JP2005315084A - Control device of automatic transmission - Google Patents

Control device of automatic transmission Download PDF

Info

Publication number
JP2005315084A
JP2005315084A JP2004130645A JP2004130645A JP2005315084A JP 2005315084 A JP2005315084 A JP 2005315084A JP 2004130645 A JP2004130645 A JP 2004130645A JP 2004130645 A JP2004130645 A JP 2004130645A JP 2005315084 A JP2005315084 A JP 2005315084A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
control
engine output
output increase
downshift
shift
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
JP2004130645A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Jun Yamada
山田　　純
Tetsuji Ozaki
哲司 小崎
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Denso Corp
Original Assignee
Denso Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Denso Corp filed Critical Denso Corp
Priority to JP2004130645A priority Critical patent/JP2005315084A/en
Priority to US11/108,891 priority patent/US7563196B2/en
Publication of JP2005315084A publication Critical patent/JP2005315084A/en
Priority to US11/730,448 priority patent/US7393305B2/en
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Landscapes

  • Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
  • Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To accurately set the finish timing of engine output increase control when shifting down on the basis of deceleration will of a driver. <P>SOLUTION: The engine output increase control (throttle opening control and fuel injection restoring control) is started at times t6 and t7 when reduced up to " starting hydraulic pressure " without causing an acceleration feeling even if engine output increases when shifting down on the basis of the deceleration will of the driver. Afterwards, a shift progress rate E for determining the finish of the engine output increase control is set by taking into consideration a response delay (Tsd + Td + Te) of a system on the finish of the engine output increase control to a shift progress rate (SftR = 100 %) after a shift. The engine output increase control is finished by determining as becoming a predetermined state of substantially finishing a down shift when the shift progress rate SftR reaches the shift progress rate E in the engine output increase control. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、運転者の減速意思に基づいて実行されるダウンシフトの制御技術を改良した自動変速機の制御装置に関する発明である。   The present invention relates to a control device for an automatic transmission that has improved downshift control technology that is executed based on the driver's intention to decelerate.

近年の自動車の自動変速機は、油圧制御回路が切り換えられて油圧クラッチやブレーキ等の複数の摩擦系係合要素の係合状態が変更されることにより複数の変速段が達成される構成のものが多いが、このような自動変速機では、下り坂などでアクセルをＯＦＦ状態としても十分なエンジンブレーキ力が得られない場合、運転者がオーバードライブスイッチをＯＦＦしたり、シフトレバーをＤレンジからＳレンジ、Ｌレンジへ切り換えたりなどして、ダウンシフトを行わせることにより、エンジンブレーキ力を増大させるようにしている。   Recent automatic transmissions for automobiles have a configuration in which a plurality of shift stages are achieved by changing the engagement state of a plurality of friction system engagement elements such as a hydraulic clutch and a brake by switching a hydraulic control circuit. However, in such an automatic transmission, if sufficient engine braking force cannot be obtained even when the accelerator is turned off due to a downhill or the like, the driver turns off the overdrive switch or shifts the shift lever from the D range. The engine braking force is increased by performing a downshift by switching to the S range or the L range.

ところで、このようなアクセルＯＦＦ状態で、運転者の減速意思（減速操作等）に基づいてエンジンブレーキ力を増大させるためのダウンシフトが行われる場合、ダウンシフトによって自動変速機の変速比が大きくなるため、それだけエンジンの回転速度を上昇させる必要がある。しかし、このようなエンジンブレーキを必要とする運転モードにおいては、スロットル弁が通常閉じられているため、ダウンシフト後の変速段を達成するための摩擦係合要素によるトルク伝達によって、アウトプット側のトルクがエンジン側へ伝達されることにより、エンジン回転速度が上昇させられることになる。このため、変速時間が長くなって必要なタイミングでエンジンブレーキの効果が得られなかったり、エンジン回転速度の上昇に伴うイナーシャトルクが車両の制動トルクとなって現れ、一時的にエンジンブレーキ力が増大して変速ショックを生じると言う問題があった。また、自動変速機の油圧制御などにより摩擦係合要素の伝達トルクを急増させると、エンジン回転速度が速やかに上昇して変速時間が短くなるものの、制動トルクが急増して変速ショックが一層大きくなってしまう。   By the way, when the downshift for increasing the engine braking force is performed based on the driver's intention to decelerate (deceleration operation, etc.) in such an accelerator OFF state, the gear ratio of the automatic transmission is increased by the downshift. Therefore, it is necessary to increase the engine speed accordingly. However, in such an operation mode that requires engine braking, since the throttle valve is normally closed, torque transmission by the friction engagement element to achieve the shift stage after the downshift causes the output side to As the torque is transmitted to the engine side, the engine speed is increased. For this reason, the engine braking effect cannot be obtained at the necessary timing due to the longer shift time, or the inertia torque that accompanies the increase in engine rotation speed appears as the vehicle braking torque, temporarily increasing the engine braking force As a result, there is a problem that a shift shock occurs. Also, if the transmission torque of the friction engagement element is suddenly increased by hydraulic control of the automatic transmission or the like, the engine speed will rise rapidly and the shift time will be shortened, but the braking torque will suddenly increase and the shift shock will become even greater. End up.

このような問題を解決することを目的として、特許文献１（特許第２９２４４６３号公報）の制御技術が提案されている。このものは、アクセルが略ＯＦＦ状態で自動変速機がエンジンブレーキの作用する低速段へダウンシフトされる際にエンジン出力を一時的に増大させるエンジン出力増大手段と、ダウシフトに際して例えば油圧制御回路を切り換える変速出力時点などの予め定められた計測開始時点からの経過時間を計測するタイマと、ダウンシフトの際に解放される高速段側の摩擦係合要素にすべりが生じ始めた後、そのダウンシフトの際に係合させられる低速段摩擦係合要素が完全係合させられるまでの間に、エンジン回転速度が上昇するように、前記タイマによって計測された経過時間に基づいてエンジン出力増大手段によるエンジン出力増大制御を開始し、その開始タイミングを前記摩擦係合要素の係合、解放遅れ時間及びエンジン出力の増大遅れ時間の少なくとも一方に影響を与える車両の作動状態（具体的には油圧制御回路内の油温やエンジン回転速度）に基づいて設定する構成となっている。   In order to solve such a problem, a control technique of Patent Document 1 (Japanese Patent No. 2924463) has been proposed. This switches between an engine output increasing means for temporarily increasing the engine output when the automatic transmission is downshifted to a low speed stage where the engine brake is applied when the accelerator is substantially OFF, and a hydraulic control circuit for example during the downshift. A timer that measures the elapsed time from a predetermined measurement start time, such as a shift output time point, and the slippage of the friction engagement element on the high-speed stage that is released during the downshift, The engine output by the engine output increasing means is based on the elapsed time measured by the timer so that the engine rotational speed increases until the low-speed stage friction engagement element that is engaged at the time is completely engaged. Increase control is started, and the start timing is determined when the friction engagement element is engaged, the release delay time, and the engine output increase delay The operating condition of the vehicle affecting at least one (specifically the oil temperature and the engine rotational speed in the hydraulic control circuit) has a configuration which is set based on.

また、この特許文献１には、自動変速機の摩擦係合要素が実際に解放されたり係合したりするまでには遅れ時間が有り、また、エンジン出力を増大させるためにスロットル開き制御がなされた後、エンジン出力が実際に上昇するまでにも遅れ時間があるため、これらの遅れ時間を考慮して開始タイミングを設定することで、変速ショックを抑制しながら変速時間が短縮されることが開示され、さらに、高速段側の摩擦係合要素にすべりが生じ始めるタイミングに合わせてエンジンが吹き上がるようにスロットル弁の開き制御を行うことが望ましいことも開示されている。
特許第２９２４４６３号公報（第１頁〜第３頁等） Further, in Patent Document 1, there is a delay time until the frictional engagement element of the automatic transmission is actually released or engaged, and throttle opening control is performed to increase the engine output. After that, since there is a delay time until the engine output actually increases, it is disclosed that the shift time can be shortened while suppressing the shift shock by setting the start timing in consideration of these delay times. Further, it is also disclosed that it is desirable to control the opening of the throttle valve so that the engine blows up in accordance with the timing at which the frictional engagement element on the high speed side starts to slip.
Japanese Patent No. 2924463 (first page to third page, etc.)

しかしながら、上記エンジン出力増大制御が適切に開始されたとしても、その終了タイミングが適切でないと、不快なショックを誘起してしまう。例えば、前記ダウンシフトにおいて、係合側の摩擦係合要素が十分な伝達トルク容量を持って、当該ダウンシフトがほぼ終了する状態に達した後までエンジン出力増大制御を継続していると、増大されたエンジン出力により低速段側のギヤにて車両が加速させられることになり、押し出し感となる不快なショックが発生する。これとは反対に、係合側の摩擦係合要素が、前記ダウンシフトを終了させるには未だ十分な伝達トルク容量を持たない状況でエンジン出力増大制御を終了させてしまうと、当該ダウンシフトの進行が減速される方向に作用して変速時間が短縮されないばかりか、制御終了に伴うエンジントルクの減少と車両側から加えられるコーストトルクとによって、強い減速ショックが発生する。   However, even if the engine output increase control is properly started, if the end timing is not appropriate, an unpleasant shock is induced. For example, in the downshift, if the engagement side frictional engagement element has a sufficient transmission torque capacity and the engine output increase control is continued until after the downshift has almost been completed, the increase will occur. The vehicle output is accelerated by the low-speed gear by the engine output thus generated, and an unpleasant shock that causes a feeling of extrusion occurs. On the contrary, if the frictional engagement element on the engagement side ends the engine output increase control in a situation where the transmission torque capacity is not yet sufficient to end the downshift, the downshift Not only is the shift speed reduced by acting in the direction in which the travel is decelerated, but a strong deceleration shock is generated by the decrease in engine torque accompanying the end of control and the coast torque applied from the vehicle side.

本発明はこの様な事情を考慮してなされたものであり、本発明の目的は、運転者の減速意思に基づいてダウンシフトを行う際に、エンジン出力増大制御の終了タイミングを精度良く設定することができて、エンジン出力増大制御の終了時の押し出し感や減速ショック等の不快なショックを防止できる自動変速機の制御装置を提供することにある。   The present invention has been made in consideration of such circumstances, and an object of the present invention is to accurately set the end timing of the engine output increase control when performing a downshift based on the driver's intention to decelerate. Another object of the present invention is to provide a control device for an automatic transmission that can prevent unpleasant shocks such as push-out feeling and deceleration shock at the end of engine output increase control.

上記目的を達成するために、請求項１に係る発明は、運転者の減速意思に基づいて変速機構がダウンシフトされる際に、運転者のアクセル操作によらずエンジン出力を増大させるエンジン出力増大制御を実行するエンジン出力増大制御手段を備えた自動変速機の制御装置において、出力増大終了タイミング制御手段によって、当該ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断したときにエンジン出力増大制御の終了タイミングと判断するようにしたものである。このようにすれば、運転者の減速意思に基づいてダウンシフトを行う際に、係合側の摩擦係合要素がダウンシフト完了に必要な伝達トルク容量となったタイミングに合わせてエンジン出力を本来の値（出力増大の無い値）にまで低下させることができ、エンジン出力増大制御の終了時の押し出し感や減速ショック等の不快なショックを防止できる。   In order to achieve the above object, the invention according to claim 1 is directed to an engine output increase that increases the engine output regardless of the driver's accelerator operation when the speed change mechanism is downshifted based on the driver's intention to decelerate. In an automatic transmission control device having an engine output increase control means for executing control, the engine output increase when the output increase end timing control means determines that the downshift is substantially finished. This is determined to be the control end timing. In this way, when the downshift is performed based on the driver's intention to decelerate, the engine output is originally adjusted in accordance with the timing when the engagement side frictional engagement element becomes the transmission torque capacity necessary for completing the downshift. (Value without increase in output) can be reduced, and unpleasant shocks such as a feeling of push-out and deceleration shock at the end of the engine output increase control can be prevented.

この場合、ダウンシフト時にギヤ比が変速後ギヤ比に達した時点でダウンシフト完了と判断できることを考慮して、請求項２のように、エンジン出力増大制御中に変速後ギヤ比に対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定のギヤ比まで変速が進行した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしても良い。このようにすれば、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを見込んで、エンジン出力増大制御の終了タイミングをより適正に設定することができる。   In this case, considering that it is possible to determine that the downshift is complete when the gear ratio reaches the post-shift gear ratio at the time of downshift, as described in claim 2, The engine output is determined by determining that the downshift is substantially completed at the time when the shift proceeds to a predetermined gear ratio set in consideration of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control. You may make it complete | finish increase control. In this way, the end timing of the engine output increase control can be set more appropriately in view of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control.

また、ダウンシフト時に変速機構の入力軸回転速度が、出力軸回転速度と変速後ギヤ比とから求められる変速後同期回転速度に達した時点でダウンシフト完了と判断できることを考慮して、請求項３のように、エンジン出力増大制御中に変速機構の入力軸回転速度が、出力軸回転速度と変速後ギヤ比とから求められる変速後同期回転速度に対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定量だけ低い回転速度に達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしても良い。このようにしても、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを見込んで、エンジン出力増大制御の終了タイミングをより適正に設定することができる。   In addition, it is possible to determine that the downshift is completed when the input shaft rotational speed of the transmission mechanism reaches the post-shift synchronous rotational speed obtained from the output shaft rotational speed and the post-shift gear ratio during the downshift. 3, during the engine output increase control, the input shaft rotation speed of the speed change mechanism is related to the end of the engine output increase control with respect to the post-shift synchronous rotation speed obtained from the output shaft rotation speed and the post-shift gear ratio. The engine output increase control is terminated when it is determined that the downshift has been substantially terminated at a point of time when the rotational speed reaches a predetermined low speed set in consideration of a response delay of the system. Also good. Even in this case, the end timing of the engine output increase control can be set more appropriately in view of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control.

また、ダウンシフト時に係合制御される摩擦係合要素の伝達トルク容量が、変速後の分担トルク相当値に達した時点でダウンシフト完了と判断できることを考慮して、請求項４のように、エンジン出力増大制御中に係合制御される摩擦係合要素の伝達トルク容量が、変速後の分担トルク相当値に対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定量だけ低い伝達トルク容量に達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしても良い。このようにしても、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを見込んで、エンジン出力増大制御の終了タイミングをより適正に設定することができる。   Further, in consideration of the fact that it is possible to determine that the downshift has been completed when the transmission torque capacity of the friction engagement element that is controlled to be engaged during the downshift reaches a value equivalent to the shared torque after the shift. The transmission torque capacity of the friction engagement element to be engaged during engine output increase control is set in consideration of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control with respect to the shared torque equivalent value after the shift. Alternatively, the engine output increase control may be terminated when it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached when the transmission torque capacity lower by a predetermined amount is reached. Even in this case, the end timing of the engine output increase control can be set more appropriately in view of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control.

また、請求項５のように、エンジン出力増大制御中に前記ダウンシフトが終了するタイミング（以下「予測ダウンシフト終了タイミング」という）を予測し、この予測ダウンシフト終了タイミングに対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定時間だけ早いタイミングに達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしても良い。このようにしても、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを見込んで、エンジン出力増大制御の終了タイミングをより適正に設定することができる。   Further, the timing at which the downshift ends during engine output increase control (hereinafter referred to as “predicted downshift end timing”) is predicted as in claim 5, and the engine output increase with respect to the predicted downshift end timing. The engine output increase control is terminated when it is determined that the downshift is in a predetermined state when it reaches a timing earlier by a predetermined time set in consideration of the response delay of the system related to the end of the control. You may make it do. Even in this case, the end timing of the engine output increase control can be set more appropriately in view of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control.

また、請求項６のように、エンジン出力増大制御中に、変速機構の入力軸回転速度が、出力軸回転速度と変速後ギヤ比とから求められる予想変速後同期回転速度に到達するタイミング（以下「予測同期タイミング」という）を予測し、この予測同期タイミングに対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定時間だけ早いタイミングに達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしても良い。このようにしても、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを見込んで、エンジン出力増大制御の終了タイミングをより適正に設定することができる。   According to the sixth aspect of the present invention, during the engine output increase control, the timing at which the input shaft rotational speed of the speed change mechanism reaches the expected post-shift synchronous rotational speed determined from the output shaft rotational speed and the post-shift gear ratio (hereinafter, The predicted down timing is referred to as “predicted synchronization timing”, and when the timing reaches a timing earlier than the predicted synchronization timing by a predetermined time set in consideration of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control, The engine output increase control may be terminated after determining that a predetermined state is reached in which the shift is substantially completed. Even in this case, the end timing of the engine output increase control can be set more appropriately in view of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control.

この場合、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れは、演算処理の簡略化のために予め設定した固定値としても良いが、請求項７のように、エンジン出力増大制御手段に対してエンジン出力増大制御の終了指令を発してから実際にエンジン出力の増大が無くなるまでの応答遅れ時間を、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れの時間として演算する応答遅れ演算手段を設けるようにしても良い。このようにすれば、応答遅れ時間を精度良く設定することができ、エンジン出力増大制御の終了タイミングの精度を更に高めることができる。   In this case, the response delay of the system related to the end of the engine output increase control may be a fixed value set in advance to simplify the arithmetic processing. Response delay calculation means is provided for calculating the response delay time from when the engine output increase control end command is issued until the engine output actually stops increasing as the response delay time of the system related to the end of the engine output increase control. Anyway. In this way, the response delay time can be set with high accuracy, and the accuracy of the end timing of the engine output increase control can be further increased.

また、請求項８のように、エンジン出力増大制御中にスロットルバルブを開放して吸入空気量を増加させるスロットル制御手段を設ける場合は、スロットル制御手段に対して開度指令を出力してから実際に前記スロットルバルブが指令開度に駆動されるまでのスロットル系の応答遅れ時間を見込んで、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れの時間を演算するようにしても良い。このようにすれば、スロットル系の応答遅れ時間を精度良く設定することができ、エンジン出力増大制御の終了タイミングの精度を更に高めることができる。   Further, as in claim 8, when the throttle control means for opening the throttle valve and increasing the intake air amount during the engine output increase control is provided, the actual opening degree command is output to the throttle control means. Alternatively, the response delay time of the system related to the end of the engine output increase control may be calculated in consideration of the response delay time of the throttle system until the throttle valve is driven to the command opening. In this way, the response delay time of the throttle system can be set with high accuracy, and the accuracy of the end timing of the engine output increase control can be further improved.

或は、請求項９のように、エンジン出力増大制御中にスロットルバルブを開放して吸入空気量を増加させるスロットル制御手段を設ける場合は、実際にスロットルバルブが指令開度に駆動されてから実際にエンジン出力が応答するまでのスロットル系の応答遅れ時間を考慮して、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れの時間を演算するようにしても良い。このようにしても、スロットル系の応答遅れ時間を精度良く設定することができ、エンジン出力増大制御の終了タイミングの精度を更に高めることができる。   Alternatively, when the throttle control means for opening the throttle valve and increasing the intake air amount during the engine output increase control as in claim 9 is provided, the throttle valve is actually driven to the command opening after the throttle valve is actually driven. The response delay time of the system related to the end of the engine output increase control may be calculated in consideration of the response delay time of the throttle system until the engine output responds. Even in this case, the response delay time of the throttle system can be set with high accuracy, and the accuracy of the end timing of the engine output increase control can be further improved.

また、請求項１０のように、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態を車体減速度を考慮して判断するようにしても良い。このようにすれば、路面勾配による走行抵抗の変化やブレーキ操作の有無、ブレーキ操作力の大小によって、ダウンシフト中に車速が変化して変速後同期回転速度が変化してしまうことによる変速時間の変化に対しても、適正にエンジン出力増大制御を終了させることができる。   Further, as in claim 10, the predetermined state in which the downshift is substantially finished may be determined in consideration of the vehicle deceleration. In this way, the shift time of the shift time due to the change in the running resistance due to the road surface gradient, the presence or absence of the brake operation, the magnitude of the brake operation force, the vehicle speed changes during the downshift and the post-shift synchronous rotation speed changes. The engine output increase control can be properly terminated even for the change.

また、請求項１１のように、エンジン出力増大制御中に燃料カットを復帰させて燃料噴射を再開させる燃料カット復帰手段を設けた場合は、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断したときに前記燃料カット復帰手段による燃料噴射を終了するようにすると良い。このようにすれば、燃料噴射の終了タイミングを適正に設定することができる。   Further, as described in claim 11, when the fuel cut return means for returning the fuel cut and restarting the fuel injection during the engine output increase control is provided, it is assumed that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is obtained. When it is determined, the fuel injection by the fuel cut return means is preferably terminated. In this way, the end timing of fuel injection can be set appropriately.

この場合、請求項１２のように、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態を、燃料カット復帰手段に対して燃料噴射の終了指令を発してから実際にエンジン出力の増大が無くなるまでの応答遅れ時間を考慮して設定すると共に、この応答遅れ時間をエンジンが２回転するのに要する時間に設定するようにしても良い。ここで、応答遅れ時間をエンジンが２回転するのに要する時間に設定する理由は、燃料噴射の変化がエンジン出力の変化として現れるまでの標準的な応答遅れ時間がエンジン２回転分の時間であるためである。このように、応答遅れ時間をエンジン２回転分の時間に設定すれば、エンジン回転速度の違いによるタイミングのずれを補正することができる。   In this case, as in the twelfth aspect, the predetermined state in which the downshift is substantially completed is a response from when the fuel injection end command is issued to the fuel cut return means until the engine output no longer increases. While setting the delay time in consideration, the response delay time may be set to a time required for the engine to make two revolutions. Here, the reason why the response delay time is set to the time required for the engine to make two revolutions is the standard response delay time until the change in fuel injection appears as a change in the engine output. Because. Thus, if the response delay time is set to a time corresponding to two engine revolutions, a timing shift due to a difference in engine rotation speed can be corrected.

