JP4097439B2

JP4097439B2 - Control device for automatic transmission

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Publication number: JP4097439B2
Application number: JP2002057824A
Authority: JP
Inventors: 隆明戸倉; 克己河野; 則己浅原; 良一日比野; 博幸西澤; 正敬大澤
Original assignee: Toyota Motor Corp; Toyota Central R&D Labs Inc
Current assignee: Toyota Motor Corp; Toyota Central R&D Labs Inc
Priority date: 2002-03-04
Filing date: 2002-03-04
Publication date: 2008-06-11
Anticipated expiration: 2022-03-04
Also published as: JP2003254427A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動変速機の制御装置に関し、特に変速動作時のイナーシャ相におけるエンジントルク制御に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より自動車等の変速機として、自動変速機が広く利用されている。この自動変速機では、エンジン等の原動機の駆動軸を入力としてトルクコンバータの入力軸のタービンを回転させ、入力軸に連結された遊星歯車装置により所定の変速比に変速して出力軸に伝達する。そして、この遊星歯車装置の運動を規定するために入力軸と出力軸の間には、複数のクラッチまたはブレーキの摩擦係合装置が設けられており、これらの摩擦係合装置のうち、どの摩擦係合装置を係合するかで変速比を切り換えている。通常は、入力軸回転速度及びスロットル開度に応じて、係合させる摩擦係合装置を切り換え、変速比を切り換えている。
【０００３】
自動変速機における変速制御は、原則として、変速開始時制御、トルク相制御、イナーシャ相制御、変速終了時制御という順に進行する。ここで、イナーシャ相とは、入力軸回転速度が出力軸回転速度及び目標変速比によって定まる回転速度に向かって引き込まれる区間である。イナーシャ相においては、摩擦係合装置を係合させることで入力軸回転速度の引き込みを行うが、このときに摩擦係合装置を急激に係合させると出力軸トルクが急激に変化して変速ショックが発生してしまう。また、摩擦係合装置を緩やかに係合させると変速に要する時間が長くなるので、ドライバーにとって好ましくなく、さらに摩擦係合装置の耐久性も低下する。
【０００４】
そこで、変速ショックと変速時間の性能を両立させるために、イナーシャ相においては、摩擦係合装置の係合制御だけでなく、エンジントルクの制御も同時に行われている。エンジントルクを変化させることで出力軸トルクをあまり変化させずに入力軸回転速度を変化させ、入力軸回転速度の引き込みに要する時間を短縮し、変速時間の短縮を図っている。このとき、摩擦係合装置の伝達トルク及びエンジントルクを適正に制御するために、例えば入力軸回転速度及び入力軸トルクに基づいて伝達トルク制御指令値及びエンジントルク制御指令値を算出するための制御マップをあらかじめ電子制御装置内に記憶させておく。そして、検出された入力軸回転速度と入力軸トルク及びこの制御マップに基づいて摩擦係合装置の伝達トルク及びエンジントルクを制御している。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この従来のイナーシャ相制御においては、伝達トルク制御指令値を算出するための制御マップ及びエンジントルク制御指令値を算出するための制御マップをあらかじめ作成しておく必要がある。そして、これらの制御マップ作成の際には、伝達トルク制御指令値の適正値及びエンジントルク制御指令値の適正値を、各制御指令値の調整を繰り返しながら実験的に探し出す必要がある。そしてこれらの適正値は、各パラメータ（上記の例では入力軸回転速度及び入力軸トルク）の値に応じて変化するので、この適正値を実験的に探し出す作業は各パラメータの変化に応じて繰り返す必要がある。したがって、伝達トルク制御指令値及びエンジントルク制御指令値を算出するための制御マップの作成に多大な時間を要するという課題があった。
【０００６】
本発明は上記課題に鑑みてなされたものであり、イナーシャ相においてエンジントルク制御を行うときに、制御指令値を算出するための制御マップの作成時間を短縮することのできる自動変速機の制御装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
このような目的を達成するために、第１の本発明に係る自動変速機の制御装置は、原動機の駆動トルクが伝達される入力軸と、負荷に駆動トルクを伝達する出力軸と、入力軸と出力軸との間に設けられた複数の摩擦係合装置と、を有し、この複数の摩擦係合装置の中から係合させる摩擦係合装置を切り換えることで変速比を切り換える自動変速機を制御する装置であって、係合状態にある摩擦係合装置を開放しながら開放状態にある摩擦係合装置を係合させることで変速比を切り換える場合に、入力軸回転速度が出力軸回転速度及び目標変速比で定まる回転速度に向かって引き込まれる区間であるイナーシャ相において、変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の伝達トルク及び原動機の駆動トルクを制御するイナーシャ相制御手段を有し、前記イナーシャ相制御手段は、イナーシャ相時間目標値を設定するイナーシャ相時間設定手段と、変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の伝達トルクを設定された伝達トルク目標値通りに制御するための伝達トルク指令値を出力する伝達トルク指令値設定手段と、変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の伝達トルクを推定する伝達トルク推定手段と、前記イナーシャ相時間目標値及び前記伝達トルク推定手段の推定値を用いた物理式により駆動トルク目標値を演算し、原動機の駆動トルクを該駆動トルク目標値通りに制御するための駆動トルク指令値を出力する駆動トルク指令値演算手段と、を有することを特徴とする。
【０００８】
このように、イナーシャ相時間目標値及び伝達トルク推定手段の推定値を用いた物理式により駆動トルク目標値を演算するので、駆動トルク指令値を求めるために制御マップを用いる必要がなくなり、駆動トルク指令値の適正値を実験的に探し出す作業を省略することができる。したがって、イナーシャ相制御において、変速ショックと変速時間の相反する性能を両立させながら、かつ制御マップの作成時間を大幅に短縮することができる。
【０００９】
第２の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第１の本発明に記載の装置であって、前記駆動トルク指令値演算手段は、前記イナーシャ相時間目標値に基づいて入力軸回転速度目標値を演算し、該入力軸回転速度目標値及び前記伝達トルク推定手段の推定値を用いた物理式により前記駆動トルク目標値を演算することを特徴とする。
【００１０】
第３の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第１の本発明に記載の装置であって、前記駆動トルク指令値演算手段は、前記イナーシャ相時間目標値に基づいて入力軸回転速度時間変化目標値を演算し、該入力軸回転速度時間変化目標値及び前記伝達トルク推定手段の推定値を用いた物理式により前記駆動トルク目標値を演算することを特徴とする。
【００１１】
第４の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第１〜３の本発明のいずれか１に記載の装置であって、前記伝達トルク推定手段は、前記伝達トルク目標値により変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の伝達トルクを推定することを特徴とする。
【００１２】
第５の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第１〜３の本発明のいずれか１に記載の装置であって、入力軸トルクを検出する入力軸トルク検出手段と、入力軸回転速度を検出する入力軸回転速度検出手段と、を有し、前記伝達トルク推定手段は、入力軸トルク及び入力軸回転速度を用いた物理式により変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の伝達トルクを推定することを特徴とする。
【００１３】
このように、入力軸トルク及び入力軸回転速度を用いた物理式により変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の伝達トルクを推定するので、摩擦係数の変化等の外乱が原因で変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の伝達トルクが目標値通りに制御できていない場合でも、伝達トルクの推定値を用いた物理式により駆動トルク目標値を演算することで、正確なイナーシャ相制御を実現できる。
【００１４】
第６の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第２の本発明に記載の装置であって、入力軸回転速度を検出する入力軸回転速度検出手段を有し、前記イナーシャ相制御手段は、入力軸回転速度目標値と入力軸回転速度との偏差に基づいて前記駆動トルク指令値を補償するフィードバック補償手段をさらに有することを特徴とする。
【００１５】
このように、入力軸回転速度目標値と入力軸回転速度との偏差に基づいて駆動トルク指令値をフィードバック補償するので、変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の摩擦係数の変化等の外乱が発生した場合でも、入力軸回転速度の目標値への追従性を向上させることができ、より正確なイナーシャ相制御を実現できる。
【００１６】
第７の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第３の本発明に記載の装置であって、入力軸回転速度を検出する入力軸回転速度検出手段を有し、前記イナーシャ相制御手段は、入力軸回転速度時間変化目標値と入力軸回転速度時間変化との偏差に基づいて前記駆動トルク指令値を補償するフィードバック補償手段をさらに有することを特徴とする。
