JP2013057333A - Dual clutch type automatic transmission, and shift control method thereof - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、２つの入力軸それぞれに原動機の回転駆動力を伝達可能なデュアルクラッチを有するデュアルクラッチ式自動変速機およびその変速制御方法に関する。 The present invention relates to a dual clutch type automatic transmission having a dual clutch capable of transmitting the rotational driving force of a prime mover to each of two input shafts, and a transmission control method therefor.
近年、特許文献１に示すようなシフト変更の際にトルク切れをなくすことができるデュアルクラッチ式自動変速機が注目されている。このようなデュアルクラッチ式自動変速機は、同心に設けられ偶数段および奇数段のギヤが夫々固定された２つの入力軸と、入力軸と平行に配置され偶数段および奇数段の従動ギヤを支承する第１副軸と、偶数段および奇数段の従動ギヤのうち残りの従動ギヤを支承する第２副軸と、を有している。またエンジンと２つの入力軸との間にはトルク伝達を夫々断接する２つのクラッチを有している。
2. Description of the Related Art In recent years, attention has been focused on a dual clutch type automatic transmission that can eliminate a torque interruption during a shift change as shown in
デュアルクラッチ式自動変速機はこのような構成によって、一方の入力軸に連結されるクラッチが接続状態となり、エンジントルクを一方の入力軸から所定のギヤ段を介していずれか一方の副軸を回転させ車両を走行させる。このときクラッチが切断状態である他方の入力軸では車両の走行状態やアクセルの操作状態等から次に変速される所定のギヤ段が制御装置によって予測（要求）され、いずれか他方の副軸に予測されたギヤ段（要求ギヤ段）が成立されて待機している。そして例えば運転者が加速を欲しアクセルを踏込み、車速が変速点に到達すると接続されていた一方の入力軸のクラッチの係合が切離されて解除される。そして、それとともに、切断状態であった他方の入力軸のクラッチが係合されていき、やがて他方の入力軸にエンジントルクが完全に伝達され待機していたギヤ段を介して車輪を駆動させ車両が走行する。これによって短時間で変速動作が完了し変速時にトルク切れをおこしにくい構成となっている。 With such a configuration, the dual clutch type automatic transmission has a clutch connected to one input shaft in a connected state, and engine torque is rotated from one input shaft to one of the counter shafts through a predetermined gear stage. And let the vehicle run. At this time, on the other input shaft in which the clutch is disengaged, the control device predicts (requests) a predetermined gear stage to be shifted next from the traveling state of the vehicle, the operation state of the accelerator, etc. The predicted gear stage (requested gear stage) is established and is on standby. For example, when the driver wants to accelerate and depresses the accelerator, and the vehicle speed reaches the shift point, the engagement of the clutch of one connected input shaft is disengaged and released. At the same time, the clutch of the other input shaft that was in the disconnected state is engaged, and eventually the engine torque is completely transmitted to the other input shaft and the wheels are driven via the gear stage that has been on standby. Runs. As a result, the speed change operation is completed in a short time, and the torque is not easily lost during the speed change.
しかしながら、特許文献１に記載の従来技術では、例えば車両走行時において変速を行なう場合、車両が走行している路面の状況に関わらず、平坦路で設定した目標クラッチトルクによってクラッチを係合させ、エンジンの回転駆動トルクを入力軸に伝達している。しかし、急な登りや下りを走行する場合、または路面の状況（例えばウェット等）によってμが異なる路面を走行する場合には車両走行時の走行抵抗が変化している。このため、平坦路で設定した目標クラッチトルクによってクラッチを係合させると、走行抵抗が大きいときにはクラッチ係合によって大きな減速感を感じる虞がある。また走行抵抗が小さいときには、クラッチ係合によって車両が意図せぬ加速をしてしまう虞がある。
However, in the prior art described in
本発明は上記課題に鑑みてなされたものであり、車両走行時において走行抵抗に依存することなく良好な変速フィーリングを得ることが可能なデュアルクラッチ式自動変速機およびその変速制御方法を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above problems, and provides a dual clutch type automatic transmission capable of obtaining a good shift feeling without depending on running resistance when the vehicle is running, and a shift control method therefor. For the purpose.
上記の課題を解決するために、請求項１に係るデュアルクラッチ式自動変速機の発明は、同心に配置された第１入力軸および第２入力軸と、原動機の回転駆動力を前記第１入力軸に伝達する第１クラッチおよび前記回転駆動力を前記第２入力軸に伝達する第２クラッチを有するデュアルクラッチと、前記第１入力軸に伝達された前記回転駆動力を変速して奇数変速段を成立させる第１シフト機構、および前記第２入力軸に伝達された前記回転駆動力を変速して偶数変速段を成立させる第２シフト機構と、変速指令が送出されると、クラッチアクチュエータの作動によって前記原動機から前記入力軸に伝達されるクラッチトルクを制御し前記第１クラッチおよび前記第２クラッチのうち、前記第１入力軸および前記第２入力軸のうちの前記原動機から切り離される入力軸に対応するクラッチを切離する切離制御を行い、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチのうち、前記第１入力軸および前記第２入力軸のうちの前記原動機に接続される入力軸に対応するクラッチを、前記クラッチトルクが、前記原動機の出力駆動力と前記原動機に要求される目標回転数変速度に基づいて演算される目標クラッチトルクになるよう制御して前記原動機の回転数を前記接続される入力軸の回転数と同期させる係合制御を行う変速制御装置と、を備え、前記変速制御装置は、前記クラッチの前記クラッチトルクを制御する前記クラッチアクチュエータのクラッチアクチュエータ作動量と前記クラッチトルクとの対応関係を記憶するクラッチトルク−作動量記憶部と、車両の車速の関数として演算される、前記車両が平坦路を走行するときに車両が受ける走行抵抗を基準走行抵抗として記憶する基準走行抵抗記憶部と、前記変速指令が送出されると前記原動機の現在の前記出力駆動力、変速段のギヤ比、車両重量および車両加速度から現在の現在走行抵抗を演算する走行抵抗演算部と、現在の前記目標クラッチトルクを基準クラッチトルクとして演算する基準クラッチトルク演算部と、前記基準走行抵抗記憶部に記憶された前記基準走行抵抗から現在の前記車速に対応する基準走行抵抗と前記走行抵抗演算部によって演算された前記現在走行抵抗との差を演算する差演算部と、前記差演算部によって演算された前記現在走行抵抗と前記基準走行抵抗との差が正のときには、前記係合制御において前記目標クラッチトルクを前記基準クラッチトルク演算部によって演算された前記基準クラッチトルクより前記差に応じて大きくなるよう補正制御し、前記差が負のときには、前記係合制御において前記目標クラッチトルクを前記基準クラッチトルク演算部によって演算された前記基準クラッチトルクより前記差の絶対値に応じて小さくなるよう補正制御するクラッチトルク補正制御部と、を備える。
In order to solve the above-mentioned problem, the invention of a dual clutch automatic transmission according to
請求項２に係るデュアルクラッチ式自動変速機の発明は、請求項１において、前記原動機の前記目標回転数変速度および前記出力駆動力の少なくとも一方を前記目標クラッチトルクの増減に応じて増減させる。 A dual clutch type automatic transmission according to a second aspect is the first aspect, wherein at least one of the target rotational speed change and the output driving force of the prime mover is increased or decreased according to an increase or decrease of the target clutch torque.