以下、本発明を実施するための最良の形態を具体化した３つの実施例１〜３を説明する。   Hereinafter, three Examples 1 to 3 embodying the best mode for carrying out the present invention will be described.

本発明の実施例１を図１乃至図２０に基づいて説明する。
まず、図１に基づいて内燃機関であるエンジン１１の制御システム全体の概略構成を説明する。エンジン１１の吸気管１２の上流側にはエアクリーナ１３が装着され、その下流側には吸入空気量Ｇa を測定するエアフローメータ１４が設置され、更に、その下流側にスロットルバルブ１５が設けられている。このスロットルバルブ１５の回動軸１５ａにはＤＣモータ等のモータ１７が連結され、このモータ１７の駆動力によってスロットルバルブ１５の開度（スロットル開度）が制御され、このスロットル開度がスロットル開度センサ１８によって検出される。 A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
First, a schematic configuration of the entire control system of the engine 11 which is an internal combustion engine will be described with reference to FIG. An air cleaner 13 is mounted on the upstream side of the intake pipe 12 of the engine 11, an air flow meter 14 for measuring the intake air amount Ga is installed on the downstream side thereof, and a throttle valve 15 is further provided on the downstream side thereof. . A motor 17 such as a DC motor is connected to the rotating shaft 15a of the throttle valve 15. The opening of the throttle valve 15 (throttle opening) is controlled by the driving force of the motor 17, and the throttle opening is controlled by the throttle opening. It is detected by the degree sensor 18.

スロットルバルブ１５を通過した吸入空気をエンジン１１の各気筒に導入する吸気マニホールド１９には、インジェクタ２０が取り付けられ、また、エンジン１１の各気筒のシリンダヘッドには点火プラグ２１が取り付けられている。エンジン１１のクランク軸２２に嵌着されたシグナルロータ２３の外周に対向してクランク角センサ２４が設置され、このクランク角センサ２４から出力されるエンジン回転速度信号ＮｅのパルスがエンジンＥＣＵ２５に取り込まれ、このエンジン回転速度信号Ｎｅの発生周波数によってエンジン回転速度が検出される。   An injector 20 is attached to an intake manifold 19 that introduces intake air that has passed through the throttle valve 15 into each cylinder of the engine 11, and a spark plug 21 is attached to a cylinder head of each cylinder of the engine 11. A crank angle sensor 24 is installed facing the outer periphery of the signal rotor 23 fitted to the crankshaft 22 of the engine 11, and a pulse of the engine rotation speed signal Ne output from the crank angle sensor 24 is taken into the engine ECU 25. The engine speed is detected based on the generation frequency of the engine speed signal Ne.

一方、アクセルペダル２６の踏込量（アクセル操作量）がアクセルセンサ２７によって検出され、このアクセル操作量に応じた電圧信号Ａｐが電子制御ユニット２５にＡ／Ｄ変換器２８を介して取り込まれる。また、エアフローメータ１４で検出した吸入空気量Ｇa やスロットル開度センサ１８で検出したスロットル開度ＴＡの各電圧信号も、エンジンＥＣＵ２５にＡ／Ｄ変換器２８を介して取り込まれる。   On the other hand, the depression amount (accelerator operation amount) of the accelerator pedal 26 is detected by the accelerator sensor 27, and the voltage signal Ap corresponding to the accelerator operation amount is taken into the electronic control unit 25 via the A / D converter 28. Further, the intake air amount Ga detected by the air flow meter 14 and the voltage signals of the throttle opening TA detected by the throttle opening sensor 18 are also taken into the engine ECU 25 via the A / D converter 28.

このエンジンＥＣＵ２５は、ＣＰＵ２９、ＲＯＭ３０、ＲＡＭ３１等を備えたマイクロコンピュータを主体として構成され、ＲＯＭ３０に記憶されているエンジン制御用の各種ルーチンをＣＰＵ２９で実行することで、点火プラグ２１の点火時期を制御すると共に、インジェクタ駆動回路４５を介してインジェクタ２０に与える噴射信号のパルス幅を制御し、燃料噴射量を制御する。   The engine ECU 25 is composed mainly of a microcomputer including a CPU 29, a ROM 30, a RAM 31, and the like, and controls various ignition control routines stored in the ROM 30 by the CPU 29, thereby controlling the ignition timing of the spark plug 21. At the same time, the pulse width of the injection signal applied to the injector 20 via the injector drive circuit 45 is controlled to control the fuel injection amount.

また、エンジンＥＣＵ２５は、ＲＯＭ３０に記憶されているスロットル制御用の各種ルーチンをＣＰＵ２９で実行することで、スロットル開度センサ１８で検出したスロットル開度を目標スロットル開度に一致させるように、モータ駆動回路３２を介してスロットルバルブ１５のモータ１７をＰＩＤ制御等によりフィードバック制御する。尚、電子スロットルシステムの異常時には、モータ駆動回路３２からモータ１７への通電路中に設けられた安全回路４６が作動して、モータ１７への通電がＯＦＦされた状態に保たれる。この状態では、退避走行を可能にするために、スロットル開度が所定開度に保持される。   Further, the engine ECU 25 executes various throttle control routines stored in the ROM 30 by the CPU 29 so that the throttle opening detected by the throttle opening sensor 18 matches the target throttle opening. The motor 17 of the throttle valve 15 is feedback-controlled by PID control or the like via the circuit 32. When the electronic throttle system is abnormal, the safety circuit 46 provided in the energization path from the motor drive circuit 32 to the motor 17 is activated, and the energization to the motor 17 is kept off. In this state, the throttle opening is held at a predetermined opening in order to enable retreat travel.

次に、図２及び図３に基づいて自動変速機５１の概略構成を説明する。図３に示すように、エンジン１１の出力軸には、トルクコンバータ５２の入力軸５３が連結され、このトルクコンバータ５２の出力軸５４に、油圧駆動式の変速歯車機構５５（変速機構）が連結されている。トルクコンバータ５２の内部には、流体継手を構成するポンプインペラ７１とタービンランナ７２が対向して設けられ、ポンプインペラ３１とタービンランナ７２との間には、オイルの流れを整流するステータ７３が設けられている。ポンプインペラ７１は、トルクコンバータ５２の入力軸５３に連結され、タービンランナ３２は、トルクコンバータ５２の出力軸５４に連結されている。   Next, a schematic configuration of the automatic transmission 51 will be described with reference to FIGS. As shown in FIG. 3, an input shaft 53 of a torque converter 52 is connected to the output shaft of the engine 11, and a hydraulically driven transmission gear mechanism 55 (transmission mechanism) is connected to the output shaft 54 of the torque converter 52. Has been. Inside the torque converter 52, a pump impeller 71 and a turbine runner 72 constituting a fluid coupling are provided to face each other, and a stator 73 that rectifies the flow of oil is provided between the pump impeller 31 and the turbine runner 72. It has been. The pump impeller 71 is connected to the input shaft 53 of the torque converter 52, and the turbine runner 32 is connected to the output shaft 54 of the torque converter 52.

また、トルクコンバータ５２には、入力軸５３側と出力軸５４側との間を係合又は切り離しするためのロックアップクラッチ５６が設けられている。エンジンの出力トルクは、トルクコンバータ５２を介して変速歯車機構５５に伝達され、変速歯車機構５５の複数のギヤ（遊星歯車等）で変速されて、車両の駆動輪（前輪又は後輪）に伝達される。   The torque converter 52 is provided with a lockup clutch 56 for engaging or disengaging between the input shaft 53 side and the output shaft 54 side. The output torque of the engine is transmitted to the transmission gear mechanism 55 via the torque converter 52, is shifted by a plurality of gears (such as planetary gears) of the transmission gear mechanism 55, and is transmitted to the drive wheels (front wheels or rear wheels) of the vehicle. Is done.

変速歯車機構５５には、複数の変速段を切り換えるための摩擦係合要素である複数のクラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２とブレーキＢ０，Ｂ１が設けられ、図４に示すように、これら各クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２と各ブレーキＢ０，Ｂ１の係合／解放を油圧で切り換えて、動力を伝達するギヤの組み合わせを切り換えることによって変速比を切り換えるようになっている。   The transmission gear mechanism 55 is provided with a plurality of clutches C0, C1, C2 and brakes B0, B1, which are friction engagement elements for switching a plurality of shift stages. As shown in FIG. The gear ratio is switched by switching engagement / release of C1 and C2 and the brakes B0 and B1 with hydraulic pressure and switching a combination of gears for transmitting power.

尚、図４は４速自動変速機のクラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２とブレーキＢ０，Ｂ１の係合の組合せを示すもので、○印はその変速段で係合状態（トルク伝達状態）に保持されるクラッチとブレーキを示し、無印は解放状態を示している。例えば、Ｄレンジのスロットル踏み込み状態では、車速が上がるにつれて、１速、２速、３速、４速へとアップシフトしていく。１速から２速への変速では、Ｃ０及びＢ０の係合からＢ０を解放し、新たにＢ１を係合する。２速から３速への変速では、Ｃ０及びＢ１の係合からＢ１を解放し、新たにＣ２を係合する。３速から４速への変速では、Ｃ０及びＣ２の係合からＣ０を解放し、新たにＢ１を係合する。   FIG. 4 shows a combination of engagement of the clutches C0, C1, C2 and the brakes B0, B1 of the four-speed automatic transmission, and the mark “O” is held in the engaged state (torque transmission state) at the gear stage. The clutch and brake are shown, and the unmarked state shows the released state. For example, in the throttle depression state of the D range, as the vehicle speed increases, it is upshifted to first speed, second speed, third speed, and fourth speed. In the shift from the first speed to the second speed, B0 is released from the engagement of C0 and B0, and B1 is newly engaged. In the shift from the second speed to the third speed, B1 is released from the engagement of C0 and B1, and C2 is newly engaged. In the shift from the third speed to the fourth speed, C0 is released from the engagement of C0 and C2, and B1 is newly engaged.

ここで、例えば、２速から３速への変速時に、Ｂ１が何らかの原因で油圧が低圧状態にならず係合状態で固定された場合は、Ｃ２を係合することにより、インターロックが発生して駆動輪が停止してしまうことを回避するフェールセーフ機構を設けている。具体的には、変速歯車機構５５内の各クラッチに作用する油圧を検出できる位置に各クラッチ毎に油圧スイッチ（図示せず）をフェール検出手段として設置している。この油圧スイッチは、実油圧が閾値以上のときにＯＮ（Ｈｉ出力）し、実油圧が閾値未満のときにＯＦＦ（Ｌｏ出力）するように構成され、この油圧スイッチの出力（実油圧）と油圧指令値との関係が合致するか否かを判定することで、異常のあるクラッチを検出するようにしている。この検出結果に基づき、上記のようなインターロックが発生する変速段に変速しないように制御している。   Here, for example, at the time of shifting from the second speed to the third speed, if B1 is fixed in the engaged state instead of being in a low pressure state for some reason, the interlock is generated by engaging C2. Therefore, a fail-safe mechanism is provided to prevent the drive wheels from stopping. Specifically, a hydraulic switch (not shown) is provided as a fail detection means for each clutch at a position where the hydraulic pressure acting on each clutch in the transmission gear mechanism 55 can be detected. This hydraulic switch is configured to be turned on (Hi output) when the actual hydraulic pressure is greater than or equal to the threshold value, and is turned off (Lo output) when the actual hydraulic pressure is less than the threshold value. By determining whether or not the relationship with the command value matches, an abnormal clutch is detected. Based on the detection result, control is performed so as not to shift to the gear position where the above interlock occurs.

図２に示すように、変速歯車機構５５には、エンジン動力で駆動される油圧ポンプ５８が設けられ、作動油（オイル）を貯溜するオイルパン（図示せず）内には、油圧制御回路５７が設けられている。この油圧制御回路５７は、ライン圧制御回路５９、自動変速制御回路６０、ロックアップ制御回路６１、手動切換弁６６等から構成され、オイルパンから油圧ポンプ５８で汲み上げられた作動油がライン圧制御回路５９を介して自動変速制御回路６０とロックアップ制御回路６１に供給される。ライン圧制御回路５９には、油圧ポンプ５８からの油圧を所定のライン圧に制御するライン圧制御用の油圧制御弁（図示せず）が設けられ、自動変速制御回路６０には、変速歯車機構５５の各クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２と各ブレーキＢ０，Ｂ１に供給する油圧を制御する複数の変速用の油圧制御弁（油圧制御手段）が設けられている。また、ロックアップ制御回路６１には、ロックアップクラッチ５６に供給する油圧を制御するロックアップ制御用の油圧制御弁（図示せず）が設けられている。   As shown in FIG. 2, the transmission gear mechanism 55 is provided with a hydraulic pump 58 driven by engine power, and a hydraulic control circuit 57 is provided in an oil pan (not shown) that stores hydraulic oil (oil). Is provided. The hydraulic control circuit 57 includes a line pressure control circuit 59, an automatic transmission control circuit 60, a lock-up control circuit 61, a manual switching valve 66, and the like. The hydraulic oil pumped up from the oil pan by the hydraulic pump 58 is controlled by the line pressure. This is supplied to the automatic transmission control circuit 60 and the lockup control circuit 61 via the circuit 59. The line pressure control circuit 59 is provided with a hydraulic pressure control valve (not shown) for controlling the hydraulic pressure from the hydraulic pump 58 to a predetermined line pressure. The automatic transmission control circuit 60 includes a transmission gear mechanism. A plurality of shift hydraulic control valves (hydraulic control means) for controlling the hydraulic pressure supplied to the respective clutches C0, C1, C2 and the brakes B0, B1 are provided. The lockup control circuit 61 is provided with a lockup control hydraulic control valve (not shown) for controlling the hydraulic pressure supplied to the lockup clutch 56.

各油圧制御弁は、例えばリニアソレノイドバルブにより構成され、所定のデューティにて電圧を印加して流れる電流により発生する吸引力にて油圧を制御している。このため、油圧制御弁の電流と油圧は、密接な関係となり、電流値を制御することにより油圧を制御している。また、デューティに対する電流値のばらつきを吸収するため、電流値を自動変速機電子制御回路（以下「ＡＴ−ＥＣＵ」と表記する）７０の図示しない電流検出手段によりモニタし、電流値をフィードバック制御するようにしている。   Each hydraulic control valve is constituted by, for example, a linear solenoid valve, and controls the hydraulic pressure by a suction force generated by a flowing current by applying a voltage with a predetermined duty. For this reason, the current of the hydraulic control valve and the hydraulic pressure are closely related, and the hydraulic pressure is controlled by controlling the current value. Further, in order to absorb the variation of the current value with respect to the duty, the current value is monitored by a current detection means (not shown) of an automatic transmission electronic control circuit (hereinafter referred to as “AT-ECU”) 70 and the current value is feedback-controlled. I am doing so.

また、ライン圧制御回路５９と自動変速制御回路６０との間には、シフトレバー６５の操作に連動して切り換えられる手動切換弁６６が設けられている。シフトレバー６５がニュートラルレンジ（Ｎレンジ）又はパーキングレンジ（Ｐレンジ）に操作されているときには、自動変速制御回路６０の油圧制御弁への通電が停止（ＯＦＦ）された状態になっていても、手動切換弁６６によって変速歯車機構５５に供給する油圧が変速歯車機構５５をニュートラル状態とするように切り換えられる。   Further, a manual switching valve 66 that is switched in conjunction with the operation of the shift lever 65 is provided between the line pressure control circuit 59 and the automatic transmission control circuit 60. When the shift lever 65 is operated to the neutral range (N range) or the parking range (P range), even if the energization of the hydraulic control valve of the automatic transmission control circuit 60 is stopped (OFF), The hydraulic pressure supplied to the transmission gear mechanism 55 is switched by the manual switching valve 66 so that the transmission gear mechanism 55 is in a neutral state.

一方、変速歯車機構５５には、変速歯車機構５５の入力軸回転速度Ｎｔ（トルクコンバータ５２の出力軸回転速度）を検出する入力軸回転速度センサ６８と、変速歯車機構５５の出力軸回転速度Ｎｏを検出する出力軸回転速度センサ６９が設けられている。   On the other hand, the transmission gear mechanism 55 includes an input shaft rotation speed sensor 68 that detects an input shaft rotation speed Nt of the transmission gear mechanism 55 (an output shaft rotation speed of the torque converter 52), and an output shaft rotation speed No of the transmission gear mechanism 55. An output shaft rotation speed sensor 69 for detecting the above is provided.

これら各種センサの出力信号は、ＡＴ−ＥＣＵ７０に入力される。このＡＴ−ＥＣＵ７０は、マイクロコンピュータを主体として構成され、内蔵されたＲＯＭ（記憶媒体）に記憶された各ルーチンを実行することで、予め設定した図５の変速パターンに従って変速歯車機構５５の変速が行われるように、シフトレバー６５の操作位置や運転条件（スロットル開度、車速等）に応じて自動変速制御回路６０の各油圧制御弁への通電を制御して、変速歯車機構５５の各クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２と各ブレーキＢ０，Ｂ１に作用させる油圧を制御することによって、図４に示すように、各クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２と各ブレーキＢ０，Ｂ１の係合／解放を切り換えて、動力を伝達するギヤの組み合わせを切り換えることで、変速歯車機構５５の変速比を切り換える。   Output signals from these various sensors are input to the AT-ECU 70. The AT-ECU 70 is mainly composed of a microcomputer, and by executing each routine stored in a built-in ROM (storage medium), the transmission gear mechanism 55 shifts according to a preset shift pattern of FIG. As is performed, energization of each hydraulic control valve of the automatic transmission control circuit 60 is controlled according to the operation position of the shift lever 65 and the operating conditions (throttle opening, vehicle speed, etc.), and each clutch of the transmission gear mechanism 55 is controlled. By controlling the hydraulic pressure applied to C0, C1, C2 and each brake B0, B1, as shown in FIG. 4, the engagement / release of each clutch C0, C1, C2 and each brake B0, B1 is switched, The gear ratio of the transmission gear mechanism 55 is switched by switching the combination of gears that transmit power.

この際、ＡＴ−ＥＣＵ７０は、ダウンシフトを行う場合は、図６、図７に示すように制御する。以下の説明では、クラッチＣ０，Ｃ１，Ｃ２とブレーキＢ０，Ｂ１を総称して単に「クラッチ」と簡略化して表記する。また、ダウンシフト制御時に係合状態から解放状態に切り換えるクラッチを「解放側クラッチ」と表記し、解放状態から係合状態に切り換えるクラッチを「係合側クラッチ」と表記する。   At this time, when performing the downshift, the AT-ECU 70 performs control as shown in FIGS. In the following description, the clutches C0, C1, C2 and the brakes B0, B1 are collectively referred to simply as “clutch”. Further, a clutch that switches from an engaged state to a released state during downshift control is referred to as a “release side clutch”, and a clutch that switches from a released state to an engaged state is referred to as an “engagement side clutch”.

図６は、運転者がアクセルペダル２６を踏み込んでダウンシフトする“パワーオンダウンシフト”の制御例を示すタイムチャートであり、図７は、運転者の意思によらないダウンシフト中にエンジン出力増大制御を実行する“ＥＴＣ協調ダウンシフト”の制御例を示すタイムチャートである。   FIG. 6 is a time chart showing a control example of “power-on downshift” in which the driver depresses the accelerator pedal 26 and downshifts, and FIG. 7 shows an increase in engine output during the downshift not depending on the driver's intention. It is a time chart which shows the example of control of "ETC cooperation downshift" which performs control.

まず、図６を用いてパワーオンダウンシフトの制御例を説明する。
運転者がアクセルペダル２６を大きく踏み込んでスロットル開度が急激に開放されると、パワーオンダウンシフトと判定されて、ダウンシフトの変速指令が出力される。この時点ｔ0 で、解放側クラッチの油圧指令値を初期油圧まで低下させた後、解放側クラッチの油圧指令値を一定勾配で低下させる。これにより、解放側クラッチの係合力が低下してエンジン負荷が軽減されるため、変速歯車機構５５の入力軸回転速度Ｎｔ（トルクコンバータ５２の出力軸回転速度）が上昇し始める。 First, an example of power-on downshift control will be described with reference to FIG.
When the driver depresses the accelerator pedal 26 greatly and the throttle opening is suddenly released, it is determined as a power-on downshift, and a downshift gear shift command is output. At this time point t0, the hydraulic pressure command value for the release side clutch is lowered to the initial hydraulic pressure, and then the hydraulic pressure command value for the release side clutch is lowered with a constant gradient. As a result, the engagement force of the release side clutch is reduced and the engine load is reduced, so that the input shaft rotation speed Nt of the transmission gear mechanism 55 (the output shaft rotation speed of the torque converter 52) starts to increase.