【００１７】
第８の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第１〜７の本発明のいずれか１に記載の装置であって、前記イナーシャ相制御手段は、前記駆動トルク指令値と原動機の駆動トルクとの間の動特性モデルに基づいて前記駆動トルク指令値を補償する動特性補償手段をさらに有することを特徴とする。
【００１８】
このように、駆動トルク指令値と原動機の駆動トルクとの間の動特性モデルに基づいて駆動トルク指令値を補償するので、駆動トルク指令値の入力に対する原動機の駆動トルクの応答遅れを補償することができる。したがって、さらに正確なイナーシャ相制御を実現できる。
【００１９】
第９の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第１〜８の本発明のいずれか１に記載の装置であって、摩擦係合装置の伝達トルクを油圧によって制御する油圧制御装置を有し、前記伝達トルク指令値設定手段は、前記伝達トルク指令値によって油圧制御装置から供給される油圧を制御することで、変速比の切り換え前に開放され変速比の切り換え後に係合される摩擦係合装置の伝達トルクを制御することを特徴とする。
【００２０】
第１０の本発明に係る自動変速機の制御装置は、第１〜９の本発明のいずれか１に記載の装置であって、前記原動機はエンジンであり、前記駆動トルク指令値演算手段は、前記駆動トルク指令値によってエンジンの点火時期を制御することで、エンジンの駆動トルクを制御することを特徴とする。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態（以下実施形態という）を、図面に従って説明する。
【００２２】
（１）第１実施形態
図１は、本発明の第１実施形態に係る自動変速機の制御装置を含む車両用動力伝達装置の構成を示す図であり、原動機としてのエンジン１０の出力軸１６に連結されるトルクコンバータ１２、自動変速機１４、変速機１４の変速段を制御する油圧制御装置１８、油圧制御装置１８の油圧を制御する電子制御装置２０を備えている。エンジン１０から出力される駆動トルクは、トルクコンバータ１２、自動変速機１４及び図示しない差動歯車装置を経て図示しない駆動輪へ伝達される。
【００２３】
トルクコンバータ１２は、エンジン１０の出力軸１６に連結されたポンプ翼車２８と、自動変速機１４の入力軸３０に連結され流体を介してポンプ翼車２８から駆動トルクが伝達されるタービン翼車３２と、ワンウェイクラッチ３４を介して位置固定のハウジング３６に固定された固定翼車３８と、ポンプ翼車２８とタービン翼車３２とを図示しないダンパを介して締結するロックアップクラッチ４０を備えている。
【００２４】
自動変速機１４は、前進４速及び後進１速のギヤ段が達成される多段変速機であり、入力軸３０と、第１遊星歯車装置５２と、第２遊星歯車装置５４と、図示しない差動歯車装置に駆動トルクを伝達する出力軸５０とを備えている。第１遊星歯車装置５２は、サンギヤ５８とキャリヤ５６に取り付けられたプラネタリギヤ６０とリングギヤ４６とで構成されている。第２遊星歯車装置５４は、サンギヤ６２とキャリヤ６４に取り付けられたプラネタリギヤ６６とリングギヤ４８とで構成されている。
【００２５】
リングギヤ４６とキャリヤ６４とが連結されており、キャリヤ５６とリングギヤ４８とが連結されており、さらにキャリヤ５６は出力軸５０とも連結されている。入力軸３０とサンギヤ５８とはクラッチＣ１によって連結可能であり、入力軸３０とキャリヤ６４とはクラッチＣ２によって連結可能であり、入力軸３０とサンギヤ６２とはクラッチＣ３によって連結可能である。サンギヤ６２はブレーキＢ１によってハウジング３６に固定可能であり、さらにワンウェイクラッチＦ１及びブレーキＢ２によってもハウジング３６に固定可能である。リングギヤ４６及びキャリヤ６４はブレーキＢ３によってハウジング３６に固定可能であり、さらにワンウェイクラッチＦ２によって１回転方向のみハウジング３６に固定される。
【００２６】
摩擦係合装置としてのクラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３及びブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３は、油圧制御装置１８によって係合／開放の係合状態がそれぞれ制御される。そして、摩擦係合装置としてのワンウェイクラッチＦ１、Ｆ２は回転方向によって係合／開放の係合状態が規定される。これによって、図２に示すような変速比（＝入力軸３０回転速度／出力軸５０回転速度）の異なる前進４段及び後進１速のギヤ段が達成される。図２において、１ｓｔ、２ｎｄ、３ｒｄ、４ｔｈはそれぞれ前進側の第１速ギヤ段、第２速ギヤ段、第３速ギヤ段、第４速ギヤ段を示しており、変速比は第１速ギヤ段から第４速ギヤ段に向かうにしたがって順次小さくなる。また図２において、Ｒｅｖ、Ｄ、Ｓ、Ｌはシフトレバー８４の手動操作により択一的に選択されるレンジを示している。図２において、○印は係合状態を示し、×印は開放状態を示している。例えばＤレンジにおける第３速ギヤ段から第４速ギヤ段へとシフトアップする変速動作は、係合状態にあるクラッチＣ１の開放動作と開放状態にあるブレーキＢ１の係合動作とが同時に実行されることで行われる。
【００２７】
油圧制御装置１８は、自動変速機１４のギヤ段の制御に使用される２つの電磁開閉弁ＳＶ１、ＳＶ２、後述のスロットル開度センサ７６で検出されたスロットル開度ＴＡに応じたライン油圧Ｐｌを発生させるためのリニアソレノイド弁ＳＬＴ、ロックアップクラッチ４０の係合状態を制御するための油圧を発生するリニアソレノイド弁ＳＬＵ及び油圧制御装置１８中の作動油の油温Ｔ_OILを検出する油温センサ８８等を備えている。
【００２８】
電子制御装置２０には、スロットル開度ＴＡを検出するスロットル開度センサ７６、エンジン１０回転速度Ｎｅを検出するエンジン回転速度センサ７８、入力軸３０回転速度Ｎｔを検出する入力軸回転速度センサ８０、出力軸５０回転速度Ｎｃを検出する出力軸回転速度センサ８２、シフトレバー８４の操作位置すなわちＰ、Ｒ、Ｎ、Ｄ、２、Ｌレンジのいずれかを検出する操作位置センサ８６、油圧制御装置１８中の作動油の油温Ｔ_OILを検出する油温センサ８８等からの信号が入力される。電子制御装置２０は、上記入力信号を処理し、その処理結果に基づいて、例えば電磁開閉弁ＳＶ１、ＳＶ２、リニアソレノイド弁ＳＬＴ、ＳＬＵの制御等を実行する。さらに電子制御装置２０は、イナーシャ相において、係合させるクラッチまたはブレーキの伝達トルクの制御及びエンジントルクの制御を行うための後述する構成のイナーシャ相制御手段１１６を備えている。
【００２９】
次に油圧制御装置１８の構成について図３を用いて説明する。元圧発生装置９０は図示しないリニアソレノイド弁ＳＬＴを備えており、エンジン１０によって回転駆動される油圧ポンプ９２から供給される作動油の圧力をエンジン負荷に応じた値に調圧したライン油圧Ｐｌを、各摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３の元圧としてシフト弁装置９４等へ出力する。マニュアル弁９６は、シフトレバー８４に対して機械的に連結されたもので、シフトレバー８４の走行レンジに応じてライン油圧Ｐｌを切り換えることにより、選択された走行レンジに対応した油圧をシフト弁装置９４へ出力する。また、電磁開閉弁ＳＶ１、ＳＶ２は、ギヤ段を選択するために電子制御装置２０からの指令によって作動し、信号圧をシフト弁装置９４へ出力する。
【００３０】
シフト弁装置９４は、マニュアル弁９６からの走行レンジに対応した油圧と電磁開閉弁ＳＶ１、ＳＶ２からの油圧信号とに基づいて変速時に切り換え作動させられる図示しない１−２シフト弁、２−３シフト弁、３−４シフト弁等を備えており、図２に示すギヤ段が達成されるように、各摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３へ係合油圧を選択的に供給する。摩擦係合装置Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３への油路には、それらの供給油圧すなわち締結力の上昇を緩和するためのアキュムレータＡＣ１、ＡＣ２、ＡＣ３、ＡＢ１、ＡＢ２、ＡＢ３がそれぞれ接続されている。アキュムレータＡＣ１、ＡＣ２、ＡＣ３、ＡＢ１、ＡＢ２、ＡＢ３のそれぞれには、電子制御装置２０からの指令によって制御されるライン油圧Ｐｌがアキュムレータの背圧としてそれぞれ供給されており、このライン油圧Ｐｌを調節することで後述するイナーシャ相における各摩擦係合装置の供給油圧の制御が行われる。
【００３１】
次に、イナーシャ相において係合させるクラッチまたはブレーキの伝達トルクの制御及びエンジントルクの制御を行うためのイナーシャ相制御手段１１６の構成について図４のブロック図を用いて説明する。そして以下の説明では、変速制御の一例としてクラッチＣ１を開放しながらブレーキＢ１を係合させることで第３速ギヤ段から第４速ギヤ段にシフトアップする場合について説明を行う。ただし、本実施形態におけるイナーシャ相制御手段１１６が適用可能な変速動作はこれに限定されるものではなく、伝達トルクを制御しながらクラッチまたはブレーキを係合させる変速動作であるならば本実施形態におけるイナーシャ相制御手段１１６が適用可能である。
【００３２】
変速経過時間カウントブロック１００は、カウンタを有し、イナーシャ相に移行してからの経過時間ｔｉを演算して出力する。ここで、イナーシャ相の開始時刻については、例えば（変速動作前の変速比×出力軸５０回転速度Ｎｃ）と入力軸３０回転速度Ｎｔとの差が所定値以上となった時刻とする。変速動作が終了したらカウンタはリセットされる。
【００３３】
イナーシャ相時間設定手段としてのイナーシャ相時間目標値設定ブロック１２２は、入力軸３０回転速度の引き込みが開始してから出力軸５０回転速度及び目標変速比で定まる回転速度まで引き込まれるのに要する時間であるイナーシャ相時間目標値ｔｉｒを設定して出力する。ここで、イナーシャ相時間目標値ｔｉｒは、クラッチまたはブレーキの耐久性を考慮して設定され、例えば変速動作開始時の入力軸３０トルクＴｔに応じて設定される。あるいは、イナーシャ相における入力軸３０トルクＴｔを所定時間おきに検出してイナーシャ相時間目標値ｔｉｒを所定時間おきに設定し直してもよい。入力軸３０トルクＴｔについては、トルクセンサを用いない場合は、例えば（１）式を用いてその推定値Ｔｔ１を演算することができる。
【００３４】
【数１】
Ｔｔ１＝ｔ（ｅ）×Ｃ（ｅ）×Ｎｅ² （１）