請求項３に係るデュアルクラッチ式自動変速機の変速制御方法の発明は、同心に配置された第１入力軸および第２入力軸と、原動機の回転駆動力を前記第１入力軸に伝達する第１クラッチおよび前記回転駆動力を前記第２入力軸に伝達する第２クラッチを有するデュアルクラッチと、前記第１入力軸に伝達された前記回転駆動力を変速して奇数変速段を成立させる第１シフト機構、および前記第２入力軸に伝達された前記回転駆動力を変速して偶数変速段を成立させる第２シフト機構と、変速指令が送出されると、クラッチアクチュエータの作動によって前記原動機から前記入力軸に伝達されるクラッチトルクを制御し前記第１クラッチおよび前記第２クラッチのうち、前記第１入力軸および前記第２入力軸のうちの前記原動機から切り離される入力軸に対応するクラッチを切離する切離制御を行い、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチのうち、前記第１入力軸および前記第２入力軸のうちの前記原動機に接続される入力軸に対応するクラッチを、前記クラッチトルクが、前記原動機の出力駆動力と前記原動機に要求される目標回転数変速度に基づいて演算される目標クラッチトルクになるよう制御して前記原動機の回転数を前記接続される入力軸の回転数と同期させる係合制御を行う変速制御装置と、を備えたデュアルクラッチ式自動変速機の前記変速制御装置の変速制御方法であって、前記変速制御方法は、前記変速指令が送出されると前記原動機の現在の前記出力駆動力、変速段のギヤ比、車両重量および車両加速度から現在の現在走行抵抗を演算する走行抵抗演算ステップと、現在の前記目標クラッチトルクを基準クラッチトルクとして演算する基準クラッチトルク演算ステップと、前記基準走行抵抗記憶部に記憶された前記基準走行抵抗から現在の前記車速に対応する基準走行抵抗と前記走行抵抗演算ステップによって演算された前記現在走行抵抗との差を演算する差演算ステップと、前記差演算ステップによって演算された前記現在走行抵抗と前記基準走行抵抗との差が正のときには、前記係合制御において前記目標クラッチトルクを前記基準クラッチトルク演算ステップによって演算された前記基準クラッチトルクより前記差に応じて大きくなるよう補正制御し、前記差が負のときには、前記係合制御において前記目標クラッチトルクを前記基準クラッチトルク演算ステップによって演算された前記基準クラッチトルクより前記差の絶対値に応じて小さくなるよう補正制御するクラッチトルク補正制御ステップと、を備える。 According to a third aspect of the invention, there is provided a shift control method for a dual clutch type automatic transmission, wherein a first input shaft and a second input shaft arranged concentrically and a rotational driving force of a prime mover are transmitted to the first input shaft. A dual clutch having one clutch and a second clutch for transmitting the rotational driving force to the second input shaft, and a first clutch for shifting the rotational driving force transmitted to the first input shaft to establish an odd gear. A shift mechanism, a second shift mechanism that shifts the rotational driving force transmitted to the second input shaft to establish an even-numbered gear stage, and when a shift command is sent, the motor drives the clutch to operate the clutch The clutch torque transmitted to the input shaft is controlled, and the first clutch and the second clutch of the first clutch and the second clutch are separated from the prime mover. An input connected to the prime mover of the first input shaft and the second input shaft of the first clutch and the second clutch is performed. The number of revolutions of the prime mover is controlled by controlling the clutch corresponding to the shaft so that the clutch torque becomes a target clutch torque calculated based on an output driving force of the prime mover and a target revolution speed required for the prime mover. A shift control device that performs engagement control to synchronize with the rotational speed of the input shaft to be connected, the shift control method of the shift control device of a dual clutch automatic transmission, wherein the shift control method includes: When the shift command is sent, the current resistance value is calculated from the current output driving force of the prime mover, the gear ratio of the shift speed, the vehicle weight, and the vehicle acceleration. A reference clutch torque calculation step for calculating the current target clutch torque as a reference clutch torque; and a reference running resistance corresponding to the current vehicle speed from the reference running resistance stored in the reference running resistance storage unit; When the difference between the difference between the current running resistance calculated by the running resistance calculating step and the current running resistance calculated by the difference calculating step and the reference running resistance is positive, In the engagement control, correction control is performed so that the target clutch torque becomes larger in accordance with the difference than the reference clutch torque calculated in the reference clutch torque calculation step. When the difference is negative, the target clutch torque is determined in the engagement control. The clutch torque calculated by the reference clutch torque calculating step is A clutch torque correction control step for performing correction control so as to be smaller than the quasi-clutch torque in accordance with the absolute value of the difference.
請求項１に係るデュアルクラッチ式自動変速機の発明によれば、変速制御装置は、変速指令が送出されると走行中の車両の現在走行抵抗を走行抵抗演算部によって演算し、現在の車両の車速に対応して演算された現在の基準走行抵抗との差を演算する。そして差が正のとき、即ち現在走行抵抗の方が大きい時には原動機の出力駆動力と原動機に要求される目標回転数変速度に基づいて演算される目標クラッチトルクが基準クラッチトルクより差の大きさに応じて大きくなるように係合制御する。また差が負のとき、即ち現在走行抵抗の方が小さい時には目標クラッチトルクが基準クラッチトルクより差の絶対値の大きさに応じて小さくなるように係合制御される。このように現在走行抵抗の方が大きい時には目標クラッチトルクが大きくなるよう補正するので入力軸を介して車輪に伝達される力が補填される。これにより変速時におけるトルク減少の発生が抑制され良好なフィーリングが得られる。また現在走行抵抗の方が小さい時には目標クラッチトルクが小さくなるよう補正するので車輪に伝達される力が抑制され車両の意図しない加速が防止される。 According to the invention of the dual clutch type automatic transmission according to the first aspect, when the shift command is sent, the shift control device calculates the current running resistance of the running vehicle by the running resistance calculating unit, and The difference from the current reference running resistance calculated corresponding to the vehicle speed is calculated. When the difference is positive, that is, when the current running resistance is larger, the target clutch torque calculated based on the output driving force of the prime mover and the target rotation speed required for the prime mover is larger than the reference clutch torque. Engagement control is performed so as to increase in accordance with. Further, when the difference is negative, that is, when the current running resistance is smaller, the engagement control is performed so that the target clutch torque is smaller than the reference clutch torque in accordance with the absolute value of the difference. Thus, when the current running resistance is larger, the target clutch torque is corrected so as to increase, so that the force transmitted to the wheel via the input shaft is compensated. As a result, the occurrence of torque reduction during shifting is suppressed, and a good feeling can be obtained. Further, when the current running resistance is smaller, the target clutch torque is corrected to be smaller, so that the force transmitted to the wheels is suppressed and unintended acceleration of the vehicle is prevented.
