not corrected and the throttle opening θ is reduced. Therefore, the line pressure does not decrease and the input torque decreases. The slip amount of the stepped automatic transmission mechanism 30 is reduced, and the shift time can be shortened. In the figure, t 1 indicates the time point when the gear shift is actually started, and t 4 indicates the time point when the gear shift is actually completed.
【0080】ところで、本実施例は、エンジン出力を制
御すべく、スロットル開度制御を実行しているが、同様
の手法で燃料噴射量を制御するようにしてもよい。ま
た、例えば、ディーゼルエンジン等、エンジン出力の操
作として、燃料噴射量を制御するものに関しては、スロ
ットル開度補正制御の換わりに燃料噴射量補正制御を実
行すべきことは言うまでもない。By the way, in the present embodiment, the throttle opening control is executed in order to control the engine output, but the fuel injection amount may be controlled by a similar method. It is needless to say that the fuel injection amount correction control should be executed instead of the throttle opening correction control for the engine output control such as a diesel engine that controls the fuel injection amount.
【0081】次に、本発明に係る第3の実施例の変形例
について図25を用いて説明する。近年、燃費低減を図
るべく、希薄燃焼エンジンが開発されてきている。希薄
燃焼エンジンでは、理論空燃比14.7 以外、例えば、
18.0や24.0の空燃比による燃焼が行われている。
本変形例は、第3の実施例の制御コントローラ100eをこ
のような希薄燃焼エンジンに対応できるようにしたもの
である。Next, a modification of the third embodiment according to the present invention will be described with reference to FIG. In recent years, lean-burn engines have been developed to reduce fuel consumption. In a lean burn engine, other than the theoretical air-fuel ratio of 14.7, for example,
Combustion is performed at an air-fuel ratio of 18.0 or 24.0.
In this modification, the controller 100e of the third embodiment is adapted to such a lean burn engine.
【0082】本変形例の制御コントローラ100fは、
第3の実施例におけるスロットル開度算出部157の替
わりに、エンジン回転数Ne、エンジントルクTe及び
空燃比A/Fに応じてスロットル開度θを求めるスロッ
トル開度算出部157aと、スロットル開度θを定める
際に用いる空燃比A/Fを設定する空燃比設定部158と
を有している。本変形例の制御コントローラ100f
は、その他の機能構成に関しては、第3の実施例の制御
コントローラ100eと同一である。空燃比設定部15
8は、目標エンジントルクTe・tarとエンジン回転
数Neをパラメータとして空燃比A/F(14.7,18
or24)を定める空燃比マップを備えている。空燃比
設定部158は、この空燃比マップを用いて、エンジン
トルク算出部150からの目標エンジントルクTe・t
ar及びエンジン回転数センサ73で測定されたエンジ
ン回転数Neに対応した空燃比A/Fを定める。スロッ
トル開度算出部157aは、エンジン回転数Ne、エン
ジントルクTe及び空燃比A/Fをパラメータとしてス
ロットル開度θを定めるエンジン特性マップを備えてい
る。スロットル開度算出部157aは、このエンジン特
性マップを用いて、エンジン回転数センサ73で測定さ
れたエンジン回転数Ne、補正エンジントルク算出部1
50で求められたエンジントルクTe、及び空燃比設定
部158で定められた空燃比A/Fに応じたスロットル
開度θを定め、この値を電子スロットルバルブ17aの
アクチュエータに出力する。The controller 100f of this modified example is
Instead of the throttle opening calculation unit 157 in the third embodiment, a throttle opening calculation unit 157a that obtains the throttle opening θ according to the engine speed Ne, the engine torque Te, and the air-fuel ratio A / F; It has an air-fuel ratio setting unit 158 that sets an air-fuel ratio A / F used when determining θ. Controller 100f of this modification
The other functional configurations are the same as those of the controller 100e of the third embodiment. Air-fuel ratio setting unit 15
8 is the air-fuel ratio A / F (14.7, 18) with the target engine torque Te · tar and the engine speed Ne as parameters.
or 24) which defines the air-fuel ratio. The air-fuel ratio setting unit 158 uses the air-fuel ratio map to obtain the target engine torque Te · t from the engine torque calculation unit 150.
The air-fuel ratio A / F corresponding to the engine speed Ne measured by ar and the engine speed sensor 73 is determined. The throttle opening degree calculation unit 157a includes an engine characteristic map that determines the throttle opening degree θ with the engine speed Ne, the engine torque Te, and the air-fuel ratio A / F as parameters. The throttle opening calculation unit 157a uses the engine characteristic map to calculate the engine speed Ne measured by the engine speed sensor 73 and the corrected engine torque calculation unit 1
The throttle opening θ is determined according to the engine torque Te obtained at 50 and the air-fuel ratio A / F determined at the air-fuel ratio setting unit 158, and this value is output to the actuator of the electronic throttle valve 17a.
【0083】このように、空燃比A/Fをパラメータの
一つとして、スロットル開度θを定めるマップを有して
いれば、希薄燃焼エンジンにおいても、エンジントルク
Teを制御を実行することができ、変速ショックの低減
が可能である。As described above, if the map for determining the throttle opening θ using the air-fuel ratio A / F as one of the parameters is provided, the engine torque Te can be controlled even in the lean burn engine. It is possible to reduce shift shock.
【0084】次に、本発明に係る第3の実施例のさらに
他の変形例について図26を用いて説明する。Next, still another modification of the third embodiment according to the present invention will be described with reference to FIG.
【0085】本変形例は、希薄燃焼エンジンに対して、
点火プラグの点火時期を変えることにより、エンジント
ルクTeを制御して、変速ショックに対応するものであ
る。本変形例の制御コントローラ100gは、エンジン
トルク算出部150で求められた目標エンジントルクT
e・tar及びエンジントルク偏差ΔTe′に応じて点
火時期advを定める点火時期設定部159と、エンジ
ン回転数センサ73で測定されたエンジン回転数Ne及
びエンジントルク算出部150で求められた目標エンジ
ントルクTe・tarに応じて空燃比A/Fを定める空
燃比設定部158とを備えている。空燃比設定部158
は、先の変形例と同様に、空燃比マップを有しており、
これを用いて、エンジン回転数センサ73で測定された
エンジン回転数Ne及びエンジントルク算出部150で
求められた目標エンジントルクTe・tarに応じた空
燃比A/Fを定める。また、点火時期設定部159は、
各種空燃比A/F(14.7,18or24)毎に、エン
ジントルク偏差ΔTe′,目標エンジントルクTe・ta
r及びエンジン回転数Neをパラメータとして点火時期
advを定める点火時期マップを有している。点火時期
設定部159は、空燃比設定部158で定められた空燃
比A/Fに応じて、複数の点火時期マップのうちの一つ
マップを選択し、このマップを用いて、エンジン回転数
センサ73で測定されたエンジン回転数Ne、エンジン
トルク算出部150で求められた目標エンジントルクT
e・tar及びエンジントルク偏差ΔTe′に応じた点
火時期advを定める。この点火時期advを示す信号
は、点火時期設定部159から、点火装置11のイグナイ
タ11aを介してディストリビュータ11bに出力さ
れ、点火プラグ12の点火時期advが制御される。In this modification, for a lean burn engine,
By changing the ignition timing of the spark plug, the engine torque Te is controlled to cope with a shift shock. The controller 100g of the present modification is configured so that the target engine torque T calculated by the engine torque calculation unit 150 is obtained.
Target engine torque determined by the ignition timing setting unit 159 that determines the ignition timing adv according to e · tar and the engine torque deviation ΔTe ′, and the engine speed Ne measured by the engine speed sensor 73 and the engine torque calculation unit 150. An air-fuel ratio setting unit 158 that determines the air-fuel ratio A / F according to Te · tar is provided. Air-fuel ratio setting unit 158
Has an air-fuel ratio map, like the previous modification,
Using this, the air-fuel ratio A / F according to the engine speed Ne measured by the engine speed sensor 73 and the target engine torque Te · tar obtained by the engine torque calculation unit 150 is determined. Further, the ignition timing setting unit 159
For each air-fuel ratio A / F (14.7, 18 or 24), engine torque deviation ΔTe ′, target engine torque Te · ta
It has an ignition timing map that defines the ignition timing adv using r and the engine speed Ne as parameters. The ignition timing setting unit 159 selects one of a plurality of ignition timing maps according to the air-fuel ratio A / F determined by the air-fuel ratio setting unit 158, and uses this map to select the engine speed sensor. The engine speed Ne measured at 73 and the target engine torque T obtained at the engine torque calculation unit 150
The ignition timing adv is determined according to e · tar and the engine torque deviation ΔTe ′. The signal indicating the ignition timing adv is output from the ignition timing setting unit 159 to the distributor 11b via the igniter 11a of the ignition device 11, and the ignition timing adv of the spark plug 12 is controlled.
【0086】なお、本変形例は、先の変形例や第3の実
施例と異なり、点火プラグ12の点火時期を制御するも
のであるから、電子スロットルバルブを備えているもの
でなくても対応できる。Unlike the previous modification and the third embodiment, this modification controls the ignition timing of the spark plug 12, so that it does not need to include an electronic throttle valve. it can.
【0087】以上の実施例、及び変形例に示すように、
変速ショックを低減すべく、変速時の駆動軸トルクの制
御には、自動変速装置の油ライン圧、スロットルバルブ
の開度、点火プラグの点火時期を変えることにより、対
応することができる。また、燃料噴射量を変えることに
よっても対応でいることは言うまでもない。As shown in the above embodiments and modifications,
To reduce the shift shock, control of the drive shaft torque during shifting can be handled by changing the oil line pressure of the automatic transmission, the opening of the throttle valve, and the ignition timing of the spark plug. Needless to say, this can be dealt with by changing the fuel injection amount.
【0088】次に、本発明に第4の実施例について、図
27及び図28を用いて説明する。本実施例は、変速開
始の把握に関するもので、その他、変速終了の把握や変
速ショック低減動作に関しては、以上において説明した
いずれかの実施例に対応するものとする。Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 27 and 28. This embodiment relates to the grasp of the shift start, and the grasp of the shift end and the shift shock reducing operation correspond to any of the above-described embodiments.
【0089】図28に示すように、シフトアップの変速
信号が出力されると、現実の駆動軸トルクTreal
は、機械的な変速開始t1 が始まると、一旦、急激に落
ち込み、その後、増加して、機械的な変速終了t4 が終
わると安定する。そこで、現実の駆動軸トルクTrea
lの急激な落ち込みを検知すれば、比較的早く機械的な
変速開始を把握することができる(本実施例の変速開始
認識時点t2)。本実施例は、このような検知に基づ
き、駆動軸62にトルクセンサを設け、このトルクセン
サにより測定されたトルク値の変化に応じて、機械的な
変速開始を把握するものである。As shown in FIG. 28, when a shift up signal is output, the actual drive shaft torque Treal is obtained.
When the mechanical gear shift start t 1 starts, it suddenly drops, then increases, and stabilizes at the end of the mechanical gear shift end t 4 . Therefore, the actual drive shaft torque Trea
If a sudden drop in l is detected, it is possible to detect the mechanical shift start relatively early (shift start recognition time t 2 in this embodiment). In this embodiment, a torque sensor is provided on the drive shaft 62 based on such detection, and the mechanical shift start is grasped according to the change in the torque value measured by the torque sensor.
【0090】図27は、シフトアップ時における変速開
始把握のフローチャートである。FIG. 27 is a flow chart for grasping the shift start at the time of shifting up.
【0091】まず、処理70で、トルクセンサで測定さ
れた出力トルクTo,変速信号sol及びスロットル開度
θを読み込む。次に、処理71で、出力トルク(駆動軸
トルク)Toの変化率ΔTo=dTo/dtを演算す
る。処理72では、イナーシャフェーズ開始フラグFl
gI(イナーシャフェーズが開始されたと判断したと
き、FlgI=1)が1か0かの判断を行う。処理72
の判断でFlgI=0の場合は処理73に進み、この処
理73で、今回の変速信号sol(n)が前回の変速信
号sol(n−1)よりも大きいか否かを判断する。今
回の変速信号sol(n)が前回の変速信号sol(n
−1)よりも大きくない場合、変速が実行されないの
で、処理74に進み、今回の変速信号sol(n)を前
回の変速信号sol(n−1)とすると共に、今回のス
ロットル開度θ(n)を前回のスロットル開度θ(n−
1)とする。処理73で、今回の変速信号sol(n)
が前回の変速信号sol(n−1)よりも大きいと判断
されると、処理75に進む。処理75では、スロットル
開度θ(n)が前回のスロットル開度θ(n−1)から
特定の定数k1(いずれの変速段にシフトするかに応じ
て変わる)を引いた値を超えているか否かについて判断
する。シフトアップは、スロットル開度がある程度急激
に大きくなったときに実行される。このため、処理75
は、単にスロットル開度の変化のみでシフトアップが実
行されないで出力トルクが変化する場合を除くために行
う。もし、今回のスロットル開度θ(n)が前回のスロ
ットル開度θ(n−1)から特定の定数k1を引いた値
以下の場合は、変速時のイナーシャフェ−ズのではない
と判断し、前述した処理74に進む。また、θ(n)>
θ(n−1)−k1の場合は処理76に進み、出力トルク
の変化率ΔToが定数−k2(いずれの変速段にシフト
するかに応じて変わる)より小さいか否かを判断する。
ここで、出力トルクの変化率ΔToが定数−k2 以上で
ある場合はイナーシャフェーズ前と判断し処理75に戻
り、出力トルクの変化率ΔToが定数−k2 より小さい
場合はイナーシャフェ−ズ開始と判断し処理77に進
む。処理77ではイナーシャフェーズ開始判断用フラグ
FlgIを1にしてから、処理74に進みリタ−ンされ
る。処理72で、FlgI=1の場合は、処理78で、
出力トルクの変化率ΔToが0より大きくなったか否か
を判断する。出力トルクの変化率ΔToが0より大きく
なると、機械的な変速が開始されたと判断して、処理7
9で変速開始フラグFlgstを1にし、処理80でイ
ナーシャフェーズ開始判断用フラグFlgIを0にし
て、処理74に進み終了する。また、処理78で出力ト
ルクの変化率ΔToが0以下である場合は、直ちに、処
理74に進みリターンされる。First, in step 70, the output torque To measured by the torque sensor, the shift signal sol and the throttle opening θ are read. Next, in process 71, a change rate ΔTo = dTo / dt of the output torque (driving shaft torque) To is calculated. In process 72, the inertia phase start flag Fl
It is determined whether gI (FlgI = 1 when it is determined that the inertia phase has started) is 1 or 0. Process 72
If FlgI = 0 in the determination of No. 1, the process proceeds to step 73, and in step 73, it is determined whether the current shift signal sol (n) is larger than the previous shift signal sol (n-1). This shift signal sol (n) is the previous shift signal sol (n
If it is not larger than -1), the gear shift is not executed, so the routine proceeds to step 74, where the current gear shift signal sol (n) is made the previous gear shift signal sol (n-1) and the current throttle opening θ ( n) is the previous throttle opening θ (n-
1). In process 73, the current shift signal sol (n)
Is determined to be larger than the previous shift signal sol (n-1), the process proceeds to step 75. In the process 75, whether the throttle opening θ (n) exceeds a value obtained by subtracting a specific constant k1 (which changes depending on which gear stage is shifted) from the previous throttle opening θ (n−1). Determine whether or not. The upshift is executed when the throttle opening suddenly increases to some extent. Therefore, process 75
Is performed in order to exclude the case where the output torque changes without simply executing the upshift by simply changing the throttle opening. If the throttle opening θ (n) this time is less than or equal to the value obtained by subtracting a specific constant k1 from the throttle opening θ (n−1) of the previous time, it is determined that the inertia phase at the time of shifting is not present. , And proceeds to the processing 74 described above. In addition, θ (n)>
If θ (n−1) −k 1 , the process proceeds to step 76, and it is determined whether or not the output torque change rate ΔTo is smaller than a constant −k 2 (which changes depending on which gear shift is performed). .