ここで、ｔ（ｅ）はトルクコンバータ１２のトルク比、Ｃ（ｅ）はトルクコンバータ１２の容量係数であり、ともに速度比ｅ（＝Ｎｔ／Ｎｅ）によって定まる値である。したがって、エンジン１０回転速度Ｎｅ、自動変速機１４の入力軸３０回転速度Ｎｔを示す信号を入力することで、入力軸３０トルク推定値Ｔｔ１を演算することができる。
【００３５】
入力軸回転速度目標値演算ブロック１０２においては、イナーシャ相経過時間ｔｉ、イナーシャ相時間目標値ｔｉｒ、エンジン１０回転速度Ｎｅ、自動変速機１４の入力軸３０回転速度Ｎｔ及び出力軸５０回転速度Ｎｃ等を示す信号が入力され、入力軸３０回転速度目標値Ｎｒを演算し出力する。ここで、入力軸３０回転速度目標値Ｎｒの時間変化は（２）式で表され、入力軸３０回転速度目標値Ｎｒは（２）式に示す時間変化分だけ目標値の更新を行うことで求められる。
【００３６】
【数２】
ｄＮｒ／ｄｔ＝（（１／（１＋ρｒ）−１）×
（ｄＮｃ／ｄｔ×ｔｉ＋Ｎｃ）＋ｄＮｃ／ｄｔ×ｔｉｒ）／ｔｉｒ（２）
ここで、ρｒは変速前後のギア比によって定まる定数である。また（２）式では、イナーシャ相における出力軸５０回転速度Ｎｃが一定であると近似してｄＮｃ／ｄｔ＝０としてもよい。
【００３７】
伝達トルク指令値設定手段としてのクラッチ伝達トルク制御量設定ブロック１０４においては、ブレーキＢ１の伝達トルク目標値Ｔｂｒを設定し、この目標値Ｔｂｒ通りにブレーキＢ１の伝達トルクを制御するための伝達トルク指令値としてのクラッチ伝達トルク制御量を出力する。ここで、ブレーキＢ１の伝達トルク目標値Ｔｂｒは、変速ショックを考慮して設定され、例えば入力軸３０トルクＴｔに基づいて適正な伝達トルク目標値Ｔｂｒを設定するための制御マップをあらかじめ記憶しておき、入力軸３０トルクＴｔとこの制御マップにより設定される。あるいは、変速動作開始時の入力軸３０トルクＴｔに応じて伝達トルク目標値Ｔｂｒの時系列変化を設定してもよい。入力軸３０トルクＴｔについては、トルクセンサを用いない場合は、例えばエンジン１０回転速度Ｎｅ、自動変速機１４の入力軸３０回転速度Ｎｔを示す信号を入力し、（１）式を用いてその推定値Ｔｔ１を演算することができる。
【００３８】
また、ブレーキＢ１の伝達トルクを制御するためには、ブレーキＢ１に供給する油圧を制御する。ここで、摩擦係合装置の伝達トルクＴと摩擦係合装置に供給されている油圧Ｐとの間には（３）式の関係がある。
【００３９】
【数３】
Ｔ＝（Ｓ×Ｐ−Ｆ）×μ×ｒ×ｚ（３）
ただし、Ｓはピストン受圧面積、Ｆはリターンスプリングセット荷重、μは摩擦係数、ｒはフェーシング有効半径、ｚはフェーシング動作面数である。ここで摩擦係数μについては、滑り速度（入力軸３０回転速度Ｎｔ、出力軸５０回転速度Ｎｃ及び第１遊星歯車装置５２と第２遊星歯車装置５４を構成する各歯車の歯数から算出）を考慮した特性を用いてもよい。
【００４０】
図３に示す油圧制御装置１８では、ブレーキＢ１に供給する油圧を制御するためには、アキュムレータＡＢ１の背圧として供給されるライン油圧Ｐｌを制御する。したがって、クラッチ伝達トルク制御量設定ブロック１０４から出力されるクラッチ伝達トルク制御量はライン油圧Ｐｌを制御するための指令値となる。
【００４１】
エンジントルク制御量演算ブロック１０６においては、ブレーキＢ１の伝達トルク目標値Ｔｂｒ、エンジン１０回転速度Ｎｅ、自動変速機１４の入力軸３０回転速度Ｎｔ及び入力軸３０回転速度目標値Ｎｒ及び等を示す信号が入力される。そして、駆動トルク目標値としてのエンジントルク目標値Ｔｅｒを演算し、エンジントルクを目標値Ｔｅｒ通りに制御するための駆動トルク指令値としてのエンジントルク制御量予測値を出力する。ここで、入力軸回転速度目標値演算ブロック１０２及びエンジントルク制御量演算ブロック１０６によって駆動トルク指令値算出手段を構成している。エンジントルクを制御するためには、例えば点火時期調整、可変バルブタイミング機構によるバルブタイミング調整、電制スロットルによるスロットル開度調整及び燃料噴射量調整等の制御を行う。したがって、エンジントルク制御量予測値はこれらの制御を行うための指令値となる。ここで、エンジントルク目標値Ｔｅｒは（４）式に示す物理式で表される。
【００４２】
【数４】
Ｔｅｒ＝（ｄＮｒ／ｄｔ−ａ１×Ｔｂｒ−ａ２×Ｔｗ）／
（ａ３×ｔ（ｅ））＋Ｉｅ×ｄＮｅ／ｄｔ（４）
ただし、Ｉｅはエンジン１０のイナーシャである。ａ１、ａ２、ａ３は、自動変速機１４を構成する各回転軸のイナーシャ、第１遊星歯車装置５２及び第２遊星歯車装置５４を構成する各歯車の歯数等から定まる定数である。Ｔｗは走行抵抗（実験的に算出）であり、（４）式は走行抵抗Ｔｗを考慮した式になっているが、走行抵抗Ｔｗを考慮にいれなくてもよい。ｄＮｒ／ｄｔは入力軸３０回転速度目標値Ｎｒの変化量となる。ここでは、ブレーキＢ１の伝達トルクを伝達トルク目標値Ｔｂｒにより推定している。
【００４３】
フィードバック補償手段としてのエンジントルク制御量補正値演算ブロック１０８においては、エンジン１０回転速度Ｎｅ、自動変速機１４の入力軸３０回転速度Ｎｔ及び入力軸３０回転速度の目標値Ｎｒ、油圧制御装置１８中の作動油の油温Ｔ_OIL等を表す信号が入力される。ここでは、自動変速機１４の入力軸３０回転速度目標値Ｎｒと入力軸３０回転速度Ｎｔとの偏差を演算し、その偏差量に基づいてエンジントルク制御量予測値を補正するためのエンジントルク制御量補正値を演算して出力する。ここでエンジントルク制御量補正値は、例えばＮｒとＮｔの偏差に比例ゲインを乗じることで得られ、またこれにＮｒとＮｔの偏差の積算値に積分ゲインを乗じた項、ＮｒとＮｔの偏差の差分値に微分ゲインを乗じた項を加えてもよい。ここで、比例ゲイン、積分ゲイン及び微分ゲインについては実験的に設定される。
【００４４】
制御量予測ブロック補正ブロック１１４においては、エンジントルク制御量補正値が入力される。そして、エンジントルク制御量補正値に基づいて制御量予測ブロック補正値を演算してエンジントルク制御量演算ブロック１０６へ出力する。エンジントルク制御量演算ブロック１０６では、エンジントルク制御量補正値が最小になるように制御量予測ブロック補正値によって、例えばトルクコンバータ１２の速度比ｅ−トルク比ｔ（ｅ）特性を学習補正したり、係数Ｉｅ、ａ１、ａ２、ａ３の値を学習補正する。
【００４５】
クラッチ伝達トルク制御量は油圧制御装置１８に入力される。油圧制御装置１８ではこのクラッチ伝達トルク制御量に基づいてブレーキＢ１の伝達トルクすなわちライン油圧Ｐｌが制御される。また、エンジントルク制御量予測値とエンジントルク制御量補正値とが加算器１１２で加算されてからエンジン１０に入力される。エンジン１０ではこの加算されたエンジントルク制御量に基づいてエンジントルクが制御される。
【００４６】
次に本実施形態における動作の一例を図５を用いて説明する。ここでもクラッチＣ１を開放しながらブレーキＢ１を係合させることで第３速ギヤ段から第４速ギヤ段にシフトアップする場合について説明する。図５は変速動作時の入力軸３０回転速度Ｎｔ、出力軸５０回転速度Ｎｃ、ブレーキＢ１の供給油圧、クラッチＣ１の供給油圧、エンジントルクＴｅ及び出力軸５０トルクＴｃの時間変化を示すタイムチャートである。ただし、出力軸５０の回転速度Ｎｃはここでは一定であるとみなしている。さらに図５では出力軸５０の回転速度Ｎｃは説明の便宜上、第４速ギヤ段の変速比で補正した値を用いており、第４速ギヤ段に変速終了後は入力軸３０の回転速度Ｎｔと出力軸５０の回転速度Ｎｃが一致するように図示している。
【００４７】
変速動作指令が出されると（図５の時刻ｔ０）、シフト弁装置９４から各摩擦係合装置への油路を切り換えてクラッチＣ１に供給していた油圧を低下させ、ブレーキＢ１に供給する油圧を増加させる。このようにクラッチＣ１への供給油圧を減少させかつブレーキＢ１への供給油圧を増加させていくと、やがて入力軸３０が第４速ギヤ段方向へと引き込まれる。その時点（図５の時刻ｔ１）で、クラッチＣ１への供給油圧を最低油圧になるように制御し、本実施形態におけるイナーシャ相制御を開始する。このイナーシャ相制御においては、ブレーキＢ１への供給油圧の制御とエンジントルクの制御が行われる。ここで、ブレーキＢ１への供給油圧の制御については、変速ショックレベルが所定レベル以下になるように、ブレーキＢ１への供給油圧の増加が抑えられる。ブレーキＢ１への供給油圧の増加を抑えるためにはライン油圧Ｐｌを減少させる。エンジントルクの制御については、入力軸３０回転速度Ｎｔがイナーシャ相時間目標値ｔｉｒに基づいて演算された入力軸３０回転速度目標値Ｎｒに一致するように、エンジントルクを変速動作開始時の値より減少させる。このようにして入力軸３０回転速度Ｎｔが出力軸５０回転速度Ｎｃに第４速ギヤ段の変速比を乗じた値に向かって引き込まれていく。そして、入力軸３０回転速度Ｎｔが出力軸５０回転速度Ｎｃに第４速ギヤ段の変速比を乗じた値に一致すれば（図５の時刻ｔ２）、入力軸３０回転速度Ｎｔの引き込みが終了し、ブレーキＢ１への供給油圧を所定値まで増加させて変速動作を終了する（図５の時刻ｔ３）。ここで、時刻ｔ１から時刻ｔ２までの時間がイナーシャ相時間となる。
【００４８】
本実施形態においては、まずイナーシャ相時間目標値ｔｉｒを設定し、イナーシャ相時間目標値ｔｉｒに基づいて入力軸３０回転速度目標値Ｎｒを演算する。また、係合させるブレーキＢ１の伝達トルク目標値Ｔｂｒを設定し、この目標値Ｔｂｒ通りに制御するためのクラッチ伝達トルク制御量を油圧制御装置１８へ出力する。ここで、変速ショックの性能については、ブレーキＢ１の伝達トルクが支配的であるため、変速ショックレベルが所定レベル以下になるようにブレーキＢ１の伝達トルク目標値Ｔｂｒを設定して制御することで変速ショックの性能を満足させることができる。そして、入力軸３０回転速度目標値Ｎｒと伝達トルク目標値Ｔｂｒを用いた（４）式に示す物理式によってエンジントルク目標値Ｔｅｒを演算し、この目標値Ｔｅｒ通りに制御するためのエンジントルク制御量予測値をエンジン１０へ出力している。したがって、エンジントルク制御量予測値を求めるために制御マップを用いる必要がなくなり、エンジントルク制御量予測値の適正値を実験的に探し出す作業を省略することができる。（４）式において、イナーシャ相時間目標値ｔｉｒを所定時間以下になるように設定することで、変速時間の性能を満足させることのできるエンジントルク目標値Ｔｅｒを演算することができる。エンジントルクの制御は変速ショックの性能にほとんど影響を与えないので、エンジントルクを目標値Ｔｅｒ通りになるように制御することで、変速ショックと変速時間の相反する性能を両立させることができる。したがって、イナーシャ相制御において、変速ショックと変速時間の相反する性能を両立させながら、かつ制御マップの作成時間を大幅に短縮することができる。