また、ダウンシフトの変速指令が出力された時点ｔ0 で、係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になるように、係合側クラッチの油圧指令値を所定の充填油圧Ｐo に設定して、係合側クラッチに作動油を充填する充填制御を実行する。この充填制御を所定時間ｔF だけ実行して係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になった時点ｔ1 で、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧ＰｔＡｐまで低下させて充填制御を終了する。この後は、この待機油圧ＰｔＡｐによって係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態に保持される。この待機油圧ＰｔＡｐは、係合側クラッチのリターンスプリングのセット荷重相当油圧ＰｓＡｐ付近に設定されている。   In addition, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is set to a predetermined charging hydraulic pressure Po so that the engagement side clutch is in a state immediately before the engagement force is generated at the time t0 when the downshift gear shift command is output. Then, filling control for filling the engagement side clutch with hydraulic oil is executed. At the time t1 when this filling control is executed for a predetermined time tF and the engaging clutch is in a state immediately before the engagement force is generated, the hydraulic pressure command value of the engaging clutch is reduced to the standby oil pressure PtAp to perform the filling control. finish. Thereafter, the standby hydraulic pressure PtAp holds the state immediately before the engagement side clutch generates the engagement force. This standby hydraulic pressure PtAp is set near the set load equivalent hydraulic pressure PsAp of the return spring of the engagement side clutch.

その後、入力軸回転速度Ｎｔの吹き上り（Ｎｔの変化率≧判定値）を検出した時点ｔ2 で、入力軸回転速度Ｎｔの吹き上り勾配が所定値になるように解放側クラッチの油圧をフィードバック制御する。このフィードバック制御中は、解放側クラッチの油圧指令値がリターンスプリングのセット荷重相当油圧ＰｓＤｒよりも少し高くなっている。そして、変速進行割合ＳｆｔＲ［＝１００×（入力軸回転速度Ｎｔ−出力軸回転速度Ｎo ×変速前ギヤ比）／（出力軸回転速度Ｎo ×変速後ギヤ比−出力軸回転速度Ｎo ×変速前ギヤ比）］が所定値Ｂに達した時点ｔ3 で、係合側クラッチの油圧指令値を一定勾配で増加させる制御を開始する。その後、変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ａに達した時点ｔ4 で、解放側クラッチの油圧指令値を一定勾配で低下させる。   Thereafter, at the time t2 when the rising of the input shaft rotational speed Nt (Nt change rate ≧ determination value) is detected, the hydraulic pressure of the disengagement side clutch is feedback controlled so that the rising gradient of the input shaft rotational speed Nt becomes a predetermined value. To do. During this feedback control, the hydraulic pressure command value of the disengagement side clutch is slightly higher than the set spring equivalent hydraulic pressure PsDr of the return spring. The speed change rate SftR [= 100 × (input shaft rotational speed Nt−output shaft rotational speed No × pre-shift gear ratio) / (output shaft rotational speed No × post-shift gear ratio−output shaft rotational speed No × pre-shift gear) At the time t3 when the ratio)] reaches the predetermined value B, control for increasing the hydraulic pressure command value of the engaging clutch with a constant gradient is started. After that, at the time t4 when the shift progress rate SftR reaches the predetermined value A, the hydraulic pressure command value for the disengagement side clutch is decreased at a constant gradient.

そして、変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ｃに達した時点ｔ5 で、係合側クラッチの油圧指令値を最高圧に設定して、係合側クラッチの油圧を最高圧まで増加させる。このように制御することで、入力軸回転速度Ｎｔがダウンシフト先の低速段相当の回転速度に上昇するタイミングに合わせて係合側クラッチの係合力を増加させてダウンシフトを完了する。   At time t5 when the shift progress rate SftR reaches a predetermined value C, the hydraulic pressure command value for the engagement side clutch is set to the maximum pressure, and the hydraulic pressure for the engagement side clutch is increased to the maximum pressure. By controlling in this way, the engagement force of the engagement side clutch is increased in accordance with the timing at which the input shaft rotation speed Nt increases to the rotation speed corresponding to the low speed stage of the downshift destination, and the downshift is completed.

次に、図７を用いてＥＴＣ協調ダウンシフトの制御例を説明する。ＥＴＣ協調ダウンシフト実行条件が成立してダウンシフトの変速指令が出力された時点ｔ0 で、解放側クラッチの油圧指令値を待機油圧ＰｔＤｒ（解放側クラッチのリターンスプリングのセット荷重相当油圧ＰｓＤｒよりも少し低い油圧）まで速やかに低下させる。この後は、この待機油圧ＰｔＤｒによって解放側クラッチが係合力を発生する直前の状態に保持される。このようにする理由は、エンジン出力増大制御による入力軸回転速度Ｎｔの吹き上がりを促進すると共に、該エンジン出力増大制御に伴う車両の飛び出し感を抑制するためである。   Next, an example of ETC cooperative downshift control will be described with reference to FIG. At the time t0 when the ETC cooperative downshift execution condition is satisfied and the downshift gear shift command is output, the release side clutch hydraulic pressure command value is set to a standby hydraulic pressure PtDr (a set load equivalent hydraulic pressure PsDr of the release side clutch return spring). Decrease quickly to low oil pressure). Thereafter, the standby hydraulic pressure PtDr holds the state immediately before the disengagement side clutch generates the engagement force. The reason for doing this is to promote the rising of the input shaft rotation speed Nt by the engine output increase control and to suppress the feeling of vehicle jumping associated with the engine output increase control.

このＥＴＣ協調ダウンシフトにおいても、係合側クラッチの油圧制御は、パワーオンダウンシフトとほぼ同じであり、ダウンシフトの変速指令が出力された時点ｔ0 で、係合側クラッチの油圧指令値を所定の充填油圧Ｐo に設定して、係合側クラッチに作動油を充填する充填制御を実行する。この充填制御を所定時間ｔF だけ実行して係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になった時点で、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧ＰｔＡｐ（係合側クラッチのリターンスプリングのセット荷重相当油圧ＰｓＡｐ付近）まで低下させて充填制御を終了する。この後は、係合クラッチによる待機油圧ＰｔＡｐによって係合側クラッチが係合力を所望のエンブレ感が発生する状態に保持される。その後の増圧制御については、前述のパワーオンダウンシフトと同様の処理が実施される。   Also in this ETC cooperative downshift, the hydraulic pressure control of the engagement side clutch is almost the same as the power-on downshift, and at the time t0 when the downshift gear shift command is output, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is set to a predetermined value. The charging control for charging the engagement side clutch with hydraulic oil is executed. When this charging control is executed for a predetermined time tF and the state immediately before the engagement side clutch generates engagement force, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is changed to the standby oil pressure PtAp (return spring of the engagement side clutch). To the set load equivalent hydraulic pressure PsAp) to finish the filling control. Thereafter, the engagement side clutch holds the engagement force in a state where a desired emblem is generated by the standby hydraulic pressure PtAp by the engagement clutch. Subsequent pressure increase control is performed in the same manner as the power-on downshift described above.

このＥＴＣ協調ダウンシフトの特徴は、次のようにしてエンジン出力増大制御を実行することである。解放側クラッチの実油圧が待機油圧ＰｔＤｒまで低下する過程で、解放側クラッチの伝達トルク容量が小さく又は無くなって、エンジン出力が増大しても加速感を生じない“開始油圧”まで低下した時点ｔ6 で、エンジン出力増大制御を開始する。   The feature of this ETC cooperative downshift is that the engine output increase control is executed as follows. When the actual hydraulic pressure of the release side clutch decreases to the standby oil pressure PtDr, the transmission torque capacity of the release side clutch decreases or disappears, and when the engine output increases, the time point decreases to the “starting hydraulic pressure” that does not cause acceleration. Then, engine output increase control is started.

この際、解放側クラッチの実油圧が開始油圧以下に低下する時点ｔ6 を推定するために、解放側クラッチの油圧指令値に対する実油圧の応答を“１次遅れ＋むだ時間”の伝達特性にて近似し、この伝達特性にて演算した実油圧の推定値を前記開始油圧と比較し、実油圧の推定値が前記開始油圧まで低下した時点ｔ6 で、エンジン出力増大制御の開始タイミングに到達したと判定する。   At this time, in order to estimate the time point t6 when the actual hydraulic pressure of the release side clutch drops below the start hydraulic pressure, the response of the actual hydraulic pressure to the hydraulic pressure command value of the release side clutch is expressed by the transfer characteristic of “primary delay + dead time”. The estimated value of the actual hydraulic pressure calculated by this transfer characteristic is compared with the start hydraulic pressure, and at the time t6 when the estimated value of the actual hydraulic pressure decreases to the start hydraulic pressure, the start timing of the engine output increase control is reached. judge.

このエンジン出力増大制御の開始タイミングと判定された時点ｔ6 で、スロットル開度指令値を所定のスロットル開き指令値に設定してスロットル開き制御を開始し、それからやや遅れた時点ｔ7 で、燃料カットフラグ（以下「Ｆ／Ｃフラグ」と表記する）をＯＦＦして、燃料噴射復帰制御を開始し、燃料噴射を再開する。   At the time t6 when it is determined that the engine output increase control start timing is reached, the throttle opening command value is set to a predetermined throttle opening command value to start the throttle opening control. At a time t7 slightly later than that, the fuel cut flag (Hereinafter referred to as “F / C flag”) is turned OFF, fuel injection return control is started, and fuel injection is resumed.

このエンジン出力増大制御（スロットル開き制御と燃料噴射復帰制御）の開始から所定の遅れを持ってエンジン出力が増大する。このエンジン出力増大が遅れる要因として、スロットル開き制御に関しては、スロットルバルブ１５の開弁動作の応答遅れ（Ｔａ）と、スロットルバルブ１５が実際に開いた時期からエンジン出力が増大するまでの応答遅れ（Ｔｂ）があり、燃料噴射復帰制御に関しては、燃料噴射を再開してからエンジン出力が増大するまでの応答遅れ（Ｔｃ）がある。   The engine output increases with a predetermined delay from the start of the engine output increase control (throttle opening control and fuel injection return control). As a factor that delays the increase in engine output, regarding throttle opening control, the response delay (Ta) of the valve opening operation of the throttle valve 15 and the response delay from when the throttle valve 15 is actually opened until the engine output increases ( Tb), and regarding the fuel injection return control, there is a response delay (Tc) from when the fuel injection is restarted until the engine output increases.

ここで、スロットルバルブ１５の開弁動作の応答遅れ（Ｔａ）については、電子スロットルシステムのモータ１７の駆動応答性に関連したパラメータ（冷却水温、バッテリ電圧等）のマップにより演算される。また、スロットルバルブ１５の開放からエンジン出力が増大するまでの応答遅れ（Ｔｂ）については、スロットルバルブ１５の開放により増加した吸入空気がシリンダ内に吸入されてから燃焼に至るまでの遅れと、吸気流速に関連したパラメータ（エンジン回転速度、スロットル開度等）のマップにより演算される。また、燃料噴射再開からエンジン出力が増大するまでの応答遅れ（Ｔｃ）については、燃料噴射から燃焼に至るまでの時間（クランク軸が７２０℃Ａ回転するのに要する時間Ｔ７２０℃Ａ）により設定される。   Here, the response delay (Ta) of the valve opening operation of the throttle valve 15 is calculated by a map of parameters (cooling water temperature, battery voltage, etc.) related to the drive response of the motor 17 of the electronic throttle system. As for the response delay (Tb) from the opening of the throttle valve 15 to the increase in the engine output, the delay from the intake air increased by the opening of the throttle valve 15 being sucked into the cylinder until the combustion occurs, It is calculated by a map of parameters related to the flow velocity (engine speed, throttle opening, etc.). The response delay (Tc) from the restart of fuel injection to the increase in engine output is set by the time from fuel injection to combustion (time T720 ° C required for the crankshaft to rotate 720 ° C). The

前述したスロットル開き制御（エンジン出力増大制御）の開始タイミング判定により制御開始と判定されると、所望の変速時間及び変速フィーリングを実現する入力軸回転速度Ｎｔ挙動となるように設定されたスロットル開き指令値を出力して保持する。このスロットル開き指令値は、エンジン１１のフリクションロス、変速前後の入力軸回転速度Ｎｔの変化量に影響を与えるパラメータ（変速パターン［ギヤ比変化］、冷却水温、入力軸回転速度Ｎｔ等）の検出結果及び所望の変速時間に基づき設定される。更に、路面勾配の大きさや車体の減速度の大きさによってスロットル開き指令値を変更すれば、よりフィーリングを詳細に所望の状態に合わせることができる。この場合、減速時は、スロットル開き指令値を少なく、加速時は多く設定される。また、スロットル開き指令値は、エアフロメータ１４の出力にて補正されるようになっている。これにより、解放側クラッチの油圧が待機油圧ＰｔＤｒ付近に到達した時点で変速歯車機構５５の入力軸回転速度Ｎｔ（トルクコンバータ５２の出力軸回転速度）が上昇し始める。   When it is determined that the control is started by determining the start timing of the throttle opening control (engine output increase control) described above, the throttle opening that is set so that the input shaft rotational speed Nt behavior that realizes a desired shift time and shift feeling is obtained. Outputs and holds the command value. This throttle opening command value is used to detect parameters (shift pattern [gear ratio change], cooling water temperature, input shaft rotational speed Nt, etc.) that affect the friction loss of the engine 11 and the amount of change in the input shaft rotational speed Nt before and after the shift. It is set based on the result and the desired shift time. Furthermore, if the throttle opening command value is changed depending on the road surface gradient and the deceleration of the vehicle body, the feeling can be adjusted to a desired state in detail. In this case, the throttle opening command value is set to be small when decelerating and set to be large during acceleration. The throttle opening command value is corrected by the output of the air flow meter 14. As a result, the input shaft rotational speed Nt of the transmission gear mechanism 55 (the output shaft rotational speed of the torque converter 52) starts to increase when the hydraulic pressure of the release side clutch reaches the vicinity of the standby hydraulic pressure PtDr.

このエンジン出力増大制御の実行中は、最終的にダウンシフトが終了する時点（変速進行割合ＳｆｔＲが１００％となる時点）に合わせてエンジン出力増大制御による実際のエンジン出力増大を終了させるための終了判定をしつつ所定量のエンジン出力増大量を保持している。この終了判定は、前記変速進行割合ＳｆｔＲ及び該変速進行割合の単位時間ΔＴ当たりの変化量ΔＳｆｔＲにより終了指令から実際にエンジン出力増大がなくなるまでの応答遅れ分を考慮し、この応答遅れ分を相殺可能な制御終了時期は、変速進行割合ＳｆｔＲがいくつになった時点かを演算し、変速進行割合ＳｆｔＲがその演算値を上回ったか否かにて、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったか否かを判定し、エンジン出力増大制御であるスロットル開き制御及び燃料噴射復帰制御の終了時期（ｔ8 ，ｔ9 ）をそれぞれ判定する。その結果、終了時期（ｔ8 ，ｔ9 ）と判定されると、スロットル開き制御においては、スロットル開き指令値を“０”に減衰させるべく、終了制御を実施する。この終了制御では、電子スロットルの過渡再現性が確保するために所定の勾配をもってスロットル開き制御指令値を“０”まで減衰させている。また、燃料噴射復帰制御については、終了判定に従いＦ／ＣフラグをＯＮに復帰させて燃料カットを再開する。但し、エンジン回転速度の急激な低下その他の原因でエンジン１１側からの燃料カット要求が消滅した場合は、この限りでない。   During the execution of the engine output increase control, an end for ending the actual engine output increase by the engine output increase control in accordance with the time when the downshift is finally ended (the time when the shift progress rate SftR becomes 100%). A predetermined amount of engine output increase is held while making a determination. This end determination takes into account the response delay until the engine output actually stops from the end command based on the shift progress rate SftR and the change amount ΔSftR per unit time ΔT of the shift progress rate, and cancels this response delay. The possible control end timing is calculated as to when the shift progress rate SftR is reached, and the downshift is substantially ended depending on whether or not the shift progress rate SftR exceeds the calculated value. It is determined whether or not the throttle opening control and the fuel injection return control, which are engine output increase control, are ended (t8, t9). As a result, when it is determined that the end time (t8, t9) is reached, in the throttle opening control, the end control is performed in order to attenuate the throttle opening command value to "0". In this end control, the throttle opening control command value is attenuated to “0” with a predetermined gradient in order to ensure the transient reproducibility of the electronic throttle. As for the fuel injection return control, the fuel cut is restarted by returning the F / C flag to ON according to the end determination. However, this is not the case when the fuel cut request from the engine 11 side is extinguished due to a rapid decrease in engine speed or other causes.

エンジン出力増大終了応答遅れの要因として、スロットル開き制御に関しては、スロットルバルブ１５の全閉動作の応答遅れ（Ｔｄ）と、スロットルバルブ１５が実際に全閉してから実際にエンジン出力増大がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｅ）と、更に終了判定からスロットル開き指令値を“０”に減衰させるまでの時間（Ｔｓｄ）がある。また、燃料噴射復帰制御に関しては、燃料カットを再開してからエンジン出力がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｆ）がある。   Regarding the throttle opening control as a factor of the engine output increase end response delay, the response delay (Td) of the fully closing operation of the throttle valve 15 and until the engine output actually increases after the throttle valve 15 is actually fully closed. Response delay (Te) and a time (Tsd) from the end determination until the throttle opening command value is attenuated to “0”. Further, regarding the fuel injection return control, there is a response delay (Tf) from when the fuel cut is restarted until the engine output disappears.

ここで、スロットルバルブ１５の閉弁動作の応答遅れ（Ｔｄ）については、電子スロットルシステムのモータ１７の駆動応答性に関連したパラメータ（冷却水温、バッテリ電圧等）のマップにより演算される。また、スロットルバルブ１５の全閉からエンジン出力増大がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｅ）については、スロットルバルブ１５の全閉により減少した吸入空気がシリンダ内に吸入されてから燃焼に至るまでの遅れと、吸気流速に関連したパラメータ（エンジン回転速度、スロットル開度等）のマップにより演算される。また、終了判定からスロットル開き指令値を“０”に減衰させるまでの時間（Ｔｓｄ）については、スロットル開き指令値／減衰勾配により算出される。また、燃料カットを再開してからエンジン出力がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｆ）については、燃料カット再開から燃料カットを実施した気筒が燃焼行程に至るまでの時間（クランク軸が７２０℃Ａ回転するのに要する時間Ｔ７２０℃Ａ）により設定される。   Here, the response delay (Td) of the closing operation of the throttle valve 15 is calculated from a map of parameters (cooling water temperature, battery voltage, etc.) related to the drive response of the motor 17 of the electronic throttle system. The response delay (Te) from when the throttle valve 15 is fully closed until the engine output stops increasing is a delay from when the intake air reduced by the throttle valve 15 being fully closed is sucked into the cylinder until combustion occurs. , And a map of parameters related to the intake flow velocity (engine speed, throttle opening, etc.). The time (Tsd) from the end determination until the throttle opening command value is attenuated to “0” is calculated from the throttle opening command value / attenuation gradient. The response delay (Tf) from when the fuel cut is restarted until the engine output disappears is the time from when the fuel cut is restarted until the cylinder where the fuel cut is performed reaches the combustion stroke (the crankshaft rotates by 720 ° C.). Is set by the time T720 ° C. A) required for the above.

一方、解放側クラッチの油圧指令値に関しては、変速進行割合ＳｆｔＲが１００％に到達した時点で一定勾配で減衰させる。このように制御することで、ＥＴＣ協調ダウンシフトを完了する。   On the other hand, the hydraulic pressure command value for the disengagement side clutch is attenuated with a constant gradient when the shift progress rate SftR reaches 100%. By controlling in this way, the ETC cooperative downshift is completed.

以上説明した本実施例１の変速制御は、ＡＴ−ＥＣＵ７０とエンジンＥＣＵ２５とが協調して以下の各ルーチンに従って実行される。以下、これら各ルーチンの処理内容を説明する。   The shift control of the first embodiment described above is executed according to the following routines in cooperation between the AT-ECU 70 and the engine ECU 25. The processing contents of these routines will be described below.

［変速制御］
図８の変速制御ルーチンは、エンジン運転中に所定時間毎（例えば８〜３２ｍｓｅｃ毎）に実行される変速制御のメインルーチンである。本ルーチンが起動されると、まずステップ１００で、変速が必要か否か（変速指令が出力されたか否か）を判定し、変速が必要でなければ、以降の処理を行うことなく、本ルーチンを終了する。 [Shift control]
The shift control routine of FIG. 8 is a main routine of shift control that is executed at predetermined time intervals (for example, every 8 to 32 msec) during engine operation. When this routine is started, it is first determined in step 100 whether or not a shift is necessary (whether or not a shift command is output). If no shift is necessary, this routine is performed without performing the subsequent processing. Exit.

一方、変速が必要であれば、ステップ１０１に進み、後述する図９の変速種類判定ルーチンを実行して、現在の変速指令に対応する変速種類を判定する。この後、ステップ１０２に進み、ＥＴＣ協調ダウンシフト実行フラグｘＥｔｃがＥＴＣ協調ダウンシフト実行条件成立を意味するＯＮにセットされているか否かを判定し、ＯＦＦにセットされていれば、ステップ１０５に進み、変速種類に応じた変速油圧制御ルーチン（図示せず）を実行して、現在の変速指令に応じた変速段に変速して本ルーチンを終了する。   On the other hand, if a shift is necessary, the routine proceeds to step 101, where a shift type determination routine of FIG. 9 described later is executed to determine the shift type corresponding to the current shift command. Thereafter, the process proceeds to step 102, where it is determined whether or not the ETC cooperative downshift execution flag xEtc is set to ON, which means that the ETC cooperative downshift execution condition is satisfied, and if it is set to OFF, the process proceeds to step 105. Then, a shift hydraulic pressure control routine (not shown) corresponding to the shift type is executed to shift to a shift stage corresponding to the current shift command, and this routine is terminated.