Here, if the change rate ΔTo of the output torque is equal to or more than the constant −k 2 , it is determined that the inertia phase is not yet reached, and the process returns to step 75. If the change rate ΔTo of the output torque is smaller than the constant −k 2, the inertia phase starts. Then, the process proceeds to process 77. In process 77, the flag FlgI for determining the inertia phase start is set to 1, and then the process proceeds to process 74 and is returned. If FlgI = 1 in the process 72, in the process 78,
It is determined whether or not the change rate ΔTo of the output torque has become larger than zero. When the change rate ΔTo of the output torque becomes larger than 0, it is determined that the mechanical gear shift has started, and the process 7
In step 9, the shift start flag Flgst is set to 1, and in process 80, the inertia phase start determination flag FlgI is set to 0. If the change rate ΔTo of the output torque is 0 or less in the process 78, the process immediately proceeds to the process 74 and is returned.
【0092】本実施例では、イナーシャフェーズにな
り、出力トルクの変化率ΔToが0より大きくなったと
ころ、すなわち、図28に示すように、出力トルクが最
も落ち込んだことろを機械的な変速開始t2 と把握する
ので、従来の変速開始認識時点Aよりも早く、変速開始
を把握することができる。In the present embodiment, when the inertia phase is entered and the change rate ΔTo of the output torque becomes larger than 0, that is, as shown in FIG. since grasp and t 2, faster than the conventional shift start recognition time a, it is possible to grasp the shift start.
【0093】なお、本実施例では、駆動軸62にトルク
センサを設けて、駆動軸トルクを直接検出しているが、
例えば、トルクセンサをプロペラシャフト60に設け
て、プロペラシャフト60のトルクを検出して、このト
ルクに差動機61のギヤ比を掛けて、駆動軸62のトル
クを求めるようにしてもよい。また、第1の実施例のよ
うに、トルクセンサを用いず、エンジン回転数とタービ
ン回転数とから、有段式自動変速機構30の入力トルク
を求める一方で、変速中の変速比を推定し、この変速比
と入力トルクとから駆動軸トルクを求めるようにしても
よい。但し、この場合、入力トルクの推定値と変速中の
変速比の推定値と、2つの推定値から駆動軸トルクを求
めることになり、正確に駆動軸トルクの変化を把握する
ことが難しい。従って、駆動軸トルクから変速開始を把
握する場合は、トルクセンサで測定された駆動軸トルク
を用いることが好ましい。In this embodiment, the drive shaft 62 is provided with a torque sensor to directly detect the drive shaft torque.
For example, a torque sensor may be provided on the propeller shaft 60, the torque of the propeller shaft 60 may be detected, and this torque may be multiplied by the gear ratio of the differential gear 61 to obtain the torque of the drive shaft 62. Further, unlike the first embodiment, without using the torque sensor, the input torque of the stepped automatic transmission mechanism 30 is obtained from the engine speed and the turbine speed, while the speed ratio during speed change is estimated. The drive shaft torque may be obtained from the gear ratio and the input torque. However, in this case, the drive shaft torque is obtained from the estimated value of the input torque, the estimated value of the gear ratio during the shift, and the two estimated values, and it is difficult to accurately grasp the change in the drive shaft torque. Therefore, when grasping the shift start from the drive shaft torque, it is preferable to use the drive shaft torque measured by the torque sensor.
【0094】次に、本発明の第5の実施例について、図
29及び図30を用いて説明する。本実施例も第4の実
施例と同様に、機械的な変速開始の認識に関する実施例
である。Next, a fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 29 and 30. Similar to the fourth embodiment, this embodiment is also an embodiment relating to recognition of mechanical shift start.
【0095】図30に示すように、有段式自動変速機構
30が実際に機械的な変速を開始すると、タービン回転
数Ntの変化率dNt/dtやエンジン回転数Neの変
化率dNe/dtも急激に変化する。そこで、本実施例
は、タービン回転数Ntの変化率dNt/dtから機械
的な変速開始を認識するものである。As shown in FIG. 30, when the stepped automatic transmission mechanism 30 actually starts a mechanical shift, the rate of change dNt / dt of the turbine speed Nt and the rate of change dNe / dt of the engine speed Ne are also changed. It changes rapidly. Therefore, in the present embodiment, the mechanical shift start is recognized from the rate of change dNt / dt of the turbine speed Nt.
【0096】図29は、シフトアップ時における変速開
始認識のフローチャートである。FIG. 29 is a flow chart for recognizing shift start at the time of upshift.
【0097】まず、処理81で、タービン回転数(すな
わちトルクコンバ−タ出力軸回転数)Nt,変速信号s
olを読み込む。次に、処理82でタービン回転数Nt
の変化率ΔNt=dNt/dtを演算する。そして、処
理83で、イナーシャフェーズ開始フラグFlgIが1
か0かの判断を行う。FlgI=0の場合は処理84へ
進み、そこで、今回の変速信号sol(n)が前回の変
速信号sol(n−1)よりも大きいかどうかを判断す
る。今回の変速信号sol(n)が前回の変速信号so
l(n−1)以下の場合は変速が実行されないので、処
理86に進み、今回の変速信号sol(n)を前回の変
速信号sol(n−1)として、リタ−ンされる。処理
84で、今回の変速信号sol(n)が前回の変速信号
sol(n−1)よりも大きい場合は変速と判断して、
処理87に進む。処理87では、タービン回転数の変化
率ΔNtをTrとする。次に、処理88に進み、今回の
ΔNtがTr(前回のタービン回転数の変化率ΔNt)か
ら特定の定数k3(変速開始の回転数により変化する)を
引いた値よりも小さいか否かを判断する。今回のΔNtが
Trから特定の定数k3 を引いた値よりも小さい場合
は、機械的な変速が開始されたと判断して、処理90で
変速開始フラグFlgsを1にし、処理85でイナーシ
ャフェーズ開始フラグFlgIを0にしてから、処理8
6を実行して終了する。今回のΔNtがTrから特定の
定数k3 を引いた値よりも小さいくない場合は、処理8
9に進みFlgIを1にし、処理86を実行してからリ
ターンされる。First, in step 81, the turbine speed (that is, the torque converter output shaft speed) Nt and the shift signal s.
Read ol. Next, in process 82, the turbine speed Nt
Change rate ΔNt = dNt / dt is calculated. Then, in process 83, the inertia phase start flag FlgI is set to 1
It is judged whether it is 0 or not. If FlgI = 0, the routine proceeds to step 84, where it is determined whether the current shift signal sol (n) is larger than the previous shift signal sol (n-1). This shift signal sol (n) is the previous shift signal so
If it is less than l (n-1), the gear shift is not executed, so the routine proceeds to step 86, where the current gear shift signal sol (n) is returned as the previous gear shift signal sol (n-1). In process 84, if the current shift signal sol (n) is larger than the previous shift signal sol (n-1), it is determined that the shift is performed,
Go to processing 87. In process 87, the change rate ΔNt of the turbine speed is set to Tr. Next, the routine proceeds to step 88, where it is determined whether or not this ΔNt is smaller than the value obtained by subtracting a specific constant k 3 (which changes depending on the rotation speed at the start of gear shift) from Tr (the rate of change ΔNt of the previous turbine rotation speed). To judge. If ΔNt of this time is smaller than the value obtained by subtracting the specific constant k 3 from Tr, it is determined that the mechanical shift is started, the shift start flag Flgs is set to 1 in step 90, and the inertia phase is started in step 85. After setting the flag FlgI to 0, the process 8 is performed.
Execute 6 and end. If ΔNt at this time is not smaller than the value obtained by subtracting the specific constant k 3 from Tr, the process 8 is performed.
The process proceeds to step 9 and sets FlgI to 1, executes process 86, and then returns.
【0098】図30に示すように、本実施例でも、従来
の変速開始認識時点Aよりも早く、変速開始を認識する
ことができる(本実施例の変速開始認識時点t2)。な
お、前述したように、タービン回転数Ntの変化率dN
t/dtの他、エンジン回転数Neの変化率dNe/d
tや、さらには駆動軸回転数Noの変化率dNo/dt
からでも、本実施例と同様に、従来の変速開始認識時点
Aよりも早く、変速開始を認識することができる。As shown in FIG. 30, in this embodiment as well, the shift start can be recognized earlier than the conventional shift start recognition time A (shift start recognition time t 2 in this embodiment). As described above, the rate of change dN of the turbine speed Nt
In addition to t / dt, the rate of change of engine speed Ne dNe / d
t, or the rate of change dNo / dt of the drive shaft rotation speed No.
Even from the above, similarly to the present embodiment, the shift start can be recognized earlier than the conventional shift start recognition time A.
【0099】次に、本発明に係る第6の実施例につい
て、図31から図33を用いて説明する。本実施例も、
第4及び第5の実施例と同様に、機械的な変速開始の認
識に関するものである。Next, a sixth embodiment according to the present invention will be described with reference to FIGS. 31 to 33. Also in this embodiment,
Similar to the fourth and fifth embodiments, the present invention relates to recognition of mechanical shift start.
【0100】図33に変速時の出力トルク相当波形を示
す。aはトルクセンサの出力波形、bは加速度センサの
出力波形、cは車速の微分波形である。車両の加速度と
車速の微分とは基本的に同じであり、これらと駆動軸ト
ルクとは比例関係にある。従って、駆動軸トルクの変化
から機械的な変速開始を認識する第4の実施例と同様
に、車両の加速度又は車速の微分の変化から、機械的な
変速開始を認識することが可能である。なお、同図にお
いて、変速開始は、それぞれdTo/dt<m1,dG/
dt<m2,d2Vsp/dt2<m3で検出可能である。FIG. 33 shows a waveform corresponding to the output torque at the time of shifting. a is an output waveform of the torque sensor, b is an output waveform of the acceleration sensor, and c is a differential waveform of the vehicle speed. The acceleration of the vehicle and the derivative of the vehicle speed are basically the same, and these are proportional to the drive shaft torque. Therefore, similarly to the fourth embodiment in which the mechanical shift start is recognized from the change in the drive shaft torque, the mechanical shift start can be recognized from the change in the acceleration of the vehicle or the derivative of the vehicle speed. It should be noted that, in the figure, the shift start is respectively dTo / dt <m 1 , dG /
It can be detected by dt <m 2 and d 2 Vsp / dt 2 <m 3 .
【0101】そこで、これらの波形のうち、車速の微分
を用いて変速開始を認識するものを図31及び図32に
示すフローチャートに従って説明する。Then, among these waveforms, the one in which the start of the shift is recognized by using the differentiation of the vehicle speed will be described with reference to the flowcharts shown in FIGS. 31 and 32.
【0102】まず、処理120で車速v,変速信号so
l,目標駆動軸トルクTtar,変速中の変速比rを読
み込む。次に、処理121,122で、それぞれdvs
p/dt,d2vsp/dt2を演算し、処理123で上
記演算値を平均化処理など信号処理を実行する。そし
て、処理124で変速開始前FlgDが1か否かを判断
し、1でない場合は処理125に、1の場合は処理12
7に進む。処理125では、現在の変速信号sol
(n)が前回の変速信号sol(n−1)と違うか否か
を判断し、違った場合は処理126に進み、等しい場合
は変速がすでに終了してしまったと判断して処理137
に進む。処理126では、変速開始前FlgDに1を入
力し、処理127に進む。処理127で、変速開始Fl
gsが1か否かを判断し、1でない場合は処理128に
進み、1の場合は変速中であると判断して処理130に
進む。変速中でないとして、処理128に進むと、そこ
で、加速度(車速の微分)の微分値d2v/dt2が定数
m3より小さいか否かにより変速開始か否かを判断し、
小さい場合は変速開始と判断して処理129に進み、小
さくない場合は未だ変速開始前の状態であると判断して
処理138に進む。処理129では、変速開始Flgsに
1を入力して、処理130に進む。処理130では、変
速比r>i(sol)−xにより変速終了か否かを判断
し、変速終了の場合は処理137に進み、変速が終了し
ない場合は処理131に進む。なお、この処理130で
は、変速中の変速比rが、変速信号で示される変速比i
(sol)から所定値xを引いた値を超えたか否かによ
り変速終了か否かを判断している。処理131では、先
に求めた加速度値(d2vsp/dt2)を用いて、実際
の駆動軸トルクToをTo=s・(d2vsp/dt2)
により演算する。次に、処理132で、実際の駆動軸ト
ルクToと目標駆動軸トルクTtarが等しいか否かを
判断し、等しい場合は処理138に進み、異なる場合は
処理133に進む。処理133では、実際の駆動軸トル
クToとTtarの差ΔTを演算し、処理134で、予
め準備されている関数ΔPL=h(ΔT)に差ΔTを代
入して、補正ライン圧ΔPLを求める。そして、処理1
35で、PL=PL+ΔPLを演算し、ライン圧のdu
ty値をライン圧制御バルブ52のソレノイドに出力す
る。最後に、処理136で前回の変速信号sol(n−
1)に現在の変速信号sol(n)を入力しリターンす
る。また、処理125でsol(n)≠sol(n−
1)の場合、処理130でr=i(sol)−xの場合
で、処理137に進むと、変速開始前FlgD及び変速
開始Flgsに0を入力する。そして、処理138に進
み、ライン圧PLをTtの関数f(Tt)で求め、処理
139で補正ライン圧ΔPLを0として、処理135に
進む。First, in step 120, the vehicle speed v and the shift signal so are
1, the target drive shaft torque Ttar, and the gear ratio r during shifting are read. Next, in processing 121 and 122, dvs
p / dt, d 2 vsp / dt 2 is calculated, and in processing 123, signal processing such as averaging of the calculated values is executed. Then, in process 124, it is determined whether or not FlgD before the shift start is 1, and when it is not 1, process 125 is performed, and when it is 1, process 12 is performed.
Proceed to 7. In process 125, the current shift signal sol
It is determined whether or not (n) is different from the previous shift signal sol (n-1), and if it is different, the process proceeds to step 126. If it is equal, it is determined that the shift has already been completed, and the process 137
Proceed to. In process 126, 1 is input to FlgD before shift start, and the process proceeds to process 127. In process 127, shift start Fl
It is determined whether or not gs is 1, and when it is not 1, the process proceeds to step 128, and when it is 1, it is determined that the gear change is in progress, and the process proceeds to step 130. If it is determined that the gear change is not in progress, the process proceeds to step 128, where it is determined whether the gear change is started based on whether the differential value d 2 v / dt 2 of the acceleration (the derivative of the vehicle speed) is smaller than the constant m 3 .
If it is smaller, it is determined that the shift is started and the process proceeds to step 129. If it is not smaller, it is determined that the state is before the shift is started and the process proceeds to step 138. In process 129, 1 is input to the shift start Flgs, and the process proceeds to process 130. In the process 130, it is determined whether or not the gear shift is completed by the gear ratio r> i (sol) -x. If the gear shift is completed, the process proceeds to the process 137, and if the gear shift is not completed, the process proceeds to the process 131. It should be noted that in this process 130, the speed ratio r during the speed change is the speed ratio i indicated by the speed change signal.