【００４９】
また、入力軸回転速度センサ８０は従来から設けられているので、制御の目標値として入力軸３０回転速度目標値Ｎｒを与えることで、フィードバック制御が容易となる。そして、エンジントルクによる入力軸３０回転速度Ｎｔの制御は、ブレーキＢ１への供給油圧による入力軸３０回転速度Ｎｔの制御より応答性が優れているので、エンジントルク制御量予測値をエンジントルク制御量補正値によってフィードバック補償することで、ブレーキＢ１の摩擦係数の変化等の外乱が発生した場合でも、入力軸３０回転速度Ｎｔの目標値Ｎｒへの追従性を向上させることができる。
【００５０】
（２）第２実施形態
図６は、本発明の第２実施形態に係る自動変速機の制御装置のブロック図である。本実施形態においては、伝達トルク推定手段としてのクラッチ伝達トルク推定ブロック１２４が設けられている。クラッチ伝達トルク推定ブロック１２４においては、自動変速機１４の入力軸３０回転速度Ｎｔ及び入力軸３０トルクＴｔ等を表す信号が入力され、ブレーキＢ１の伝達トルク推定値Ｔｂ１を演算して出力する。ここで、入力軸３０トルクＴｔについては、トルクセンサを用いて検出するか後述する入力軸トルク推定ブロックによって推定する。エンジントルク制御量演算ブロック１０６においては、ブレーキＢ１の伝達トルク目標値Ｔｂｒの代わりにブレーキＢ１の伝達トルク推定値Ｔｂ１が入力され、（４）式によるエンジントルク目標値Ｔｅｒの演算の際には、ブレーキＢ１の伝達トルク目標値Ｔｂｒの代わりにブレーキＢ１の伝達トルク推定値Ｔｂ１を用いる。その他の油圧制御装置１８等の全体構成については第１実施形態と同様であるので説明を省略する。ここで、ブレーキＢ１の伝達トルク推定値Ｔｂ１は（５）式に示す物理式で表される。
【００５１】
【数５】
Ｔｂ１＝Ａ×ｄＮｔ／ｄｔ＋Ｂ×Ｔｔ＋Ｃ×Ｔｗ（５）
ただし、Ａ、Ｂ、Ｃは、自動変速機１４を構成する各回転軸のイナーシャ、第１遊星歯車装置５２及び第２遊星歯車装置５４を構成する各歯車の歯数等から定まる定数である。また、（５）式は走行抵抗Ｔｗを考慮した式になっているが、（４）式と同様に走行抵抗Ｔｗを考慮にいれなくてもよい。
【００５２】
本実施形態においても、エンジントルク制御量予測値を求めるために制御マップを用いる必要がなくなり、エンジントルク制御量予測値の適正値を実験的に探し出す作業を省略することができる。さらに本実施形態においては、油圧の応答遅れやブレーキＢ１の摩擦係数の変化等の外乱が原因でブレーキＢ１の伝達トルクが目標値Ｔｂｒ通りに制御できていない場合でも、（５）式に示す物理式によってブレーキＢ１の伝達トルク推定値Ｔｂ１を演算し、この推定値Ｔｂ１を用いた（４）式に示す物理式によってエンジントルク目標値Ｔｅｒを演算することで、入力軸３０回転速度Ｎｔの目標値Ｎｒへの追従性をさらに向上させることができ、より正確なイナーシャ相制御を実現できる。
【００５３】
また、本実施形態においては図７のブロック図に示すように入力軸トルク推定ブロック１２６を設けることで、トルクセンサを用いることなく入力軸３０トルクＴｔを演算することができる。入力軸トルク推定ブロック１２６においては、エンジン１０回転速度Ｎｅ、自動変速機１４の入力軸３０回転速度Ｎｔ等を表す信号が入力され、入力軸３０トルク推定値Ｔｔ１を演算して出力する。そして、入力軸３０トルク推定値Ｔｔ１は、クラッチ伝達トルク推定ブロック１２４へ入力され、（５）式によるブレーキＢ１の伝達トルク推定値Ｔｂ１の演算に用いられる。ここで、入力軸３０トルク推定値Ｔｔ１は（１）式により演算することができる。
【００５４】
このように、図７のブロック図の構成においては、入力軸３０トルク推定値Ｔｔ１を演算することで、トルクセンサが必要なく、コスト削減を図ることができる。
【００５５】
（３）第３実施形態
図８は、本発明の第３実施形態に係る自動変速機の制御装置のブロック図である。本実施形態においては、加算器１１２の出力に動特性補償手段としてのエンジン応答性補償ブロック１２８が設けられている。エンジン応答性補償ブロック１２８は、エンジントルク制御量とエンジントルクとの間の動特性の逆特性モデルが記憶されており、この逆特性モデルに基づいてエンジントルク制御量をさらに補償してエンジン１０へ出力する。例えば、エンジントルク制御量とエンジントルクとの間の動特性については、時定数ｔｄの１次遅れモデルで考える。ここで、ｔｄの値については、実験により設定される。その他の油圧制御装置１８等の全体構成については第２実施形態と同様であるので説明を省略する。
【００５６】
本実施形態においても、エンジントルク制御量予測値を求めるために制御マップを用いる必要がなくなり、エンジントルク制御量予測値の適正値を実験的に探し出す作業を省略することができる。さらに本実施形態においては、エンジントルク制御量とエンジントルクとの間の動特性の逆特性モデルに基づいてエンジントルク制御量を補償するので、エンジントルク制御量の入力に対するエンジントルクの応答遅れを補償することができる。したがって、入力軸３０回転速度Ｎｔの目標値Ｎｒへの追従性をさらに向上させることができ、さらに正確なイナーシャ相制御を実現できる。
【００５７】
各実施形態においては、イナーシャ相時間目標値ｔｉｒから入力軸回転速度目標値Ｎｒを演算し、入力軸回転速度Ｎｔがこの目標値Ｎｒに一致するようにエンジントルクを制御する場合について説明したが、イナーシャ相時間目標値ｔｉｒから入力軸回転速度時間変化目標値ｄＮｒ／ｄｔを演算し、入力軸回転速度の時間変化ｄＮｔ／ｄｔがこの目標値ｄＮｒ／ｄｔに一致するようにエンジントルクを制御してもよい。そして各実施形態においては、原動機がエンジンである場合について説明したが、原動機が電動機であっても本発明を適用可能である。ただし、原動機が電動機の場合は、制御対象がエンジントルクの代わりに電動機電流となる。また、自動変速機の構成も図１に示す構成に限るものではなく、伝達トルクを制御しながらクラッチまたはブレーキを係合させる変速動作を行う自動変速機であるならば本発明を適用可能である。さらに、油圧回路の構成も図３に示す構成に限るものではなく、クラッチまたはブレーキに供給する油圧を制御できる油圧回路であるならば本発明を適用可能である。
【００５８】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、イナーシャ相時間目標値及び伝達トルク推定手段の推定値を用いた物理式により駆動トルク目標値を演算するので、イナーシャ相制御において、変速ショックと変速時間の相反する性能を両立させながら、かつ制御マップの作成時間を大幅に短縮することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１〜３実施形態に係る自動変速機の制御装置を含む車両用動力伝達装置の構成を示す図である。
【図２】本発明の第１〜３実施形態に係る自動変速機において、摩擦係合装置の作動の組み合わせにより達成される変速段を説明する図である。
【図３】本発明の第１〜３実施形態に係る油圧制御装置の構成の概略を示す図である。
【図４】本発明の第１実施形態に係る電子制御装置内のイナーシャ相制御手段の構成を示すブロック図である。
【図５】本発明の第１〜３実施形態に係る自動変速機の制御装置において、変速動作時の入力軸回転速度、出力軸回転速度、クラッチＣ１の供給油圧、ブレーキＢ１の供給油圧、エンジントルク及び出力軸トルクの時間変化を示すタイムチャートである。
【図６】本発明の第２実施形態に係る電子制御装置内のイナーシャ相制御手段の構成を示すブロック図である。
【図７】本発明の第２実施形態に係る電子制御装置内のイナーシャ相制御手段の別の構成を示すブロック図である。
【図８】本発明の第３実施形態に係る電子制御装置内のイナーシャ相制御手段の構成を示すブロック図である。
【符号の説明】
１０エンジン、１２トルクコンバータ、１４自動変速機、１８油圧制御装置、２０電子制御装置、１００変速経過時間カウントブロック、１０２入力軸回転速度目標値演算ブロック、１０４クラッチ伝達トルク制御量設定ブロック、１０６エンジントルク制御量演算ブロック、１０８エンジントルク制御量補正値演算ブロック、１１４制御量予測ブロック補正ブロック、１１６イナーシャ相制御手段、１２２イナーシャ相時間目標値設定ブロック、１２４クラッチ伝達トルク推定ブロック、１２６入力軸トルク推定ブロック、１２８エンジン応答性補償ブロック、Ｂ１ブレーキ、Ｃ１クラッチ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for an automatic transmission, and more particularly to engine torque control in an inertia phase during a shift operation.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, automatic transmissions have been widely used as transmissions for automobiles and the like. In this automatic transmission, a turbine of an input shaft of a torque converter is rotated with a drive shaft of a prime mover such as an engine as an input, and a planetary gear unit connected to the input shaft is shifted to a predetermined gear ratio and transmitted to an output shaft. . In order to define the movement of the planetary gear device, a plurality of clutch or brake friction engagement devices are provided between the input shaft and the output shaft. The gear ratio is switched depending on the engagement device. Normally, the friction engagement device to be engaged is switched according to the input shaft rotation speed and the throttle opening, and the gear ratio is switched.