請求項２に係るデュアルクラッチ式自動変速機の発明によれば、請求項１において、原動機に要求される目標回転数変速度および原動機の出力駆動力の少なくとも一方を目標クラッチトルクの増減に応じて増減させる。このとき目標回転数変速度を増減させて制御する場合には、クラッチアクチュエータのクラッチアクチュエータ作動量によって制御できるので、精度よく目標クラッチトルクを得ることができる。また原動機の出力駆動力を増減させて制御する場合には、目標回転数変速度を変更せずとも目標クラッチトルクの増減が達成できるので、クラッチ係合時にショックなく接続することができる。
According to the invention of the dual clutch type automatic transmission according to
請求項３に係る変速制御方法の発明によれば、請求項１と同様の効果を有する。
According to the invention of the shift control method according to
以下、本発明を具体化したデュアルクラッチ式自動変速機の第１の実施形態について、図１〜図８を参照し説明する。図１は、本発明に係るデュアルクラッチ式自動変速機１を適用可能な車両の一部の構成を示したブロック図である。図１に示す車両はＦＦ（フロントエンジンフロントドライブ）タイプの車両であり、原動機の一例でありガソリンの燃焼によって駆動されるエンジン４、本発明に係るデュアルクラッチ式自動変速機１、差動装置１４（ディファレンシャル）、駆動軸１５ａ、１５ｂ、駆動輪１６ａ、１６ｂ（前輪）および図示しない従動輪（後輪）を備えている。なお、図１は車両の上面図であり、図１の上方が車両の前方に相当する。
Hereinafter, a first embodiment of a dual clutch automatic transmission embodying the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 1 is a block diagram showing a configuration of a part of a vehicle to which a dual clutch type
図２に示すようにデュアルクラッチ式自動変速機１は、複数のギヤ段が形成され収納されるミッションケース１１、およびデュアルクラッチ４０（本発明のデュアルクラッチに該当する）を収納するクラッチハウジング１２を有している。ミッションケース１１およびクラッチハウジング１２によってケース１０を形成している。
As shown in FIG. 2, the dual clutch
また、デュアルクラッチ式自動変速機１は、ミッションケース１１に収容される複数のギヤ段の切替え（変速シフト）、およびデュアルクラッチ４０（本発明のデュアルクラッチに該当する）が有する第１クラッチディスク４１（本発明の第１クラッチを構成する）および第２クラッチディスク４２（本発明の第２クラッチを構成する）の切替えを制御する本発明に係る変速制御装置を有している。変速制御装置はＥＣＵ２（Ｅｎｇｉｎｅ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｕｎｉｔ）とＴＣＵ３（Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｕｎｉｔ）とによって構成されている。
Further, the dual clutch type
図１に示すように、ＥＣＵ２にはエンジン４の駆動軸４ｂ近傍に設けられたエンジン４の出力軸回転数センサ４ａ、エンジン４が有するスロットルボデーのスロットルバルブを開閉させるモータ、スロットルボデーのスロットルバルブ開度を検出するスロットル開度センサ、燃料噴射をおこなうインジェクタ（いずれも図略）、およびアクセルペダルＰに設けられたアクセル開度センサ２７等が接続されている。これによって各機器とデータの授受を行なったり、各機器に対して制御指令を行なったりする。例えば、取得したＴＣＵ３からのデータを含んだ以上の情報に基づきモータを駆動させスロットルボデーのスロットル開度を制御する、或いは、インジェクタの燃料噴射量を制御する等してエンジン４の駆動軸４ｂの回転数であるエンジン回転数Ｎｅを制御する。
As shown in FIG. 1, the
図１に示すように、ＴＣＵ３には、デュアルクラッチ４０の切替え制御を行なう後述する第１、第２クラッチアクチュエータ１７、１８が有する各直流電動モータ１９ａ、１９ｂ、各直流電動モータ１９ａ、１９ｂが出力するストロークを検出するストロークセンサ１７ａ、１８ａ、車速センサ２３ａ、２３ｂ、第１および第２入力軸回転数センサ２４ａ、２４ｂが接続されている。またＴＣＵ３には、後述する第１〜第４シフトクラッチ１０１〜１０４をそれぞれ作動させるフォーク駆動機構１３０の各モータ１３１、およびストロークを検出するシフトストロークセンサ１３６〜１３９が接続されている（図３参照）。これによってＴＣＵ３は各機器とデータの授受を行なったり、各機器に対して制御指令を行なったりする。ＴＣＵ３はＥＣＵ２と接続されＣＡＮ通信によってＥＣＵ２と相互に情報を交換しながらデュアルクラッチ式自動変速機１の変速制御を適切に行なう。
As shown in FIG. 1, the
図２に示すように、デュアルクラッチ式自動変速機１は、前進７速のデュアルクラッチ式自動変速機であり、ケース１０内の軸線方向に、第１入力軸２１、第２入力軸２２、第１副軸３１、および第２副軸３２を備えている。またケース１０内には、デュアルクラッチ４０、各ギヤ段の駆動ギヤ５１〜５７、最終減速駆動ギヤ５８、６８、各ギヤ段の従動ギヤ６１〜６７、後進ギヤ７０、およびリングギヤ８０を備えている。以降、第１入力軸２１、第２入力軸２２、第１副軸３１、および第２副軸３２と同一軸方向を入力軸方向と称す。
As shown in FIG. 2, the dual clutch
第１入力軸２１は、軸受によりミッションケース１１、およびクラッチハウジング１２に対して回転可能に支承されている。第１入力軸２１の外周面には、軸受けを支持する部位と複数の外歯スプラインが形成されている。そして、第１入力軸２１には、複数の奇数段駆動ギヤである１速駆動ギヤ５１および３速駆動ギヤ５３が直接形成されている。また複数の奇数段駆動ギヤである５速駆動ギヤ５５および７速駆動ギヤ５７は、第１入力軸２１の外周面に形成された外歯スプラインにスプライン嵌合により圧入され固定されている。また、第１入力軸２１の端部の外周面には、第１クラッチディスク４１の内径部にスプライン係合される連結部（スプライン）が形成されている。そして第１クラッチディスク４１の内径部は該連結部（スプライン）に係合され第１入力軸２１上を入力軸方向に進退移動可能となっている。
The