Whether or not the gear shift ends is determined by whether or not the value obtained by subtracting the predetermined value x from (sol) is exceeded. In process 131, the actual drive shaft torque To is calculated as To = s · (d 2 vsp / dt 2 ) by using the acceleration value (d 2 vsp / dt 2 ) previously obtained.
Calculate with. Next, in process 132, it is determined whether or not the actual drive shaft torque To and the target drive shaft torque Ttar are equal. If they are the same, the process proceeds to process 138, and if they are different, the process proceeds to process 133. In process 133, the difference ΔT between the actual drive shaft torque To and Ttar is calculated, and in process 134, the difference ΔT is substituted into the function ΔPL = h (ΔT) prepared in advance to obtain the corrected line pressure ΔPL. And process 1
In step 35, PL = PL + ΔPL is calculated, and the line pressure du
The ty value is output to the solenoid of the line pressure control valve 52. Finally, in step 136, the previous shift signal sol (n-
Input the current shift signal sol (n) to 1) and return. Further, in processing 125, sol (n) ≠ sol (n−
In the case of 1), if r = i (sol) −x in the process 130 and the process proceeds to process 137, 0 is input to the before-shift start FlgD and the shift start Flgs. Then, the process proceeds to step 138, the line pressure PL is obtained by the function f (Tt) of Tt, the corrected line pressure ΔPL is set to 0 in step 139, and the process proceeds to step 135.
【0103】次に、本発明に係る第7の実施例につい
て、図34及び図35を用いて説明する。本実施例は、
油圧センサ76で検知される油圧制御回路50の油圧の
変化から変速開始を認識するものである。なお、本実施
例は、第1の実施例のものと、ハードウェアー的構成が
同一で、ソフトウェアー的構成が異なっているものであ
る。したがって、ソフトウェアー的に構成は、図34及
び図35に示すフローチャートに基づく動作の説明で、
この説明に変えるものとする。Next, a seventh embodiment according to the present invention will be described with reference to FIGS. 34 and 35. In this example,
The shift start is recognized from the change in the hydraulic pressure of the hydraulic control circuit 50 detected by the hydraulic sensor 76. In this embodiment, the hardware configuration is the same as that of the first embodiment, but the software configuration is different. Therefore, the configuration in terms of software is the description of the operation based on the flowcharts shown in FIGS. 34 and 35.
We shall change to this explanation.
【0104】まず、処理90aで、油圧制御回路50の
油圧Poil及び油温Toil,変速信号sol,エン
ジン回転数Ne,トルクコンバータ出力軸回転数(ター
ビン回転数)Nt,スロットル開度θ,目標駆動軸トル
クTtarを読み込む。次に、処理91で、エンジン回
転数Neやトルクコンバータ特性から有段式自動変速機
構30の入力トルクTtを演算し、処理92に進む。処
理92では、変速開始前FlgDが1か否かを判断し、
1の場合は処理95に進み、1でない場合は処理93に
進む。処理93では、現在の変速信号sol(n)が前
回の変速信号sol(n−1)と違うか否か判断し、違
った場合は処理94に進み、同じである場合は処理10
8に進む。処理94では、変速開始前FlgDに1を入
力する。処理95では、エンジントルクTeを関数f
3(θ,Ne)で求める。トルクコンバータ25の特性
は、油温Toilにより変化するので、油圧Poilの
値に応じて変速開始を認識する場合も、油温Toilを
考慮する必要がある。そこで、処理96では、変速開始
時を判断するための油圧レベルPkを定めるべく、予め
準備しておいた関数f4(Te,Toil)に、変速中の
エンジントルクTe及び油温Toilを代入して、油圧
レベルPkを演算する。First, in process 90a, the oil pressure Poil and the oil temperature Toil of the oil pressure control circuit 50, the shift signal sol, the engine speed Ne, the torque converter output shaft speed (turbine speed) Nt, the throttle opening θ, and the target drive. The shaft torque Ttar is read. Next, in process 91, the input torque Tt of the stepped automatic transmission mechanism 30 is calculated from the engine speed Ne and the torque converter characteristic, and the process proceeds to process 92. In process 92, it is determined whether or not FlgD before shifting is 1,
If it is 1, the process proceeds to processing 95. If it is not 1, the process proceeds to processing 93. In process 93, it is determined whether or not the current shift signal sol (n) is different from the previous shift signal sol (n-1). If different, the process proceeds to process 94. If they are the same, process 10 is performed.
Go to 8. In process 94, 1 is input to FlgD before the shift start. In process 95, the engine torque Te is set to the function f
Calculated with 3 (θ, Ne). Since the characteristic of the torque converter 25 changes depending on the oil temperature Toil, it is necessary to consider the oil temperature Toil also when recognizing the shift start according to the value of the oil pressure Poil. Therefore, in process 96, the engine torque Te and the oil temperature Toil during shifting are substituted into the function f 4 (Te, Toil) prepared in advance in order to determine the hydraulic pressure level Pk for determining the start of shifting. Then, the hydraulic pressure level Pk is calculated.
【0105】次に、処理97で変速開始Flgsが1か
否かを判断し、1の場合は処理100に進み、1でない場
合は処理98に進む。処理98では、処理96で求めた
油圧Pkと油圧センサ76からの値Poilが一致して
いるか否かを判断し、一致していれば変速開始と判断
し、処理99に進み、変速開始Flgsに1を代入す
る。次に処理100で回転比Nt/Neの微分値d(N
t/Ne)/dtを演算する。そして、処理101で、
d(Nt/Ne)/dtが定数k6よりも小さいか否かを
判断し、小さいくない場合は変速完了と判断して処理1
08に進み、小さい場合は変速中と判断して処理102
に進む。処理102では、実際の駆動軸トルクToを求
める。次に、処理103で、実際の駆動軸トルクToと
目標駆動軸トルクTtarが等しいか否かを判断し、等
しい場合は処理109に進み、異なる場合は処理104
に進む。処理104では、実際の駆動軸トルクToとT
tarの差ΔTを演算し、処理105で、予め準備され
ている関数h(ΔT)に差ΔTを代入して、補正ライン
圧ΔPLを求める。そして、処理106で、PL=PL
+ΔPLを演算し、ライン圧のduty値をライン制御
バルブ52のソレノイドに出力する。最後に、処理10
7で前回の変速信号sol(n−1)に現在の変速信号
sol(n)を入力しリターンする。また、処理93で
sol(n)=sol(n−1)の場合、処理98でP
k≠Poilの場合、処理101でd(Nt/Ne)/
dt=k6の場合は、処理108に進み、変速開始前F
lgD及び変速開始Flgsに0を入力する。そして、
処理109に進み、ライン圧PLをTtの関数f(T
t)で求め、処理110で補正ライン圧ΔPLを0とし
て、処理106に進む。Next, in process 97, it is judged whether or not the shift start Flgs is 1, and if it is 1, the process proceeds to process 100. If it is not 1, the process proceeds to process 98. In process 98, it is determined whether or not the oil pressure Pk obtained in process 96 and the value Poil from the oil pressure sensor 76 match. If they match, it is determined that the shift is started, the process proceeds to step 99, and the shift start Flgs is set. Substitute 1 Next, in process 100, the differential value d (N
Calculate t / Ne) / dt. Then, in process 101,
It is determined whether d (Nt / Ne) / dt is smaller than a constant k 6 , and if not smaller, it is determined that the shift is completed and the process 1 is performed.
If it is smaller, it is determined that shifting is in progress and processing 102
Proceed to. In step 102, the actual drive shaft torque To is calculated. Next, in process 103, it is determined whether or not the actual drive shaft torque To and the target drive shaft torque Ttar are equal, and if they are equal, the process proceeds to process 109, and if they are different, process 104.
Proceed to. In process 104, the actual drive shaft torques To and T
The difference ΔT of tar is calculated, and in step 105, the difference ΔT is substituted into the function h (ΔT) prepared in advance to obtain the corrected line pressure ΔPL. Then, in process 106, PL = PL
+ ΔPL is calculated, and the duty value of the line pressure is output to the solenoid of the line control valve 52. Finally, process 10
At 7, the current shift signal sol (n) is input to the previous shift signal sol (n-1), and the process returns. If sol (n) = sol (n−1) in process 93, P in process 98.
When k ≠ Poil, d (Nt / Ne) / in process 101
If dt = k 6 , the process proceeds to step 108, and F before shifting is started
Input 0 to lgD and shift start Flgs. And
In step 109, the line pressure PL is set to the function f (T
In step 110, the correction line pressure ΔPL is set to 0, and the process proceeds to step 106.
【0106】以上のように、本実施例では、変速比の変
化の切っ掛けとなる変速油圧制御回路50の油圧の変化
により、有段式自動変速機構30の変速開始時を認識し
ているので、変速比に基づいて機械的な変速開始時を認
識するよりも、早く変速開始時を認識することができ
る。As described above, in the present embodiment, the shift start time of the stepped automatic transmission mechanism 30 is recognized based on the change in the hydraulic pressure of the shift hydraulic pressure control circuit 50 which triggers the change in the gear ratio. It is possible to recognize the shift start time earlier than to recognize the mechanical shift start time based on the gear ratio.
【0107】なお、第6の実施例及び第7の実施例で
は、ライン圧補正制御を実行したが、これらの実施例に
おいても、第3の実施例のように、スロットル開度補正
制御を実行してもよい。Although the line pressure correction control is executed in the sixth and seventh embodiments, the throttle opening correction control is executed also in these embodiments as in the third embodiment. You may.
【0108】次に、本発明に係る第8の実施例につい
て、図36から図39を用いて説明する。Next, an eighth embodiment according to the present invention will be described with reference to FIGS. 36 to 39.
【0109】本実施例は、変速時にライン圧補正制御と
スロットル開度補正制御とを実行すべく、ライン圧補正
制御を実行する第1の実施例の変形例(図15)とスロ
ットル開度補正制御を実行する第3の実施例(図22)
とを組み合わせたものである。従って、図30に示すよ
うに、本実施例の制御コントローラ100hは、機械的
な変速開始及び変速終了の認識、ライン圧補正制御に関
する機能(131,…,135,138b,139,1
41,…144)に関しては、第1の実施例の変形例
(図15)のものと同一で、スロットル開度補正制御に
関する機能(140b,150,156,157)に関して
は、第2の実施例(図22)のものと基本的に同一であ
る。但し、目標駆動軸トルク算出部140bは、第2の
実施例のものと異なり、変速時以外及びシフトアップ時
の目標駆動軸トルクを定めるためのシフトアップ用目標
駆動軸トルクマップと、シフトダウン時の目標駆動軸ト
ルクを定めるためのシフトダウン用目標駆動軸トルクマ
ップとを有している。シフトアップ用目標駆動軸トルク
マップは、第3の実施例のものと同一で、車速vとアク
セル開度αとに応じて、目標駆動軸トルクTtarを定
めるものである。これに対して、シフトダウン用目標駆
動軸トルクマップは、変速信号solで示される変速位
置と変速開始認識時点t2 からの時間とに応じて、目標
駆動軸トルクTtarを定めるものである。This embodiment is a modification (FIG. 15) of the first embodiment in which the line pressure correction control is executed so as to execute the line pressure correction control and the throttle opening correction control when shifting and the throttle opening correction. Third embodiment for executing control (FIG. 22)
It is a combination of and. Therefore, as shown in FIG. 30, the controller 100h of the present embodiment has functions (131, ..., 135, 138b, 139, 1) related to the recognition of mechanical shift start and shift end, and line pressure correction control.
41, ... 144) are the same as those of the modification of the first embodiment (FIG. 15), and the functions (140b, 150, 156, 157) related to throttle opening correction control are the same as those of the second embodiment. It is basically the same as that of (FIG. 22). However, unlike the second embodiment, the target drive shaft torque calculation unit 140b uses the shift-up target drive shaft torque map for determining the target drive shaft torque other than during gear shift and during shift up, and during shift down. And a target drive shaft torque map for downshifting for determining the target drive shaft torque. The shift-up target drive shaft torque map is the same as that of the third embodiment and defines the target drive shaft torque Ttar according to the vehicle speed v and the accelerator opening α. On the other hand, the downshift target drive shaft torque map defines the target drive shaft torque Ttar according to the shift position indicated by the shift signal sol and the time from the shift start recognition time point t 2 .
【0110】また、本実施例の制御コントローラ100
hは、燃費向上を図るべく、最小燃費となる変速位置を
定める変速位置決定部160を有している。この変速位
置決定部160は、図37に示すように、車速センサ7
5で測定されたプロペラシャフト60の回転数Noを各
変速位置での変速比r(n)で割って変速位置毎のター
ビン回転数Ntn(4速変速機の場合、n:1,2,
3,4)を求めると共に、目標駆動軸トルクTtarを
各変速位置での変速比r(n)と差動機61のギヤ比g
eとで割って変速位置毎の目標タービントルクTtn
(4速変速機の場合、n:1,2,3,4)を求めるタ
ービントルク・回転数演算部161と、トルクコンバー
タ25の特性に基づき変速位置毎のタービン回転数Nt
n及び変速位置毎の目標タービントルクTtnをそれぞ
れ変速位置毎のエンジン回転数Nen及び変速位置毎の
目標エンジントルクTenに変換するエンジントルク・
回転数演算部162と、変速位置毎のエンジン回転数N
en及び変速位置毎の目標エンジントルクTenに応じ
て最小燃費の変速位置を定める変速位置設定部163と
を有している。Further, the controller 100 of this embodiment.
The h has a shift position determination unit 160 that determines a shift position that provides the minimum fuel consumption in order to improve fuel consumption. As shown in FIG. 37, the gear shift position determination unit 160 uses the vehicle speed sensor 7
The number of revolutions No of the propeller shaft 60 measured in 5 is divided by the gear ratio r (n) at each gear shift position, and the turbine rotational speed Ntn for each gear shift position (n: 1, 2,
3) and 4), the target drive shaft torque Ttar is set to the gear ratio r (n) at each gear position and the gear ratio g of the differential 61.
Target turbine torque Ttn for each shift position divided by e
(In the case of a four-speed transmission, n: 1, 2, 3, 4), the turbine torque / rotational speed calculation unit 161 and the turbine speed Nt for each shift position based on the characteristics of the torque converter 25.
n and the target turbine torque Ttn for each shift position are converted into an engine speed Nen for each shift position and a target engine torque Ten for each shift position, respectively.
The rotation speed calculation unit 162 and the engine rotation speed N for each shift position
and a shift position setting unit 163 that determines the shift position with the minimum fuel consumption according to en and the target engine torque Ten for each shift position.
【0111】次に、本実施例の制御コントローラ100
hの動作について説明する。Next, the controller 100 of this embodiment.
The operation of h will be described.