[0003]
In principle, shift control in an automatic transmission proceeds in the order of shift start control, torque phase control, inertia phase control, and shift end control. Here, the inertia phase is a section in which the input shaft rotation speed is drawn toward the rotation speed determined by the output shaft rotation speed and the target gear ratio. In the inertia phase, the input shaft rotational speed is pulled by engaging the friction engagement device. At this time, if the friction engagement device is suddenly engaged, the output shaft torque changes abruptly, resulting in a shift shock. Will occur. In addition, when the friction engagement device is gently engaged, the time required for shifting becomes longer, which is not preferable for the driver, and the durability of the friction engagement device is also lowered.
[0004]
Therefore, in order to achieve both the performance of the shift shock and the shift time, not only the engagement control of the friction engagement device but also the engine torque is controlled simultaneously in the inertia phase. By changing the engine torque, the input shaft rotational speed is changed without changing the output shaft torque so much that the time required for pulling in the input shaft rotational speed is shortened and the shift time is shortened. At this time, in order to properly control the transmission torque and engine torque of the friction engagement device, for example, control for calculating the transmission torque control command value and the engine torque control command value based on the input shaft rotation speed and the input shaft torque. The map is stored in advance in the electronic control unit. Based on the detected input shaft rotation speed, input shaft torque, and this control map, the transmission torque and engine torque of the friction engagement device are controlled.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, in this conventional inertia phase control, it is necessary to prepare in advance a control map for calculating the transmission torque control command value and a control map for calculating the engine torque control command value. When creating these control maps, it is necessary to experimentally find an appropriate value of the transmission torque control command value and an appropriate value of the engine torque control command value while repeatedly adjusting each control command value. Since these appropriate values change according to the values of the respective parameters (in the above example, the input shaft rotation speed and the input shaft torque), the work of finding the appropriate values experimentally is repeated according to the change of each parameter. There is a need. Therefore, there is a problem that it takes a lot of time to create a control map for calculating the transmission torque control command value and the engine torque control command value.
[0006]
The present invention has been made in view of the above problems, and is an automatic transmission control device capable of shortening the time for creating a control map for calculating a control command value when performing engine torque control in the inertia phase. The purpose is to provide.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, a control device for an automatic transmission according to a first aspect of the present invention includes an input shaft to which driving torque of a prime mover is transmitted, an output shaft that transmits driving torque to a load, and an input shaft. And a plurality of friction engagement devices provided between the output shaft and an automatic transmission that switches a gear ratio by switching a friction engagement device to be engaged among the plurality of friction engagement devices A device for controlling When changing the gear ratio by engaging the friction engagement device in the open state while releasing the friction engagement device in the engagement state, Friction engagement device that is opened before the change of the gear ratio and engaged after the change of the gear ratio in the inertia phase, where the input shaft rotation speed is drawn toward the rotation speed determined by the output shaft rotation speed and the target gear ratio Inertia phase control means for controlling the transmission torque of the motor and the driving torque of the prime mover, the inertia phase control means, and an inertia phase time setting means for setting a target value for the inertia phase time, and being opened before the gear ratio is switched. A transmission torque command value setting means for outputting a transmission torque command value for controlling the transmission torque of the friction engagement device to be engaged after the ratio switching according to the set transmission torque target value, and before the gear ratio switching A transmission torque estimating means for estimating a transmission torque of a friction engagement device that is released and engaged after switching of a transmission gear ratio, and the inertia phase time target And a driving torque command value for calculating a driving torque target value by a physical formula using the estimated value of the transmission torque estimating means and outputting a driving torque command value for controlling the driving torque of the prime mover according to the driving torque target value. And an arithmetic means.
[0008]
Thus, since the drive torque target value is calculated by a physical formula using the inertia phase time target value and the estimated value of the transmission torque estimating means, it is not necessary to use a control map to obtain the drive torque command value. The work of experimentally searching for an appropriate value of the command value can be omitted. Therefore, in inertia phase control, it is possible to remarkably reduce the time for creating the control map while achieving both the performances of the shift shock and the shift time conflicting with each other.
[0009]
A control device for an automatic transmission according to a second aspect of the present invention is the device according to the first aspect of the present invention, wherein the drive torque command value calculating means is configured to input a rotational speed of the input shaft based on the inertia phase time target value. A target value is calculated, and the drive torque target value is calculated by a physical formula using the input shaft rotation speed target value and the estimated value of the transmission torque estimating means.
[0010]
A control device for an automatic transmission according to a third aspect of the present invention is the device according to the first aspect of the present invention, wherein the drive torque command value calculating means is configured to input a rotational speed of the input shaft based on the inertia phase time target value. A time change target value is calculated, and the drive torque target value is calculated by a physical formula using the input shaft rotation speed time change target value and the estimated value of the transmission torque estimating means.
[0011]
A control device for an automatic transmission according to a fourth aspect of the present invention is the device according to any one of the first to third aspects of the present invention, wherein the transmission torque estimation means is based on the transmission torque target value. Open before changing gear ratio and engaged after changing gear ratio The transmission torque of the friction engagement device is estimated.
[0012]
A control device for an automatic transmission according to a fifth aspect of the present invention is the device according to any one of the first to third aspects of the present invention, comprising an input shaft torque detecting means for detecting an input shaft torque, and an input shaft rotation. Input shaft rotational speed detecting means for detecting speed, and the transmission torque estimating means is based on a physical formula using the input shaft torque and the input shaft rotational speed. Open before changing gear ratio and engaged after changing gear ratio The transmission torque of the friction engagement device is estimated.
[0013]
In this way, according to the physical formula using the input shaft torque and the input shaft rotation speed Open before changing gear ratio and engaged after changing gear ratio Because the transmission torque of the friction engagement device is estimated, due to disturbances such as changes in the friction coefficient Open before changing gear ratio and engaged after changing gear ratio Even when the transmission torque of the friction engagement device cannot be controlled according to the target value, accurate inertia phase control can be realized by calculating the drive torque target value by a physical equation using the estimated value of the transmission torque.
[0014]
A control device for an automatic transmission according to a sixth aspect of the present invention is the device according to the second aspect of the present invention, comprising an input shaft rotational speed detecting means for detecting an input shaft rotational speed, and the inertia phase control means. Further includes feedback compensation means for compensating the drive torque command value based on a deviation between the input shaft rotation speed target value and the input shaft rotation speed.
[0015]
Thus, since the drive torque command value is feedback compensated based on the deviation between the input shaft rotational speed target value and the input shaft rotational speed, Open before changing gear ratio and engaged after changing gear ratio Even when a disturbance such as a change in the friction coefficient of the friction engagement device occurs, the followability of the input shaft rotation speed to the target value can be improved, and more accurate inertia phase control can be realized.
[0016]
A control device for an automatic transmission according to a seventh aspect of the present invention is the device according to the third aspect of the present invention, comprising an input shaft rotational speed detecting means for detecting an input shaft rotational speed, and the inertia phase control means. Further includes feedback compensation means for compensating the drive torque command value based on the deviation between the input shaft rotation speed time change target value and the input shaft rotation speed time change.
[0017]
An automatic transmission control device according to an eighth aspect of the present invention is the device according to any one of the first to seventh aspects of the present invention, wherein the inertia phase control means is configured to drive the driving torque command value and the motor. It further comprises dynamic characteristic compensation means for compensating the drive torque command value based on a dynamic characteristic model between the torque and the torque.
[0018]
Thus, since the drive torque command value is compensated based on the dynamic characteristic model between the drive torque command value and the drive torque of the prime mover, the response delay of the drive torque of the prime mover with respect to the input of the drive torque command value is compensated Can do. Therefore, more accurate inertia phase control can be realized.
[0019]
A control device for an automatic transmission according to a ninth aspect of the present invention is the device according to any one of the first to eighth aspects of the present invention, wherein the hydraulic control device that controls the transmission torque of the friction engagement device by hydraulic pressure. The transmission torque command value setting means controls the hydraulic pressure supplied from the hydraulic control device according to the transmission torque command value, Open before changing gear ratio and engaged after changing gear ratio The transmission torque of the friction engagement device is controlled.
[0020]
A control device for an automatic transmission according to a tenth aspect of the present invention is the device according to any one of the first to ninth aspects of the present invention, wherein the prime mover is an engine, and the drive torque command value calculating means includes: The engine drive torque is controlled by controlling the ignition timing of the engine according to the drive torque command value.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention (hereinafter referred to as embodiments) will be described with reference to the drawings.
[0022]
(1) First embodiment
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of a vehicle power transmission device including a control device for an automatic transmission according to a first embodiment of the present invention, and a torque converter 12 connected to an output shaft 16 of an engine 10 as a prime mover. , An automatic transmission 14, a hydraulic control device 18 that controls the gear position of the transmission 14, and an electronic control device 20 that controls the hydraulic pressure of the hydraulic control device 18. The drive torque output from the engine 10 is transmitted to drive wheels (not shown) through the torque converter 12, the automatic transmission 14, and a differential gear device (not shown).
[0023]
The torque converter 12 includes a pump impeller 28 connected to the output shaft 16 of the engine 10, and a turbine impeller connected to the input shaft 30 of the automatic transmission 14 and to which driving torque is transmitted from the pump impeller 28 via a fluid. 32, a fixed impeller 38 fixed to a position-fixed housing 36 via a one-way clutch 34, and a lockup clutch 40 for fastening the pump impeller 28 and the turbine impeller 32 via a damper (not shown). Yes.