第２入力軸２２は、中空軸状に形成されており、第１入力軸２１の１部の外周に複数の軸受を介して回転可能に支承され、且つ、軸受によりミッションケース１１、およびクラッチハウジング１２に対して回転可能に支承されている。つまり、第２入力軸２２は、第１入力軸２１に対して同心に相対回転可能に配置されている。また、第２入力軸２２の外周面には、第１入力軸２１と同様に、軸受けを支持する部位と複数の外歯歯車が形成されている。第２入力軸２２には、複数の偶数段駆動ギヤである２速駆動ギヤ５２、４速駆動ギヤ５４および６速駆動ギヤ５６が形成されている。また、第２入力軸２２の端部の外周面には、第２クラッチディスク４２の内径部にスプライン係合される連結部（スプライン）が形成されている。そして第２クラッチディスク４２の内径部は該連結部（スプライン）に係合され第２入力軸２２上を入力軸方向に進退移動可能となっている。
The
第１副軸３１は、軸受によりミッションケース１１およびクラッチハウジング１２に対して回転可能に支承され、ミッションケース１１内において第１入力軸２１に平行に配置されている。また、第１副軸３１の外周面には、最終減速駆動ギヤ５８が形成されるとともに、軸受けを支持する部位と複数の外歯スプラインが形成されている。さらに、第１副軸３１には、１速従動ギヤ６１、および３速従動ギヤ６３、４速従動ギヤ６４、および後進ギヤ７０を遊転可能に支持する支持部が形成されている。
The
第１副軸３１の外歯スプラインには、後述する第１シフトクラッチ１０１（本発明の第１シフト機構に該当する）、および第３シフトクラッチ１０３（本発明の第２シフト機構に該当する）の各クラッチハブ２０１がスプライン嵌合により圧入されている。最終減速駆動ギヤ５８は、図１に示す差動装置１４（ディファレンシャル）のリングギヤ８０に噛合している。
The external splines of the
第１副軸３１の支持部に遊転可能に支持される１速従動ギヤ６１は第１入力軸２１に形成された１速駆動ギヤ５１と噛合し、１速ギヤ段（本発明の奇数変速段に該当する）を形成している。そしてＴＣＵ３によって１速従動ギヤ６１が選択されると、第１シフトクラッチ１０１のスリーブ２０２が１速従動ギヤ６１側に移動して１速従動ギヤ６１と第１副軸３１とを相対回転不能に接続する。これにより１速従動ギヤ６１と第１副軸３１とが一体的に回転する状態となる（この状態を１速ギヤ段が成立した状態という。なお、以降２速〜７速および後進の変速段においても同様である）。このとき、第１シフトクラッチ１０１の作動の状態は第１シフトクラッチ１０１用のシフトストロークセンサ１３６によって監視され第１シフトクラッチ１０１が現状どのような状態であるかＴＣＵ３によって把握されている。以降、第２シフトクラッチ１０２〜第４シフトクラッチ１０４も同様である。
A first-speed driven
第１副軸３１の支持部に遊転可能に支持される３速従動ギヤ６３は、第１入力軸２１に形成された３速駆動ギヤ５３と噛合し、３速ギヤ段（本発明の奇数変速段に該当する）を形成している。そしてＴＣＵ３によって３速従動ギヤ６３が選択されると、第１シフトクラッチ１０１のスリーブ２０２が３速従動ギヤ６３側に移動して３速従動ギヤ６３と第１副軸３１とを相対回転不能に接続する。これにより３速従動ギヤ６３と第１副軸３１とが一体的に回転する状態（３速ギヤ段成立状態）となる。
A third-speed driven
第１副軸３１の支持部に遊転可能に支持される４速従動ギヤ６４は、第２入力軸２２に形成された４速駆動ギヤ５４と噛合し、４速ギヤ段（本発明の偶数変速段に該当する）を形成している。そしてＴＣＵ３によって４速従動ギヤ６４が選択されると、第３シフトクラッチ１０３のスリーブ２０２が４速従動ギヤ６４側に移動して４速従動ギヤ６４と第１副軸３１とを相対回転不能に接続する。これにより４速従動ギヤ６４と第１副軸３１とが一体的に回転する状態（４速ギヤ段成立状態）となる。
A four-speed driven
さらに、ＴＣＵ３によって第１副軸３１の支持部に遊転可能に支持される後進ギヤ７０が選択されると、第３シフトクラッチ１０３のスリーブ２０２が後進ギヤ７０側に移動して後進ギヤ７０と第１副軸３１とを相対回転不能に接続する。これにより後進ギヤ７０と第１副軸３１とが一体的に回転する状態（後進ギヤ段成立状態）となる。なお、後進ギヤ７０は、第２副軸３２に遊転可能に支持される２速従動ギヤ６２と一体的に形成された小径ギヤ６２ａに常に噛合している。
Further, when the
第２副軸３２は、軸受によりミッションケース１１およびクラッチハウジング１２に対して回転可能に軸承され、ミッションケース１１内において第１入力軸２１に平行に配置されている。また、第２副軸３２の外周面には、第１副軸３１と同様に、最終減速駆動ギヤ６８が形成されるとともに、軸受けを支持する部位と複数の外歯スプラインが形成されている。第２副軸３２の外歯スプラインには、第２シフトクラッチ１０２（本発明の第２シフト機構に該当する）、および第４シフトクラッチ１０４（本発明の第１シフト機構に該当する）の各クラッチハブ２０１がスプライン嵌合により圧入されている。最終減速駆動ギヤ６８は、差動装置１４のリングギヤ８０に噛合している。リングギヤ８０は、最終減速駆動ギヤ５８および最終減速駆動ギヤ６８に噛合されることで、第１副軸３１および第２副軸３２に常時回転連結される。このリングギヤ８０は、ケース１０に軸支される出力軸（図略）および差動装置１４を介して駆動軸１５ａ、１５ｂおよび駆動輪１６ａ、１６ｂに回転連結されている。さらに、第２副軸３２には、上記の２速従動ギヤ６２、５速従動ギヤ６５、６速従動ギヤ６６、および７速従動ギヤ６７、を遊転可能に支持する支持部が形成されている。
The
第２副軸３２の支持部に遊転可能に支持される２速従動ギヤ６２は第２入力軸２２に形成された２速駆動ギヤ５２と噛合し、２速ギヤ段（本発明の偶数変速段に該当する）を形成している。そしてＴＣＵ３によって２速従動ギヤ６２が選択されると、第２シフトクラッチ１０２のスリーブ２０２が２速従動ギヤ６２側に移動して２速従動ギヤ６２と第２副軸３２とを相対回転不能に接続する。これにより２速従動ギヤ６２と第２副軸３２とが一体的に回転する状態（２速ギヤ段成立状態）となる。
A second-speed driven
また、第２副軸３２の支持部に遊転可能に支持される５速従動ギヤ６５は、第１入力軸２１に形成された５速駆動ギヤ５５と噛合し、５速ギヤ段（本発明の奇数変速段に該当する）を形成している。そしてＴＣＵ３によって５速従動ギヤ６５が選択されると、第４シフトクラッチ１０４のスリーブ２０２が５速従動ギヤ６５側に移動して５速従動ギヤ６５と第２副軸３２とを相対回転不能に接続する。これにより５速従動ギヤ６５と第２副軸３２とが一体的に回転する状態（５速ギヤ段成立状態）となる。
Further, the 5-speed driven