【0112】まず、最小燃費の変速位置を定める動作に
ついて、図38に示すフローチャートに従って説明す
る。First, the operation of determining the shift position with the minimum fuel consumption will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
【0113】まず、処理140で、アクセル開度α及び
車速vを読み込む。次に、処理141で、変速時以外及び
シフトアップ時の目標駆動軸トルクを定めるためのシフ
トアップ用目標駆動軸トルクマップを用いて、読み込ん
だアクセル開度α及び車速vに応じた目標駆動軸トルク
Ttarを求める。処理142では、変速位置決定部1
60のタービントルク・回転数演算部161が、車速セ
ンサ75で測定されたプロペラシャフト60の回転数N
oを各変速位置での変速比r(n)で割って変速位置毎
のタービン回転数Ntn(4速変速機の場合、n:1,
2,3,4)を求めると共に、目標駆動軸トルクTta
rを各変速位置での変速比r(n)と差動機61のギヤ
比geとで割って変速位置毎の目標タービントルクTt
n(4速変速機の場合、n:1,2,3,4)を求め
る。処理143では、処理142で求めた目標タービン
トルクTtn及びタービン回転数Ntnを用いて、変速
位置毎のトルクコンバータ25の入力容量係数cn(=
Ttn/Ntn2)を演算する。処理144では、トル
クコンバータ特性と処理143で求めた入力容量係数c
nにより、変速位置毎のトルクコンバータ25の回転比
enを演算する。さらに、処理145でトルクコンバー
タ特性と処理144で求めた回転比enにより、変速位
置毎のトルクコンバータ25のトルク比λnを演算す
る。次に、処理146で、処理144で求めた回転比e
nを用いて変速位置毎のエンジン回転数Nen(=Nt
n/en)を演算すると共に、処理145で求めたトル
ク比λnを用いて変速毎のエンジントルクTen(=T
en/λn)を演算する。以上の処理143〜146
は、変速位置決定部160のエンジントルク・回転数演
算部162が実行する。処理147では、変速位置設定
部163が燃料消費量Qfのマップ中に、変速位置毎に
エンジントルクTen及びエンジン回転数Nenによっ
て定められるポイントをプロットして、マップの原点に
最も近いポイントの変速位置を最小燃費の変速位置とし
て、これを変速信号出力部132に出力する。そして、
処理148で、変速信号出力部132が、変速位置設定
部163で設定された変速位置を示す変速信号solを
出力する。次に、処理149で、この変速信号sol
(n)が前回の変速信号sol(n−1)と異なってい
るか否かを判断し、異なっていなければ処理151に進
み、異なっていれば処理150に進み、そこで変速ショ
ック低減制御サブルーチンを実行して、処理151に進
む。最後に、処理151で、今回の変速信号sol
(n)を前回の変速信号sol(n−1)として、リタ
ーンされる。First, in step 140, the accelerator opening α and the vehicle speed v are read. Next, in process 141, the target drive shaft torque corresponding to the read accelerator opening α and vehicle speed v is used by using the shift-up target drive shaft torque map for determining the target drive shaft torque other than gear shift and shift up. The torque Ttar is calculated. In process 142, the shift position determining unit 1
Turbine torque / rotational speed calculation unit 161 of 60 rotates the rotational speed N of propeller shaft 60 measured by vehicle speed sensor 75.
Dividing o by the gear ratio r (n) at each gear position, the turbine speed Ntn for each gear position (in the case of a four-speed transmission, n: 1,
2, 3, 4) and the target drive shaft torque Tta
The target turbine torque Tt for each shift position is obtained by dividing r by the gear ratio r (n) at each shift position and the gear ratio ge of the differential 61.
n (in the case of a 4-speed transmission, n: 1, 2, 3, 4) is calculated. In process 143, using the target turbine torque Ttn and the turbine speed Ntn obtained in process 142, the input capacity coefficient cn (= of the torque converter 25 for each shift position is set.
Ttn / Ntn 2 ) is calculated. In process 144, the torque converter characteristics and the input capacity coefficient c obtained in process 143 are calculated.
The rotation ratio en of the torque converter 25 for each shift position is calculated from n. Further, the torque ratio λn of the torque converter 25 for each shift position is calculated based on the torque converter characteristic in step 145 and the rotation ratio en obtained in step 144. Next, in process 146, the rotation ratio e obtained in process 144 is calculated.
engine speed Nen (= Nt for each shift position)
n / en) is calculated, and the engine torque Ten (= T) for each shift is calculated using the torque ratio λn obtained in the process 145.
en / λn) is calculated. The above processing 143-146
Is executed by the engine torque / rotational speed calculation unit 162 of the shift position determination unit 160. In process 147, the shift position setting unit 163 plots a point determined by the engine torque Ten and the engine speed Nen for each shift position in the map of the fuel consumption amount Qf, and shift position of the point closest to the origin of the map. Is set as the shift position with the minimum fuel consumption, and this is output to the shift signal output unit 132. And
In process 148, the shift signal output unit 132 outputs the shift signal sol indicating the shift position set by the shift position setting unit 163. Next, in processing 149, this shift signal sol
It is determined whether or not (n) is different from the previous shift signal sol (n-1). If not, the process proceeds to step 151, and if not, the process proceeds to step 150, where the shift shock reduction control subroutine is executed. Then, the process 151 is performed. Finally, in process 151, the current shift signal sol
The process returns with (n) as the previous shift signal sol (n-1).
【0114】次に、変速ショック低減制御の動作につい
て説明する。Next, the operation of shift shock reduction control will be described.
【0115】シフトダウンは、図10を用いて前述した
ように、アクセル66が踏み込まれ、スロットル開度θ
が急激に大きくなる過程で実行される。このため、変速
信号は、図33に示すように、スロットル開度θが大き
くなり始めてから、ある程度時間が経過してから変化す
る。入力トルク(タービントルク)Ttは、スロットル
開度θが大きくなるに伴って、大きくなり、実際の変速
開始時t1 の近傍で一端ピーク値となり、その後、実際
の変速終了時t4 まで小さくなる。実際の変速終了時t
4 以後、入力トルクTtは、大きくなり、オーバーシュ
ートとした後、安定する。また、出力トルクToも、入
力トルクTtと同様に変化する。但し、有段式自動変速
機構30のトルク増幅作用により、出力トルクToは、
入力トルクTtも、その変化が激しい。そこで、本実施
例では、変速開始認識時点t2 から変速終了認識時点t
3 までの間の変速ショックに対してはライン圧補正制御
で対応し、変速終了認識時点t3 以降に生じる出力トル
クのオーバーシュートに対してはスロットル開度補正制
御で対応するようにしている。As described above with reference to FIG. 10, the shift down is performed by depressing the accelerator 66 and changing the throttle opening θ.
Is executed in the process of rapidly increasing. Therefore, as shown in FIG. 33, the shift signal changes after a certain amount of time has elapsed since the throttle opening θ started to increase. The input torque (turbine torque) Tt increases as the throttle opening θ increases, reaches a peak value in the vicinity of the actual shift start time t 1 , and then decreases until the actual shift end time t 4. . At the end of the actual shift t
After 4 , the input torque Tt becomes large and becomes stable after the overshoot. The output torque To also changes similarly to the input torque Tt. However, due to the torque amplification effect of the stepped automatic transmission mechanism 30, the output torque To becomes
The input torque Tt also changes drastically. Therefore, in the present embodiment, from the shift start recognition time t 2 to the shift end recognition time t
The line pressure correction control responds to the shift shock up to 3 and the throttle opening correction control responds to the output torque overshoot that occurs after the shift end recognition time t 3 .
【0116】シフトアップ時は、第1の実施例と同様
に、目標駆動軸トルク算出部140bで定められた目標
駆動軸トルクTtarと、実駆動軸トルク推定部139
で推定された実駆動軸トルクToとの偏差ΔTに応じ
て、ライン圧補正量ΔPLが求められ、この補正量ΔP
Lに応じて、ライン圧補正制御が実行される。但し、こ
のとき、第1の実施例と異なり、シフトアップ用目標駆
動軸トルクマップを用いて、アクセル開度α及び車速v
に応じた目標駆動軸トルクTtarを求めれ、この目標
駆動軸トルクTtarが用いられる。At the time of shift-up, as in the first embodiment, the target drive shaft torque Ttar determined by the target drive shaft torque calculation unit 140b and the actual drive shaft torque estimation unit 139.
The line pressure correction amount ΔPL is obtained in accordance with the deviation ΔT from the actual drive shaft torque To estimated in step S1.
Line pressure correction control is executed according to L. However, at this time, unlike the first embodiment, the accelerator opening α and the vehicle speed v are calculated by using the upshift target drive shaft torque map.
The target drive shaft torque Ttar corresponding to is calculated, and this target drive shaft torque Ttar is used.
【0117】シフトダウン時は、シフトダウン用目標駆
動軸トルクマップを用いて、目標駆動トルクを定める。
目標駆動軸トルク算出部140bは、ここに入力する変
速信号solにより、シフトアップ用目標駆動軸トルク
マップを用いるか、シフトダウン用目標駆動軸トルクマ
ップを用いるかを定める。このシフトダウン用目標駆動
軸トルクマップは、変速信号solで示される変速位置
毎に、変速開始認識時点t2 からの時間に応じた目標駆
動軸トルク曲線を有している。変速開始認識時点t2か
ら変速終了認識時点t3までの間においては、このシフ
トダウン用目標駆動軸トルクマップにより定められた目
標駆動軸トルクTtarと、実駆動軸トルク推定部13
9で推定された実駆動軸トルクToとの偏差ΔTに応じ
て、ライン圧補正量ΔPLが求められ、この補正量ΔP
Lに応じて、ライン圧補正制御が実行される。変速終了
認識時点t3 から一定期間においては、同じく、シフト
ダウン用目標駆動軸トルクマップにより定められた目標
駆動軸トルクTtarと、実駆動軸トルク推定部139
で推定された実駆動軸トルクToとの偏差ΔTに応じ
て、エンジントルク算出部150でエンジントルク補正
量ΔTe′が求められ、この補正量ΔTe′に応じて、
スロットル開度補正制御が実行される。このように、シ
フトダウン時に、変速終了認識時点t3 以後も、スロッ
トル開度補正制御を実行することにより、図39に示す
ように、前述した駆動軸トルクのオーバーシューとによ
る変速ショックを抑えることができる。At the time of downshift, the target drive torque is determined by using the downshift target drive shaft torque map.
The target drive shaft torque calculation unit 140b determines whether to use the shift-up target drive shaft torque map or the shift-down target drive shaft torque map based on the shift signal sol input here. The downshift target drive shaft torque map has a target drive shaft torque curve corresponding to the time from the shift start recognition time point t 2 for each shift position indicated by the shift signal sol. From the shift start recognition time point t 2 to the shift end recognition time point t 3 , the target drive shaft torque Ttar determined by the shift-down target drive shaft torque map and the actual drive shaft torque estimation unit 13
The line pressure correction amount ΔPL is obtained according to the deviation ΔT from the actual drive shaft torque To estimated in step 9.
Line pressure correction control is executed according to L. In a certain period from the shift end recognition time point t 3 , the target drive shaft torque Ttar determined by the shift-down target drive shaft torque map and the actual drive shaft torque estimation unit 139 are similarly set.
The engine torque calculation unit 150 obtains an engine torque correction amount ΔTe ′ in accordance with the deviation ΔT from the actual drive shaft torque To estimated in step S1, and according to the correction amount ΔTe ′,
Throttle opening correction control is executed. Thus, at the time of shift-down, also the shift end recognition time t 3 thereafter by executing a throttle opening correction control, as shown in FIG. 39, to suppress the shift shock due to the overshoot of the drive shaft torque above You can
【0118】なお、本実施例において、変速開始認識時
点t2から変速終了認識時点t3までの間は、ライン圧補
正制御のみを実行しているが、スロットル開度補正制御
も合わせて実行するようにしてもよい。また、シフトダ
ウン時の変速終了認識時点t3 以後は、スロットル開度
補正制御の替わりに、エンジントルクを抑えるべく、点
火時期補正制御を実行してもよい。このように、変速シ
ョックを低減すべく、駆動軸トルクを制御する場合、駆
動軸トルクを変えることができる各種操作量を組み合わ
せて、例えば、ライン圧と点火時期,ライン圧と燃料噴
射量,ライン圧と点火時期とスロットル開度とを組み合
わせて、駆動軸トルクを制御するようにしてもよい。In this embodiment, only the line pressure correction control is executed from the shift start recognition time t 2 to the shift end recognition time t 3, but the throttle opening correction control is also executed. You may do it. Further, the shift end recognition time t 3 subsequent During downshifting, instead of the throttle opening correction control, in order to suppress the engine torque, may perform ignition timing correction control. In this way, when controlling the drive shaft torque in order to reduce the shift shock, for example, line pressure and ignition timing, line pressure and fuel injection amount, line The drive shaft torque may be controlled by combining the pressure, the ignition timing, and the throttle opening.
【0119】[0119]
【発明の効果】有段式自動変速機の入力トルク,出力ト
ルク,エンジン回転数の変化率,トルクコンバータ出力
軸回転数の変化率,有段式自動変速機構の出力軸の回転
数の変化率、又は車輌の加速度は、有段式自動変速機構
が実際に機械的な変速を開始する際に大きく変化するの
で、変速開始時を正確に認識することができる。このた
め、変速機構の入力トルク等により変速開始を認識する
本発明では、変速機構の変速時における油圧補正制御又
はエンジン出力補正制御等を的確なタイミングで実施す
ることができ、十分に変速ショックを低減することがで
きる。EFFECTS OF THE INVENTION Input torque, output torque, rate of change of engine speed, rate of change of output shaft speed of torque converter, rate of change of output speed of stepped automatic transmission mechanism of stepped automatic transmission. , Or the acceleration of the vehicle greatly changes when the stepped automatic transmission mechanism actually starts a mechanical shift, so that the start of the shift can be accurately recognized. Therefore, according to the present invention, which recognizes the start of the gear shift based on the input torque of the gear shift mechanism, the hydraulic pressure correction control or the engine output correction control at the time of gear shift of the gear shift mechanism can be performed at an appropriate timing, and a gear shift shock is sufficiently generated. It can be reduced.
【0120】また、変速機構を駆動制御する油圧回路の
油圧は、変速機構が実際に機械的な変速開始するときよ
りも早く変化するので、油圧回路の油圧で変速開始を認
識する発明でも、変速開始時を非常に遅れて認識してし
まうことはなく、変速時期おける油圧補正制御又はエン
ジン出力補正制御等を的確なタイミングで実施すること
ができ、十分に変速ショックを低減することができる。Further, since the hydraulic pressure of the hydraulic circuit for driving and controlling the transmission mechanism changes faster than when the transmission mechanism actually starts the mechanical shift, even in the invention in which the hydraulic circuit hydraulic pressure recognizes the shift start. It is possible to perform the hydraulic pressure correction control, the engine output correction control, and the like during the shift timing at an appropriate timing without recognizing the start time very late, and it is possible to sufficiently reduce the shift shock.
【図1】本発明に係る第1の実施例の制御コントローラ
の機能ブロック図である。FIG. 1 is a functional block diagram of a controller according to a first embodiment of the present invention.
【図2】本発明に係る第1の実施例のエンジン及び自動
変速装置まわりの構成を示す説明図である。FIG. 2 is an explanatory diagram showing a configuration around an engine and an automatic transmission according to a first embodiment of the present invention.
【図3】本発明に係る第1の実施例の制御コントローラ
の回路ブロック図である。FIG. 3 is a circuit block diagram of a controller according to the first embodiment of the present invention.
【図4】本発明に係る第1の実施例の変形例の制御コン
トローラの回路ブロック図である。FIG. 4 is a circuit block diagram of a controller of a modified example of the first embodiment according to the present invention.
【図5】本発明に係る第1の実施例の他の変形例の制御
コントローラの回路ブロック図である。FIG. 5 is a circuit block diagram of a controller of another modification of the first embodiment according to the present invention.
【図6】本発明に係る第1の実施例の変速開始認識手順
を示すフローチャートである。FIG. 6 is a flowchart showing a shift start recognition procedure of the first embodiment according to the present invention.