[0024]
The automatic transmission 14 is a multi-stage transmission that achieves four forward speeds and one reverse speed, and includes an input shaft 30, a first planetary gear unit 52, a second planetary gear unit 54, and a difference (not shown). And an output shaft 50 that transmits driving torque to the dynamic gear device. The first planetary gear device 52 includes a sun gear 58, a planetary gear 60 attached to the carrier 56, and a ring gear 46. The second planetary gear unit 54 includes a sun gear 62, a planetary gear 66 attached to the carrier 64, and a ring gear 48.
[0025]
The ring gear 46 and the carrier 64 are connected, the carrier 56 and the ring gear 48 are connected, and the carrier 56 is also connected to the output shaft 50. The input shaft 30 and the sun gear 58 can be connected by a clutch C1, the input shaft 30 and the carrier 64 can be connected by a clutch C2, and the input shaft 30 and the sun gear 62 can be connected by a clutch C3. The sun gear 62 can be fixed to the housing 36 by the brake B1, and can also be fixed to the housing 36 by the one-way clutch F1 and the brake B2. The ring gear 46 and the carrier 64 can be fixed to the housing 36 by the brake B3, and further fixed to the housing 36 only in one rotation direction by the one-way clutch F2.
[0026]
The clutches C1, C2, and C3 and the brakes B1, B2, and B3 as friction engagement devices are controlled to be engaged / released by the hydraulic control device 18, respectively. The one-way clutches F1 and F2 as the friction engagement devices are defined to be engaged / released depending on the rotation direction. As a result, the four forward gears and the first reverse gears having different gear ratios (= input shaft 30 rotational speed / output shaft 50 rotational speed) as shown in FIG. 2 are achieved. In FIG. 2, 1st, 2nd, 3rd, and 4th indicate the forward first gear, second gear, third gear, and fourth gear, respectively, and the gear ratio is the first gear. The speed gradually decreases from the gear stage toward the fourth speed gear stage. In FIG. 2, Rev, D, S, and L indicate ranges that are alternatively selected by manual operation of the shift lever 84. In FIG. 2, ◯ indicates the engaged state, and X indicates the released state. For example, in the shift operation for shifting up from the third gear to the fourth gear in the D range, the disengagement operation of the clutch C1 in the engaged state and the engagement operation of the brake B1 in the disengaged state are executed simultaneously. Is done.
[0027]
The hydraulic control device 18 uses two electromagnetic on-off valves SV1 and SV2 used for controlling the gear stage of the automatic transmission 14 and a line hydraulic pressure Pl corresponding to a throttle opening TA detected by a throttle opening sensor 76 described later. The linear solenoid valve SLT for generating, the linear solenoid valve SLU for generating hydraulic pressure for controlling the engagement state of the lockup clutch 40, and the oil temperature T of the hydraulic oil in the hydraulic control device 18 _OIL An oil temperature sensor 88 or the like is provided.
[0028]
The electronic control unit 20 includes a throttle opening sensor 76 that detects the throttle opening TA, an engine rotation sensor 78 that detects the engine 10 rotation speed Ne, an input shaft rotation speed sensor 80 that detects the input shaft 30 rotation speed Nt, The output shaft rotational speed sensor 82 for detecting the output shaft 50 rotational speed Nc, the operation position of the shift lever 84, that is, the operation position sensor 86 for detecting any one of the P, R, N, D, 2, and L ranges, and the hydraulic control device 18 Oil temperature T of hydraulic oil in _OIL A signal from an oil temperature sensor 88 or the like that detects the above is input. The electronic control unit 20 processes the input signal and executes, for example, control of the electromagnetic on-off valves SV1 and SV2, linear solenoid valves SLT and SLU based on the processing result. Further, the electronic control unit 20 includes an inertia phase control means 116 having a configuration described later for controlling the transmission torque of the clutch or brake to be engaged and the engine torque in the inertia phase.
[0029]
Next, the configuration of the hydraulic control device 18 will be described with reference to FIG. The original pressure generator 90 includes a linear solenoid valve SLT (not shown), and a line oil pressure Pl obtained by adjusting the pressure of hydraulic oil supplied from a hydraulic pump 92 that is rotationally driven by the engine 10 to a value corresponding to the engine load. , The original pressure of each friction engagement device C1, C2, C3, B1, B2, B3 is output to the shift valve device 94 or the like. The manual valve 96 is mechanically connected to the shift lever 84, and by switching the line oil pressure Pl according to the travel range of the shift lever 84, the hydraulic pressure corresponding to the selected travel range is shifted to the shift valve device. Output to 94. Further, the electromagnetic on-off valves SV1 and SV2 operate according to a command from the electronic control device 20 to select a gear stage, and output a signal pressure to the shift valve device 94.
[0030]
The shift valve device 94 is a 1-2 shift valve (not shown) and a 2-3 shift (not shown) that are switched at the time of shifting based on the hydraulic pressure corresponding to the travel range from the manual valve 96 and the hydraulic signal from the electromagnetic on-off valves SV1 and SV2. Valve, 3-4 shift valve, etc., and the engagement hydraulic pressure is selectively applied to each friction engagement device C1, C2, C3, B1, B2, B3 so that the gear stage shown in FIG. 2 is achieved. Supply. In the oil passages to the friction engagement devices C1, C2, C3, B1, B2, and B3, accumulators AC1, AC2, AC3, AB1, AB2, and AB3 for alleviating the increase in the supply hydraulic pressure, that is, the fastening force, are respectively provided. It is connected. Each of the accumulators AC1, AC2, AC3, AB1, AB2, AB3 is supplied with a line oil pressure Pl controlled by a command from the electronic control unit 20 as a back pressure of the accumulator, and adjusts the line oil pressure Pl. Thus, the supply hydraulic pressure of each friction engagement device in the inertia phase described later is controlled.
[0031]
Next, the configuration of the inertia phase control means 116 for controlling the transmission torque of the clutch or brake to be engaged in the inertia phase and the engine torque will be described with reference to the block diagram of FIG. In the following description, as an example of the shift control, a case where the shift is shifted from the third gear to the fourth gear by engaging the brake B1 while releasing the clutch C1 will be described. However, the shift operation to which the inertia phase control means 116 in this embodiment can be applied is not limited to this, and any shift operation that engages the clutch or the brake while controlling the transmission torque can be used in this embodiment. Inertia phase control means 116 is applicable.
[0032]
The shift elapsed time counting block 100 has a counter, and calculates and outputs an elapsed time ti after shifting to the inertia phase. Here, the start time of the inertia phase is, for example, a time when the difference between (speed ratio before shifting operation × output shaft 50 rotational speed Nc) and the input shaft 30 rotational speed Nt becomes a predetermined value or more. When the shifting operation is completed, the counter is reset.
[0033]
The inertia phase time target value setting block 122 as the inertia phase time setting means is a time required to be pulled to the rotation speed determined by the output shaft 50 rotation speed and the target speed ratio after the input shaft 30 rotation speed starts to be pulled. A certain inertia phase time target value tir is set and output. Here, the inertia phase time target value tir is set in consideration of the durability of the clutch or the brake, and is set according to, for example, the input shaft 30 torque Tt at the start of the shift operation. Alternatively, the input shaft 30 torque Tt in the inertia phase may be detected every predetermined time, and the inertia phase time target value til may be reset every predetermined time. For the input shaft 30 torque Tt, when the torque sensor is not used, the estimated value Tt1 can be calculated using, for example, equation (1).
[0034]
[Expression 1]
Tt1 = t (e) × C (e) × Ne ² (1)
Here, t (e) is a torque ratio of the torque converter 12, C (e) is a capacity coefficient of the torque converter 12, and both are values determined by the speed ratio e (= Nt / Ne). Therefore, the input shaft 30 estimated torque value Tt1 can be calculated by inputting signals indicating the engine 10 rotational speed Ne and the input shaft 30 rotational speed Nt of the automatic transmission 14.
[0035]
In the input shaft rotational speed target value calculation block 102, the inertia phase elapsed time ti, the inertia phase time target value til, the engine 10 rotational speed Ne, the input shaft 30 rotational speed Nt of the automatic transmission 14, the output shaft 50 rotational speed Nc, etc. Is input, and the input shaft 30 rotational speed target value Nr is calculated and output. Here, the time change of the input shaft 30 rotation speed target value Nr is expressed by the equation (2), and the input shaft 30 rotation speed target value Nr is updated by the amount of time change shown in the equation (2). Desired.
[0036]
[Expression 2]
dNr / dt = ((1 / (1 + ρr) −1) ×
(DNc / dt × ti + Nc) + dNc / dt × tir) / tir (2)
Here, ρr is a constant determined by the gear ratio before and after shifting. Further, in equation (2), dNc / dt = 0 may be approximated by assuming that the output shaft 50 rotational speed Nc in the inertia phase is constant.
[0037]
In the clutch transmission torque control amount setting block 104 as the transmission torque command value setting means, a transmission torque target value Tbr of the brake B1 is set. This The clutch transmission torque control amount is output as a transmission torque command value for controlling the transmission torque of the brake B1 in accordance with the target value Tbr. Here, the transmission torque target value Tbr of the brake B1 is set in consideration of a shift shock. For example, a control map for setting an appropriate transmission torque target value Tbr based on the input shaft 30 torque Tt is stored in advance. The input shaft 30 torque Tt and this control map are set. Alternatively, the time series change of the transmission torque target value Tbr may be set according to the input shaft 30 torque Tt at the start of the speed change operation. For the input shaft 30 torque Tt, if the torque sensor is not used, for example, a signal indicating the engine 10 rotational speed Ne and the input shaft 30 rotational speed Nt of the automatic transmission 14 is input and estimated using the equation (1). The value Tt1 can be calculated.
[0038]
Further, in order to control the transmission torque of the brake B1, the hydraulic pressure supplied to the brake B1 is controlled. Here, there is a relationship of the formula (3) between the transmission torque T of the friction engagement device and the hydraulic pressure P supplied to the friction engagement device.