これに対して、ＥＴＣ協調ダウンシフト実行フラグｘＥｔｃがＯＮにセットされていれば、ステップ１０２からステップ１０３に進み、後述する図１３のスロットル開き制御ルーチンを起動して、スロットル開き制御を実行し、次のステップ１０４で、後述する図１８の燃料噴射復帰制御ルーチンを起動して、燃料噴射復帰制御を実行する。この後、ステップ１０５に進み、後述する図１０の変速油圧制御ルーチンを実行して、現在の変速指令に応じた変速段に変速して本ルーチンを終了する。   On the other hand, if the ETC cooperative downshift execution flag xEtc is set to ON, the process proceeds from step 102 to step 103, a throttle opening control routine of FIG. In the next step 104, a fuel injection return control routine of FIG. 18 described later is started to execute fuel injection return control. Thereafter, the routine proceeds to step 105, where a shift hydraulic pressure control routine shown in FIG.

［変速種類判定］
次に、図８の変速制御ルーチンのステップ１０１で実行される図９の変速種類判定ルーチンの処理内容を説明する。本ルーチンが起動されると、まずステップ１１１で、現在の変速指令がアップシフトかダウンシフトかを判定し、アップシフトと判定されれば、ステップ１１２に進み、自動変速機５１に加わる負荷状態がパワーオン（エンジン１１側から自動変速機５１が駆動される状態）かパワーオフ（駆動輪側から自動変速機５１が駆動される状態）かを判定する。そして、この判定結果に応じて、現在の変速指令に応じた変速種類がパワーオンアップシフト（ステップ１１８）、パワーオフアップシフト（ステップ１１９）のいずれに該当するかを判定する。 [Transmission type judgment]
Next, the processing contents of the shift type determination routine of FIG. 9 executed in step 101 of the shift control routine of FIG. 8 will be described. When this routine is started, first, at step 111, it is determined whether the current shift command is an upshift or a downshift. If it is determined to be an upshift, the routine proceeds to step 112, where the load state applied to the automatic transmission 51 is determined. It is determined whether the power is on (a state where the automatic transmission 51 is driven from the engine 11 side) or the power is off (a state where the automatic transmission 51 is driven from the driving wheel side). Based on the determination result, it is determined whether the shift type corresponding to the current shift command corresponds to a power-on upshift (step 118) or a power-off upshift (step 119).

これに対して、ステップ１１１で、ダウンシフトと判定されれば、ステップ１１３に進み、自動変速機５１に加わる負荷状態がパワーオンかパワーオフかを判定し、パワーオフと判定されれば、運転者の減速意思によるダウンシフトであるか否かを判定する。ここでは、シフトレバー１６の操作によるセレクトシフト、マニュアルモードにおけるステアリング部分に搭載されたスイッチ又はシフトレバー１６での操作によるスポーツシフトのいずれかの場合、運転者の減速意思によるダウンシフトと判定する。運転者の減速意思によるダウンシフトと判定された場合、ステップ１１６に進み、ＥＴＣ協調ダウンシフト実行条件が成立しているか否かを、例えば制御性確保のために、作動油の油温が、油圧指令値に対する油圧応答の再現性の良い温度領域であるか否かを判定する。その結果、ＥＴＣ協調ダウンシフト実行条件が成立していると判定された場合は、ステップ１１７に進み、ＥＴＣ協調ダウンシフト実行フラグｘＥｔｃをＯＮにセットした後、ステップ１２１に進み、現在の変速の種類をＥＴＣ協調ダウンシフトと判定する。   On the other hand, if it is determined in step 111 that the vehicle is downshifted, the process proceeds to step 113 to determine whether the load applied to the automatic transmission 51 is power-on or power-off. It is determined whether or not the downshift is due to the person's intention to slow down. Here, in the case of either a select shift by the operation of the shift lever 16 or a sport shift by an operation of the switch mounted on the steering part or the shift lever 16 in the manual mode, it is determined that the downshift is due to the driver's intention to decelerate. If it is determined that the downshift is due to the driver's intention to decelerate, the process proceeds to step 116 to determine whether or not the ETC cooperative downshift execution condition is satisfied. It is determined whether or not the temperature range has a good reproducibility of the hydraulic response to the command value. As a result, when it is determined that the ETC cooperative downshift execution condition is satisfied, the process proceeds to step 117, the ETC cooperative downshift execution flag xEtc is set to ON, and then the process proceeds to step 121, where the current shift type Is determined as an ETC cooperative downshift.

また、前記ステップ１１５で運転者の減速意思によるダウンシフトでないと判定された場合、又は、ステップ１１６でＥＴＣ協調ダウンシフト実行条件が不成立と判定された場合は、ステップ１２２に進み、現在の変速の種類をパワーオフダウンシフトと判定する。   If it is determined in step 115 that the downshift is not due to the driver's intention to decelerate, or if it is determined in step 116 that the ETC cooperative downshift execution condition is not satisfied, the routine proceeds to step 122, where The type is determined as a power-off downshift.

一方、前記ステップ１１３で、パワーオンと判定された場合は、ＥＴＣ協調ダウンシフト制御（エンジン出力増大制御）によるパワーオンと、アクセルペダル２６の踏み込みによるパワーオンとを区別するため、ステップ１１４に進み、ＥＴＣ協調ダウンシフト実行フラグｘＥｔｃがＯＮにセットされているか否かを判定し、ＯＮにセットされていれば、ステップ１２１に進み、現在の変速の種類がＥＴＣ協調ダウンシフトと判定し、ＥＴＣ協調ダウンシフト実行フラグｘＥｔｃがＯＦＦにセットされていれば、ステップ１２０に進み、現在の変速の種類がパワーオンダウンシフトと判定する。   On the other hand, if it is determined in step 113 that the power is on, the process proceeds to step 114 in order to distinguish between power on by ETC cooperative downshift control (engine output increase control) and power on by depression of the accelerator pedal 26. Then, it is determined whether or not the ETC cooperative downshift execution flag xEtc is set to ON. If it is set to ON, the process proceeds to step 121, where the current shift type is determined to be ETC cooperative downshift, and ETC cooperation is determined. If the downshift execution flag xEtc is set to OFF, the routine proceeds to step 120, where it is determined that the current shift type is a power-on downshift.

［変速油圧制御］
図１０の変速油圧制御ルーチンは、変速種類がＥＴＣ協調ダウンシフトの場合に実行される。本ルーチンが起動されると、まずステップ１３１で、後述する図１１に示す解放側クラッチ油圧制御ルーチンを実行して、解放側クラッチの油圧を制御すると共に、次のステップ１３２で、後述する図１２に示す係合側クラッチ油圧制御ルーチンを実行して、係合側クラッチの油圧を制御する。 [Speed change hydraulic control]
The shift hydraulic pressure control routine of FIG. 10 is executed when the shift type is ETC cooperative downshift. When this routine is started, first, in step 131, a disengagement clutch oil pressure control routine shown in FIG. 11 described later is executed to control the oil pressure of the disengagement clutch, and in the next step 132, it will be described later in FIG. The engagement side clutch oil pressure control routine shown in FIG. 2 is executed to control the oil pressure of the engagement side clutch.

この後、ステップ１３３に進み、ダウンシフトが完了したか否かを、後述する制御段階フラグＦｌａｇ１＝４、且つ、Ｆｌａｇ２＝５であるか否かで判定する。そして、ダウンシフトが完了した時点で、ステップ１３４に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１とＦｌａｇ２を共に初期値「０」にリセットすると共に、その他のフラグｘＥｔｃ、ｘＥｔｃＴＳｔ、ｘＥｔｃＦＳｔ、ｘＥｔｃＴＥｄ、ｘＥｔｃＦＥｄを全て「ＯＦＦ」にリセットして、本ルーチンを終了する。   Thereafter, the process proceeds to step 133, and it is determined whether or not the downshift is completed based on whether or not a control stage flag Flag1 = 4 and Flag2 = 5 described later. Then, when the downshift is completed, the process proceeds to step 134 where both the control stage flags Flag1 and Flag2 are reset to the initial value “0”, and the other flags xEtc, xEtcTSt, xEtcFSt, xEtcTEd, xEtcFEd are all “OFF”. To end the routine.

［解放側クラッチ油圧制御］
次に、図１０の変速油圧制御ルーチンのステップ１３１で実行される図１１の解放側クラッチ油圧制御ルーチンの処理内容を説明する。本ルーチンが起動されると、まずステップ１４１で、制御段階フラグＦｌａｇ１の値が０〜３のいずれであるか否かで、現在の解放側クラッチ油圧制御の段階を判定する。この制御段階フラグＦｌａｇ１は、解放側クラッチ油圧制御の各段階に進む毎に１ずつ増加するフラグであり、初期値は０で最大値は４である。従って、解放側クラッチ油圧制御は、４段階のシーケンス制御となる。 [Release side clutch hydraulic control]
Next, the processing content of the release side clutch hydraulic pressure control routine of FIG. 11 executed in step 131 of the transmission hydraulic pressure control routine of FIG. 10 will be described. When this routine is started, first, at step 141, the current stage of the release side clutch hydraulic pressure control is determined depending on whether the value of the control stage flag Flag1 is 0-3. This control stage flag Flag1 is a flag that is incremented by 1 every time it proceeds to each stage of the release side clutch hydraulic pressure control. The initial value is 0 and the maximum value is 4. Accordingly, the release side clutch hydraulic pressure control is a four-step sequence control.

解放側クラッチ油圧制御を開始する時点ｔ0 では、制御段階フラグＦｌａｇ１は初期値（０）に設定されているため、ステップ１４２に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１を「１」にセットして、次のステップ１４３に進み、今回のＥＴＣ協調ダウンシフトで解放制御する解放側クラッチ（ｙ）の実油圧推定値Ｐｒｅａｌの初期値を当該解放側クラッチ（ｙ）の油圧指令値ＰｙＤｒで更新した後、ステップ１４４に進み、当該解放側クラッチの油圧指令値を待機油圧ＰｔＤｒに設定して、解放側クラッチに供給する油圧を待機油圧ＰｔＤｒまで低下させる（第１段階の制御）。   Since the control stage flag Flag1 is set to the initial value (0) at the time point t0 when the release side clutch hydraulic pressure control is started, the process proceeds to step 142, the control stage flag Flag1 is set to “1”, and the next step The process proceeds to 143, and after updating the initial value of the actual hydraulic pressure estimated value Preal of the release side clutch (y) to be released by the current ETC cooperative downshift with the hydraulic pressure command value PyDr of the release side clutch (y), the process proceeds to step 144. Then, the hydraulic pressure command value of the release side clutch is set to the standby hydraulic pressure PtDr, and the hydraulic pressure supplied to the release side clutch is reduced to the standby hydraulic pressure PtDr (first-stage control).

次回の本ルーチンの起動時には、既にＦｌａｇ１＝１になっているため、ステップ１４５に進み、解放側クラッチの油圧を待機油圧ＰｔＤｒに保持し、次のステップ１４６で、変速進行割合ＳｆｔＲが１００％に近い所定値Ｆに達したか否かを判定し、所定値Ｆに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。その後、変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ｆに達した時点で、ステップ１４７に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１を「２」にセットして、この第２段階の制御を終了し、第３段階の制御に移行する。   At the next start of this routine, since Flag1 is already 1, the process proceeds to step 145, where the hydraulic pressure of the disengagement side clutch is held at the standby hydraulic pressure PtDr, and in the next step 146, the shift progress rate SftR is set to 100%. It is determined whether or not the predetermined value F has been reached. If the predetermined value F has not been reached, the present routine is terminated. Thereafter, when the shift progress rate SftR reaches a predetermined value F, the process proceeds to step 147, the control stage flag Flag1 is set to “2”, the second stage control is terminated, and the third stage control is performed. Transition.

この第３段階の制御では、まずステップ１４８で、解放側クラッチの油圧指令値を一定勾配で低下させる。そして、次のステップ１４９で、解放側クラッチの油圧指令値が０以下に低下したか否かを判定し、解放側クラッチの油圧指令値が０以下に低下するまで、この第３段階の制御（油圧減圧制御）を継続する。その後、解放側クラッチの油圧指令値が最小値（０以下）まで低下した時点で、ステップ１５０に進み、制御段階フラグＦｌａｇ１を「３」にセットして、この第３段階の制御を終了し、第４段階の制御に移行する。   In this third-stage control, first, in step 148, the hydraulic pressure command value for the disengagement side clutch is decreased at a constant gradient. Then, in the next step 149, it is determined whether or not the release side hydraulic pressure command value has decreased to 0 or less, and this third stage of control (until the release side hydraulic pressure command value has decreased to 0 or less) ( Continue hydraulic pressure reduction control. Thereafter, when the hydraulic pressure command value of the release side clutch is reduced to the minimum value (0 or less), the process proceeds to step 150, the control stage flag Flag1 is set to “3”, and the control of the third stage is terminated. The process proceeds to the fourth stage control.

この第４段階の制御では、まずステップ１５１で、解放側クラッチの油圧指令値を０に設定して、解放側クラッチを完全に解放させた状態に維持する。そして、次のステップ１５２で、制御段階フラグＦｌａｇ１を「４」にセットして解放側クラッチ油圧制御を終了する。   In the control of the fourth stage, first, in step 151, the hydraulic pressure command value of the release side clutch is set to 0, and the release side clutch is maintained in a completely released state. Then, in the next step 152, the control stage flag Flag1 is set to “4”, and the release side clutch hydraulic pressure control is terminated.

［係合側クラッチ油圧制御］
次に、図１０の変速油圧制御ルーチンのステップ１３２で実行される図１２の係合側クラッチ油圧制御ルーチンの処理内容を説明する。本ルーチンが起動されると、まずステップ１６１で、制御段階フラグＦｌａｇ２の値が０〜４のいずれであるか否かで、現在の係合側クラッチ油圧制御の段階を判定する。この制御段階フラグＦｌａｇ２は、係合側クラッチ油圧制御の各段階に進む毎に１ずつ増加するフラグであり、初期値は０で最大値は５である。従って、係合側クラッチ油圧制御は、５段階のシーケンス制御となる。 [Engagement side clutch hydraulic control]
Next, the processing contents of the engagement side clutch hydraulic pressure control routine of FIG. 12 executed in step 132 of the shift hydraulic pressure control routine of FIG. 10 will be described. When this routine is started, first, in step 161, the current stage of clutch clutch hydraulic pressure control is determined based on whether the value of the control stage flag Flag2 is 0 to 4. The control stage flag Flag2 is a flag that increases by 1 each time the process proceeds to each stage of the engagement side clutch hydraulic pressure control. The initial value is 0 and the maximum value is 5. Therefore, the clutch clutch hydraulic pressure control is a five-step sequence control.

係合側クラッチ油圧制御を開始する時点ｔ0 では、制御段階フラグＦｌａｇ２は初期値（０）に設定されているため、ステップ１６２に進み、係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になるように、係合側クラッチの油圧指令値を所定の充填油圧Ｐo に設定して、係合側クラッチに作動油を充填する充填制御を実行する。そして、次のステップ１６３で、制御段階フラグＦｌａｇ２を「１」にセットした後、ステップ１６４に進み、充填制御時間をカウントするタイマｔを０にリセットして、本ルーチンを終了する。   At the time point t0 when the engagement side clutch hydraulic pressure control is started, the control stage flag Flag2 is set to the initial value (0), so the routine proceeds to step 162, where the state immediately before the engagement side clutch generates the engagement force. In this way, the hydraulic pressure command value for the engaging side clutch is set to a predetermined charging hydraulic pressure Po, and the charging control for filling the engaging side clutch with hydraulic oil is executed. Then, in the next step 163, the control stage flag Flag2 is set to “1”, and then the process proceeds to step 164, the timer t for counting the filling control time is reset to 0, and this routine is finished.

次回の本ルーチンの起動時には、既にＦｌａｇ２＝１になっているため、ステップ１６５に進み、充填制御時間タイマｔをカウントアップして、現在までの充填制御時間をカウントし、次のステップ１６６で、充填制御時間タイマｔの値が所定時間ｔF 以上になったか否かを判定し、充填制御時間が所定時間ｔF になるまでは、係合側クラッチの油圧指令値を充填油圧Ｐo に保持して、充填制御を継続する（ステップ１６９）。   At the next startup of this routine, since Flag2 = 1 is already set, the process proceeds to step 165, the filling control time timer t is counted up, the filling control time up to the present is counted, and in the next step 166, It is determined whether or not the value of the charging control time timer t has become equal to or greater than the predetermined time tF. Until the charging control time reaches the predetermined time tF, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is held at the charging hydraulic pressure Po, The filling control is continued (step 169).

ここで、所定時間ｔF は、充填制御により係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になるのに必要な時間であり、予め実験又はシミュレーション等により設定されている。   Here, the predetermined time tF is a time required for the engagement side clutch to be in a state immediately before the engagement force is generated by the filling control, and is set in advance by an experiment or a simulation.

その後、充填制御時間が所定時間ｔF になった時点（充填制御により係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態になった時点）で、ステップ１６７に進み、制御段階フラグＦｌａｇ２を「２」にセットし、次のステップ１６８で、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧ＰｔＡｐまで低下させて充填制御を終了する。この後は、待機油圧ＰｔＡｐによって係合側クラッチが係合力を発生する直前の状態に保持される。   Thereafter, when the filling control time reaches the predetermined time tF (when the engagement clutch is brought into a state immediately before generating the engagement force by the filling control), the routine proceeds to step 167 and the control stage flag Flag2 is set to “2”. In the next step 168, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is lowered to the standby hydraulic pressure PtAp, and the filling control is finished. Thereafter, the standby hydraulic pressure PtAp holds the state immediately before the engagement side clutch generates the engagement force.

係合側クラッチの油圧を待機油圧ＰｔＡｐに制御しているときには、制御段階フラグＦｌａｇ２が「２」になっているため、ステップ１７０に進み、変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ｄ（図７参照）に達したか否かを判定し、変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ｄに達するまでは、係合側クラッチの油圧指令値を待機油圧ＰｔＡｐに保持する（ステップ１７３）。   When the hydraulic pressure of the engagement side clutch is controlled to the standby hydraulic pressure PtAp, since the control stage flag Flag2 is “2”, the routine proceeds to step 170, and the shift progress rate SftR becomes the predetermined value D (see FIG. 7). It is determined whether or not it has been reached, and the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is held at the standby hydraulic pressure PtAp until the shift progress rate SftR reaches the predetermined value D (step 173).

その後、変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ｄに達した時点で、ステップ１７１に進み、制御段階フラグＦｌａｇ２を「３」にセットし、次のステップ１７２で、係合側クラッチの油圧指令値を一定勾配で増加させる制御に移行する。   Thereafter, when the shift progress rate SftR reaches the predetermined value D, the routine proceeds to step 171, where the control stage flag Flag 2 is set to “3”, and in the next step 172, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is set to a constant gradient. Shift to control to increase in.

この後、本ルーチンが起動された時は、制御段階フラグＦｌａｇ２が「３」になっているため、ステップ１７４に進み、変速進行割合ＳｆｔＲが１００％に近い所定値Ｇに達したか否かを判定し、変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ｇに達するまでは、係合側クラッチの油圧指令値を一定勾配で増加させる制御を継続する（ステップ１７７）。   Thereafter, when this routine is started, since the control stage flag Flag2 is “3”, the routine proceeds to step 174, where it is determined whether or not the shift progress rate SftR has reached a predetermined value G close to 100%. Until the shift progress rate SftR reaches the predetermined value G, the control to increase the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch with a constant gradient is continued (step 177).

その後、変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ｇに達した時点で、ステップ１７５に進み、制御段階フラグＦｌａｇ２を「４」にセットし、次のステップ１７６で、係合側クラッチの油圧指令値を最高圧に設定して、係合側クラッチの油圧を最高圧まで増加させる。このように制御することで、入力軸回転速度Ｎｔがダウンシフト先の低速段相当の回転速度に上昇するタイミングに合わせて、係合側クラッチの係合力を増加させてダウンシフトを完了する。   Thereafter, when the shift progress rate SftR reaches the predetermined value G, the process proceeds to step 175, the control stage flag Flag2 is set to “4”, and in the next step 176, the hydraulic pressure command value of the engagement side clutch is set to the maximum pressure. To increase the hydraulic pressure of the engagement side clutch to the maximum pressure. By controlling in this manner, the downshift is completed by increasing the engagement force of the engagement side clutch in accordance with the timing when the input shaft rotation speed Nt increases to the rotation speed corresponding to the low speed stage of the downshift destination.

この後、本ルーチンが起動された時は、制御段階フラグＦｌａｇ２が「４」になっているため、ステップ１７８に進み、制御段階フラグＦｌａｇ２が「４」にセットされてから所定時間が経過したか否か（つまり変速進行割合ＳｆｔＲが所定値Ｇに達してから所定時間が経過したか否か）を判定し、所定時間が経過した時点で、ステップ１７９に進み、制御段階フラグＦｌａｇ２を「５」にセットして、係合側クラッチ油圧制御を終了する。   Thereafter, when this routine is started, since the control stage flag Flag2 is “4”, the process proceeds to step 178, and whether a predetermined time has elapsed since the control stage flag Flag2 was set to “4”. (That is, whether or not a predetermined time has elapsed since the shift progress rate SftR has reached the predetermined value G). When the predetermined time has elapsed, the routine proceeds to step 179, where the control stage flag Flag2 is set to “5”. The engagement side clutch hydraulic pressure control is terminated.