【図7】本発明に係る第1の実施例の変速開始認識手順
を示すフローチャートである(図6の続き)。FIG. 7 is a flow chart showing a shift start recognition procedure of the first embodiment according to the present invention (continuation of FIG. 6).
【図8】本発明に係る第1の実施例の変速中の制御手順
を示すフローチャートである。FIG. 8 is a flowchart showing a control procedure during shifting according to the first embodiment of the present invention.
【図9】本発明に係る第1の実施例のシフトアップ時の
タイムチャートである。FIG. 9 is a time chart when shifting up according to the first embodiment of the present invention.
【図10】本発明に係る第1の実施例のシフトダウン時
のタイムチャートである。FIG. 10 is a time chart during downshift of the first embodiment according to the present invention.
【図11】本発明に係る一実施例の変速中の推定変速比
を説明するための説明図である。FIG. 11 is an explanatory diagram for explaining an estimated gear ratio during a gear shift of one embodiment according to the present invention.
【図12】本発明に係る第1の実施例の変形例の変速中
の制御手順を示すフローチャートである。FIG. 12 is a flowchart showing a control procedure during a shift according to a modified example of the first embodiment of the present invention.
【図13】エコノミーモードとパワーモードとにおける
変速中の出力トルクとエンジン回転数とを示すグラフで
ある。FIG. 13 is a graph showing output torque and engine speed during a shift in economy mode and power mode.
【図14】本発明に係る第1の実施例の変形例(変速終
了認識に関する変形例)の制御コントローラの機能ブロ
ック図である。FIG. 14 is a functional block diagram of a control controller of a modified example (modified example regarding shift end recognition) of the first embodiment according to the present invention.
【図15】本発明に係る第1の実施例の他の変形例(変
速終了認識に関する変形例)の制御コントローラの機能
ブロック図である。FIG. 15 is a functional block diagram of a controller of another modified example (modified example regarding shift end recognition) of the first embodiment according to the present invention.
【図16】本発明に係る第2の実施例の制御コントロー
ラの機能ブロック図である。FIG. 16 is a functional block diagram of a controller according to a second embodiment of the present invention.
【図17】本発明に係る第2の実施例のライン圧制御の
ための制御動作を示すフローチャートである。FIG. 17 is a flowchart showing a control operation for line pressure control of the second embodiment according to the present invention.
【図18】本発明に係る第2の実施例の変速中のライン
圧制御動作を示すフローチャートである。FIG. 18 is a flowchart showing a line pressure control operation during shifting according to the second embodiment of the present invention.
【図19】本発明に係る第2の実施例のシフトアップ時
のタイムチャートである。FIG. 19 is a time chart at the time of upshift of the second embodiment according to the present invention.
【図20】本発明に係る第2の実施例のライン圧設定関
数の学習制御動作を示すフローチャートである。FIG. 20 is a flowchart showing a learning control operation of a line pressure setting function according to the second embodiment of the present invention.
【図21】本発明に係る第2の実施例のライン圧設定関
数の学習補正を説明するための説明図である。FIG. 21 is an explanatory diagram for explaining learning correction of the line pressure setting function of the second embodiment according to the present invention.
【図22】本発明に係る第3の実施例の制御コントロー
ラの機能ブロック図である。FIG. 22 is a functional block diagram of a controller according to a third embodiment of the present invention.
【図23】本発明に係る第3の実施例のエンジントルク
算出部の機能ブロック図である。FIG. 23 is a functional block diagram of an engine torque calculation unit according to the third embodiment of the present invention.
【図24】本発明に係る第3の実施例のシフトアップ時
のタイムチャートである。FIG. 24 is a time chart at the time of shift-up according to the third embodiment of the present invention.
【図25】本発明に係る第3の実施例の変形例(希薄燃
焼エンジン対応)の制御コントローラの要部機能ブロッ
ク図である。FIG. 25 is a functional block diagram of essential parts of a controller of a modified example (corresponding to a lean burn engine) of the third embodiment according to the present invention.
【図26】本発明に係る第3の実施例の他の変形例(希
薄燃焼エンジン対応)の制御コントローラの要部機能ブ
ロック図である。FIG. 26 is a functional block diagram of a main part of a controller of another modified example (corresponding to a lean burn engine) of the third embodiment according to the present invention.
【図27】本発明に係る第4の実施例の変速開始認識手
順を示すフローチャートである。FIG. 27 is a flow chart showing a shift start recognition procedure of a fourth embodiment according to the present invention.
【図28】本発明に係る第4の実施例のシフトアップ時
のタイミングチャートである。FIG. 28 is a timing chart at the time of shift-up according to the fourth embodiment of the present invention.
【図29】本発明に係る第5の実施例の変速開始認識手
順を示すフローチャートである。FIG. 29 is a flow chart showing a shift start recognition procedure of a fifth embodiment according to the present invention.
【図30】本発明に係る第5の実施例のシフトアップ時
のタイミングチャートである。FIG. 30 is a timing chart when shifting up according to a fifth embodiment of the present invention.
【図31】本発明に係る第6の実施例の変速制御動作を
示すフローチャートである。FIG. 31 is a flowchart showing a shift control operation of a sixth embodiment according to the present invention.
【図32】本発明に係る第6の実施例の変速制御動作を
示すフローチャートである(図31の続き)。FIG. 32 is a flowchart showing a shift control operation of the sixth embodiment according to the present invention (continuation of FIG. 31).
【図33】シフトアップ時の加速度等の変化を示すグラ
フである。FIG. 33 is a graph showing changes in acceleration and the like when shifting up.
【図34】本発明に係る第7の実施例の変速制御動作を
示すフローチャートである。FIG. 34 is a flowchart showing a shift control operation of a seventh embodiment according to the present invention.
【図35】本発明に係る第7の実施例の変速制御動作を
示すフローチャートである(図34の続き)。FIG. 35 is a flowchart showing a shift control operation of a seventh embodiment according to the present invention (sequel to FIG. 34).
【図36】本発明に係る第8の実施例の制御コントロー
ラの機能ブロック図である。FIG. 36 is a functional block diagram of a controller according to an eighth embodiment of the present invention.
【図37】本発明に係る第8の実施例の変速位置決定部
の機能ブロック図である。FIG. 37 is a functional block diagram of a shift position determining unit according to an eighth embodiment of the present invention.
【図38】本発明に係る第8の実施例の最小燃費の変速
位置決定手順を示すフローチャートである。FIG. 38 is a flow chart showing a shift position determination procedure for minimum fuel consumption according to an eighth embodiment of the present invention.
【図39】本発明に係る第8の実施例のシフトダウン時
のタイミングチャートである。FIG. 39 is a timing chart of the eighth embodiment according to the present invention at the time of downshifting.
10…エンジン、11…点火装置、11a…イグナイ
タ、11b…ディストリビュータ、12…点火プラグ、
13…燃料噴射装置、14…燃料噴射弁、15…クラン
ク軸、16…吸気管、17…スロットルバルブ、17a
…電子スロットルバルブ、18…排気管、20…自動変
速装置、25…トルクコンバータ、26…ポンプ、27
…タービン、30…有段式自動変速機構、50…油圧制
御回路、51…油圧ポンプ、52…ライン圧制御バル
ブ、53…ロックアップ制御バルブ、54,55…変速
制御バルブ、60…プロペラシャフト、61…差動機、
62…後輪駆動軸、63…後輪、65…触媒、66…ア
クセルペダル、69…モード切替スイッチ、71…水温
センサ、72…空燃比センサ、73…エンジン回転数セ
ンサ、74…タービン回転数センサ、75…車速セン
サ、76…油圧センサ、77…油温センサ、78…アク
セル開度センサ、79…スロットル開度センサ、10
0,100a,100b,100c,100d,100
e,100f,100g,100h…制御コントロー
ラ、110,110x,110y…シングルチップマイ
クロコンピュータ、111…CPU、112…ROM、
113…RAM、114…タイマ、131…入力トルク
演算部、132…変速信号出力部、134…変速開始認
識部、135…変速中変速比推定部、136…回転比演
算部、137…回転比変化率演算部、138,138
a,138b…変速終了認識部、139…実駆動軸トル
ク推定部、140,140a,140b…目標駆動軸ト
ルク算出部、141…減算機、142…ライン圧補正量
算出部、143…標準ライン圧算出部、144…ライン
圧算出部、145…変速比演算部、150…エンジント
ルク算出部、156…補正エンジントルク算出部、15
7,157a…スロットル開度算出部、158…空燃比
設定部、159…点火時期設定部、160…変速位置決
定部、171…基準ライン圧設定部、172…ライン圧
補償部、176…経時変化補正用偏差演算部、177…
ライン圧偏差演算部、178…関数学習補正部。10 ... Engine, 11 ... Ignition device, 11a ... Igniter, 11b ... Distributor, 12 ... Spark plug,
13 ... Fuel injection device, 14 ... Fuel injection valve, 15 ... Crank shaft, 16 ... Intake pipe, 17 ... Throttle valve, 17a
... electronic throttle valve, 18 ... exhaust pipe, 20 ... automatic transmission, 25 ... torque converter, 26 ... pump, 27
... Turbine, 30 ... Stepped automatic transmission mechanism, 50 ... Hydraulic control circuit, 51 ... Hydraulic pump, 52 ... Line pressure control valve, 53 ... Lockup control valve, 54, 55 ... Shift control valve, 60 ... Propeller shaft, 61 ... Differential gear,
62 ... Rear wheel drive shaft, 63 ... Rear wheel, 65 ... Catalyst, 66 ... Accelerator pedal, 69 ... Mode change switch, 71 ... Water temperature sensor, 72 ... Air-fuel ratio sensor, 73 ... Engine speed sensor, 74 ... Turbine speed Sensor, 75 ... Vehicle speed sensor, 76 ... Oil pressure sensor, 77 ... Oil temperature sensor, 78 ... Accelerator opening sensor, 79 ... Throttle opening sensor, 10
0, 100a, 100b, 100c, 100d, 100
e, 100f, 100g, 100h ... Control controller, 110, 110x, 110y ... Single chip microcomputer, 111 ... CPU, 112 ... ROM,
113 ... RAM, 114 ... Timer, 131 ... Input torque calculation unit, 132 ... Shift signal output unit, 134 ... Shift start recognition unit, 135 ... Shift ratio estimation unit during shifting, 136 ... Rotation ratio calculation unit, 137 ... Rotation ratio change Rate calculator, 138, 138
a, 138b ... Shift end recognition unit, 139 ... Actual drive shaft torque estimation unit, 140, 140a, 140b ... Target drive shaft torque calculation unit, 141 ... Subtractor, 142 ... Line pressure correction amount calculation unit, 143 ... Standard line pressure Calculator, 144 ... Line pressure calculator, 145 ... Gear ratio calculator, 150 ... Engine torque calculator, 156 ... Corrected engine torque calculator, 15
7, 157a ... Throttle opening calculation unit, 158 ... Air-fuel ratio setting unit, 159 ... Ignition timing setting unit, 160 ... Shift position determining unit, 171 ... Reference line pressure setting unit, 172 ... Line pressure compensating unit, 176 ... Time-dependent change Correction deviation calculator 177 ...
Line pressure deviation calculation unit, 178 ... Function learning correction unit.
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 白石 隆 茨城県勝田市大字高場2520番地 株式会社 日立製作所自動車機器事業部内 (72)発明者 尾崎 直幸 茨城県勝田市大字高場2520番地 株式会社 日立製作所自動車機器事業部内 ─────────────────────────────────────────────────── --- Continuation of the front page (72) Inventor Takashi Shiraishi 2520 Takaba, Katsuta-shi, Ibaraki Prefectural Automotive Division, Hitachi, Ltd. (72) Naoyuki Ozaki 2520 Takaba, Katsuta-shi, Ibaraki Hitachi Ltd. Factory Automotive Equipment Division
Claims (38)
コンバータと、該トルクコンバータの出力軸に接続され
ている有段式自動変速機構と、該有段式自動変速機構を
動作させる油圧回路とを有する車両の自動変速装置を制
御すると共に、前記有段式変速機構の出力軸に接続され
ている駆動軸の駆動軸トルクを変えることができる駆動
軸トルク操作手段に対して、その操作量を出力して前記
駆動軸トルクを制御する車両用駆動力制御装置におい
て、 前記有段式自動変速機構の変速位置を示す変速信号を出
力する変速信号出力手段と、 前記有段式自動変速機構の入力トルク,該有段式自動変
速機構の出力トルク,前記エンジンの出力軸のエンジン
回転数の変化率,前記トルクコンバータの出力軸のトル
クコンバータ出力軸回転数の変化率,前記有段式自動変
速機構の出力軸の回転数の変化率,前記車両の加速度,
前記油圧回路内の油ライン圧のうち、少なくとも一つの
値を把握する変速開始認識用パラメータ把握手段と、 前記変速信号出力手段から出力された前記変速信号が変
化したことを条件として、前記変速開始認識用パラメー
タ把握手段により把握された値の変化に応じて、前記有
段式自動変速機構の実際の機械的な変速開始時期を認識
する変速開始認識手段と、 変速中における前記駆動軸のトルクの変化量が小さくな
るような、前記有段式自動変速機構の変速中における変
速中操作量を算出し、認識された前記変速開始時期から
前記変速中操作量を前記駆動軸トルク操作手段に出力す
る変速中操作量算出手段とを備えていることを特徴とす
る車輌用駆動力制御装置。1. A torque converter connected to an output shaft of an engine, a stepped automatic transmission mechanism connected to an output shaft of the torque converter, and a hydraulic circuit for operating the stepped automatic transmission mechanism. And a drive shaft torque operating means capable of changing the drive shaft torque of the drive shaft connected to the output shaft of the stepped speed change mechanism, while controlling the automatic transmission of the vehicle. In a vehicle driving force control device for outputting and controlling the drive shaft torque, a shift signal output means for outputting a shift signal indicating a shift position of the stepped automatic transmission mechanism, and an input of the stepped automatic transmission mechanism. Torque, output torque of the stepped automatic transmission, change rate of engine speed of the output shaft of the engine, change rate of output speed of the torque converter of the output shaft of the torque converter, Output shaft rotational speed of the rate of change of the stepped automatic transmission mechanism, the vehicle acceleration,
The shift start recognition parameter grasping means for grasping at least one value of the oil line pressure in the hydraulic circuit, and the shift change start provided that the shift signal output from the shift signal output means has changed. A shift start recognition means for recognizing an actual mechanical shift start timing of the stepped automatic transmission mechanism according to a change in the value grasped by the recognition parameter grasping means, and a torque of the drive shaft during a shift. A shift operation amount during the shift of the stepped automatic transmission is calculated so that the amount of change becomes small, and the shift operation amount is output to the drive shaft torque operating means from the recognized shift start timing. A driving force control device for a vehicle, comprising: a manipulated variable calculating means during a shift.
は、前記入力トルクを把握するものであり、 前記変速開始認識用パラメータ把握手段は、 前記エンジン回転数を検出するエンジン回転数検出手段
と、 前記トルクコンバータ出力軸回転数を検出するトルクコ
ンバータ出力軸回転数検出手段と、 前記エンジン回転数検出手段で検出された前記エンジン
回転数と前記トルクコンバータ出力軸回転数検出手段で
検出された前記トルクコンバータ出力軸回転数と予め準
備されているトルクコンバータ特性とを用いて、前記有
段式自動変速機構の入力トルクを求める入力トルク演算
手段とを有していることを特徴とする請求項1記載の車
輌用駆動力制御装置。2. The shift start recognition parameter grasping means grasps the input torque, and the shift start recognition parameter grasping means includes an engine speed detecting means for detecting the engine speed, Torque converter output shaft rotation speed detecting means for detecting the output shaft rotation speed, the engine rotation speed detected by the engine rotation speed detecting means, and the torque converter detected by the torque converter output shaft rotation speed detecting means 2. An input torque calculation means for obtaining an input torque of the stepped automatic transmission mechanism by using an output shaft speed and a torque converter characteristic prepared in advance. Vehicle driving force control device.