また、第２副軸３２の支持部に遊転可能に支持される６速従動ギヤ６６は、第２入力軸２２に形成された６速駆動ギヤ５６と噛合し、６速ギヤ段（本発明の偶数変速段に該当する）を形成している。そしてＴＣＵ３によって６速従動ギヤ６６が選択されると、第２シフトクラッチ１０２のスリーブ２０２が６速従動ギヤ６６側に移動して６速従動ギヤ６６と第２副軸３２とを相対回転不能に接続する。これにより６速従動ギヤ６６と第２副軸３２とが一体的に回転する状態（６速ギヤ段成立状態）となる。
Further, the 6-speed driven
さらに、第２副軸３２の支持部に遊転可能に支持される７速従動ギヤ６７は、第１入力軸２１に形成される７速駆動ギヤ５７と噛合し、７速ギヤ段（本発明の奇数変速段に該当する）を形成している。そしてＴＣＵ３によって７速従動ギヤ６７が選択されると、第４シフトクラッチ１０４のスリーブ２０２が７速従動ギヤ６７側に移動して７速従動ギヤ６７と第２副軸３２とを相対回転不能に接続する。これにより７速従動ギヤ６７と第２副軸３２とが一体的に回転する状態（７速ギヤ段成立状態）となる。
Further, the seventh speed driven
次にデュアルクラッチ４０について図１、図２に基づいて説明する。なお、図１、図２のデュアルクラッチ４０を比較すると構成が異なる様に見えるが、図２のデュアルクラッチ４０は図１のデュアルクラッチ４０に対してより簡易的に描いたものであって、図１、図２のデュアルクラッチ４０は同じものである。
Next, the
デュアルクラッチ４０は、第１入力軸２１および第２入力軸２２に対して同心に設けられている。デュアルクラッチ４０は、図２の右側においてクラッチハウジング１２に収容され、図１、図２に示すように、第１、第２クラッチディスク４１、４２、センタプレート４３、第１、第２プレッシャプレート４４、４５、および第１、第２ダイアフラムスプリング４６、４７（図１参照）を有している。このとき第１クラッチディスク４１、センタプレート４３、第１プレッシャプレート４４および第１ダイアフラムスプリング４６によって本発明の第１クラッチを構成している。また第２クラッチディスク４２、センタプレート４３、および第２プレッシャプレート４５および第２ダイアフラムスプリング４７によって本発明の第２クラッチを構成している。
The
第１クラッチディスク４１はエンジン４の回転駆動トルクＴｅｒ（本発明の回転駆動力に該当する）を第１入力軸２１に伝達し、第２クラッチディスク４２はエンジン４の回転駆動トルクＴｅｒを２入力軸２２に伝達する。第１クラッチディスク４１は、第１入力軸２１の連結部に入力軸方向に移動自在にスプライン係合され、第２クラッチディスク４２は、第２入力軸２２の連結部に入力軸方向に移動自在にスプライン係合されている。
The first
センタプレート４３は図１、図２に示すように、第１クラッチディスク４１と第２クラッチディスク４２との間にその面が第１、第２クラッチディスク４１、４２の面と平行に対向して配置されている。センタプレート４３は第２入力軸２２の外周面との間にボールベアリングを介して第２入力軸２２と相対回転可能に設けられエンジン４の駆動軸４ｂに連結されて一体回転する。
As shown in FIGS. 1 and 2, the
第１および第２プレッシャプレート４４、４５は図１、図２に示すように、センタプレート４３との間でそれぞれ第１、および第２クラッチディスク４１、４２を挟持し第１、および第２クラッチディスク４１、４２と圧着可能に配置されている。
As shown in FIGS. 1 and 2, the first and
図１に示す第１、第２ダイアフラムスプリング４６、４７は、円板状に形成されている。第１ダイアフラムスプリング４６はセンタプレート４３を中心として、入力軸方向に第１プレッシャプレート４４と反対側に配置されている。第１ダイアフラムスプリング４６の外径部と第１プレッシャプレート４４とは円筒状の連結部４４ａによって連結されている。また第１ダイアフラムスプリング４６はセンタプレート４３から延在している腕部４３ａの先端部に支持されている。このような状態において第１ダイアフラムスプリング４６の外径部がエンジン４方向に付勢するばね力によって連結部４４ａをエンジン４側に付勢すると第１プレッシャプレート４４が第１クラッチディスク４１から離間する。
The first and second diaphragm springs 46 and 47 shown in FIG. 1 are formed in a disc shape. The
また第１ダイアフラムスプリング４６の内径部をエンジン４側に向かって押圧すると第１ダイアフラムスプリング４６の外径部のエンジン４方向へのばね力は減衰する。そして、それとともにセンタプレート４３から延在している腕部４３ａの先端部を支点として第１ダイアフラムスプリング４６の外径部はエンジン４とは反対方向に移動する。これらによって第１プレッシャプレート４４は第１クラッチディスク４１方向に移動し、やがてセンタプレート４３との間で第１クラッチディスク４１を挟持して圧着する。そして完全に係合しエンジン４の回転駆動トルクＴｅｒが第１入力軸２１に伝達される。なお、上記において第１ダイアフラムスプリング４６の内径部を押圧する押圧力は内径部を押圧するときのアクチュエータ作動量Ｌ１によって制御するが詳細については後述する。
When the inner diameter portion of the
また第２ダイアフラムスプリング４７は第２プレッシャプレート４５の変速機側で、且つセンタプレート４３の腕部４３ａのエンジン４側に配置され第２プレッシャプレート４５と対向している。第２ダイアフラムスプリング４７の外径部は、外径部のばね力がセンタプレート４３から延在している腕部４３ａを変速機側に向かって付勢するよう配置されている。これにより通常時において第２プレッシャプレート４５は第２クラッチディスク４２に圧着されないようになっている。そして第２ダイアフラムスプリング４７の内径部をエンジン４側に向かって押圧すると腕部４３ａに接触する第２ダイアフラムスプリング４７の外径部を支点として押圧部近傍がエンジン４方向へ移動する。これによって第２プレッシャプレート４５がダイアフラムスプリング４７に押され第２クラッチディスク４２方向に移動し、やがてセンタプレート４３との間で第２クラッチディスク４２を挟持して圧着する。そして完全に係合しエンジン４の回転駆動トルクＴｅｒが第２入力軸２２に伝達される。なお、第１ダイアフラムスプリング４６と同様に第２ダイアフラムスプリング４７の内径部を押圧する押圧力は内径部を押圧するときのアクチュエータ作動量Ｌ２によって制御する。
The