［スロットル開き制御］
図１３のスロットル開き制御ルーチンは、図８の変速制御ルーチンのステップ１０３で実行されるサブルーチンであり、特許請求の範囲でいうエンジン出力増大制御手段としての役割を果たす。 [Throttle opening control]
The throttle opening control routine of FIG. 13 is a subroutine executed in step 103 of the shift control routine of FIG. 8, and serves as engine output increase control means in the claims.

本ルーチンが起動されると、まずステップ２０１で、スロットル開き制御開始フラグｘＥｔｃＴＳｔがスロットル開き制御の開始前を意味するＯＦＦであるか否かを判定し、ＯＦＦであれば、ステップ２０３に進み、後述する図１４のスロットル開き制御開始判定ルーチンを実行して、スロットル開き制御の開始タイミングであるか否かを判定し、その判定結果に応じてスロットル開き制御開始フラグｘＥｔｃＴＳｔをセット／リセットする。   When this routine is started, first, at step 201, it is determined whether or not the throttle opening control start flag xEtcTSt is OFF which means before the opening of the throttle opening control. If it is OFF, the routine proceeds to step 203, which will be described later. The throttle opening control start determination routine shown in FIG. 14 is executed to determine whether it is the start timing of throttle opening control, and the throttle opening control start flag xEtcTSt is set / reset according to the determination result.

この後、ステップ２０５に進み、スロットル開き制御開始フラグｘＥｔｃＴＳｔが引き続きＯＦＦのままであるか否かを判定し、ＯＦＦのままであれば、ステップ２０７に進み、スロットル開き制御開始前の吸入空気量の記憶値ＧａＢを現在のエアフローメータ１４の検出値Ｇａで更新して本ルーチンを終了する。   After this, the routine proceeds to step 205, where it is determined whether or not the throttle opening control start flag xEtcTSt remains OFF. If it remains OFF, the routine proceeds to step 207 where the intake air amount before the throttle opening control is started is determined. The stored value GaB is updated with the current detected value Ga of the air flow meter 14, and this routine is terminated.

これに対して、上記ステップ２０５で、スロットル開き制御開始フラグｘＥｔｃＴＳｔがＯＮにセットされたと判定された場合は、ステップ２０９に進み、スロットル開度指令値ｔａｎｇｌｅａｔ（スロットル開き量）を図１７のスロットル開き量設定マップを用いて、ダウンシフトする変速段と水温と入力軸回転速度Ｎｔに応じて設定する。この後、ステップ２１０に進み、後述する図１６のスロットル開き量補正制御ルーチンを実行して、本ルーチンを終了する。   On the other hand, if it is determined in step 205 that the throttle opening control start flag xEtcTSt is set to ON, the routine proceeds to step 209, where the throttle opening command value tangleat (throttle opening amount) is set to the throttle opening in FIG. Using the amount setting map, the speed is set in accordance with the downshift speed, the water temperature, and the input shaft rotation speed Nt. Thereafter, the process proceeds to step 210, a throttle opening amount correction control routine of FIG. 16 described later is executed, and this routine is terminated.

また、前記ステップ２０１で、スロットル開き制御開始フラグｘＥｔｃＴＳｔがスロットル開き制御の実行中を意味するＯＮであると判定された場合には、ステップ２０２に進み、スロットル開き制御終了フラグｘＥｔｃＴＥｄがスロットル開き制御の終了前を意味するＯＦＦであるか否かを判定し、ＯＦＦであれば、ステップ２０４に進み、後述する図１５のスロットル開き制御終了判定ルーチンを実行して、スロットル開き制御の終了タイミングであるか否かを判定し、その判定結果に応じてスロットル開き制御終了フラグｘＥｔｃＴＥｄをセット／リセットする。   If it is determined in step 201 that the throttle opening control start flag xEtcTSt is ON, meaning that the throttle opening control is being executed, the routine proceeds to step 202, where the throttle opening control end flag xEtcTEd is set for the throttle opening control. It is determined whether or not it means OFF before the end, and if it is OFF, the process proceeds to step 204 to execute a throttle opening control end determination routine of FIG. It is determined whether or not, and the throttle opening control end flag xEtcTEd is set / reset according to the determination result.

この後、ステップ２０６に進み、スロットル開き制御終了フラグｘＥｔｃＴＥｄが引き続きＯＦＦのままであるか否かを判定し、ＯＦＦのままであれば、ステップ２０９、２１０の処理を実行して、スロットル開き制御を継続する。   Thereafter, the process proceeds to step 206, where it is determined whether or not the throttle opening control end flag xEtcTEd remains OFF. If it remains OFF, the processes of steps 209 and 210 are executed to perform the throttle opening control. continue.

これに対して、上記ステップ２０６で、スロットル開き制御終了フラグｘＥｔｃＴＥｄがＯＮにセットされたと判定された場合は、ステップ２０８に進み、スロットル開度指令値ｔａｎｇｌｅａｔを所定量ｄｔａｎｇｌｅａｔずつ減量補正して、スロットル開き指令値ｔａｎｇｌｅａｔを所定の勾配で“０”に減衰させる終了制御を実行する。   On the other hand, if it is determined in step 206 that the throttle opening control end flag xEtcTEd is set to ON, the process proceeds to step 208, in which the throttle opening command value tangleat is corrected by a predetermined amount dtangleat to reduce the throttle. An end control for attenuating the opening command value tangleat to “0” with a predetermined gradient is executed.

［スロットル開き制御開始判定］
図１４のスロットル開き制御開始判定ルーチンは、図１３のスロットル開き制御ルーチンのステップ２０３で実行されるサブルーチンである。本ルーチンが起動されると、まずステップ２２１で、今回のＥＴＣ協調ダウンシフトで解放制御する解放側クラッチ（ｙ）の実油圧推定値Ｐｒｅａｌを当該解放側クラッチ（ｙ）の油圧指令値ＰｙＤｒの１次遅れ系で近似し、今回の解放側クラッチ（ｙ）の実油圧推定値Ｐｒｅａｌを次のなまし処理式により算出する。 [Throttle opening control start judgment]
The throttle opening control start determination routine of FIG. 14 is a subroutine executed in step 203 of the throttle opening control routine of FIG. When this routine is started, first, in step 221, the actual hydraulic pressure estimated value Preal of the disengagement side clutch (y) to be disengaged by the current ETC cooperative downshift is set to 1 of the oil pressure command value PyDr of the disengagement side clutch (y). Approximating with the next delay system, the actual hydraulic pressure estimated value Preal of the current release side clutch (y) is calculated by the following smoothing processing formula.

Ｐｒｅａｌ＝ｍ・ＰｙＤｒ＋（１−ｍ）・ＰｒｅａｌＯ
ここで、ＰｒｅａｌＯは前回の実油圧推定値、ｍはなまし係数（０＜ｍ＜１）である。尚、実油圧推定値Ｐｒｅａｌの初期値は、図１１の解放側クラッチ油圧制御ルーチンのステップ１４３で、待機油圧設定直前の解放側クラッチの油圧指令値ＰｙＤｒに設定される。 Preal = m · PyDr + (1−m) · PrealO
Here, PrealO is the previous estimated actual hydraulic pressure value, and m is the smoothing coefficient (0 <m <1). The initial value of the actual hydraulic pressure estimation value Preal is set to the release side clutch hydraulic pressure command value PyDr immediately before the standby hydraulic pressure is set in step 143 of the release side clutch hydraulic pressure control routine of FIG.

上式において、なまし係数ｍは、演算処理の簡略化のために予め設定した一定値としても良いが、油圧指令値ＰｙＤｒに対する実油圧の応答性が油温（作動油の粘度）やクラッチの種類等によって変化することを考慮して、油温やクラッチの種類等に応じてマップ又は数式によりなまし係数ｍを算出するようにしても良い。   In the above equation, the smoothing coefficient m may be a constant value set in advance for simplification of the calculation process, but the response of the actual oil pressure to the oil pressure command value PyDr depends on the oil temperature (hydraulic oil viscosity) and the clutch. In consideration of changes depending on the type or the like, the smoothing coefficient m may be calculated by a map or a mathematical expression according to the oil temperature, the type of the clutch, or the like.

実油圧推定値Ｐｒｅａｌの算出後、ステップ２２２に進み、今回算出した実油圧推定値Ｐｒｅａｌを後述する応答遅れ期間の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦの初期値として記憶した後、ステップ２２３に進み、応答遅れ期間の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦの演算回数をカウントするカウンタｃｏｕｎｔを０にリセットする。この後、ステップ２２４に進み、スロットルバルブ１５の開弁動作の応答遅れ（Ｔａ）と、スロットルバルブ１５が実際に開いた時期からエンジン出力が増大するまでの応答遅れ（Ｔｂ）を演算する。この際、スロットルバルブ１５の開弁動作の応答遅れ（Ｔａ）については、電子スロットルシステムのモータ１７の駆動応答性に関連したパラメータ（冷却水温、バッテリ電圧等）のマップにより演算される。また、スロットルバルブ１５の開放からエンジン出力が増大するまでの応答遅れ（Ｔｂ）については、スロットルバルブ１５の開放により増加した吸入空気がシリンダ内に吸入されてから燃焼に至るまでの遅れと、吸気流速に関連したパラメータ（エンジン回転速度、スロットル開度等）のマップにより演算される。   After calculating the actual oil pressure estimated value Preal, the process proceeds to step 222, where the actual oil pressure estimated value Preal calculated this time is stored as an initial value of an actual oil pressure estimated value PrealF in a response delay period described later, and then the process proceeds to step 223, where the response delay period A counter count that counts the number of times the actual hydraulic pressure estimated value PrealF is calculated is reset to zero. Thereafter, the routine proceeds to step 224, where the response delay (Ta) of the opening operation of the throttle valve 15 and the response delay (Tb) from when the throttle valve 15 is actually opened until the engine output increases are calculated. At this time, the response delay (Ta) of the valve opening operation of the throttle valve 15 is calculated by a map of parameters (cooling water temperature, battery voltage, etc.) related to the drive response of the motor 17 of the electronic throttle system. As for the response delay (Tb) from the opening of the throttle valve 15 to the increase in the engine output, the delay from the intake air increased by the opening of the throttle valve 15 being sucked into the cylinder until the combustion occurs, It is calculated by a map of parameters related to the flow velocity (engine speed, throttle opening, etc.).

この後、ステップ２２５に進み、上記２つの応答遅れの合計時間（Ｔａ＋Ｔｂ）内における実油圧推定値ＰｒｅａｌＦの演算回数Ｎを計算する。
Ｎ＝（Ｔａ＋Ｔｂ）／ｔｃａｌ
ここで、ｔｃａｌは実油圧推定値Ｐｒｅａｌの演算周期である。尚、演算回数Ｎは、小数点以下を切り捨て又は四捨五入して整数値とする。 Thereafter, the process proceeds to step 225, and the number N of times of calculation of the actual hydraulic pressure estimated value PrealF within the total time (Ta + Tb) of the two response delays is calculated.
N = (Ta + Tb) / tcal
Here, tcal is the calculation period of the actual hydraulic pressure estimated value Preal. Note that the number of operations N is an integer value by rounding off or rounding off the decimal part.

この後、ステップ２２６に進み、カウンタｃｏｕｎｔの値が上記Ｎに達したか否かを判定し、「Ｎｏ」と判定されれば、ステップ２２７に進み、応答遅れ期間の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦを油圧指令値ＰｙＤｒの１次遅れ系で近似し、この実油圧推定値ＰｒｅａｌＦを次のなまし処理式により算出する。   Thereafter, the process proceeds to step 226, where it is determined whether or not the value of the counter count has reached the above N. If it is determined “No”, the process proceeds to step 227, where the actual hydraulic pressure estimated value PrealF in the response delay period is set to the hydraulic pressure. The command value PyDr is approximated by a first-order lag system, and the actual hydraulic pressure estimated value PrealF is calculated by the following smoothing processing formula.

ＰｒｅａｌＦ＝ｍ・ＰｙＤｒ＋（１−ｍ）・ＰｒｅａｌＦＯ
ここで、ＰｒｅａｌＦＯは前回の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦ、ｍはなまし係数（０＜ｍ＜１）である。この後、ステップ２２８で、カウンタｃｏｕｎｔをカウントアップして前記ステップ２２６に戻る。このような処理を繰り返すことで、カウンタｃｏｕｎｔの値が上記Ｎに達するまで、応答遅れ期間の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦの演算を繰り返す。 PrealF = m · PyDr + (1-m) · PrealFO
Here, PrealFO is the previous actual hydraulic pressure estimated value PrealF, and m is the smoothing coefficient (0 <m <1). Thereafter, in step 228, the counter count is incremented and the process returns to step 226. By repeating such processing, the calculation of the actual hydraulic pressure estimated value PrealF in the response delay period is repeated until the value of the counter count reaches N.

そして、カウンタｃｏｕｎｔの値が上記Ｎに達した時点で、ステップ２２６からステップ２２９に進み、実油圧推定値ＰｒｅａｌＦが開始油圧（所定の伝達トルク容量相当油圧）以下に低下したか否かを判定する。ここで、開始油圧（所定の伝達トルク容量相当油圧）は、解放側クラッチの伝達トルク容量が小さく又は無くなって、エンジン出力が増大しても加速感を生じない油圧に設定されている。この開始油圧は、演算処理の簡略化のために予め設定した一定値としても良いが、エンジン出力が増大しても加速感を生じない油圧は、クラッチの種類や入力トルクＴｉｎ等によって変化することを考慮して、クラッチの種類や入力トルクＴｉｎ等に応じてマップ又は数式により開始油圧を算出するようにしても良い。   Then, when the value of the counter count reaches N, the process proceeds from step 226 to step 229, and it is determined whether or not the actual hydraulic pressure estimated value PrealF has decreased below the starting hydraulic pressure (predetermined transmission torque capacity equivalent hydraulic pressure). . Here, the start hydraulic pressure (predetermined transmission torque capacity equivalent hydraulic pressure) is set to a hydraulic pressure that does not cause a feeling of acceleration even when the transmission torque capacity of the disengagement side clutch becomes small or disappears and the engine output increases. This starting oil pressure may be a preset constant value for simplification of calculation processing, but the oil pressure that does not cause an acceleration feeling even when the engine output increases may vary depending on the type of clutch, the input torque Tin, and the like. In consideration of the above, the start hydraulic pressure may be calculated by a map or a mathematical expression according to the type of clutch, the input torque Tin, or the like.

尚、入力トルクＴｉｎは、エンジン運転条件やトルクコンバータ５２の特性に基づいて例えば次式により推定すれば良い。
Ｔｉｎ＝Ｃ（ｅ）×ｔｒ（ｅ）×Ｎｅ2
Ｃ（ｅ）：トルクコンバータ容量係数
ｔｒ（ｅ）：トルク比
Ｎｅ：エンジン回転速度
ここで、トルクコンバータ容量係数Ｃ（ｅ）とトルク比ｔｒ（ｅ）は、それぞれ速度比ｅ（＝Ｎｔ／Ｎｅ）に応じてマップ又は数式等により算出される。 The input torque Tin may be estimated by the following equation based on the engine operating conditions and the characteristics of the torque converter 52, for example.
Tin = C (e) × tr (e) × Ne 2
C (e): Torque converter capacity coefficient
tr (e): Torque ratio
Ne: Engine rotational speed Here, the torque converter capacity coefficient C (e) and the torque ratio tr (e) are each calculated by a map or a mathematical formula according to the speed ratio e (= Nt / Ne).

この他、エンジン１１の出力トルクを、吸入空気量やスロットル開度を基にして算出して、これに上記トルク比ｔｒ（ｅ）を乗算して入力軸トルクＴｉｎとする方法を用いても良い。   In addition, a method may be used in which the output torque of the engine 11 is calculated based on the intake air amount and the throttle opening, and is multiplied by the torque ratio tr (e) to obtain the input shaft torque Tin. .

前述したステップ２２９で、実油圧推定値ＰｒｅａｌＦが開始油圧以下に低下していないと判定された場合は、そのまま本ルーチンを終了する。そして、実油圧推定値ＰｒｅａｌＦが開始油圧以下に低下した時点で、ステップ２３０に進み、油圧応答の無駄時間Ｔｍ分のディレイ処理を行った上で、ステップ２３１に進み、スロットル開き制御開始フラグｘＥｔｃＴＳｔをＯＮにセットして本ルーチンを終了する。   If it is determined in step 229 that the actual hydraulic pressure estimated value PrealF has not decreased below the starting hydraulic pressure, this routine is immediately terminated. Then, when the actual hydraulic pressure estimated value PrealF falls below the start hydraulic pressure, the process proceeds to step 230, delay processing for the waste time Tm of the hydraulic response is performed, and then the process proceeds to step 231 where the throttle opening control start flag xEtcTSt is set. Set to ON to end this routine.

［スロットル開き制御終了判定］
図１５のスロットル開き制御終了判定ルーチンは、図１３のスロットル開き制御ルーチンのステップ２０４で実行されるサブルーチンであり、特許請求の範囲でいう出力増大終了タイミング制御手段としての役割を果たす。 [Throttle opening control end judgment]
The throttle opening control end determination routine of FIG. 15 is a subroutine executed in step 204 of the throttle opening control routine of FIG. 13 and plays a role as output increase end timing control means in the claims.

本ルーチンが起動されると、まずステップ２４１で、スロットルバルブ１５の全閉動作の応答遅れ（Ｔｄ）と、スロットルバルブ１５が実際に全閉してから実際にエンジン出力増大がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｅ）と、更に終了判定からスロットル開き指令値を“０”に減衰させるまでの時間（Ｔｓｄ）を演算する。ここで、スロットルバルブ１５の閉弁動作の応答遅れ（Ｔｄ）については、電子スロットルシステムのモータ１７の駆動応答性に関連したパラメータ（冷却水温、バッテリ電圧等）のマップにより演算される。また、スロットルバルブ１５の全閉からエンジン出力増大がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｅ）については、スロットルバルブ１５の全閉により減少した吸入空気がシリンダ内に吸入されてから燃焼に至るまでの遅れと、吸気流速に関連したパラメータ（エンジン回転速度、スロットル開度等）のマップにより演算される。また、終了判定からスロットル開き指令値を“０”に減衰させるまでの時間（Ｔｓｄ）については、スロットル開き指令値／減衰勾配により算出される。このステップ２４１の処理が、特許請求の範囲でいう応答遅れ演算手段としての役割を果たす。   When this routine is started, first, at step 241, the response delay (Td) of the fully closed operation of the throttle valve 15 and the response delay from when the throttle valve 15 is actually fully closed until there is no actual increase in engine output. (Te) and a time (Tsd) from the end determination until the throttle opening command value is attenuated to “0” are calculated. Here, the response delay (Td) of the closing operation of the throttle valve 15 is calculated from a map of parameters (cooling water temperature, battery voltage, etc.) related to the drive response of the motor 17 of the electronic throttle system. The response delay (Te) from when the throttle valve 15 is fully closed until the engine output stops increasing is a delay from when the intake air reduced by the throttle valve 15 being fully closed is sucked into the cylinder until combustion occurs. , And a map of parameters related to the intake flow velocity (engine speed, throttle opening, etc.). The time (Tsd) from the end determination until the throttle opening command value is attenuated to “0” is calculated from the throttle opening command value / attenuation gradient. The processing in step 241 serves as response delay calculation means in the claims.

この後、ステップ２４２に進み、スロットル開き制御終了時（終了制御開始時）の変速進行割合ＳｆｔＲｅｄを次式により算出する。
ＳｆｔＲｅｄ＝１００−ＤＳｆｔＲ×（Ｔｄ＋Ｔｅ＋Ｔｓｄ）／ｔｓｍｐ
ここで、ＤＳｆｔＲは、変速進行割合ＳｆｔＲの演算周期当たりの変化量（ＳｆｔＲの今回値−前回値）であり、ｔｓｍｐは、ＤＳｆｔＲの演算周期である。上式により、変速後ギヤ比（ＳｆｔＲ＝１００％）に対してスロットル開き制御の終了に関わるシステムの応答遅れ（Ｔｄ＋Ｔｅ＋Ｔｓｄ）を考慮して、スロットル開き制御終了時（終了制御開始時）の変速進行割合ＳｆｔＲｅｄが設定される。 Thereafter, the process proceeds to step 242, and the shift progress rate SftRed at the end of the throttle opening control (at the start of the end control) is calculated by the following equation.
SftRed = 100−DSftR × (Td + Te + Tsd) / tsmp
Here, DSftR is the amount of change per calculation cycle of the shift progress rate SftR (current value of SftR−previous value), and tsmp is the calculation cycle of DSftR. Based on the above equation, the shift progress at the end of the throttle opening control (at the start of the end control) in consideration of the system response delay (Td + Te + Tsd) related to the end of the throttle opening control with respect to the gear ratio after shifting (SftR = 100%) A ratio SftRed is set.