は、前記有段式変速機構の出力トルクを把握するもので
あり、 前記変速開始認識用パラメータ把握手段は、前記有段式
自動変速機構の出力トルクを検出する出力トルク検出手
段を有していることを特徴とする請求項1記載の車輌用
駆動力制御装置。3. The shift start recognition parameter grasping means grasps the output torque of the stepped transmission mechanism, and the shift start recognition parameter grasping means outputs the output of the stepped automatic transmission mechanism. 2. The vehicle driving force control device according to claim 1, further comprising output torque detecting means for detecting torque.
の回転比,該回転比の変化率,前記有段式自動変速機構
の変速比のうち、少なくとも一つの値を把握する変速終
了認識用パラメータ把握手段と、 前記変速終了認識用パラメータ把握手段により把握され
た値の変化に応じて、前記有段式自動変速機構の実際の
機械的な変速終了時期よりも早い時期を変速終了として
認識する変速終了認識手段とを備え、 前記変速中操作量算出手段は、前記変速開始時期から少
なくとも前記変速終了時期までの間、前記変速中操作量
を前記駆動軸トルク操作手段に出力することを特徴とす
る請求項1,2、又は3記載の車輌用駆動力制御装置。4. A shift end recognition for grasping at least one of a rotation ratio between an input shaft and an output shaft of the torque converter, a rate of change of the rotation ratio, and a gear ratio of the stepped automatic transmission mechanism. According to the change in the value grasped by the parameter grasping means and the parameter grasping means for recognizing the shift end, a timing earlier than the actual mechanical gearshift end timing of the stepped automatic transmission mechanism is recognized as the shift end. A gear shift end recognizing means, wherein the gear shift operation amount calculating means outputs the gear shift operation amount to the drive shaft torque operating means from the gear shift start timing to at least the gear shift end timing. The driving force control device for a vehicle according to claim 1, 2, or 3.
は、前記トルクコンバータの回転比を把握するものであ
り、 前記変速終了認識用パラメータ把握手段は、 前記エンジン回転数を検出するエンジン回転数検出手段
と、 前記トルクコンバータ出力軸回転数を検出するトルクコ
ンバータ出力軸回転数検出手段と、 前記トルクコンバータ出力軸回転数を前記エンジン回転
数で除して、前記トルクコンバータの回転比を求める回
転比演算手段とを有していることを特徴とする請求項4
記載の車輌用駆動力制御装置。5. The shift end recognition parameter grasping means grasps a rotation ratio of the torque converter, and the shift end recognition parameter grasping means detects an engine speed. A torque converter output shaft rotation speed detecting means for detecting the torque converter output shaft rotation speed; and a rotation ratio calculation for obtaining the rotation ratio of the torque converter by dividing the torque converter output shaft rotation speed by the engine rotation speed. And means.
The vehicle driving force control device described.
は、前記トルクコンバータの回転比変化率を把握するも
のであり、 前記変速終了認識用パラメータ把握手段は、 前記エンジン回転数を検出するエンジン回転数検出手段
と、 前記トルクコンバータ出力軸回転数を検出するトルクコ
ンバータ出力軸回転数検出手段と、 前記トルクコンバータ出力軸回転数を前記エンジン回転
数で除して、前記トルクコンバータの回転比を求める回
転比演算手段と、 前記回転比演算手段で求められた前記回転比の変化率を
求める回転比変化率演算手段とを有していることを特徴
とする請求項4記載の車輌用駆動力制御装置。6. The shift end recognition parameter grasping means grasps a rotation ratio change rate of the torque converter, and the shift end recognition parameter grasping means detects an engine speed. Detection means, torque converter output shaft rotation speed detection means for detecting the torque converter output shaft rotation speed, rotation for obtaining the rotation ratio of the torque converter by dividing the torque converter output shaft rotation speed by the engine rotation speed 5. The vehicle driving force control device according to claim 4, further comprising: a ratio calculation means; and a rotation ratio change rate calculation means for calculating a change rate of the rotation ratio obtained by the rotation ratio calculation means. .
は、前記有段式自動変速機構の変速比を把握するもので
あり、 前記変速終了認識用パラメータ把握手段は、 前記トルクコンバータ出力軸回転数を検出するトルクコ
ンバータ出力軸回転数検出手段と、 前記有段式自動変速機構の出力軸の回転数を検出する変
速機構出力軸回転数検出手段と、 前記有段式自動変速機構の出力軸の回転数を前記トルク
コンバータ出力軸回転数で除して、前記有段式自動変速
機構の変速比を求める変速比演算部とを有していること
を特徴とする請求項4記載の車輌用駆動力制御装置。7. The shift end recognition parameter grasping means grasps a gear ratio of the stepped automatic transmission mechanism, and the shift end recognition parameter grasping means determines the torque converter output shaft rotational speed. A torque converter output shaft rotation speed detecting means for detecting, a transmission mechanism output shaft rotation speed detecting means for detecting the rotation speed of the output shaft of the stepped automatic transmission, and a rotation of the output shaft of the stepped automatic transmission. 5. The vehicle drive force according to claim 4, further comprising: a gear ratio calculation unit that obtains a gear ratio of the stepped automatic transmission mechanism by dividing the number by the rotational speed of the torque converter output shaft. Control device.
駆動軸トルクを設定する目標駆動軸トルク設定手段と、 前記駆動軸の実際の駆動軸トルクを把握する駆動軸トル
ク把握手段と、 変速中における前記目標駆動軸トルクと前記実際の駆動
軸トルクとの偏差を求める駆動軸トルク偏差演算手段と
を備え、 前記変速中操作量算出手段は、前記駆動軸トルク偏差演
算手段により求められた前記偏差に応じて、前記変速中
操作量を算出することを特徴とする請求項1,2,3,
4,5,6又は7記載の車輌用駆動力制御装置。8. A target drive shaft torque setting means for setting a target drive shaft torque of the drive shaft according to the vehicle condition, and a drive shaft torque grasping device for grasping an actual drive shaft torque of the drive shaft, A drive shaft torque deviation calculation means for calculating a deviation between the target drive shaft torque and the actual drive shaft torque during a shift is provided, and the operation amount calculation means during shift is calculated by the drive shaft torque deviation calculation means. The operation amount during shifting is calculated according to the deviation.
The vehicle driving force control device according to 4, 5, 6 or 7.
握する入力トルク把握手段を備え、 前記変速中操作量算出手段は、 各種変速毎の変速中における前記変速中操作量と前記変
速開始時期における前記入力トルクとの関係を示す操作
量設定関数を複数記憶しておく関数記憶手段と、 前記操作量関数記憶手段に記憶されている複数の前記操
作量設定関数のうち、変速信号が示す変速に関する操作
量設定関数に、前記入力トルク把握手段で把握された変
速開始時期の前記入力トルクを代入して、前記変速中操
作量を求める操作量演算手段とを有していることを特徴
とする請求項1,2,3,4,5,6又は7記載の車輌
用駆動力制御装置。9. An input torque grasping unit for grasping an input torque of the stepped automatic transmission mechanism, wherein the operation amount calculating unit during shift operation is the operation amount during shift operation and the shift start operation during each shift operation. Function storage means for storing a plurality of manipulated variable setting functions indicating the relationship with the input torque at a time, and the shift signal indicates one of the plurality of manipulated variable setting functions stored in the manipulated variable function memory means. And a manipulated variable calculating means for calculating the manipulated variable during shifting by substituting the input torque at the shift start timing grasped by the input torque grasping means into a manipulated variable setting function for shifting. The vehicle driving force control device according to claim 1, 2, 3, 4, 5, 6 or 7.
ク把握手段と、 前記変速信号が変化したとき又は変化してから所定時間
経過したときの前記駆動軸トルクと、前記変速開始時期
から所定時間経過したときの前記駆動軸トルクとの偏差
を求める学習補正用偏差演算手段と、 前記偏差に応じて前記操作量設定関数を補正する関数学
習補正手段とを有していることを特徴とする請求項9記
載の車輌用駆動力制御装置。10. A drive shaft torque grasping means for grasping the drive shaft torque, the drive shaft torque when the shift signal changes or when a predetermined time has elapsed after the change, and a predetermined time from the shift start timing. It has a deviation calculation means for learning correction for obtaining a deviation from the drive shaft torque when it has elapsed, and a function learning correction means for correcting the manipulated variable setting function according to the deviation. Item 10. A vehicle driving force control device according to item 9.
回路の油ライン圧を制御するライン圧力制御手段,前記
自動変速装置に接続されている前記エンジンへの流入空
気流量を調節するスロットルバルブ,該エンジンへ燃料
を供給する燃料噴射バルブ,該エンジンを適当な時期に
点火させる点火手段のうちの少なくとも一つ、又は幾つ
かの組み合わせであることを特徴とする請求項1,2,
3,4,5,6,7,8,9又は10記載の車輌用駆動
力制御装置。11. The drive shaft torque operating means, line pressure control means for controlling the oil line pressure of the hydraulic circuit, a throttle valve for adjusting the flow rate of air flowing into the engine connected to the automatic transmission, 2. A fuel injection valve for supplying fuel to the engine, at least one of ignition means for igniting the engine at an appropriate time, or a combination of some of them.
3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, or 10 vehicle driving force control device.
回路のライン圧を制御するライン圧力制御手段で、前記
変速中操作量は、該ライン圧であり、 前記変速中操作量算出手段は、 シフトアップ時において、前記ライン圧制御手段に対し
て、変速中、この間のライン圧値を出力すると共に、前
記変速終了認識時期から所定時間、変速中の前記ライン
圧値よりも低いライン圧値を出力することを特徴とする
請求項4,5,6,7,8,9又は10記載の車輌用駆
動力制御装置。12. The drive shaft torque operating means is a line pressure control means for controlling a line pressure of the hydraulic circuit, the operation amount during shifting is the line pressure, and the operation amount calculating means during shifting is At the time of shift-up, the line pressure value during the shift is output to the line pressure control means, and a line pressure value lower than the line pressure value during the shift is output for a predetermined time from the shift end recognition timing. The driving force control device for a vehicle according to claim 4, 5, 6, 7, 8, 9, or 10, which outputs the output.
ジンへの流入空気流量を調節するスロットルバルブであ
り、前記変速中操作量は、前記スロットルバルブの弁開
度であり、 前記変速中操作量算出手段は、 シフトダウン時において、前記スロットルバルブに対し
て、変速中、この間の弁開度値を出力すると共に、前記
変速終了時期から所定期間、前記変速終了時期直前の弁
開度値よりも小さい弁開度値を出力することを特徴とす
る請求項4,5,6,7,8,9又は10記載の車輌用
駆動力制御装置。13. The drive shaft torque operating means is a throttle valve that adjusts the flow rate of air flowing into the engine, and the operation amount during shifting is the valve opening of the throttle valve. The calculating means outputs the valve opening value during the shift to the throttle valve during the shift down, and outputs the valve opening value for a predetermined period from the shift end timing to the throttle opening valve immediately before the shift end timing. The vehicle driving force control device according to claim 4, 5, 6, 7, 8, 9, or 10, which outputs a small valve opening value.
クコンバータと該トルクコンバータの出力軸に接続さて
いる有段式自動変速機構と該有段式自動変速機構を動作
させる油圧回路とを有する車両の自動変速装置を制御す
ると共に、該油圧回路内の油ライン圧を制御するライン
圧制御手段に対してライン圧指令値を出力して、該有段
式自動変速機構に接続されている駆動軸の駆動軸トルク
を制御する車輌用駆動力制御装置において、 前記有段式自動変速機構の変速位置を示す変速信号を出
力する変速信号出力手段と、 前記エンジンのエンジン回転数を検出するエンジン回転
数検出手段と、 前記トルクコンバータのトルクコンバータ出力軸回転数
を検出するトルクコンバータ出力軸回転数検出手段と、 前記エンジン回転数検出手段で検出された前記エンジン
回転数と、前記トルクコンバータ出力軸回転数検出手段
で検出された前記トルクコンバータ出力軸回転数と、予
め準備されているトルクコンバータ特性とを用いて、前
記有段式自動変速機構の入力トルクを求める入力トルク
演算手段と、 前記変速信号出力手段からの変速信号が変化したことを
条件として、前記入力トルク演算手段で求められた前記
入力トルクの変化に応じて、前記有段式自動変速機構の
実際の機械的な変速開始時期を認識する変速開始認識手
段と、 前記有段式自動変速機構の実際の機械的な変速終了時期
よりも早い時期を変速終了として認識する変速終了認識
手段と、 前記変速信号が変化した時点における前記入力トルクに
応じて、変速を実行するために必要な前記油圧回路内の
油ライン圧を求める標準ライン圧算出部と、 前記車両状況に応じて、前記駆動軸の少なくとも変速中
の目標駆動軸トルクを設定する目標駆動軸トルク設定手
段と、 前記駆動軸の実際の駆動軸トルクを把握する駆動軸トル
ク把握手段と、 変速中における前記目標駆動軸トルクと前記実際の駆動
軸トルクとの偏差を求める駆動軸トルク偏差演算手段
と、 前記駆動軸トルク偏差演算手段により求められた前記偏
差に応じて、前記油圧回路内の油ライン圧の補正量を求
めるライン圧補正量算出手段と、 前記標準ライン圧算出部で求められた油ライン圧と前記
ライン圧補正量算出手段で求められた補正量とを加算
し、前記変速開始時期から前記変速終了時期までの間、
この加算した値に前記油圧回路内の油ライン圧がなるよ
う、この加算した値を前記ライン圧指令値として前記ラ
イン圧制御手段に出力するライン圧算出部とを備えてい
ることを特徴とする車輌用駆動力制御装置。14. A vehicle having a torque converter connected to an output shaft of an engine, a stepped automatic transmission mechanism connected to an output shaft of the torque converter, and a hydraulic circuit for operating the stepped automatic transmission mechanism. Of the drive shaft connected to the stepped automatic transmission mechanism by outputting a line pressure command value to a line pressure control means for controlling the oil line pressure in the hydraulic circuit while controlling the automatic transmission device of In a vehicular drive force control device for controlling the drive shaft torque, the shift signal output means for outputting a shift signal indicating a shift position of the stepped automatic transmission mechanism, and an engine speed for detecting an engine speed of the engine. Detection means, torque converter output shaft rotation speed detection means for detecting the torque converter output shaft rotation speed of the torque converter, and engine rotation speed detection means. The stepped automatic transmission mechanism using the engine speed, the torque converter output shaft speed detected by the torque converter output shaft speed detecting means, and the torque converter characteristic prepared in advance. The input torque calculating means for obtaining the input torque of the step changer, and the stepped formula in accordance with the change of the input torque obtained by the input torque calculating means on condition that the shift signal from the shift signal output means has changed. Shift start recognition means for recognizing the actual mechanical shift start timing of the automatic transmission mechanism, and shift end recognition for recognizing a timing earlier than the actual mechanical shift end timing of the stepped automatic transmission mechanism as the shift end Means and a standard for determining an oil line pressure in the hydraulic circuit necessary for executing a gear shift according to the input torque at the time when the gear shift signal changes An in-pressure calculation unit, a target drive shaft torque setting means for setting at least a target drive shaft torque of the drive shaft during shifting according to the vehicle condition, and a drive shaft for grasping an actual drive shaft torque of the drive shaft Torque grasping means, drive shaft torque deviation calculating means for obtaining a deviation between the target drive shaft torque and the actual driving shaft torque during gear shifting, and according to the deviation obtained by the drive shaft torque deviation calculating means, A line pressure correction amount calculation means for obtaining a correction amount of the oil line pressure in the hydraulic circuit; and an oil line pressure obtained by the standard line pressure calculation portion and a correction amount obtained by the line pressure correction amount calculation means. From the start timing of the shift to the end timing of the shift,
A line pressure calculation unit is provided which outputs the added value as the line pressure command value to the line pressure control means so that the added value becomes the oil line pressure in the hydraulic circuit. Vehicle driving force control device.