上述した第１ダイアフラムスプリング４６、および第２ダイアフラムスプリング４７の内径部の押圧は、図１に示す第１、および第２クラッチアクチェータ１７、１８（本発明のクラッチアクチェータに該当する）によって制御する。第１、および第２クラッチアクチェータ１７、１８は、それぞれ直流電動モータ１９ａ、１９ｂと、直流電動モータ１９ａ、１９ｂの作動によってボールねじ構造により直線運動するロッド２５ａ、２５ｂと、ロッド２５ａ、２５ｂの直線運動を第１、第２ダイアフラムスプリング４６、４７の各内径部にリンク機構によって伝達する伝達部２６ａ、２６ｂと、ロッド２５ａ、２５ｂの直線運動のアクチュエータ作動量Ｌ１、Ｌ２を検出するストロークセンサ１７ａ、１８ａと、を有している。そして、ストロークセンサ１７ａ、１８ａにより検出されたロッド２５ａ、２５ｂのアクチュエータ作動量Ｌ１、Ｌ２に関する情報はＴＣＵ３に送信される。
The pressing of the inner diameter portions of the
デュアルクラッチ４０がこのように構成されるので、ＴＣＵ３から第１または第２クラッチアクチュエータ１７、１８に変速指令が送出されると、ＴＣＵ３は第１または第２クラッチアクチュエータ１７、１８を所定のアクチュエータ作動量Ｌ１、Ｌ２だけ変速機側に向かって作動させ、エンジン４から入力軸に伝達されるクラッチトルクＴｃを制御する。これによりＴＣＵ３は第１クラッチディスク４１および第２クラッチディスク４２のうち、第１入力軸２１、および第２入力軸２２のうちのエンジン４から切り離される入力軸に対応するクラッチを切離する切離制御を行なう。
Since the
また同時にＴＣＵ３は、第１クラッチを構成する第１クラッチディスク４１および第２クラッチを構成する第２クラッチディスク４２のうち、第１入力軸２１および第２入力軸２２のうちのエンジン４に接続される入力軸に対応するクラッチのクラッチディスクを、クラッチトルクＴｃが、エンジン４の出力駆動トルクＴｅ（本発明の出力駆動力に該当する）とエンジン４に要求される目標回転数変速度ΔＮｅｔに基づいて演算される目標クラッチトルクＴｃａになるよう制御する（詳細については後述する）。そして、エンジン４の回転数Ｎｅが、接続される入力軸の回転数Ｎｉ１またはＮｉ２と同期すると接続させる係合制御を行なう。具体的には直流電動モータ１９ａ、または１９ｂを作動させ、ロッド２５ａ、または２５ｂの作動が第１または第２ダイアフラムスプリング４６、４７の内径部をエンジン４側に向かって押圧するよう制御する。
At the same time, the
次に、第１〜第４シフトクラッチ１０１〜１０４について図２、図３に基づいて説明する。図２、図３に示す各フォーク７２ａ、７２ｂ、７２ｃ、７２ｄは、第１〜第４シフトクラッチ１０１〜１０４が有するスリーブ２０２の外周部に係合してスリーブ２０２を入力軸方向にスライドさせる部材である。各フォーク７２ａ〜７２ｄは、それぞれのフォーク駆動機構１３０によって駆動される。
Next, the 1st-4th shift clutch 101-104 is demonstrated based on FIG. 2, FIG. Each of the
フォーク駆動機構１３０は、第１〜第４シフトクラッチ１０１〜１０４をそれぞれ駆動するために本実施形態においては４つ設けられている。それぞれのフォーク駆動機構１３０は、図３に示すように、回転軸にウォームギヤ１３２が形成されたモータ１３１、ウォームギヤ１３２に噛合するウォームホイール１３３、ウォームホイール１３３に同心に一体的に形成されたピニオンギヤ１３４、ピニオンギヤ１３４に噛合するラック軸１３５を備えている。このラック軸１３５には、各フォーク７２ａ〜７２ｄがそれぞれ一体に設けられている。つまり、それぞれのフォーク駆動機構１３０のモータ１３１を回転することで、そのモータ１３１に連結されているフォーク７２ａ〜７２ｄが第１副軸３１または第２副軸３２の軸方向にスライドする。
In the present embodiment, four
また、図３に示すようにフォーク７２ａ〜７２ｄが軸方向にスライドして移動するストローク量を検出するためのシフトストロークセンサ１３６〜１３９がピニオンギヤ１３４の回転軸近傍にそれぞれ設けられている。シフトストロークセンサ１３６〜１３９はＴＣＵ３に接続されＴＣＵ３の演算部にてウォームホイール１３３の回転数がストローク量に変換される。なお、シフトストロークセンサ１３６〜１３９はモータ１３１の回転軸近傍にそれぞれ設けてもよい。
Further, as shown in FIG. 3,
第１シフトクラッチ１０１は、第１副軸３１の軸方向において１速従動ギヤ６１と３速従動ギヤ６３との間に配置されている。第２シフトクラッチ１０２は、第２副軸３２の軸方向において２速従動ギヤ６２と６速従動ギヤ６６との間に配置されている。また第３シフトクラッチ１０３は、第１副軸３１の軸方向において４速従動ギヤ６４と後進ギヤ７０との間に配置されている。さらに第４シフトクラッチ１０４は、第２副軸３２の軸方向において５速従動ギヤ６５と７速従動ギヤ６７との間に配置されている。
The
図２に示すように第１シフトクラッチ１０１は、クラッチハブ２０１と、１速係合部材２０５と、３速係合部材２０５と、シンクロナイザリング２０３と、スリーブ２０２とを有している。クラッチハブ２０１は第１副軸３１にスプライン固定されている。１速係合部材２０５は１速従動ギヤ６１に圧入固定され、３速係合部材２０５は３速従動ギヤ６３に圧入固定されている。シンクロナイザリング２０３は、クラッチハブ２０１と左右の各係合部材２０５、２０５との間にそれぞれ介在されている。スリーブ２０２はクラッチハブ２０１の外周に軸線方向移動自在にスプライン係合されている。そして第１シフトクラッチ１０１は各従動ギヤ６１、６３を交互に第１入力軸２１に離脱可能に接続する周知のシンクロメッシュ機構である。
As shown in FIG. 2, the
第１シフトクラッチ１０１のスリーブ２０２は、中立位置では係合部材２０５、２０５の何れにも係合されていない。しかしフォーク駆動機構１３０の作動によってラック軸１３５が入力軸方向に駆動され、ラック軸１３５に固定されスリーブ２０２の外周の環状溝に係合されたフォーク７２ａによりスリーブ２０２が１速従動ギヤ６１側にシフトされれば、スリーブ２０２の内歯（図略）は１速従動ギヤ６１側のシンクロナイザリング２０３にスプライン係合する。そしてシンクロナイザリング２０３を１速従動ギヤ６１に押しつけながら第１副軸３１と１速従動ギヤ６１の回転を同期させる。次にスリーブ２０２の内歯が１速係合部材２０５の外周の外歯スプラインと係合し、第１副軸３１と１速従動ギヤ６１を一体的に連結して１速ギヤ段を成立させる。またフォーク駆動機構１３０によりフォーク７２ａがスリーブ２０２を３速従動ギヤ６３側にシフトさせれば、同様にして第１副軸３１と３速従動ギヤ６３の回転を同期させた後にこの両者を一体的に連結して３速ギヤ段を成立させる。
The
第２〜第４シフトクラッチ１０２〜１０４は、第１シフトクラッチ１０１と実質的に同一構造で取り付け位置が異なるのみである。第２シフトクラッチ１０２は２速従動ギヤ６２および６速従動ギヤ６６を第２副軸３２に選択的に連結して相対回転不能とし２速ギヤ段および６速ギヤ段を成立させる。また第３シフトクラッチ１０３は４速従動ギヤ６４および後進ギヤ７０を第１副軸３１に選択的に連結して相対回転不能とし４速ギヤ段および後進ギヤ段を成立させる。さらに第４シフトクラッチ１０４は５速従動ギヤ６５および７速従動ギヤ６７を第２副軸３２に選択的に連結して相対回転不能とし５速ギヤ段および７速ギヤ段を成立させる。