この後、ステップ２４３に進み、現在の変速進行割合ＳｆｔＲが上記ＳｆｔＲｅｄ以上になったか否かを判定し、変速進行割合ＳｆｔＲがまだ上記ＳｆｔＲｅｄに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。そして、変速進行割合ＳｆｔＲが上記ＳｆｔＲｅｄに達した時点で、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断して、ステップ２４４に進み、スロットル開き制御終了フラグｘＥｔｃＴＥｄをＯＮにセットする。   Thereafter, the routine proceeds to step 243, where it is determined whether or not the current shift progress rate SftR is equal to or greater than the SftRed. If the shift progress rate SftR has not yet reached the SftRed, this routine is terminated. Then, when the shift progress rate SftR reaches SftRed, it is determined that a predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached, and the routine proceeds to step 244, where the throttle opening control end flag xEtcTEd is set to ON.

［スロットル開き量補正制御］
図１６のスロットル開き量補正制御ルーチンは、図１３のスロットル開き制御ルーチンのステップ２１０で実行されるサブルーチンである。本ルーチンが起動されると、まずステップ２５１で、スロットル開き量補正制御の実行条件が成立しているか否かを判定する。この実行条件は、例えば、スロットル開き指令からの経過時間が応答遅れ相当時間以上であるか否かで判定し、スロットル開き指令からの経過時間が応答遅れ相当時間未満である場合は、スロットル開き量補正制御の実行条件が不成立となり、そのまま本ルーチンを終了する。その後、スロットル開き指令からの経過時間が応答遅れ相当時間以上になった時点で、スロットル開き量補正制御の実行条件が成立し、ステップ２５２に進み、スロットル開度指令値ｔａｎｇｌｅａｔ（スロットル開き量）を次式により補正する。 [Throttle opening amount correction control]
The throttle opening amount correction control routine of FIG. 16 is a subroutine executed in step 210 of the throttle opening control routine of FIG. When this routine is started, first, at step 251, it is determined whether or not an execution condition for throttle opening amount correction control is satisfied. This execution condition is determined based on, for example, whether the elapsed time from the throttle opening command is equal to or longer than the response delay equivalent time. If the elapsed time from the throttle opening command is less than the response delay equivalent time, the throttle opening amount The execution condition of the correction control is not satisfied, and this routine is finished as it is. Thereafter, when the elapsed time from the throttle opening command becomes equal to or longer than the response delay equivalent time, the execution condition of the throttle opening amount correction control is established, and the routine proceeds to step 252, where the throttle opening command value tangleat (throttle opening amount) is set. Correct by the following formula.

ｔａｎｇｌｅａｔ＝ｔａｎｇｌｅａｔ×ＤＧａＴ／（Ｇａ−ＧａＢ）
ここで、ＤＧａＴは、吸入空気量Ｇａのスロットル開き制御による増大量目標値で、スロットル開度指令値ｔａｎｇｌｅａｔに応じてテーブル等により設定される。ＧａＢは、図１３のスロットル開き制御ルーチンのステップ２０７で記憶されたスロットル開き制御開始直前の吸入空気量である。上式によりスロットル開度指令値ｔａｎｇｌｅａｔ（スロットル開き量）を補正することで、システムの製造ばらつき、経時変化によるばらつき、大気圧や吸気温等の運転条件によるばらつきを補正する。 tangleat = tangleat × DGaT / (Ga—GaB)
Here, DGaT is an increase target value by throttle opening control of the intake air amount Ga, and is set by a table or the like according to the throttle opening command value tangleat. GaB is the intake air amount immediately before the start of the throttle opening control stored in step 207 of the throttle opening control routine of FIG. By correcting the throttle opening command value tangleat (throttle opening amount) using the above equation, system manufacturing variations, variations due to changes over time, and variations due to operating conditions such as atmospheric pressure and intake air temperature are corrected.

［燃料噴射復帰制御］
図１８の燃料噴射復帰制御ルーチンは、図８の変速制御ルーチンのステップ１０４で実行されるサブルーチンであり、特許請求の範囲でいうエンジン出力増大制御手段としての役割を果たす。本ルーチンが起動されると、まずステップ３００で、エンジン側で燃料カット要求が発生しているか否かを判定し、燃料カット要求が発生していない場合は、ステップ３０７に進み、燃料噴射を継続する。 [Fuel injection return control]
The fuel injection return control routine of FIG. 18 is a subroutine executed in step 104 of the shift control routine of FIG. 8, and serves as engine output increase control means in the claims. When this routine is started, it is first determined in step 300 whether or not a fuel cut request has occurred on the engine side. If no fuel cut request has occurred, the routine proceeds to step 307 and fuel injection is continued. To do.

これに対して、ステップ３００で、燃料カット要求が発生している（燃料カット中）と判定された場合は、ステップ３０１に進み、燃料噴射復帰制御開始フラグｘＥｔｃＦＳｔが燃料噴射復帰制御の開始前を意味するＯＦＦであるか否かを判定し、ＯＦＦであれば、ステップ３０３に進み、後述する図１９の燃料噴射開始判定ルーチンを実行して、燃料噴射復帰制御の開始タイミングであるか否かを判定し、その判定結果に応じて燃料噴射復帰制御開始フラグｘＥｔｃＦＳｔをセット／リセットする。   On the other hand, if it is determined in step 300 that a fuel cut request has been generated (fuel cut is in progress), the routine proceeds to step 301 where the fuel injection return control start flag xEtcFSt is set before the start of the fuel injection return control. If it is OFF, the process proceeds to step 303 to execute a fuel injection start determination routine of FIG. 19 to be described later to determine whether it is the start timing of the fuel injection return control. The fuel injection return control start flag xEtcFSt is set / reset according to the determination result.

この後、ステップ３０５に進み、燃料噴射復帰制御開始フラグｘＥｔｃＦＳｔが引き続きＯＦＦのままであるか否かを判定し、ＯＦＦのままであれば、そのまま本ルーチンを終了するが、ＯＮにセットされたと判定された場合は、ステップ３０８に進み、燃料噴射を実施する。   After this, the routine proceeds to step 305, where it is determined whether or not the fuel injection return control start flag xEtcFSt remains OFF. If it remains OFF, this routine is terminated, but it is determined that it has been set to ON. If so, the process proceeds to step 308 to perform fuel injection.

また、前記ステップ３０１で、燃料噴射復帰制御開始フラグｘＥｔｃＦＳｔが燃料噴射復帰制御の実行中を意味するＯＮであると判定された場合には、ステップ３０２に進み、燃料噴射復帰制御終了フラグｘＥｔｃＦＥｄが燃料噴射復帰制御の終了前を意味するＯＦＦであるか否かを判定し、ＯＦＦであれば、ステップ３０４に進み、後述する図２０の燃料噴射復帰制御終了判定ルーチンを実行して、燃料噴射復帰制御の終了タイミングであるか否かを判定し、その判定結果に応じて燃料噴射復帰制御終了フラグｘＥｔｃＦＳｔをセット／リセットする。   If it is determined in step 301 that the fuel injection return control start flag xEtcFSt is ON, meaning that the fuel injection return control is being executed, the routine proceeds to step 302 where the fuel injection return control end flag xEtcFEd is It is determined whether or not it means OFF before the end of the injection return control. If it is OFF, the routine proceeds to step 304, where a fuel injection return control end determination routine of FIG. Is determined, and the fuel injection return control end flag xEtcFSt is set / reset according to the determination result.

この後、ステップ３０６に進み、燃料噴射復帰制御終了フラグｘＥｔｃＦＥｄが引き続きＯＦＦのままであるか否かを判定し、ＯＦＦのままであれば、ステップ３０８に進み、燃料噴射を実施する。   Thereafter, the process proceeds to step 306, where it is determined whether or not the fuel injection return control end flag xEtcFEd remains OFF. If it remains OFF, the process proceeds to step 308 and fuel injection is performed.

また、前記ステップ３０６で、燃料噴射復帰制御終了フラグｘＥｔｃＦＥｄが燃料噴射復帰制御の終了を意味するＯＮと判定された場合は、ステップ３０９へ進み、燃料カットを再開する。   If it is determined in step 306 that the fuel injection return control end flag xEtcFEd is ON, which means the end of the fuel injection return control, the process proceeds to step 309 to restart the fuel cut.

［燃料噴射開始判定］
図１９の燃料噴射開始判定ルーチンは、図１８の燃料噴射復帰制御ルーチンのステップ３０３で実行されるサブルーチンである。本ルーチンが起動されると、まずステップ３２１で、前記図１４のステップ２２１と同様の方法で、解放側クラッチの油圧指令値ＰｙＤｒ、前回の実油圧推定値ＰｒｅａｌＯ、なまし係数ｍを用いて、今回の解放側クラッチの実油圧推定値Ｐｒｅａｌをなまし処理により算出する。
Ｐｒｅａｌ＝ｍ・ＰｙＤｒ＋（１−ｍ）・ＰｒｅａｌＯ [Fuel injection start judgment]
The fuel injection start determination routine of FIG. 19 is a subroutine executed in step 303 of the fuel injection return control routine of FIG. When this routine is started, first, in step 321, in the same manner as in step 221 in FIG. 14, the release side clutch oil pressure command value PyDr, the previous actual oil pressure estimated value PrealO, and the annealing coefficient m are used. The actual actual hydraulic pressure estimated value Preal of the release side clutch is calculated by a smoothing process.
Preal = m · PyDr + (1−m) · PrealO

この後、ステップ３２２に進み、今回算出した実油圧推定値Ｐｒｅａｌを後述する応答遅れ期間の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦの初期値として記憶した後、ステップ３２３に進み、応答遅れ期間の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦの演算回数をカウントするカウンタｃｏｕｎｔを０にリセットする。この後、ステップ３２４に進み、燃料噴射再開からエンジン出力が増大するまでの応答遅れ（Ｔｃ）を算出する。この際、クランク軸が７２０℃Ａ回転するのに要する時間Ｔ７２０℃Ａを応答遅れ（Ｔｃ）として算出する。   Thereafter, the process proceeds to step 322, where the actual hydraulic pressure estimated value Preal calculated this time is stored as an initial value of an actual hydraulic pressure estimated value PrealF in a response delay period, which will be described later, and then the process proceeds to step 323, where the actual hydraulic pressure estimated value PrealF in the response delay period is stored. A counter count that counts the number of operations is reset to zero. Thereafter, the process proceeds to step 324, and a response delay (Tc) from the restart of fuel injection until the engine output increases is calculated. At this time, a time T720 ° C. A required for the crankshaft to rotate at 720 ° C. A is calculated as a response delay (Tc).

この後、ステップ３２５に進み、上記応答遅れ（Ｔｃ）内における実油圧推定値ＰｒｅａｌＦの演算回数Ｍを計算する。
Ｍ＝Ｔｃ／ｔｃａｌ
ここで、ｔｃａｌは実油圧推定値Ｐｒｅａｌの演算周期である。尚、演算回数Ｍは、小数点以下を切り捨て又は四捨五入して整数値とする。 Thereafter, the process proceeds to step 325, and the number M of calculation of the actual hydraulic pressure estimated value PrealF within the response delay (Tc) is calculated.
M = Tc / tcal
Here, tcal is the calculation period of the actual hydraulic pressure estimated value Preal. The number of operations M is an integer value by rounding off or rounding off the decimal part.

この後、ステップ３２６に進み、カウンタｃｏｕｎｔの値が上記Ｍに達したか否かを判定し、「Ｎｏ」と判定されれば、ステップ３２７に進み、応答遅れ期間の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦを油圧指令値ＰｙＤｒのなまし処理により算出する。
ＰｒｅａｌＦ＝ｍ・ＰｙＤｒ＋（１−ｍ）・ＰｒｅａｌＦＯ Thereafter, the process proceeds to step 326, where it is determined whether or not the value of the counter count has reached the above M. If it is determined “No”, the process proceeds to step 327, where the actual hydraulic pressure estimated value PrealF in the response delay period is set to the hydraulic pressure. It is calculated by a process of command value PyDr.
PrealF = m · PyDr + (1-m) · PrealFO

この後、ステップ３２８で、カウンタｃｏｕｎｔをカウントアップして前記ステップ３２６に戻る。このような処理を繰り返すことで、カウンタｃｏｕｎｔの値が上記Ｍに達するまで、応答遅れ期間の実油圧推定値ＰｒｅａｌＦの演算を繰り返す。   Thereafter, in step 328, the counter count is incremented and the process returns to step 326. By repeating such processing, the calculation of the actual oil pressure estimated value PrealF during the response delay period is repeated until the value of the counter count reaches M.

そして、カウンタｃｏｕｎｔの値が上記Ｍに達した時点で、ステップ３２６からステップ３２９に進み、前記図１４のステップ２２９と同様に、実油圧推定値ＰｒｅａｌＦが開始油圧（所定の伝達トルク容量相当油圧）以下に低下したか否かを判定する。ここで、開始油圧（所定の伝達トルク容量相当油圧）は、解放側クラッチの伝達トルク容量が小さく又は無くなって、エンジン出力が増大しても加速感を生じない油圧に設定されている。このステップ３２９で、実油圧推定値ＰｒｅａｌＦがまだ開始油圧以下に低下していないと判定された場合は、そのまま本ルーチンを終了する。そして、実油圧推定値ＰｒｅａｌＦが開始油圧以下に低下した時点で、ステップ３３０に進み、油圧応答の無駄時間Ｔｍ分のディレイ処理を行った上で、ステップ３３１に進み、燃料噴射復帰制御開始フラグｘＥｔｃＦＳｔをＯＮにセットして本ルーチンを終了する。   Then, when the value of the counter count reaches M, the process proceeds from step 326 to step 329, and the actual hydraulic pressure estimated value PrealF is the start hydraulic pressure (predetermined transmission torque capacity equivalent hydraulic pressure) as in step 229 of FIG. It is determined whether or not the following has decreased. Here, the start hydraulic pressure (predetermined transmission torque capacity equivalent hydraulic pressure) is set to a hydraulic pressure that does not cause a feeling of acceleration even when the transmission torque capacity of the disengagement side clutch becomes small or disappears and the engine output increases. If it is determined in step 329 that the actual hydraulic pressure estimated value PrealF has not yet decreased below the starting hydraulic pressure, this routine is terminated as it is. Then, when the actual hydraulic pressure estimated value PrealF falls below the starting hydraulic pressure, the routine proceeds to step 330, delay processing for the hydraulic response dead time Tm is performed, and then the routine proceeds to step 331, where the fuel injection return control start flag xEtcFSt Is set to ON and this routine is terminated.

［燃料噴射終了判定］
図２０の燃料噴射終了判定ルーチンは、図１８の燃料噴射復帰制御ルーチンのステップ３０４で実行されるサブルーチンであり、特許請求の範囲でいう出力増大終了タイミング制御手段としての役割を果たす。 [Fuel injection end determination]
The fuel injection end determination routine of FIG. 20 is a subroutine executed in step 304 of the fuel injection return control routine of FIG. 18, and serves as an output increase end timing control means in the claims.

本ルーチンが起動されると、まずステップ３４１で、燃料カットを再開してからエンジン出力がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｆ）を算出する。この際、クランク軸が７２０℃Ａ回転するのに要する時間Ｔ７２０℃Ａを応答遅れ（Ｔｆ）として算出する。   When this routine is started, first, at step 341, a response delay (Tf) from when the fuel cut is restarted until the engine output is lost is calculated. At this time, a time T720 ° C. A required for the crankshaft to rotate at 720 ° C. A is calculated as a response delay (Tf).

この後、ステップ３４２に進み、燃料噴射復帰制御終了時（終了制御開始時）の変速進行割合ＳｆｔＲｅｄを次式により算出する。
ＳｆｔＲｅｄ＝１００−ＤＳｆｔＲ×Ｔｆ／ｔｓｍｐ
ここで、ＤＳｆｔＲは、変速進行割合ＳｆｔＲの演算周期当たりの変化量（ＳｆｔＲの今回値−前回値）であり、ｔｓｍｐは、ＤＳｆｔＲの演算周期である。上式により、変速後ギヤ比（ＳｆｔＲ＝１００％）に対して燃料噴射復帰制御の終了に関わるシステムの応答遅れ（Ｔｆ）を考慮して、燃料噴射復帰制御終了時（終了制御開始時）の変速進行割合ＳｆｔＲｅｄが設定される。 Thereafter, the process proceeds to step 342, and the shift progress rate SftRed at the end of the fuel injection return control (at the start of the end control) is calculated by the following equation.
SftRed = 100−DSftR × Tf / tsmp
Here, DSftR is the amount of change per calculation cycle of the shift progress rate SftR (current value of SftR−previous value), and tsmp is the calculation cycle of DSftR. Based on the above equation, taking into account the response delay (Tf) of the system related to the end of the fuel injection return control with respect to the post-shift gear ratio (SftR = 100%), the fuel injection return control ends (when the end control starts). The shift progress rate SftRed is set.

この後、ステップ３４３に進み、現在の変速進行割合ＳｆｔＲが上記ＳｆｔＲｅｄ以上になったか否かを判定し、変速進行割合ＳｆｔＲがまだ上記ＳｆｔＲｅｄに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。そして、変速進行割合ＳｆｔＲが上記ＳｆｔＲｅｄに達した時点で、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断して、ステップ３４４に進み、燃料噴射復帰制御終了フラグｘＥｔｃＦＥｄをＯＮにセットする。   Thereafter, the process proceeds to step 343, where it is determined whether or not the current shift progress rate SftR is equal to or greater than the SftRed. If the shift progress rate SftR has not yet reached the SftRed, this routine is terminated. Then, when the shift progress rate SftR reaches SftRed, it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached, and the routine proceeds to step 344, where the fuel injection return control end flag xEtcFEd is set to ON. .

以上説明した本実施例１によれば、運転者の減速意思に基づいてＥＴＣ協調ダウンシフトを実行する際に、運転者のアクセル操作によらずエンジン出力を増大させるエンジン出力増大制御を実行するシステムにおいて、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断したときを、エンジン出力増大制御（スロットル開き制御と燃料噴射復帰制御）の終了タイミングと判断するようにしたので、運転者の減速意思に基づいてダウンシフトを行う際に、係合側クラッチがダウンシフト完了に必要な伝達トルク容量となったタイミングに合わせてエンジン出力を本来の値（出力増大の無い値）にまで低下させることができ、エンジン出力増大制御の終了時の押し出し感や減速ショック等の不快なショックを防止できる。   According to the first embodiment described above, the system for executing the engine output increase control for increasing the engine output regardless of the driver's accelerator operation when the ETC cooperative downshift is executed based on the driver's intention to decelerate. In this case, since it is determined that the engine output increase control (throttle opening control and fuel injection return control) is ended when it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially ended is reached, the driver's deceleration When performing a downshift based on the intention, the engine output is reduced to the original value (a value with no increase in output) in accordance with the timing when the engagement side clutch has reached the transmission torque capacity necessary for completing the downshift. It is possible to prevent unpleasant shocks such as pushing feeling and deceleration shock at the end of engine output increase control.

しかも、本実施例１では、変速後変速進行割合（ＳｆｔＲ＝１００％）に対してエンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して、エンジン出力増大制御終了時（終了制御開始時）の変速進行割合ＳｆｔＲｅｄを設定し、エンジン出力増大制御中に変速進行割合ＳｆｔＲがこの変速進行割合ＳｆｔＲｅｄに達した時点で、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしたので、エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを見込んで、エンジン出力増大制御の終了タイミングをより適正に設定することができる。   In addition, in the first embodiment, the engine output increase control is ended (at the end control start time) in consideration of the system response delay related to the end of the engine output increase control with respect to the post-shift speed change rate (SftR = 100%). ) Is set, and when the shift progress rate SftR reaches the shift progress rate SftRed during the engine output increase control, it is determined that the engine is in a predetermined state in which the downshift is substantially finished. Since the output increase control is ended, the end timing of the engine output increase control can be set more appropriately in view of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control.

更に、変速進行割合ＳｆｔＲ［＝１００×（入力軸回転速度Ｎｔ−出力軸回転速度Ｎo ×変速前ギヤ比）／（出力軸回転速度Ｎo ×変速後ギヤ比−出力軸回転速度Ｎo ×変速前ギヤ比）］の変化ＤＳｆｔＲすなわちギヤ比（入力軸回転速度Ｎｔ／出力軸回転速度Ｎo ）の変化に基づいてエンジン出力増大制御の終了タイミングを判断しているため、出力軸回転速度Ｎo の変化すなわち路面勾配による走行抵抗の変化やブレーキ操作の有無、ブレーキ操作力の大小による、ダウンシフト中の車速変化に対しても補償可能である。   Further, the shift progress rate SftR [= 100 × (input shaft rotation speed Nt−output shaft rotation speed No × gear ratio before shifting) / (output shaft rotation speed No × gear ratio after shifting−output shaft rotation speed No × gear before shifting) Ratio)], DSftR, that is, the end timing of the engine output increase control is determined based on the change in gear ratio (input shaft rotational speed Nt / output shaft rotational speed No). It is also possible to compensate for changes in vehicle resistance during downshifts due to changes in running resistance due to the slope, presence or absence of brake operation, and the magnitude of brake operation force.