軸トルクの実際の値を検出する駆動軸トルク検出手段を
有していることを特徴とする請求項8又は14記載の車
輌用駆動力制御装置。15. The vehicle drive force according to claim 8, wherein the drive shaft torque grasping means includes drive shaft torque detecting means for detecting an actual value of the drive shaft torque. Control device.
と、 前記トルクコンバータ出力軸回転数を検出するトルクコ
ンバータ出力軸回転数検出手段と、 前記エンジン回転数検出手段で検出された前記エンジン
回転数と、前記トルクコンバータ出力軸回転数検出手段
で検出された前記トルクコンバータ出力軸回転数と、予
め準備されているトルクコンバータ特性とを用いて、前
記有段式自動変速機構の入力トルクを求める入力トルク
演算手段と、 前記有段式自動変速機構の変速中の変速比を推定する変
速中変速比推定手段と、 前記入力トルク演算手段で求められた前記入力トルク
に、前記変速中変速比推定手段で推定された変速中の前
記変速比を掛け合わせて、前記駆動軸トルクを推定する
駆動軸トルク推定手段とを有していることを特徴とする
請求項8又は14記載の車輌用駆動力制御装置。16. The drive shaft torque grasping means, an engine speed detecting means for detecting the engine speed, a torque converter output shaft speed detecting means for detecting the torque converter output shaft speed, and the engine speed. By using the engine speed detected by the number detecting means, the torque converter output shaft speed detected by the torque converter output shaft speed detecting means, and the torque converter characteristic prepared in advance. An input torque calculating means for obtaining an input torque of the stepped automatic transmission mechanism, a speed change gear ratio estimating means for estimating a speed change ratio of the stepped automatic transmission mechanism during a shift, and the input torque calculating means The drive torque is estimated by multiplying the input torque by the speed change ratio during the speed change estimated by the speed change speed ratio estimating means. It vehicular driving force control apparatus according to claim 8 or 14, wherein having a shaft torque estimating means.
変速比が変速後の変速比に、前記変速開始時期から急激
且つ時間経過に伴い直線的に変化するものとして、変速
中の変速比を推定することを特徴とする請求項16記載
の車輌用駆動力制御装置。17. The shift ratio during shift is determined by the shift ratio estimating means during shift, assuming that the shift ratio before shift shifts to the shift ratio after shift rapidly and linearly with the lapse of time from the shift start timing. The vehicle drive force control device according to claim 16, wherein the ratio is estimated.
数の変速位置のうちで、最も燃料消費量の少なくなる変
速位置を求め、この変速位置を前記変速信号出力手段に
出力する変速位置決定手段を備え、 前記変速信号出力手段は、前記変速位置決定手段で求め
られた変速位置を示す変速信号を出力することを特徴と
する請求項1,2,3,4,5,6,7,8,9,1
0,11,12,13,14,15,16又は17記載
の車輌用駆動力制御装置。18. A shift position for obtaining the minimum fuel consumption among a plurality of shift positions with respect to the current vehicle speed of the vehicle and outputting this shift position to the shift signal output means. The determining means is provided, and the shift signal output means outputs a shift signal indicating the shift position obtained by the shift position determining means. , 8, 9, 1
0, 11, 12, 13, 14, 15, 16 or 17 vehicle driving force control device.
る複数の変速モードを有し、 複数の前記変速モードのうち、いずれかの変速モードを
指定する変速モード指定手段を備え、 前記変速中操作量算出手段は、複数の前記変速モードご
とに異なる前記変速中操作量を算出することを特徴とす
る請求項1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,
11,12,13,14,15,16,17又は18記
載の車輌用駆動力制御装置。19. A shift mode designating means for designating one of the plurality of shift modes, the shift amount designating means having a plurality of shift modes each having a different shift execution timing for each mode. The calculating means calculates different operation amounts during the shift for each of the plurality of shift modes, 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, and.
11. The vehicle driving force control device according to 11, 12, 13, 14, 15, 16, 17 or 18.
クコンバータと、該トルクコンバータの出力軸に接続さ
れている有段式自動変速機構と、該有段式自動変速機構
を動作させる油圧回路とを有する車両の自動変速装置を
制御すると共に、前記有段式変速機構の出力軸に接続さ
れている駆動軸の駆動軸トルクを変えることができる駆
動軸トルク操作手段に対して、その操作量を出力して前
記駆動軸トルクを制御する車両用駆動力制御方法におい
て、 変速信号出力手段は、前記有段式自動変速機構の変速位
置を示す変速信号を出力し、 変速開始認識用パラメータ把握手段は、前記有段式自動
変速機構の入力トルク,該有段式自動変速機構の出力ト
ルク,前記エンジンの出力軸のエンジン回転数の変化
率,前記トルクコンバータの出力軸のトルクコンバータ
出力軸回転数の変化率,前記有段式自動変速機構の出力
軸の回転数の変化率,前記車両の加速度,前記油圧回路
内の油ライン圧のうち、少なくとも一つの値を把握し、 変速開始認識手段は、前記変速信号出力手段から出力さ
れた前記変速信号が変化したことを条件として、前記変
速開始認識用パラメータ把握手段により把握された値の
変化に応じて、前記有段式自動変速機構の実際の機械的
な変速開始時期を認識し、 変速中操作量算出手段は、変速中における前記駆動軸の
トルクの変化量が小さくなるような、前記有段式自動変
速機構の変速中における変速中操作量を算出し、認識さ
れた前記変速開始時期から前記変速中操作量を前記駆動
軸トルク操作手段に出力することを特徴とする車輌用駆
動力制御方法。20. A torque converter connected to the output shaft of the engine, a stepped automatic transmission mechanism connected to the output shaft of the torque converter, and a hydraulic circuit for operating the stepped automatic transmission mechanism. And a drive shaft torque operating means capable of changing the drive shaft torque of the drive shaft connected to the output shaft of the stepped speed change mechanism, while controlling the automatic transmission of the vehicle. In the vehicle drive force control method for outputting and controlling the drive shaft torque, the shift signal output means outputs a shift signal indicating a shift position of the stepped automatic transmission mechanism, and the shift start recognition parameter grasping means is An input torque of the stepped automatic transmission, an output torque of the stepped automatic transmission, a change rate of an engine speed of an output shaft of the engine, a torque of an output shaft of the torque converter. Of at least one of the rate of change in the rotational speed of the output shaft of the converter, the rate of change in the rotational speed of the output shaft of the stepped automatic transmission, the acceleration of the vehicle, and the oil line pressure in the hydraulic circuit. The shift start recognizing means is responsive to the change in the value grasped by the shift start recognizing parameter grasping means on condition that the shift signal output from the shift signal outputting means has changed, and Recognizing the actual mechanical shift start timing of the automatic speed change mechanism, the shift amount operation amount calculating means shifts the shift of the stepped automatic speed change mechanism such that the change amount of the torque of the drive shaft during shift is small. A method for controlling a driving force for a vehicle, comprising: calculating an operation amount during shifting in the middle and outputting the operation amount during shifting from the recognized shift start timing to the drive shaft torque operating means.
は、前記入力トルクを把握するものであり、 前記変速開始認識用パラメータ把握手段は、エンジン回
転数検出手段と、トルクコンバータ出力軸回転数検出手
段と、入力トルク演算手段とを有し、 前記エンジン回転数検出手段は、前記エンジン回転数を
検出し、 前記トルクコンバータ出力軸回転数検出手段は、前記ト
ルクコンバータ出力軸回転数を検出し、 前記入力トルク演算手段は、前記エンジン回転数検出手
段で検出された前記エンジン回転数と前記トルクコンバ
ータ出力軸回転数検出手段で検出された前記トルクコン
バータ出力軸回転数と予め準備されているトルクコンバ
ータ特性とを用いて、前記有段式自動変速機構の入力ト
ルクを求めることを特徴とする請求項20記載の車輌用
駆動力制御方法。21. The shift start recognition parameter grasping means grasps the input torque, and the shift start recognition parameter grasping means comprises an engine speed detecting means and a torque converter output shaft speed detecting means. And an input torque calculating means, the engine speed detecting means detects the engine speed, the torque converter output shaft speed detecting means detects the torque converter output shaft speed, The input torque calculating means includes the engine speed detected by the engine speed detecting means, the torque converter output shaft speed detected by the torque converter output shaft speed detecting means, and a torque converter characteristic prepared in advance. 21. The vehicle according to claim 20, wherein the input torque of the stepped automatic transmission is determined by using and. Vehicle driving force control method.
は、前記有段式変速機構の出力トルクを把握するもので
あり、 前記変速開始認識用パラメータ把握手段は、出力トルク
検出手段を有し、 該出力トルク検出手段は、前記有段式自動変速機構の出
力トルクを検出することを特徴とする請求項20記載の
車輌用駆動力制御方法。22. The shift start recognition parameter grasping means grasps an output torque of the stepped transmission mechanism, and the shift start recognition parameter grasping means has an output torque detecting means. 21. The vehicle driving force control method according to claim 20, wherein the output torque detecting means detects an output torque of the stepped automatic transmission mechanism.
前記トルクコンバータの入力軸と出力軸との回転比、該
回転比の変化率、前記有段式自動変速機構の変速比のう
ち、少なくとも一つの値を把握し、 変速終了認識手段は、前記変速終了認識用パラメータ把
握手段により把握された値の変化に応じて、前記有段式
自動変速機構の実際の機械的な変速終了時期よりも早い
時期を変速終了として認識し、 前記変速中操作量算出手段は、前記変速開始時期から少
なくとも前記変速終了時期までの間、前記変速中操作量
を前記駆動軸トルク操作手段に出力することを特徴とす
る請求項20,21、又は22記載の車輌用駆動力制御
方法。23. The parameter recognizing means for recognizing the end of shift is
At least one of the rotation ratio between the input shaft and the output shaft of the torque converter, the rate of change of the rotation ratio, and the gear ratio of the stepped automatic transmission mechanism is grasped, and the shift end recognizing means is configured to detect the shift change. According to the change in the value grasped by the end recognition parameter grasping means, a timing earlier than the actual mechanical gearshift end timing of the stepped automatic transmission mechanism is recognized as the gearshift end, and the operation amount during gearshift calculation is calculated. 23. The vehicle drive according to claim 20, 21 or 22, wherein the means outputs the operation amount during the shift to the drive shaft torque operating means from the shift start timing to at least the shift end timing. Force control method.
は、前記トルクコンバータの回転比を把握するものであ
り、 前記変速終了認識用パラメータ把握手段は、エンジン回
転数検出手段と、トルクコンバータ出力軸回転数検出手
段と、回転比演算手段とを有し、 前記エンジン回転数検出手段は、前記エンジン回転数を
検出し、 前記トルクコンバータ出力軸回転数検出手段は、前記ト
ルクコンバータ出力軸回転数を検出し、 前記回転比演算手段は、前記トルクコンバータ出力軸回
転数を前記エンジン回転数で除して、前記トルクコンバ
ータの回転比を求めることを特徴とする請求項23記載
の車輌用駆動力制御方法。24. The shift end recognition parameter grasping means grasps a rotation ratio of the torque converter, and the shift end recognition parameter grasping means comprises an engine speed detecting means and a torque converter output shaft rotation. The engine speed detecting means detects the engine speed, and the torque converter output shaft speed detecting means detects the torque converter output shaft speed. 24. The vehicle drive force control method according to claim 23, wherein the rotation ratio calculation means obtains a rotation ratio of the torque converter by dividing the torque converter output shaft rotation speed by the engine rotation speed. .
は、前記トルクコンバータの回転比変化率を把握するも
のであり、 前記変速終了認識用パラメータ把握手段は、エンジン回
転数検出手段と、トルクコンバータ出力軸回転数検出手
段と、回転比演算手段と、回転比変化率演算手段とを有
し、 前記エンジン回転数検出手段は、前記エンジン回転数を
検出し、 前記トルクコンバータ出力軸回転数検出手段は、前記ト
ルクコンバータ出力軸回転数を検出し、 前記回転比演算手段は、前記トルクコンバータ出力軸回
転数を前記エンジン回転数で除して、前記トルクコンバ
ータの回転比を求め、 前記回転比変化率演算手段は、前記回転比演算手段で求
められた前記回転比の変化率を求めることを特徴とする
請求項23記載の車輌用駆動力制御方法。25. The shift end recognition parameter grasping means grasps a rotation ratio change rate of the torque converter, and the shift end recognition parameter grasping means comprises an engine speed detecting means and a torque converter output. It has a shaft rotation speed detection means, a rotation ratio calculation means, and a rotation ratio change rate calculation means, the engine rotation speed detection means detects the engine rotation speed, and the torque converter output shaft rotation speed detection means is Detecting the torque converter output shaft rotation speed, the rotation ratio calculating means divides the torque converter output shaft rotation speed by the engine rotation speed to obtain a rotation ratio of the torque converter, and the rotation ratio change rate. 24. The driving force control method for a vehicle according to claim 23, wherein the calculation means obtains a change rate of the rotation ratio obtained by the rotation ratio calculation means. .
は、前記有段式自動変速機構の変速比を把握するもので
あり、 前記変速終了認識用パラメータ把握手段は、トルクコン
バータ出力軸回転数検出手段と、変速機構出力軸回転数
検出手段と、変速比演算部とを有し、 前記トルクコンバータ出力軸回転数検出手段は、前記ト
ルクコンバータ出力軸回転数を検出し、 前記変速機構出力軸回転数検出手段は、前記有段式自動
変速機構の出力軸の回転数を検出し、 前記変速比演算部は、前記有段式自動変速機構の出力軸
の回転数を前記トルクコンバータ出力軸回転数で除し
て、前記有段式自動変速機構の変速比を求めることを特
徴とする請求項23記載の車輌用駆動力制御方法。26. The shift end recognition parameter grasping means grasps a gear ratio of the stepped automatic transmission mechanism, and the shift end recognition parameter grasping means is a torque converter output shaft rotation speed detecting means. And a gear ratio calculation unit, the torque converter output shaft revolution speed detecting unit detects the torque converter output shaft revolution speed, and the transmission mechanism output shaft revolution speed. The detection means detects the rotation speed of the output shaft of the stepped automatic transmission mechanism, and the gear ratio calculation unit determines the rotation speed of the output shaft of the stepped automatic transmission mechanism by the torque converter output shaft rotation speed. 24. The vehicle drive force control method according to claim 23, wherein the gear ratio of the stepped automatic transmission mechanism is obtained by subtracting.