[0039]
[Equation 3]
T = (S × PF) × μ × r × z (3)
Where S is the piston pressure receiving area, F is the return spring set load, μ is the friction coefficient, r is the effective facing radius, and z is the number of facing surfaces. Here, for the friction coefficient μ, the sliding speed (calculated from the input shaft 30 rotational speed Nt, the output shaft 50 rotational speed Nc, and the number of teeth of each gear constituting the first planetary gear device 52 and the second planetary gear device 54). Considered characteristics may be used.
[0040]
In the hydraulic control device 18 shown in FIG. 3, in order to control the hydraulic pressure supplied to the brake B1, the line hydraulic pressure Pl supplied as the back pressure of the accumulator AB1 is controlled. Therefore, the clutch transmission torque control amount output from the clutch transmission torque control amount setting block 104 is a command value for controlling the line oil pressure Pl.
[0041]
In the engine torque control amount calculation block 106, a signal indicating the transmission torque target value Tbr of the brake B1, the engine 10 rotational speed Ne, the input shaft 30 rotational speed Nt of the automatic transmission 14, the input shaft 30 rotational speed target value Nr, and the like. Is entered. Then, an engine torque target value Ter as a drive torque target value is calculated, and an engine torque control amount predicted value as a drive torque command value for controlling the engine torque in accordance with the target value Ter is output. Here, the drive torque command value calculation means is constituted by the input shaft rotational speed target value calculation block 102 and the engine torque control amount calculation block 106. In order to control the engine torque, for example, ignition timing adjustment, valve timing adjustment by a variable valve timing mechanism, throttle opening adjustment by electric throttle, fuel injection amount adjustment, and the like are performed. Therefore, the predicted engine torque control value is a command value for performing these controls. Here, the engine torque target value Ter is represented by a physical equation shown in equation (4).
[0042]
[Expression 4]
Ter = (dNr / dt−a1 × Tbr−a2 × Tw) /
(A3 × t (e)) + Ie × dNe / dt (4)
However, Ie is the inertia of the engine 10. a1, a2 and a3 are constants determined from the inertia of each rotating shaft constituting the automatic transmission 14, the number of teeth of each gear constituting the first planetary gear device 52 and the second planetary gear device 54, and the like. Tw is a running resistance (experimentally calculated), and equation (4) is an equation that takes the running resistance Tw into account, but the running resistance Tw need not be taken into consideration. dNr / dt is the amount of change in the input shaft 30 rotational speed target value Nr. Here, the transmission torque of the brake B1 is estimated from the transmission torque target value Tbr.
[0043]
In the engine torque control amount correction value calculation block 108 as feedback compensation means, the engine 10 rotational speed Ne, the input shaft 30 rotational speed Nt of the automatic transmission 14, the target value Nr of the input shaft 30 rotational speed, the hydraulic control device 18 Oil temperature T _OIL Etc. are input. Here, an engine torque control for calculating a deviation between the input shaft 30 rotation speed target value Nr and the input shaft 30 rotation speed Nt of the automatic transmission 14 and correcting the predicted engine torque control amount based on the deviation amount is calculated. The amount correction value is calculated and output. Here, the engine torque control amount correction value is obtained, for example, by multiplying a deviation between Nr and Nt by a proportional gain, and a term obtained by multiplying the integrated value of the deviation between Nr and Nt by an integral gain, a deviation between Nr and Nt. A term obtained by multiplying the difference value by a differential gain may be added. Here, the proportional gain, integral gain, and differential gain are set experimentally.
[0044]
In the control amount prediction block correction block 114, an engine torque control amount correction value is input. Then, a control amount prediction block correction value is calculated based on the engine torque control amount correction value and output to the engine torque control amount calculation block 106. In the engine torque control amount calculation block 106, for example, the speed ratio e-torque ratio t (e) characteristic of the torque converter 12 is learned and corrected by the control amount prediction block correction value so that the engine torque control amount correction value is minimized. , The values of the coefficients Ie, a1, a2, and a3 are corrected by learning.
[0045]
The clutch transmission torque control amount is input to the hydraulic control device 18. The hydraulic control device 18 controls the transmission torque of the brake B1, that is, the line hydraulic pressure Pl, based on the clutch transmission torque control amount. Further, the engine torque control amount predicted value and the engine torque control amount correction value are added by the adder 112 and then input to the engine 10. In the engine 10, the engine torque is controlled based on the added engine torque control amount.
[0046]
Next, an example of the operation in the present embodiment will be described with reference to FIG. Here again, a case will be described in which the shift is shifted from the third gear to the fourth gear by engaging the brake B1 while disengaging the clutch C1. FIG. 5 is a time chart showing temporal changes of the input shaft 30 rotational speed Nt, the output shaft 50 rotational speed Nc, the brake B1 supply hydraulic pressure, the clutch C1 supply hydraulic pressure, the engine torque Te, and the output shaft 50 torque Tc during the shifting operation. is there. However, the rotational speed Nc of the output shaft 50 is assumed to be constant here. Further, in FIG. 5, the rotational speed Nc of the output shaft 50 is a value corrected by the gear ratio of the fourth speed gear stage for convenience of explanation, and after the shift to the fourth speed gear stage is completed, the rotational speed Nt of the input shaft 30. And the rotational speed Nc of the output shaft 50 are shown to match.
[0047]
When a shift operation command is issued (time t0 in FIG. 5), the oil pressure supplied to the clutch C1 is reduced by switching the oil path from the shift valve device 94 to each friction engagement device, and the oil pressure supplied to the brake B1. Increase. As described above, when the hydraulic pressure supplied to the clutch C1 is decreased and the hydraulic pressure supplied to the brake B1 is increased, the input shaft 30 is eventually pulled in the fourth gear position. At that time (time t1 in FIG. 5), the hydraulic pressure supplied to the clutch C1 is controlled to be the minimum hydraulic pressure, and the inertia phase control in this embodiment is started. In this inertia phase control, the control of the hydraulic pressure supplied to the brake B1 and the control of the engine torque are performed. Here, regarding the control of the hydraulic pressure supplied to the brake B1, an increase in the hydraulic pressure supplied to the brake B1 is suppressed so that the shift shock level is equal to or lower than a predetermined level. In order to suppress an increase in the hydraulic pressure supplied to the brake B1, the line hydraulic pressure Pl is decreased. Regarding engine torque control, the engine torque is determined from the value at the start of the shift operation so that the input shaft 30 rotational speed Nt matches the input shaft 30 rotational speed target value Nr calculated based on the inertia phase time target value tir. Decrease. In this way, the input shaft 30 rotational speed Nt is drawn toward the value obtained by multiplying the output shaft 50 rotational speed Nc by the gear ratio of the fourth speed gear stage. If the input shaft 30 rotational speed Nt matches the value obtained by multiplying the output shaft 50 rotational speed Nc by the gear ratio of the fourth gear (time t2 in FIG. 5), the pull-in of the input shaft 30 rotational speed Nt is completed. Then, the hydraulic pressure supplied to the brake B1 is increased to a predetermined value, and the shift operation is terminated (time t3 in FIG. 5). Here, the time from time t1 to time t2 is the inertia phase time.
[0048]
In the present embodiment, first, an inertia phase time target value tir is set, and an input shaft 30 rotational speed target value Nr is calculated based on the inertia phase time target value tir. In addition, a transmission torque target value Tbr of the brake B1 to be engaged is set, and a clutch transmission torque control amount for controlling according to the target value Tbr is output to the hydraulic control device 18. Here, since the transmission torque of the brake B1 is dominant with respect to the performance of the transmission shock, the transmission shock is set by controlling the transmission torque target value Tbr of the brake B1 so that the transmission shock level becomes a predetermined level or less. The shock performance can be satisfied. Then, an engine torque control for calculating the engine torque target value Ter according to the physical equation shown in the equation (4) using the input shaft 30 rotational speed target value Nr and the transmission torque target value Tbr and performing control according to the target value Ter. The quantity prediction value is output to the engine 10. Therefore, it is not necessary to use a control map to obtain the engine torque control amount predicted value, and the work of experimentally searching for an appropriate value of the engine torque control amount predicted value can be omitted. In the equation (4), by setting the inertia phase time target value tir to be equal to or less than a predetermined time, it is possible to calculate the engine torque target value Ter that can satisfy the performance of the shift time. Since the engine torque control hardly affects the performance of the shift shock, by controlling the engine torque so as to be equal to the target value Ter, it is possible to achieve both performances in which the shift shock and the shift time are contradictory. Therefore, in inertia phase control, it is possible to remarkably reduce the time for creating the control map while achieving both the performances of the shift shock and the shift time conflicting with each other.
[0049]
Since the input shaft rotational speed sensor 80 is conventionally provided, the feedback control is facilitated by giving the input shaft 30 rotational speed target value Nr as the control target value. Since the control of the input shaft 30 rotational speed Nt by the engine torque is more responsive than the control of the input shaft 30 rotational speed Nt by the hydraulic pressure supplied to the brake B1, the engine torque control amount predicted value is used as the engine torque control amount. By performing feedback compensation with the correction value, even when a disturbance such as a change in the friction coefficient of the brake B1 occurs, the followability of the input shaft 30 rotational speed Nt to the target value Nr can be improved.
[0050]
(2) Second embodiment
FIG. 6 is a block diagram of an automatic transmission control apparatus according to the second embodiment of the present invention. In the present embodiment, a clutch transmission torque estimation block 124 is provided as transmission torque estimation means. In the clutch transmission torque estimation block 124, signals representing the input shaft 30 rotational speed Nt, the input shaft 30 torque Tt, and the like of the automatic transmission 14 are input, and the transmission torque estimated value Tb1 of the brake B1 is calculated and output. Here, the input shaft 30 torque Tt is detected using a torque sensor or estimated by an input shaft torque estimation block described later. In the engine torque control amount calculation block 106, the transmission torque estimated value Tb1 of the brake B1 is input instead of the transmission torque target value Tbr of the brake B1, and when calculating the engine torque target value Ter according to the equation (4), Instead of the transmission torque target value Tbr of the brake B1, the transmission torque estimated value Tb1 of the brake B1 is used. Other overall configurations of the hydraulic control device 18 and the like are the same as those in the first embodiment, and thus description thereof is omitted. Here, the transmission torque estimated value Tb1 of the brake B1 is expressed by a physical formula shown in Formula (5).