また、本実施例１では、エンジン出力増大制御の開始タイミングを、解放側クラッチの実油圧推定値ＰｒｅａｌＦが開始油圧（所定の伝達トルク容量相当油圧）以下に低下した時点とするようにしたので、ＥＴＣ協調ダウンシフト中に、解放側クラッチの油圧がエンジン出力増大制御を開始しても加速感やショックを生じない所定の伝達トルク容量相当油圧以下に低下した時点でエンジン出力増大制御を開始することができる。これにより、エンジン出力増大制御の開始タイミングを精度良く設定することができて、エンジン出力増大制御による加速感やショックを運転者に感じさせずに済む。しかも、タイマに依存することなくエンジン出力増大制御の開始タイミングを設定できるため、単純なロジック構成と少ないパラメータ設定でエンジン出力増大制御を実行でき、実用化が容易であるという利点もある。   Further, in the first embodiment, the start timing of the engine output increase control is set to the time point when the actual hydraulic pressure estimated value PrealF of the disengagement side clutch falls below the start hydraulic pressure (predetermined transmission torque capacity equivalent hydraulic pressure). During ETC coordinated downshift, engine output increase control is started when the oil pressure of the disengagement clutch drops below a predetermined transmission torque capacity equivalent oil pressure that does not cause acceleration or shock even if engine output increase control is started. Can do. As a result, the start timing of the engine output increase control can be set with high accuracy, and the driver does not feel the feeling of acceleration or shock due to the engine output increase control. In addition, since the start timing of the engine output increase control can be set without depending on the timer, the engine output increase control can be executed with a simple logic configuration and a small number of parameter settings, and there is an advantage that the practical application is easy.

しかも、本実施例１では、ＥＴＣ協調ダウンシフト中にエンジン出力増大制御を開始しても加速感やショックを生じない開始油圧が、変速歯車機構５５の入力トルクや解放側クラッチの種類によって変化することを考慮して、入力トルクの推定値と解放側クラッチの種類に基づいて開始油圧を設定するようにしたので、加速感やショックを生じない開始油圧を、変速機構の入力トルクと解放側クラッチの種類に応じて過不足なく設定することができて、エンジン出力増大制御の開始タイミングの設定精度を更に向上させることができる利点がある。   Moreover, in the first embodiment, the start hydraulic pressure that does not cause an acceleration feeling or a shock even if the engine output increase control is started during the ETC cooperative downshift varies depending on the input torque of the transmission gear mechanism 55 and the type of the release side clutch. In consideration of this, the starting oil pressure is set based on the estimated value of the input torque and the type of the release side clutch. Therefore, there is an advantage that the setting accuracy of the start timing of the engine output increase control can be further improved.

更に、本実施例１では、解放側クラッチの油圧指令値に対する実油圧の応答を“１次遅れ＋むだ時間”の伝達特性で近似して、解放側クラッチの実油圧を油圧指令値のなまし演算により算出するようにしたので、解放側クラッチの実油圧を極めて簡単に算出することができる。   Further, in the first embodiment, the response of the actual hydraulic pressure to the hydraulic pressure command value of the release side clutch is approximated by the transmission characteristic of “primary delay + dead time”, and the actual hydraulic pressure of the release side clutch is smoothed by the hydraulic pressure command value. Since it is calculated by calculation, the actual hydraulic pressure of the disengagement side clutch can be calculated very easily.

上記実施例１では、変速後ギヤ比（ＳｆｔＲ＝１００％）に対してエンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して、エンジン出力増大制御終了時（終了制御開始時）の変速進行割合ＳｆｔＲｅｄを設定し、エンジン出力増大制御中に変速進行割合ＳｆｔＲがこの変速進行割合ＳｆｔＲｅｄに達した時点で、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしたが、図２１乃至図２３に示す本発明の実施例２では、ダウンシフト時に変速歯車機構５５の入力軸回転速度Ｎｔが、出力軸回転速度Ｎｏと変速後ギヤ比とから求められる変速後同期回転速度Ｎｔｔに達した時点でダウンシフト完了と判断できることを考慮して、エンジン出力増大制御中に入力軸回転速度Ｎｔが変速後同期回転速度Ｎｔｔに対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定量ＤＮｔｅｄだけ低い回転速度に達した時点（換言すれば入力軸回転速度Ｎｔと変速後同期回転速度Ｎｔｔとの偏差ＤＮｔ［＝Ｎｔｔ−Ｎｔ］が所定量ＤＮｔｅｄ以下になった時点）でダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしている。   In the first embodiment, the shift at the end of the engine output increase control (at the start of the end control) is considered in consideration of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control with respect to the post-shift gear ratio (SftR = 100%). The progress rate SftRed is set, and when the shift progress rate SftR reaches the shift progress rate SftRed during the engine output increase control, it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached, and the engine output increase control is performed. In the second embodiment of the present invention shown in FIGS. 21 to 23, the input shaft rotational speed Nt of the transmission gear mechanism 55 is determined from the output shaft rotational speed No and the post-shift gear ratio in the downshift. Considering that it is possible to determine that the downshift has been completed when the required post-shift synchronous rotational speed Ntt is reached, the input shaft rotational speed N during engine output increase control is considered. When the rotational speed reaches a rotational speed lower than the synchronous rotational speed Ntt after the shift by a predetermined amount DNted taking into account the response delay of the system related to the end of the engine output increase control (in other words, the input shaft rotational speed Nt And when the deviation DNt [= Ntt−Nt] of the post-shift synchronous rotational speed Ntt becomes equal to or less than the predetermined amount DNted), it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is performed, and the engine output increase control is performed. It is going to end.

以下、本実施例２で実行する図２２及び図２３の各ルーチンの処理内容を説明する。その他のルーチンは、前記実施例１と同じである。   The processing contents of the routines shown in FIGS. 22 and 23 executed in the second embodiment will be described below. Other routines are the same as those in the first embodiment.

［スロットル開き制御終了判定］
図２２のスロットル開き制御終了判定ルーチンが起動されると、まずステップ４０１で、前記実施例１と同様の方法で、スロットルバルブ１５の全閉動作の応答遅れ（Ｔｄ）と、スロットルバルブ１５が実際に全閉してから実際にエンジン出力増大がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｅ）と、更に終了判定からスロットル開き指令値を“０”に減衰させるまでの時間（Ｔｓｄ）を演算する。 [Throttle opening control end judgment]
When the throttle opening control end determination routine of FIG. 22 is started, first, in step 401, the response delay (Td) of the fully closing operation of the throttle valve 15 and the throttle valve 15 are actually And a response delay (Te) until the engine output actually stops increasing after the fully closed state, and a time (Tsd) from the end determination until the throttle opening command value is attenuated to “0”.

この後、ステップ４０２に進み、変速後同期回転速度Ｎｔｔと入力軸回転速度Ｎｔとの偏差（以下「入力軸回転速度偏差」という）ＤＮｔに対するスロットル開き制御終了判定用（終了制御開始判定用）の閾値ＤＮｔｅｄを次式により算出する。   After this, the routine proceeds to step 402, where throttle opening control end determination (for end control start determination) with respect to the deviation (hereinafter referred to as "input shaft rotation speed deviation") DNt between the post-shift synchronous rotation speed Ntt and the input shaft rotation speed Nt is performed. The threshold value DNted is calculated by the following equation.

ＤＮｔｅｄ＝ＤＤＮｔ×（Ｔｄ＋Ｔｅ＋Ｔｓｄ）／ｔｓｍｐ
ここで、ＤＤＮｔは、変速後同期回転速度Ｎｔｔと入力軸回転速度Ｎｔとの偏差ＤＮｔの演算周期当たりの変化量（ＤＤＮｔの前回値−今回値）であり、ｔｓｍｐは、ＤＤＮｔの演算周期である。上式により、スロットル開き制御の終了に関わるシステムの応答遅れ（Ｔｄ＋Ｔｅ＋Ｔｓｄ）を考慮して、スロットル開き制御終了判定用（終了制御開始判定用）の閾値ＤＮｔｅｄが設定される。 DNted = DDNt × (Td + Te + Tsd) / tsmp
Here, DDNt is a change amount per calculation cycle of the deviation DNt between the post-shift synchronous rotation speed Ntt and the input shaft rotation speed Nt (previous value of DDNt−current value), and tsmp is a calculation period of DDNt. . From the above equation, the threshold DNted for determining whether to open the throttle control (for determining whether to end control) is set in consideration of the response delay (Td + Te + Tsd) of the system related to the end of the throttle opening control.

この後、ステップ４０３に進み、現在の入力軸回転速度偏差ＤＮｔ（＝Ｎｔｔ−Ｎｔ）が閾値ＤＮｔｅｄ以下になったか否かを判定し、入力軸回転速度偏差ＤＮｔがまだ閾値ＤＮｔｅｄに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。そして、入力軸回転速度偏差ＤＮｔが閾値ＤＮｔｅｄに達した時点で、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断して、ステップ４０４に進み、スロットル開き制御終了フラグｘＥｔｃＴＥｄをＯＮにセットする。   Thereafter, the process proceeds to step 403, where it is determined whether or not the current input shaft rotational speed deviation DNt (= Ntt−Nt) has become equal to or less than the threshold value DNted. If the input shaft rotational speed deviation DNt has not yet reached the threshold value DNted. This routine is finished as it is. When the input shaft rotational speed deviation DNt reaches the threshold value DNted, it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached, and the routine proceeds to step 404 where the throttle opening control end flag xEtcTEd is set to ON. To do.

［燃料噴射終了判定］
図２３の燃料噴射終了判定ルーチンが起動されると、ステップ４１１で、前記実施例１と同様の方法で、燃料カットを再開してからエンジン出力がなくなるまでの応答遅れ（Ｔｆ）を算出する。 [Fuel injection end determination]
When the fuel injection end determination routine of FIG. 23 is started, in step 411, a response delay (Tf) from the restart of the fuel cut until the engine output ceases is calculated by the same method as in the first embodiment.

この後、ステップ４１２に進み、入力軸回転速度偏差ＤＮｔ（＝Ｎｔｔ−Ｎｔ）に対するスロットル開き制御終了判定用（終了制御開始判定用）の閾値ＤＮｔｅｄを次式により算出する。
ＤＮｔｅｄ＝ＤＤＮｔ×Ｔｆ／ｔｓｍｐ
上式により、燃料噴射復帰制御の終了に関わるシステムの応答遅れ（Ｔｆ）を考慮して、燃料噴射復帰制御終了判定用（終了制御開始判定用）の閾値ＤＮｔｅｄが設定される。 Thereafter, the process proceeds to step 412, and a threshold value DNted for determining whether to open the throttle control with respect to the input shaft rotational speed deviation DNt (= Ntt−Nt) (for determining end control start) is calculated by the following equation.
DNted = DDNt × Tf / tsmp
The threshold DNted for determining the completion of fuel injection return control (for determining the end control start) is set according to the above equation, taking into account the response delay (Tf) of the system related to the end of the fuel injection return control.

この後、ステップ４１３に進み、現在の入力軸回転速度偏差ＤＮｔ（＝Ｎｔｔ−Ｎｔ）が閾値ＤＮｔｅｄ以下になったか否かを判定し、入力軸回転速度偏差ＤＮｔがまだ閾値ＤＮｔｅｄに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。そして、入力軸回転速度偏差ＤＮｔが閾値ＤＮｔｅｄに達した時点で、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断して、ステップ４１４に進み、燃料噴射復帰制御終了フラグｘＥｔｃＦＥｄをＯＮにセットする。
以上説明した本実施例２においても、前記実施例１と同様の効果を得ることができる。 Thereafter, the process proceeds to step 413, where it is determined whether or not the current input shaft rotational speed deviation DNt (= Ntt−Nt) has become equal to or less than the threshold value DNted. If the input shaft rotational speed deviation DNt has not yet reached the threshold value DNted. This routine is finished as it is. Then, when the input shaft rotational speed deviation DNt reaches the threshold value DNted, it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached, and the routine proceeds to step 414, where the fuel injection return control end flag xEtcFEd is turned ON. set.
Also in the second embodiment described above, the same effect as in the first embodiment can be obtained.

図２４及び図２５に示す本発明の実施例３では、ダウンシフト時に係合制御される係合側クラッチの伝達トルク容量が、変速後の分担トルク相当値に達した時点でダウンシフト完了と判断できることを考慮して、エンジン出力増大制御中に係合制御される係合側クラッチの伝達トルク容量が、変速後の分担トルク相当値に対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定量だけ低い伝達トルク容量に達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしている。
以下、本実施例２で実行する図２２及び図２３の各ルーチンの処理内容を説明する。その他のルーチンは、前記実施例１と同じである。 In the third embodiment of the present invention shown in FIGS. 24 and 25, it is determined that the downshift is completed when the transmission torque capacity of the engagement side clutch that is controlled to be engaged during the downshift reaches a value equivalent to the shared torque after the shift. In consideration of the possibility, the transmission torque capacity of the engaging clutch that is engaged during engine output increase control is delayed in the response of the system related to the end of the engine output increase control with respect to the share torque equivalent value after the shift. When the transmission torque capacity that is lower by a predetermined amount set in consideration of the above is reached, it is determined that the predetermined state is reached in which the downshift is substantially ended, and the engine output increase control is ended.
The processing contents of the routines shown in FIGS. 22 and 23 executed in the second embodiment will be described below. Other routines are the same as those in the first embodiment.

［スロットル開き制御終了判定］
図２２のスロットル開き制御終了判定ルーチンが起動されると、まずステップ５０１、５０２で、前記実施例２と同様の方法で、スロットル開き制御の終了に関わるシステムの応答遅れ（Ｔｄ＋Ｔｅ＋Ｔｓｄ）を考慮して、スロットル開き制御終了判定用（終了制御開始判定用）の閾値ＤＮｔｅｄを算出した後、ステップ５０３に進み、現在の入力軸回転速度偏差ＤＮｔ（＝Ｎｔｔ−Ｎｔ）が閾値ＤＮｔｅｄ以下になったか否かを判定し、入力軸回転速度偏差ＤＮｔがまだ閾値ＤＮｔｅｄに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。 [Throttle opening control end judgment]
When the throttle opening control end determination routine of FIG. 22 is started, first, in steps 501 and 502, in the same manner as in the second embodiment, considering the response delay (Td + Te + Tsd) of the system related to the end of the throttle opening control. Then, after calculating the threshold value DNted for determining the throttle opening control end (for determining end control start), the process proceeds to step 503, and whether or not the current input shaft rotational speed deviation DNt (= Ntt−Nt) has become equal to or less than the threshold value DNted. If the input shaft rotational speed deviation DNt has not yet reached the threshold value DNted, this routine is terminated as it is.

そして、入力軸回転速度偏差ＤＮｔが閾値ＤＮｔｅｄに達した時点で、ステップ５０４に進み、現在、係合制御している係合側クラッチ（ｙ）に関する終了判定用の油圧閾値ＰｙＡｐｅｄを次式により算出する。
ＰｙＡｐｅｄ＝ＰｙＡｐＴ−ＤＰｙＡｐ×（Ｔｄ＋Ｔｅ＋Ｔｓｄ）／ｔｓｍｐｐ Then, when the input shaft rotational speed deviation DNt reaches the threshold value DNted, the process proceeds to step 504, and the hydraulic pressure threshold value PyAped for determining the end of the engagement-side clutch (y) currently engaged is calculated by the following equation. To do.
PyAped = PyApT−DPyAp × (Td + Te + Tsd) / tsmpp

ここで、ＰｙＡｐＴは、係合側クラッチの伝達トルク容量が変速後の分担トルク以上となる油圧相当値である。ＤＰｙＡｐは、係合側クラッチ（ｙ）の油圧ＰｙＡｐの演算周期当たりの変化量（ＰｙＡｐの今回値−前回値）であり、ｔｓｍｐｐは、ＤＰｙＡｐの演算周期である。上式により、スロットル開き制御の終了に関わるシステムの応答遅れ（Ｔｄ＋Ｔｅ＋Ｔｓｄ）を考慮して、スロットル開き制御終了時の係合側クラッチ（ｙ）の油圧ＰｙＡｐに対する閾値ＰｙＡｐｅｄが設定される。   Here, PyApT is a hydraulic pressure equivalent value at which the transmission torque capacity of the engagement side clutch is equal to or greater than the shared torque after the shift. DPyAp is a change amount per calculation cycle of the hydraulic pressure PyAp of the engagement side clutch (y) (current value of PyAp−previous value), and tsmpp is a calculation cycle of DPyAp. The threshold value PyAped for the hydraulic pressure PyAp of the engagement side clutch (y) at the end of the throttle opening control is set according to the above equation in consideration of the response delay (Td + Te + Tsd) of the system related to the end of the throttle opening control.

この後、ステップ５０５に進み、係合側クラッチ（ｙ）の油圧ＰｙＡｐが終了判定用の油圧閾値ＰｙＡｐ以上になったか否かを判定し、油圧ＰｙＡｐがまだ油圧閾値ＰｙＡｐｅｄに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。そして、油圧ＰｙＡｐが油圧閾値ＰｙＡｐｅｄに達した時点で、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断して、ステップ５０６に進み、スロットル開き制御終了フラグｘＥｔｃＴＥｄをＯＮにセットする。   Thereafter, the process proceeds to step 505, where it is determined whether or not the hydraulic pressure PyAp of the engagement side clutch (y) has become equal to or greater than the hydraulic pressure threshold value PyAp for termination determination. This routine ends. Then, when the hydraulic pressure PyAp reaches the hydraulic pressure threshold value PyAped, it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached, and the process proceeds to step 506, where the throttle opening control end flag xEtcTEd is set to ON.

尚、係合側クラッチ（ｙ）の油圧ＰｙＡｐは、油圧指令値等のなまし演算による推定値を用いても良いし、油圧センサによる検出値を用いても良い。   As the hydraulic pressure PyAp of the engagement side clutch (y), an estimated value by a smoothing calculation such as a hydraulic pressure command value may be used, or a value detected by a hydraulic pressure sensor may be used.

［燃料噴射終了判定］
図２５の燃料噴射終了判定ルーチンが起動されると、ステップ５１１、５１２で、前記実施例２と同様の方法で、燃料噴射復帰制御の終了に関わるシステムの応答遅れ（Ｔｆ）を考慮して、燃料噴射復帰制御終了判定用（終了制御開始判定用）の閾値ＤＮｔｅｄを算出した後、ステップ５１３に進み、現在の入力軸回転速度偏差ＤＮｔ（＝Ｎｔｔ−Ｎｔ）が閾値ＤＮｔｅｄ以下になったか否かを判定し、入力軸回転速度偏差ＤＮｔがまだ閾値ＤＮｔｅｄに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。 [Fuel injection end determination]
When the fuel injection end determination routine of FIG. 25 is started, in steps 511 and 512, in the same manner as in the second embodiment, considering the response delay (Tf) of the system related to the end of the fuel injection return control, After calculating the threshold value DNted for fuel injection return control end determination (end control start determination), the process proceeds to step 513, and whether or not the current input shaft rotational speed deviation DNt (= Ntt−Nt) is equal to or less than the threshold value DNted. If the input shaft rotational speed deviation DNt has not yet reached the threshold value DNted, this routine is terminated as it is.

そして、入力軸回転速度偏差ＤＮｔが閾値ＤＮｔｅｄに達した時点で、ステップ５１４に進み、現在、係合制御している係合側クラッチ（ｙ）に関する終了判定用の油圧閾値ＰｙＡｐｅｄを次式により算出する。
ＰｙＡｐｅｄ＝ＰｙＡｐＴ−ＤＰｙＡｐ×Ｔｆ／ｔｓｍｐｐ Then, when the input shaft rotational speed deviation DNt reaches the threshold value DNted, the routine proceeds to step 514, where the hydraulic pressure threshold value PyApped for determining the end of the engagement-side clutch (y) currently engaged is calculated. To do.
PyAped = PyApT−DPyAp × Tf / tsmpp

ここで、ＰｙＡｐＴは、係合側クラッチの伝達トルク容量が変速後の分担トルク以上となる油圧相当値である。ＤＰｙＡｐは、係合側クラッチ（ｙ）の油圧ＰｙＡｐの演算周期当たりの変化量（ＰｙＡｐの今回値−前回値）であり、ｔｓｍｐｐは、ＤＰｙＡｐの演算周期である。上式により、燃料噴射復帰制御の終了に関わるシステムの応答遅れ（Ｔｆ）を考慮して、燃料噴射復帰制御終了時の係合側クラッチ（ｙ）の油圧ＰｙＡｐに対する閾値ＰｙＡｐｅｄが設定される。   Here, PyApT is a hydraulic pressure equivalent value at which the transmission torque capacity of the engagement side clutch is equal to or greater than the shared torque after the shift. DPyAp is a change amount per calculation cycle of the hydraulic pressure PyAp of the engagement side clutch (y) (current value of PyAp−previous value), and tsmpp is a calculation cycle of DPyAp. The threshold value PyAped for the hydraulic pressure PyAp of the engagement side clutch (y) at the end of the fuel injection return control is set according to the above equation in consideration of the response delay (Tf) of the system related to the end of the fuel injection return control.

この後、ステップ５１５に進み、係合側クラッチ（ｙ）の油圧ＰｙＡｐが終了判定用の油圧閾値ＰｙＡｐ以上になったか否かを判定し、油圧ＰｙＡｐがまだ油圧閾値ＰｙＡｐｅｄに達していなければ、そのまま本ルーチンを終了する。そして、油圧ＰｙＡｐが油圧閾値ＰｙＡｐｅｄに達した時点で、ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断して、ステップ５１６に進み、燃料噴射復帰制御終了フラグｘＥｔｃＦＥｄをＯＮにセットする。   Thereafter, the process proceeds to step 515, where it is determined whether or not the hydraulic pressure PyAp of the engagement side clutch (y) has reached or exceeded the hydraulic pressure threshold value PyAp for termination determination. This routine ends. Then, when the hydraulic pressure PyAp reaches the hydraulic pressure threshold value PyAped, it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached, and the routine proceeds to step 516, where the fuel injection return control end flag xEtcFEd is set to ON.