The second to
次にＴＣＵ３について説明する。ＴＣＵ３は前述の通り第１〜第４シフトクラッチ１０１〜１０４を作動させるフォーク駆動機構１３０を制御するシフトクラッチ制御部（図略）を有している。
また、ＴＣＵ３は、変速指令が送出されると、後述するクラッチ制御部３ｂによって、第１クラッチディスク４１および第２クラッチディスク４２のうち係合されている一方を切離制御し、他方を係合制御（接続制御）する。具体的には、２速ギヤ段から３速ギヤ段のように変速比が小さい変速段に向かってシフトするアップ変速の変速指令が送出された場合には、次のような変速制御を行なう。
Next, TCU3 will be described. The
Further, when a shift command is sent, the
クラッチ制御部３ｂは、先ず、２速駆動ギヤ５２が固定された第２入力軸２２に連結される第２クラッチディスク４２を切離する切離制御を行う。また、同時にクラッチ制御部３ｂは、成立された３速駆動ギヤ５３が固定された第１入力軸２１に連結される第１クラッチディスク４１を接続する係合制御を行う。このとき第１クラッチディスク４１を接続する過程において、エンジン回転数Ｎｅを、接続される第１入力軸回転数Ｎｉ１と同期させる同期制御を行う。そして、クラッチ制御部３ｂは、エンジン回転数Ｎｅが第１入力軸回転数Ｎｉ１に同期すると、第１クラッチディスク４１を完全に接続する。
The clutch control unit 3b first performs disconnection control for disconnecting the second
ここで、上記のようなアップ変速においては、変速前後における車速が一定であると仮定すると、変速比は小さくなっていることから、第２入力軸回転数Ｎｉ２よりも第１入力軸回転数Ｎｉ１が低く、エンジン回転数Ｎｅは変速前後で低下することになる。そのため、第１クラッチディスク４１と第２クラッチディスク４２の係合状態を単に切換えたのでは、クラッチの負荷が増大したり変速ショックが生じたりするおそれがある。そこで、クラッチ制御部３ｂは、上記のように、第１クラッチディスク４１を接続制御する前に、エンジン回転数Ｎｅを第１入力軸回転数Ｎｉ１と同期させる同期制御を行い変速ショックを低減するとともに変速後におけるエンジン回転数Ｎｅの安定化を図っている。
Here, in the upshift as described above, since it is assumed that the vehicle speed before and after the shift is constant, the gear ratio is small. Therefore, the first input shaft speed Ni1 is higher than the second input shaft speed Ni2. Is low, and the engine speed Ne decreases before and after the shift. Therefore, simply switching the engagement state of the first
また、例えば３速ギヤ段→２速ギヤ段等のダウン変速においては変速前後における車速が一定であると仮定すると、変速比は大きくなっていることから、第１入力軸回転数Ｎｉ１よりも第２入力軸回転数Ｎｉ２が高く、エンジン回転数Ｎｅは変速前後で上昇することになる。そのため、第１クラッチディスク４１と第２クラッチディスク４２の係合状態を単に切換えたのでは、クラッチの負荷が増大したり変速ショックが生じたりするおそれがある。そこで、クラッチ制御部３ｂは、第２クラッチディスク４２を接続制御する前に、エンジン回転数Ｎｅを第２入力軸回転数Ｎｉ２に同期させる同期制御を行ない変速ショックを低減するとともに変速後におけるエンジン回転数Ｎｅの安定化を図っている。
Further, for example, in downshift such as from the third gear to the second gear, assuming that the vehicle speed before and after the gear shift is constant, the gear ratio is large, so that the gear ratio is larger than the first input shaft rotational speed Ni1. 2 The input shaft speed Ni2 is high, and the engine speed Ne increases before and after the shift. Therefore, simply switching the engagement state of the first
次にＴＣＵ３は、図１に示すように、クラッチトルク−作動量記憶部３ａと、前述したクラッチ制御部３ｂと、基準走行抵抗記憶部３ｃと、走行抵抗演算部３ｄと、基準クラッチトルク演算部３ｅと、差演算部３ｆと、クラッチトルク補正制御部３ｇとを有している。
クラッチトルク−作動量記憶部３ａは、クラッチのクラッチトルクＴｃを制御する図４に示す事前に取得されたクラッチアクチュエータ１７、１８のアクチュエータ作動量ＬとクラッチトルクＴｃとの対応関係を例えばＲＯＭに記憶している。
Next, as shown in FIG. 1, the
The clutch torque-operation amount storage unit 3a stores the correspondence relationship between the actuator operation amount L and the clutch torque Tc of the
クラッチ制御部３ｂは、上述したとおり、ＴＣＵ３に指示される所要の目標クラッチトルクＴｃａに対応する第１、第２クラッチアクチュエータ１７、１８のアクチュエータ作動量Ｌ１、Ｌ２をクラッチトルク−作動量記憶部３ａの表（図４参照）から求める。そしてクラッチアクチュエータ１７、１８をクラッチアクチュエータ作動量Ｌ１、Ｌ２だけ作動させてクラッチトルクＴｃを目標クラッチトルクＴｃａに制御する。
As described above, the clutch control unit 3b stores the actuator operation amounts L1 and L2 of the first and second