[0051]
[Equation 5]
Tb1 = A × dNt / dt + B × Tt + C × Tw (5)
However, A, B, and C are constants determined from the inertia of each rotating shaft constituting the automatic transmission 14, the number of teeth of each gear constituting the first planetary gear device 52 and the second planetary gear device 54, and the like. Moreover, although the equation (5) is an equation that takes into account the running resistance Tw, the running resistance Tw may not be taken into consideration as in the equation (4).
[0052]
Also in the present embodiment, it is not necessary to use a control map to obtain the engine torque control amount predicted value, and the work of experimentally searching for an appropriate value of the engine torque control amount predicted value can be omitted. Furthermore, in the present embodiment, even if the transmission torque of the brake B1 cannot be controlled as the target value Tbr due to disturbance such as a delay in response of the hydraulic pressure or a change in the friction coefficient of the brake B1, The transmission torque estimated value Tb1 of the brake B1 is calculated by the equation, and the engine torque target value Ter is calculated by the physical equation shown in the equation (4) using the estimated value Tb1, thereby obtaining the target value of the input shaft 30 rotational speed Nt. The followability to Nr can be further improved, and more accurate inertia phase control can be realized.
[0053]
Further, in the present embodiment, as shown in the block diagram of FIG. 7, by providing the input shaft torque estimation block 126, the input shaft 30 torque Tt can be calculated without using a torque sensor. In the input shaft torque estimation block 126, signals representing the engine 10 rotational speed Ne, the input shaft 30 rotational speed Nt of the automatic transmission 14 and the like are input, and the input shaft 30 torque estimated value Tt1 is calculated and output. Then, the input shaft 30 estimated torque value Tt1 is input to the clutch transmission torque estimating block 124, and used for calculating the estimated torque Tb1 of the brake B1 according to the equation (5). Here, the input shaft 30 estimated torque value Tt1 can be calculated by equation (1).
[0054]
In this way, in the configuration of the block diagram of FIG. 7, by calculating the input shaft 30 torque estimated value Tt1, a torque sensor is not necessary, and cost reduction can be achieved.
[0055]
(3) Third embodiment
FIG. 8 is a block diagram of an automatic transmission control apparatus according to the third embodiment of the present invention. In the present embodiment, an engine responsiveness compensation block 128 as dynamic characteristic compensation means is provided at the output of the adder 112. The engine response compensation block 128 stores a reverse characteristic model of dynamic characteristics between the engine torque control amount and the engine torque, and further compensates the engine torque control amount based on the reverse characteristic model to the engine 10. Output. For example, the dynamic characteristic between the engine torque control amount and the engine torque is considered by a first order lag model with a time constant td. Here, the value of td is set by experiment. Other overall configurations of the hydraulic control device 18 and the like are the same as those in the second embodiment, and thus description thereof is omitted.
[0056]
Also in the present embodiment, it is not necessary to use a control map to obtain the engine torque control amount predicted value, and the work of experimentally searching for an appropriate value of the engine torque control amount predicted value can be omitted. Furthermore, in this embodiment, since the engine torque control amount is compensated based on the inverse characteristic model of the dynamic characteristic between the engine torque control amount and the engine torque, the response delay of the engine torque to the input of the engine torque control amount is compensated. can do. Therefore, the followability of the input shaft 30 rotational speed Nt to the target value Nr can be further improved, and more accurate inertia phase control can be realized.
[0057]
In each embodiment, the case where the input shaft rotational speed target value Nr is calculated from the inertia phase time target value tir and the engine torque is controlled so that the input shaft rotational speed Nt matches the target value Nr has been described. An input shaft rotation speed time change target value dNr / dt is calculated from the inertia phase time target value til, and the engine torque is controlled so that the time change dNt / dt of the input shaft rotation speed matches this target value dNr / dt. Also good. In each embodiment, the case where the prime mover is an engine has been described. However, the present invention can be applied even if the prime mover is an electric motor. However, when the prime mover is an electric motor, the control target is the electric motor current instead of the engine torque. Further, the configuration of the automatic transmission is not limited to the configuration shown in FIG. 1, and the present invention can be applied to any automatic transmission that performs a shift operation for engaging a clutch or a brake while controlling a transmission torque. . Furthermore, the configuration of the hydraulic circuit is not limited to the configuration shown in FIG. 3, and the present invention can be applied to any hydraulic circuit that can control the hydraulic pressure supplied to the clutch or the brake.
[0058]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, since the drive torque target value is calculated by the physical formula using the inertia phase time target value and the estimated value of the transmission torque estimating means, in the inertia phase control, the shift shock and the shift time are calculated. The control map creation time can be greatly shortened while satisfying the conflicting performances.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration of a vehicle power transmission device including a control device for an automatic transmission according to first to third embodiments of the present invention.
FIG. 2 is a diagram for explaining a shift speed achieved by a combination of operations of friction engagement devices in the automatic transmission according to the first to third embodiments of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing a schematic configuration of a hydraulic control apparatus according to first to third embodiments of the present invention.
FIG. 4 is a block diagram showing a configuration of inertia phase control means in the electronic control device according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 5 is an automatic transmission control apparatus according to first to third embodiments of the present invention; input shaft rotation speed, output shaft rotation speed, clutch C1 supply hydraulic pressure, brake B1 supply hydraulic pressure, and engine during a shift operation; It is a time chart which shows the time change of a torque and an output shaft torque.
FIG. 6 is a block diagram showing a configuration of inertia phase control means in the electronic control unit according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a block diagram showing another configuration of inertia phase control means in the electronic control unit according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a block diagram showing a configuration of inertia phase control means in an electronic control device according to a third embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
10 engine, 12 torque converter, 14 automatic transmission, 18 hydraulic control device, 20 electronic control device, 100 shift elapsed time count block, 102 input shaft rotational speed target value calculation block, 104 clutch transmission torque control amount setting block, 106 engine Torque control amount calculation block, 108 Engine torque control amount correction value calculation block, 114 Control amount prediction block correction block, 116 Inertia phase control means, 122 Inertia phase time target value setting block, 124 Clutch transmission torque estimation block, 126 Input shaft torque Estimated block, 128 engine responsiveness compensation block, B1 brake, C1 clutch.

Claims

An input shaft for transmitting the driving torque of the prime mover, an output shaft for transmitting the driving torque to the load, and a plurality of friction engagement devices provided between the input shaft and the output shaft. A device for controlling an automatic transmission that switches a gear ratio by switching a friction engagement device to be engaged from among friction engagement devices,
Rotation in which the input shaft rotation speed is determined by the output shaft rotation speed and the target gear ratio when the gear ratio is switched by engaging the friction engagement device in the released state while releasing the friction engagement device in the engaged state Inertia phase control means for controlling the transmission torque of the friction engagement device and the driving torque of the prime mover that are released before the change of the gear ratio and engaged after the change of the gear ratio in the inertia phase that is a section that is drawn toward the speed. Have
The inertia phase control means includes
Inertia phase time setting means for setting a target value of inertia phase time;
Transmission torque command value setting that outputs a transmission torque command value for controlling the transmission torque of the friction engagement device that is released before the gear ratio change and is engaged after the gear ratio change according to the set transfer torque target value. Means,
A transmission torque estimating means for estimating a transmission torque of a friction engagement device that is opened before the gear ratio is switched and is engaged after the gear ratio is switched;
A driving torque target value is calculated by a physical formula using the inertia phase time target value and the estimated value of the transmission torque estimating means, and a driving torque command value for controlling the driving torque of the prime mover according to the driving torque target value is calculated. Drive torque command value calculating means for outputting;
A control device for an automatic transmission, comprising:

The automatic transmission control device according to claim 1,
The drive torque command value calculating means calculates an input shaft rotational speed target value based on the inertia phase time target value, and uses a physical equation using the input shaft rotational speed target value and the estimated value of the transmission torque estimating means. A control device for an automatic transmission, wherein the drive torque target value is calculated.

The automatic transmission control device according to claim 1,
The drive torque command value calculation means calculates an input shaft rotation speed time change target value based on the inertia phase time target value, and uses the input shaft rotation speed time change target value and the estimated value of the transmission torque estimation means. A control device for an automatic transmission, wherein the drive torque target value is calculated according to a physical formula.

A control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
The transmission torque estimating means estimates the transmission torque of a friction engagement device that is opened before the gear ratio is switched and is engaged after the gear ratio is switched based on the target torque value. apparatus.

A control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
Input shaft torque detecting means for detecting the input shaft torque, and input shaft rotational speed detecting means for detecting the input shaft rotational speed,
The transmission torque estimating means estimates the transmission torque of the friction engagement device that is released before the gear ratio is switched and engaged after the gear ratio is switched by a physical formula using the input shaft torque and the input shaft rotation speed. A control device for an automatic transmission.

A control device for an automatic transmission according to claim 2,
Having an input shaft rotation speed detecting means for detecting the input shaft rotation speed;
The inertia phase control means further comprises feedback compensation means for compensating the drive torque command value based on a deviation between the input shaft rotational speed target value and the input shaft rotational speed.

A control device for an automatic transmission according to claim 3,
Having an input shaft rotation speed detecting means for detecting the input shaft rotation speed;
The inertia phase control means further comprises feedback compensation means for compensating the drive torque command value based on a deviation between an input shaft rotational speed time change target value and an input shaft rotational speed time change. Control device.

A control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 7,
The inertia phase control means further includes dynamic characteristic compensation means for compensating the drive torque command value based on a dynamic characteristic model between the drive torque command value and the drive torque of the prime mover. Control device.

A control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 8,
A hydraulic control device for controlling the transmission torque of the friction engagement device by hydraulic pressure;
The transmission torque command value setting means controls the hydraulic pressure supplied from the hydraulic control device according to the transmission torque command value, so that the friction engagement device is opened before the gear ratio is switched and is engaged after the gear ratio is switched. A control device for an automatic transmission, wherein the transmission torque of the automatic transmission is controlled.

A control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 9,
The prime mover is an engine;
The control apparatus for an automatic transmission, wherein the drive torque command value calculating means controls the engine drive torque by controlling the ignition timing of the engine according to the drive torque command value.