以上説明した本実施例３では、入力軸回転速度偏差ＤＮｔと係合側クラッチの油圧ＰｙＡｐの両方を用いてエンジン出力増大制御の終了タイミングを判定するようにしたので、エンジン出力増大制御の終了タイミングをより一層精度良く判定することができる利点がある。   In the third embodiment described above, the end timing of the engine output increase control is determined using both the input shaft rotational speed deviation DNt and the hydraulic pressure PyAp of the engagement side clutch. Therefore, the end timing of the engine output increase control is determined. There is an advantage that can be determined with higher accuracy.

尚、本発明は、上記各実施例１〜３に限定されず、例えば次のように構成しても良い。
（１）エンジン出力増大制御中にダウンシフトが終了するタイミング（以下「予測ダウンシフト終了タイミング」という）を予測し、この予測ダウンシフト終了タイミングに対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定時間だけ早いタイミングに達した時点でダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしても良い。 In addition, this invention is not limited to said each Examples 1-3, For example, you may comprise as follows.
(1) The timing at which the downshift ends during engine output increase control (hereinafter referred to as “predicted downshift end timing”) is predicted, and the system related to the end of the engine output increase control with respect to the predicted downshift end timing The engine output increase control may be terminated when it is determined that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached when a timing earlier by a predetermined time set in consideration of the response delay is reached.

（２）エンジン出力増大制御中に、入力軸回転速度が、出力軸回転速度と変速後ギヤ比とから求められる予想変速後同期回転速度に到達するタイミング（以下「予測同期タイミング」という）を予測し、この予測同期タイミングに対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定時間だけ早いタイミングに達した時点でダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断してエンジン出力増大制御を終了するようにしても良い。   (2) Predicting the timing at which the input shaft rotational speed reaches the expected post-shift synchronous rotational speed obtained from the output shaft rotational speed and the post-shift gear ratio (hereinafter referred to as “predicted synchronous timing”) during engine output increase control And a predetermined state in which the downshift is substantially ended when a timing earlier than a predetermined time set in consideration of the response delay of the system related to the end of the engine output increase control is reached with respect to the predicted synchronization timing. It may be determined that the engine output has been increased, and the engine output increase control may be terminated.

（３）ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態を判定する閾値を、車体減速度も考慮して設定するようにしても良い。このようにすれば、路面勾配による走行抵抗の変化やブレーキ操作の有無、ブレーキ操作力の大小によって、ダウンシフト中に車速が変化して変速後同期回転速度が変化してしまうことによる変速時間の変化に対しても、適正にエンジン出力増大制御を終了させることができる。   (3) A threshold value for determining a predetermined state where the downshift is substantially finished may be set in consideration of the vehicle body deceleration. In this way, the shift time of the shift time due to the change in the running resistance due to the road surface gradient, the presence or absence of the brake operation, the magnitude of the brake operation force, the vehicle speed changes during the downshift and the post-shift synchronous rotation speed changes. The engine output increase control can be properly terminated even for the change.

尚、上記各実施例においては、スロットル開き制御＋燃料噴射復帰制御によりエンジン出力増大制御を実現させているが、このエンジン出力増大制御の一つに燃料増量制御又は点火遅角制御を追加したり、或は、スロットル開き制御＋燃料噴射復帰制御を燃料増量制御又は点火遅角制御で置き換えても、エンジン出力増大制御を同様の考え方で実現できる。また、上記各実施例は、ガソリンエンジンの実施例であるが、ディーゼルエンジンにおいても、エンジン出力増大制御として燃料噴射量を増量する制御を実施するようにしても本発明を実現できる。   In each of the above embodiments, the engine output increase control is realized by throttle opening control + fuel injection return control. However, fuel increase control or ignition delay control is added to one of the engine output increase controls. Alternatively, even if the throttle opening control + fuel injection return control is replaced with the fuel increase control or the ignition retard control, the engine output increase control can be realized based on the same concept. Further, each of the above embodiments is an embodiment of a gasoline engine. However, even in a diesel engine, the present invention can be realized by executing control for increasing the fuel injection amount as engine output increase control.

本発明の各実施例のエンジン制御システム全体の概略構成図である。It is a schematic block diagram of the whole engine control system of each Example of this invention. 自動変速機全体の概略構成を示す図である。It is a figure which shows schematic structure of the whole automatic transmission. 自動変速機の機械的構成を模式的に示す図である。It is a figure which shows typically the mechanical structure of an automatic transmission. 各変速段毎のクラッチＣ０〜Ｃ２とブレーキＢ０，Ｂ１の係合／解放の組み合わせを示す図である。It is a figure which shows the combination of engagement / release of clutch C0-C2 and brake B0, B1 for every gear stage. 変速パターンの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of a transmission pattern. パワーオンダウンシフト制御の一例を示すタイムチャートである。It is a time chart which shows an example of power-on downshift control. 実施例１のＥＴＣ協調ダウンシフト制御の一例を示すタイムチャートである。3 is a time chart illustrating an example of ETC cooperative downshift control according to the first embodiment. 実施例１の変速制御ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。6 is a flowchart illustrating a process flow of a shift control routine according to the first embodiment. 実施例１の変速種類判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。6 is a flowchart illustrating a process flow of a shift type determination routine according to the first embodiment. 実施例１の変速油圧制御ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。3 is a flowchart showing a flow of processing of a transmission hydraulic pressure control routine according to the first embodiment. 実施例１の解放側クラッチ油圧制御ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。6 is a flowchart illustrating a processing flow of a release side clutch hydraulic pressure control routine according to the first embodiment. 実施例１の係合側クラッチ油圧制御ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。3 is a flowchart illustrating a process flow of an engagement side clutch hydraulic pressure control routine according to the first embodiment. 実施例１のスロットル開き制御ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。4 is a flowchart illustrating a flow of processing of a throttle opening control routine according to the first embodiment. 実施例１のスロットル開き制御開始判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。6 is a flowchart showing a flow of processing of a throttle opening control start determination routine according to the first embodiment. 実施例１のスロットル開き制御終了判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。6 is a flowchart illustrating a flow of processing of a throttle opening control end determination routine according to the first embodiment. 実施例１のスロットル開き量補正ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。7 is a flowchart illustrating a flow of processing of a throttle opening amount correction routine according to the first embodiment. 実施例１のスロットル開き量設定マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the throttle opening amount setting map of Example 1. FIG. 実施例１の燃料噴射復帰制御ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。3 is a flowchart showing a flow of processing of a fuel injection return control routine of Embodiment 1. 実施例１の燃料噴射開始判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。3 is a flowchart illustrating a flow of processing of a fuel injection start determination routine according to the first embodiment. 実施例１の燃料噴射終了判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。6 is a flowchart illustrating a flow of processing of a fuel injection end determination routine according to the first embodiment. 実施例２のＥＴＣ協調ダウンシフト制御の一例を示すタイムチャートである。6 is a time chart illustrating an example of ETC cooperative downshift control according to the second embodiment. 実施例２のスロットル開き制御終了判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。7 is a flowchart showing a flow of processing of a throttle opening control end determination routine according to a second embodiment. 実施例２の燃料噴射終了判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。6 is a flowchart illustrating a flow of processing of a fuel injection end determination routine according to a second embodiment. 実施例３のスロットル開き制御終了判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。12 is a flowchart showing a flow of processing of a throttle opening control end determination routine according to a third embodiment. 実施例３の燃料噴射終了判定ルーチンの処理の流れを示すフローチャートである。12 is a flowchart illustrating a flow of processing of a fuel injection end determination routine according to a third embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

１１…エンジン（内燃機関）、１２…吸気管、１４…エアフローメータ、１５…スロットルバルブ、１７…モータ、１８…スロットル開度センサ、２５…エンジンＥＣＵ（エンジン出力増大制御手段）、２６…アクセルペダル、２７…アクセルセンサ、３４…アクセルレバー、５１…自動変速機、５２…トルクコンバータ、５３…変速歯車機構（変速機構）、５６…ロックアップクラッチ、５７…油圧制御回路、５８…油圧ポンプ、５９…ライン圧制御回路、６０…自動変速制御回路、６１…ロックアップ制御回路、６６…手動切換弁、７０…ＡＴ−ＥＣＵ（エンジン出力増大制御手段，出力増大終了タイミング制御手段，応答遅れ演算手段）、Ｃ０〜Ｃ２…クラッチ（摩擦係合要素）、Ｂ０，Ｂ１…ブレーキ（摩擦係合要素）   DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Engine (internal combustion engine), 12 ... Intake pipe, 14 ... Air flow meter, 15 ... Throttle valve, 17 ... Motor, 18 ... Throttle opening sensor, 25 ... Engine ECU (engine output increase control means), 26 ... Accelerator pedal , 27 ... Accelerator sensor, 34 ... Accelerator lever, 51 ... Automatic transmission, 52 ... Torque converter, 53 ... Transmission gear mechanism (transmission mechanism), 56 ... Lock-up clutch, 57 ... Hydraulic control circuit, 58 ... Hydraulic pump, 59 ... Line pressure control circuit, 60 ... Automatic shift control circuit, 61 ... Lock-up control circuit, 66 ... Manual switching valve, 70 ... AT-ECU (engine output increase control means, output increase end timing control means, response delay calculation means) , C0 to C2 ... clutch (friction engagement element), B0, B1 ... brake (friction engagement element)

Claims (12)

複数の摩擦係合要素に作用させる油圧を油圧制御手段で個別に制御することで、各摩擦係合要素の係合と解放を選択的に切り換えて、変速機構の変速段を切り換える自動変速機の制御装置において、
運転者の減速意思に基づいて前記変速機構がダウンシフトされる際に運転者のアクセル操作によらずエンジン出力を増大させるエンジン出力増大制御を実行するエンジン出力増大制御手段と、
前記エンジン出力増大制御の終了タイミングを、当該ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断したときとする出力増大終了タイミング制御手段と
を備えていることを特徴とする自動変速機の制御装置。 By controlling the hydraulic pressure applied to the plurality of friction engagement elements individually by the hydraulic pressure control means, the automatic transmission of the automatic transmission that selectively switches the engagement and release of each friction engagement element and switches the shift stage of the transmission mechanism. In the control device,
Engine output increase control means for executing engine output increase control for increasing the engine output regardless of the driver's accelerator operation when the speed change mechanism is downshifted based on the driver's intention to decelerate;
An output increase end timing control means for determining that the end timing of the engine output increase control is in a predetermined state in which the downshift is substantially ended. Control device. 前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記エンジン出力増大制御中に変速後ギヤ比に対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定のギヤ比まで変速が進行した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断することを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。   The output increase end timing control means performs a shift to a predetermined gear ratio set in consideration of a response delay of a system related to the end of the engine output increase control with respect to the gear ratio after the shift during the engine output increase control. 2. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 1, wherein it is determined that the predetermined state is reached in which the downshift is substantially finished at the time of progress. 前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記エンジン出力増大制御中に前記変速機構の入力軸回転速度が、出力軸回転速度と変速後ギヤ比とから求められる変速後同期回転速度に対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定量だけ低い回転速度に達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断することを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。   The output increase end timing control means is configured to output the engine output with respect to the post-shift synchronous rotational speed obtained from the output shaft rotational speed and the post-shift gear ratio, during the engine output increase control. It is determined that a predetermined state in which the downshift is substantially finished is reached when a rotational speed lower by a predetermined amount set in consideration of a response delay of the system related to the end of the increase control is reached. The control device for an automatic transmission according to claim 1. 前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記エンジン出力増大制御中に係合制御される摩擦係合要素の伝達トルク容量が、変速後の分担トルク相当値に対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定量だけ低い伝達トルク容量に達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断する手段とを備えていることを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。   The output increase end timing control means relates to the end of the engine output increase control when the transmission torque capacity of the friction engagement element that is controlled to be engaged during the engine output increase control is a shared torque equivalent value after the shift. And a means for determining that the downshift is in a predetermined state when the transmission torque capacity has been lowered by a predetermined amount set in consideration of a response delay of the system. The control device for an automatic transmission according to claim 1. 前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記エンジン出力増大制御中に前記ダウンシフトが終了するタイミング（以下「予測ダウンシフト終了タイミング」という）を予測する手段と、前記予測ダウンシフト終了タイミングに対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定時間だけ早いタイミングに達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断する手段とを備えていることを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。   The output increase end timing control means predicts the timing at which the downshift ends during the engine output increase control (hereinafter referred to as “predicted downshift end timing”), and Means for determining that the downshift is in a predetermined state at which the downshift is substantially completed when a timing earlier by a predetermined time set in consideration of a response delay of the system related to the end of the engine output increase control is reached. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 1, wherein 前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記エンジン出力増大制御中に前記変速機構の入力軸回転速度が、出力軸回転速度と変速後ギヤ比とから求められる予想変速後同期回転速度に到達するタイミング（以下「予測同期タイミング」という）を予測する手段と、前記予測同期タイミングに対して該エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れを考慮して設定された所定時間だけ早いタイミングに達した時点で前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断する手段とを備えていることを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の制御装置。   The output increase end timing control means is a timing at which the input shaft rotational speed of the speed change mechanism reaches an expected post-shift synchronous rotational speed determined from the output shaft rotational speed and the post-shift gear ratio during the engine output increase control ( (Hereinafter referred to as “predicted synchronization timing”), and a point in time that reaches a timing earlier than the predicted synchronization timing by a predetermined time set in consideration of a response delay of the system related to the end of the engine output increase control. 2. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 1, further comprising: a unit that determines that the predetermined state in which the downshift is substantially finished is established. 前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記エンジン出力増大制御手段に対してエンジン出力増大制御の終了指令を発してから実際にエンジン出力の増大が無くなるまでの応答遅れ時間を、前記エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れの時間として演算する応答遅れ演算手段を備えていることを特徴とする請求項２乃至７のいずれかに記載の自動変速機の制御装置。   The output increase end timing control means determines the response delay time from when the engine output increase control end command is issued to the engine output increase control means until the engine output actually increases, 8. The automatic transmission control device according to claim 2, further comprising response delay calculation means for calculating a response delay time of the system related to the termination. 前記エンジン出力増大制御手段は、前記エンジン出力増大制御中にスロットルバルブを開放して吸入空気量を増加させるスロットル制御手段を含み、
前記応答遅れ演算手段は、前記スロットル制御手段に対して開度指令を出力してから実際に前記スロットルバルブが指令開度に駆動されるまでのスロットル系の応答遅れ時間を考慮して、前記エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れの時間を演算することを特徴とする請求項７に記載の自動変速機の制御装置。 The engine output increase control means includes throttle control means for opening a throttle valve during the engine output increase control to increase the intake air amount,
The response delay calculation means takes into account the response delay time of the throttle system from when the opening degree command is output to the throttle control means until the throttle valve is actually driven to the command opening degree. 8. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 7, wherein a response delay time of the system related to the end of the output increase control is calculated. 前記エンジン出力増大制御手段は、前記エンジン出力増大制御中にスロットルバルブを開放して吸入空気量を増加させるスロットル制御手段を含み、
前記応答遅れ演算手段は、実際に前記スロットルバルブが指令開度に駆動されてから実際にエンジン出力が応答するまでのスロットル系の応答遅れ時間を考慮して、前記エンジン出力増大制御の終了に関わるシステムの応答遅れの時間を演算することを特徴とする請求項７に記載の自動変速機の制御装置。 The engine output increase control means includes throttle control means for opening a throttle valve during the engine output increase control to increase the intake air amount,
The response delay calculation means relates to the end of the engine output increase control in consideration of the response delay time of the throttle system from when the throttle valve is actually driven to the command opening until the engine output actually responds. 8. The automatic transmission control device according to claim 7, wherein a response delay time of the system is calculated. 前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態を車体減速度を考慮して判断すること特徴とする請求項１乃至９のいずれかに記載の自動変速機の制御装置。   10. The automatic transmission according to claim 1, wherein the output increase end timing control means determines a predetermined state in which the downshift is substantially ended in consideration of vehicle deceleration. Control device. 前記エンジン出力増大制御手段は、前記エンジン出力増大制御中に燃料カットを復帰させて燃料噴射を再開させる燃料カット復帰手段を含み、
前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態になったと判断したときに前記燃料カット復帰手段による燃料噴射を終了することを特徴とする１乃至１０のいずれかに記載の自動変速機の制御装置。 The engine output increase control means includes fuel cut return means for returning fuel cut during the engine output increase control and restarting fuel injection.
Any one of 1 to 10, wherein the output increase end timing control means ends the fuel injection by the fuel cut return means when it is determined that the predetermined state is reached in which the downshift is substantially ended. A control device for an automatic transmission according to claim 1. 前記出力増大終了タイミング制御手段は、前記ダウンシフトが実質的に終了する所定の状態を、前記燃料カット復帰手段に対して燃料噴射の終了指令を発してから実際にエンジン出力の増大が無くなるまでの応答遅れ時間を考慮して設定すると共に、この応答遅れ時間をエンジンが２回転するのに要する時間に設定すること特徴とする請求項１１に記載の自動変速機の制御装置。   The output increase end timing control means is in a predetermined state in which the downshift is substantially ended until a fuel injection end command is issued to the fuel cut return means until the engine output actually increases. The control apparatus for an automatic transmission according to claim 11, wherein the response delay time is set in consideration of the response delay time, and the response delay time is set to a time required for the engine to make two revolutions.
JP2004130645A 2004-04-27 2004-04-27 Control device of automatic transmission Pending JP2005315084A (en)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004130645A JP2005315084A (en) 2004-04-27 2004-04-27 Control device of automatic transmission
US11/108,891 US7563196B2 (en) 2004-04-27 2005-04-19 Controller for automatic transmission
US11/730,448 US7393305B2 (en) 2004-04-27 2007-04-02 Controller for automatic transmission

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004130645A JP2005315084A (en) 2004-04-27 2004-04-27 Control device of automatic transmission

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JP2005315084A true JP2005315084A (en) 2005-11-10

Family

ID=35442789

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2004130645A Pending JP2005315084A (en) 2004-04-27 2004-04-27 Control device of automatic transmission

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP2005315084A (en)

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008138691A (en) * 2006-11-30 2008-06-19 Jatco Ltd Control device for automatic transmission
JP2010159728A (en) * 2009-01-09 2010-07-22 Toyota Motor Corp Control device for vehicle
JP2011032963A (en) * 2009-08-04 2011-02-17 Honda Motor Co Ltd Control device for internal combustion engine
JP2016133016A (en) * 2015-01-16 2016-07-25 トヨタ自動車株式会社 Control device of internal combustion engine
JP2016133133A (en) * 2015-01-15 2016-07-25 株式会社デンソー Hydraulic control device
US9643591B2 (en) 2012-02-07 2017-05-09 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Speed change control system and speed change control method for hybrid vehicle

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008138691A (en) * 2006-11-30 2008-06-19 Jatco Ltd Control device for automatic transmission
JP4682122B2 (en) * 2006-11-30 2011-05-11 ジヤトコ株式会社 Control device for automatic transmission
JP2010159728A (en) * 2009-01-09 2010-07-22 Toyota Motor Corp Control device for vehicle
JP2011032963A (en) * 2009-08-04 2011-02-17 Honda Motor Co Ltd Control device for internal combustion engine
US9643591B2 (en) 2012-02-07 2017-05-09 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Speed change control system and speed change control method for hybrid vehicle
JP2016133133A (en) * 2015-01-15 2016-07-25 株式会社デンソー Hydraulic control device
JP2016133016A (en) * 2015-01-16 2016-07-25 トヨタ自動車株式会社 Control device of internal combustion engine

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4214405B2 (en) Control device for automatic transmission
JP4318081B2 (en) Control device for automatic transmission
US7563196B2 (en) Controller for automatic transmission
JP4534255B2 (en) Control device for automatic transmission
JP5565324B2 (en) Vehicle control device
US7695405B2 (en) Shift shock reducing apparatus for power train
JPS60131326A (en) Device for reducing shock upon speed-change in automatic transmission
JP2005180693A (en) Method for controlling up shifting of automatic transmission for vehicles
JP4207837B2 (en) Control device for automatic transmission
JP4508850B2 (en) Control device for automatic transmission
JP4682122B2 (en) Control device for automatic transmission
JP2005315084A (en) Control device of automatic transmission
JP4244856B2 (en) Control device for automatic transmission
JP5534212B2 (en) Vehicle control device
JP2010007767A (en) Automatic transmission control device
JP2000008901A (en) Integrated control device of prime mover and automatic transmission
JP5407985B2 (en) Control device for automatic transmission
JP5324362B2 (en) Control device for automatic transmission
JP6595411B2 (en) Vehicle control device
JP5251554B2 (en) Vehicle engine control device
JP2002039360A (en) Control device of automatic transmission for vehicle
JP2010210064A (en) Vehicle control device and control method
JP2008014421A (en) Automatic transmission control device
JP2010202166A (en) Control device for power train

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20060627

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20080417

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20080602

A02 Decision of refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02

Effective date: 20080717

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20080903

A911 Transfer of reconsideration by examiner before appeal (zenchi)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A911

Effective date: 20080918

A912 Removal of reconsideration by examiner before appeal (zenchi)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A912

Effective date: 20081121