状況に応じて、前記駆動軸の目標駆動軸トルクを設定
し、 駆動軸トルク把握手段は、前記駆動軸の実際の駆動軸ト
ルクを把握し、 駆動軸トルク偏差演算手段は、変速中における前記目標
駆動軸トルクと前記実際の駆動軸トルクとの偏差を求
め、 前記変速中操作量算出手段は、前記駆動軸トルク偏差演
算手段により求められた前記偏差に応じて、前記変速中
操作量を算出することを特徴とする請求項20,21,
22,23,24,25又は26記載の車輌用駆動力制
御方法。27. A target drive shaft torque setting means sets a target drive shaft torque of the drive shaft according to the vehicle condition, and a drive shaft torque grasping means grasps an actual drive shaft torque of the drive shaft. The drive shaft torque deviation calculation means obtains a deviation between the target drive shaft torque and the actual drive shaft torque during a gear shift, and the gear shift operation amount calculation means is obtained by the drive shaft torque deviation calculation means. 22. The operation amount during shifting is calculated according to the deviation.
22. The driving force control method for a vehicle according to 23, 24, 25 or 26.
変速機構の入力トルクを把握し、 前記変速中操作量算出手段は、関数記憶手段と、操作量
演算手段とを有し、 前記関数記憶手段は、各種変速毎の変速中における前記
変速中操作量と、前記変速開始時期における前記入力ト
ルクとの関係を示す操作量設定関数を複数記憶し、 前記操作量演算手段は、前記操作量関数記憶手段に記憶
されている複数の前記操作量設定関数のうち、変速信号
が示す変速に関する操作量設定関数に、前記入力トルク
把握手段で把握された変速開始時期の前記入力トルクを
代入して、前記変速中操作量を求めることを特徴とする
請求項20,21,22,23,24,25又は26記
載の車輌用駆動力制御方法。28. The input torque grasping means grasps the input torque of the stepped automatic transmission mechanism, and the shift amount operation amount calculating means has a function storing means and an operation amount calculating means, The storage means stores a plurality of operation amount setting functions indicating a relationship between the shift operation amount during each shift and the input torque at the shift start timing, and the operation amount calculation means stores the operation amount. Of the plurality of manipulated variable setting functions stored in the function storage means, the input torque at the shift start timing grasped by the input torque grasping means is substituted into the manipulated variable set function relating to the shift indicated by the shift signal. 27. The vehicle driving force control method according to claim 20, 21, 22, 23, 24, 25 or 26, wherein the operation amount during the shift is obtained.
ルクを把握し、 学習補正用偏差演算手段は、前記変速信号が変化したと
き又は変化してから所定時間経過したときの前記駆動軸
トルクと、前記変速開始時期から所定時間経過したとき
の前記駆動軸トルクとの偏差を求め、 関数学習補正手段は、前記偏差に応じて前記操作量設定
関数を補正することを特徴とする請求項28記載の車輌
用駆動力制御方法。29. A drive shaft torque grasping means grasps the drive shaft torque, and a learning correction deviation computing means comprises the drive shaft torque when the shift signal changes or when a predetermined time has elapsed after the change. 29, and a deviation from the drive shaft torque when a predetermined time has elapsed from the shift start timing, and the function learning correction means corrects the operation amount setting function according to the deviation. The vehicle driving force control method described.
回路の油ライン圧を制御するライン圧力制御手段,前記
自動変速装置に接続されている前記エンジンへの流入空
気流量を調節するスロットルバルブ,該エンジンへ燃料
を供給する燃料噴射バルブ,該エンジンを適当な時期に
点火させる点火手段のうちの少なくとも一つ、又は幾つ
かの組み合わせであることを特徴とする請求項20,2
1,22,23,24,25,26,27,28又は2
9記載の車輌用駆動力制御方法。30. The drive shaft torque operating means is a line pressure control means for controlling an oil line pressure of the hydraulic circuit, a throttle valve for adjusting an inflow air flow rate to the engine connected to the automatic transmission, 21. A fuel injection valve for supplying fuel to the engine, at least one of ignition means for igniting the engine at an appropriate time, or a combination of some of them.
1, 22, 23, 24, 25, 26, 27, 28 or 2
9. The vehicle driving force control method according to item 9.
回路のライン圧を制御するライン圧力制御手段で、前記
変速中操作量は、該ライン圧であり、 前記変速中操作量算出手段は、 シフトアップ時において、前記ライン圧制御手段に対し
て、変速中、この間のライン圧値を出力すると共に、前
記変速終了認識時期から所定時間、変速中の前記ライン
圧値よりも低いライン圧値を出力することを特徴とする
請求項23,24,25,26,27,28又は29記
載の車輌用駆動力制御方法。31. The drive shaft torque operating means is a line pressure control means for controlling a line pressure of the hydraulic circuit, the operation amount during shift is the line pressure, and the operation amount during shift calculating means is At the time of shift-up, the line pressure value during the shift is output to the line pressure control means, and a line pressure value lower than the line pressure value during the shift is output for a predetermined time from the shift end recognition timing. 30. The driving force control method for a vehicle according to claim 23, 24, 25, 26, 27, 28 or 29, characterized by outputting.
ジンへの流入空気流量を調節するスロットルバルブであ
り、前記変速中操作量は、前記スロットルバルブの弁開
度であり、 前記変速中操作量算出手段は、 シフトダウン時において、前記スロットルバルブに対し
て、変速中、この間の弁開度値を出力すると共に、前記
変速終了時期から所定期間、前記変速終了時期直前の弁
開度値よりも小さい弁開度値を出力することを特徴とす
る請求項23,24,25,26,27,28又は29
記載の車輌用駆動力制御方法。32. The drive shaft torque operating means is a throttle valve for adjusting the flow rate of air flowing into the engine, and the operation amount during shifting is a valve opening degree of the throttle valve. The calculating means outputs the valve opening value during the shift to the throttle valve during the shift down, and outputs the valve opening value for a predetermined period from the shift end timing to the throttle opening valve immediately before the shift end timing. 30. A small valve opening value is output, 23, 24, 25, 26, 27, 28 or 29.
The vehicle driving force control method described.
クコンバータと該トルクコンバータの出力軸に接続さて
いる有段式自動変速機構と該有段式自動変速機構を動作
させる油圧回路とを有する車両の自動変速装置を制御す
ると共に、該油圧回路内の油ライン圧を制御するライン
圧制御手段に対してライン圧指令値を出力して、該有段
式自動変速機構に接続されている駆動軸の駆動軸トルク
を制御する車輌用駆動力制御方法において、 変速信号出力手段は、前記有段式自動変速機構の変速位
置を示す変速信号を出力し、 エンジン回転数検出手段は、前記エンジンのエンジン回
転数を検出し、 トルクコンバータ出力軸回転数検出手段は、前記トルク
コンバータのトルクコンバータ出力軸回転数を検出し、 入力トルク演算手段は、前記エンジン回転数検出手段で
検出された前記エンジン回転数と、前記トルクコンバー
タ出力軸回転数検出手段で検出された前記トルクコンバ
ータ出力軸回転数と、予め準備されているトルクコンバ
ータ特性とを用いて、前記有段式自動変速機構の入力ト
ルクを求め、 変速開始認識手段は、前記変速信号出力手段からの変速
信号が変化したことを条件として、前記入力トルク演算
手段で求められた前記入力トルクの変化に応じて、前記
有段式自動変速機構の実際の機械的な変速開始時期を認
識し、 変速終了認識手段は、前記有段式自動変速機構の実際の
機械的な変速終了時期よりも早い時期を変速終了として
認識し、 標準ライン圧算出部は、前記変速信号が変化した時点に
おける前記入力トルクに応じて、変速を実行するために
必要な前記油圧回路内の油ライン圧を求め、 目標駆動軸トルク設定手段は、前記車両状況に応じて、
前記駆動軸の少なくとも変速中の目標駆動軸トルクを設
定し、 駆動軸トルク把握手段は、前記駆動軸の実際の駆動軸ト
ルクを把握し、 駆動軸トルク偏差演算手段は、変速中における前記目標
駆動軸トルクと前記実際の駆動軸トルクとの偏差を求
め、 ライン圧補正量算出手段は、前記駆動軸トルク偏差演算
手段により求められた前記偏差に応じて、前記油圧回路
内の油ライン圧の補正量を求め、 ライン圧算出部は、前記標準ライン圧算出部で求められ
た油ライン圧と前記ライン圧補正量算出手段で求められ
た補正量とを加算し、前記変速開始時期から前記変速終
了時期までの間、この加算した値に前記油圧回路内の油
ライン圧がなるよう、この加算した値を前記ライン圧指
令値として前記ライン圧制御手段に出力することを特徴
とする車輌用駆動力制御方法。33. A vehicle having a torque converter connected to an output shaft of an engine, a stepped automatic transmission mechanism connected to an output shaft of the torque converter, and a hydraulic circuit for operating the stepped automatic transmission mechanism. Of the drive shaft connected to the stepped automatic transmission mechanism by outputting a line pressure command value to a line pressure control means for controlling the oil line pressure in the hydraulic circuit while controlling the automatic transmission device of In the vehicle driving force control method for controlling the drive shaft torque, the shift signal output means outputs a shift signal indicating the shift position of the stepped automatic transmission mechanism, and the engine speed detecting means is the engine speed of the engine. The rotational speed is detected, the torque converter output shaft rotational speed detection means detects the torque converter output shaft rotational speed of the torque converter, and the input torque calculation means is the engine Using the engine rotation speed detected by the rotation speed detection means, the torque converter output shaft rotation speed detected by the torque converter output shaft rotation speed detection means, and a torque converter characteristic prepared in advance, The input torque of the stepped automatic transmission is determined, and the shift start recognition means changes the input torque obtained by the input torque calculation means on condition that the shift signal from the shift signal output means has changed. Accordingly, the actual mechanical shift start timing of the stepped automatic transmission mechanism is recognized, and the shift end recognition means detects a timing earlier than the actual mechanical shift end timing of the stepped automatic transmission mechanism. Recognizing the end of the gear shift, the standard line pressure calculation unit determines whether the hydraulic pressure in the hydraulic circuit necessary for executing the gear shift depends on the input torque at the time when the gear shift signal changes. It determined the line pressure, the target drive shaft torque setting means in response to the vehicle status,
At least a target drive shaft torque of the drive shaft during gear shifting is set, a drive shaft torque grasping unit grasps an actual drive shaft torque of the drive shaft, and a drive shaft torque deviation calculating unit sets the target drive shaft torque during gear shifting. The deviation between the shaft torque and the actual drive shaft torque is obtained, and the line pressure correction amount calculation means corrects the oil line pressure in the hydraulic circuit according to the deviation obtained by the drive shaft torque deviation calculation means. The line pressure calculation unit adds the oil line pressure calculated by the standard line pressure calculation unit and the correction amount calculated by the line pressure correction amount calculation means, and the line pressure calculation unit finishes the gear shift from the gear shift start timing. The vehicle is characterized in that the added value is output to the line pressure control means as the line pressure command value so that the oil line pressure in the hydraulic circuit becomes equal to the added value until the time. Driving force control method.
ルク検出手段を有し、 該駆動軸トルク検出手段は、前記駆動軸トルクの実際の
値を検出することを特徴とする請求項27又は33記載
の車輌用駆動力制御方法。34. The drive shaft torque grasping means has a drive shaft torque detecting means, and the drive shaft torque detecting means detects an actual value of the drive shaft torque. 33. A vehicle driving force control method as described in 33.
回転数検出手段と、トルクコンバータ出力軸回転数検出
手段と、入力トルク演算手段と、変速中変速比推定手段
と、駆動軸トルク推定手段とを有し、 前記エンジン回転数検出手段は、前記エンジン回転数を
検出し、 前記トルクコンバータ出力軸回転数検出手段は、前記ト
ルクコンバータ出力軸回転数を検出し、 前記入力トルク演算手段は、前記エンジン回転数検出手
段で検出された前記エンジン回転数と、前記トルクコン
バータ出力軸回転数検出手段で検出された前記トルクコ
ンバータ出力軸回転数と、予め準備されているトルクコ
ンバータ特性とを用いて、前記有段式自動変速機構の入
力トルクを求め、 前記変速中変速比推定手段は、前記有段式自動変速機構
の変速中の変速比を推定し、 前記駆動軸トルク推定手段は、前記入力トルク演算手段
で求められた前記入力トルクに、前記変速中変速比推定
手段で推定された変速中の前記変速比を掛け合わせて、
前記駆動軸トルクを推定することを特徴とする請求項2
7又は33記載の車輌用駆動力制御方法。35. The drive shaft torque grasping means includes an engine speed detecting means, a torque converter output shaft speed detecting means, an input torque calculating means, a speed change ratio estimating means, and a drive shaft torque estimating means. And the engine speed detecting means detects the engine speed, the torque converter output shaft speed detecting means detects the torque converter output shaft speed, the input torque computing means, Using the engine speed detected by the engine speed detecting means, the torque converter output shaft speed detected by the torque converter output shaft speed detecting means, and the torque converter characteristic prepared in advance, The input torque of the stepped automatic transmission is determined, and the speed change ratio estimating means estimates the speed change ratio of the stepped automatic transmission during speed change. The drive shaft torque estimating means multiplies the input torque obtained by the input torque calculating means by the speed change ratio during the speed change estimated by the speed change speed ratio estimating means,
The drive shaft torque is estimated.
The driving force control method for a vehicle as described in 7 or 33.
変速比が変速後の変速比に、前記変速開始時期から急激
且つ時間経過に伴い直線的に変化するものとして、変速
中の変速比を推定することを特徴とする請求項35記載
の車輌用駆動力制御方法。36. The shift ratio during shifting is determined by the shift ratio estimating means during shifting assuming that the shift ratio before shifting shifts to the shift ratio after shifting rapidly and linearly with the passage of time from the shift start timing. 36. The vehicle driving force control method according to claim 35, wherein the ratio is estimated.
車輌速度に対して、複数の変速位置のうちで、最も燃料
消費量の少なくなる変速位置を求め、この変速位置を前
記変速信号出力手段に出力し、 前記変速信号出力手段は、前記変速位置決定手段で求め
られた変速位置を示す変速信号を出力することを特徴と
する請求項20,21,22,23,24,25,2
6,27,28,29,30,31,32,33,3
4,35、又は36記載の車輌用駆動力制御方法。37. The shift position determining means obtains a shift position with the smallest fuel consumption among a plurality of shift positions with respect to the current vehicle speed of the vehicle, and outputs the shift position with the shift signal. The shift signal output means outputs the shift signal indicating the shift position obtained by the shift position determining means.
6,27,28,29,30,31,32,33,3
The vehicle driving force control method according to 4, 35 or 36.
行時期がそれぞれ異なり、 変速モード指定手段は、複数の前記変速モードのうち、
いずれかの変速モードを指定し、 前記変速中操作量算出手段は、複数の前記変速モードご
とに異なる前記変速中操作量を算出することを特徴とす
る請求項20,21,22,23,24,25,26,
27,28,29,30,31,32,33,34,3
5,36、又は37記載の車輌用駆動力制御方法。38. The plurality of shift modes have different shift execution timings for each mode, and the shift mode designating means selects one of the plurality of shift modes.
25. One of the shift modes is designated, and the operation amount during shift calculating unit calculates the different operation amount during shift for each of the plurality of shift modes. , 25, 26,
27, 28, 29, 30, 31, 32, 33, 34, 3
The vehicle driving force control method as described in 5, 36, or 37.
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