なお、目標クラッチトルクＴｃａは下記［数１］により演算する。この目標クラッチトルクＴｃａは、低速ギヤ段側のクラッチを切離制御した後に、高速ギヤ段側クラッチに対してこのトルクで制御する場合、または、シフトダウンに際して高速ギヤ段側クラッチを切離制御した後に、低速ギヤ段側クラッチに対してこのトルクで制御する場合に、変速ショックを抑制した変速が可能となる基準の伝達トルクである。 The target clutch torque Tca is calculated by the following [Equation 1]. The target clutch torque Tca is controlled when the high speed gear side clutch is controlled with this torque after the low speed gear side clutch is disengaged or when the downshift is performed. This is a reference transmission torque that enables a shift with suppressed shift shock when the low-speed gear side clutch is controlled later with this torque.
［数１］
Ｔｃａ＝Ｔｅ−Ｉｅ・ΔＮｅｔ
Ｔｃａ：目標クラッチトルク
Ｔｅ ：現在のエンジン出力駆動トルク
Ｉｅ ：イナーシャ
ΔＮｅｔ：目標回転数変速度
[Equation 1]
Tca = Te−Ie · ΔNet
Tca: target clutch torque Te: current engine output drive torque Ie: inertia ΔNet: target rotational speed variable speed
そのため、目標クラッチトルクＴｃａの演算部では、先ず、エンジン２のイナーシャＩｅ（慣性モーメントまたは慣性能率ともいう）にエンジン４の目標回転数変速度ΔＮｅｔ（本発明の目標回転数変速度に該当する）を乗算して高速ギヤ段側クラッチまたは低速ギヤ段側クラッチの目標慣性トルクＩｅ・ΔＮｅｔを算出する。この「目標慣性トルクＩｅ・ΔＮｅｔ」とは、エンジン４の駆動軸４ｂのエンジン回転数Ｎｅを好適に変化（減速又は加速）させるために第１、第２クラッチ４１、４２からエンジン４の駆動軸４ｂに伝達されるべき減速トルク又は加速トルクに相当する。なお、上記においてエンジン回転数Ｎｅを減速させるときには目標慣性トルクＩｅ・ΔＮｅｔは負の値をとり、加速させるときには正の値をとるものとする。
Therefore, in the target clutch torque Tca calculation unit, first, an inertia Ie (also referred to as an inertia moment or an inertial performance factor) of the
目標回転数変速度ΔＮｅｔは、アップ変速制御またはダウン変速制御において、エンジン回転数Ｎｅの変速度の目標値として予め定められている値である。つまり、目標回転数変速度ΔＮｅｔは、アップ変速制御またはダウン変速制御においてエンジン回転数Ｎｅの変速度が目標回転数変速度ΔＮｅｔとなるように制御すれば、変速ショックを抑制しつつ、変速を早期に完了することができる。 The target rotational speed change rate ΔNet is a value that is predetermined as a target value for the change speed of the engine rotational speed Ne in the upshift control or the downshift control. That is, the target rotational speed change speed ΔNet is controlled so that the speed change shock can be suppressed and the speed change can be made early if the speed change of the engine speed Ne is controlled to the target rotational speed change speed ΔNet in the upshift control or the downshift control. Can be completed.
そして、エンジン４の現在の出力駆動トルクＴｅ（本発明の原動機の出力駆動力に該当する）から目標慣性トルクＩｅ・ΔＮｅｔを減算して目標クラッチトルクＴｃａを算出する。このエンジン４の「現在の出力駆動トルクＴｅ」は、例えば、エンジン４の駆動軸４ｂの回転数であるエンジン回転数ＮｅやアクセルＰのアクセル開度などの検出値に基づいて算出することができる。
Then, the target clutch torque Tca is calculated by subtracting the target inertia torque Ie · ΔNet from the current output drive torque Te of the engine 4 (corresponding to the output drive force of the prime mover of the present invention). The “current output drive torque Te” of the
次に基準走行抵抗記憶部３ｃでは、下記［数２］によって車両の車速Ｖの２次関数として演算される、車両が平坦路を走行するときに車輪が路面から受ける走行抵抗Ｒｒを基準走行抵抗Ｒｂとして例えばＲＯＭに記憶している（図５のグラフ参照）。 Next, in the reference running resistance storage unit 3c, the running resistance Rr that the wheel receives from the road surface when the vehicle runs on a flat road, which is calculated as a quadratic function of the vehicle speed V of the vehicle by the following [Equation 2], is the reference running resistance. For example, it is stored in the ROM as Rb (see the graph of FIG. 5).
［数２］
Ｒｒ＝ａＶ2＋ｂ（＝Ｒｂ）
Ｒｒ：平坦路での走行抵抗
Ｖ：車速
ａ：係数１
ｂ：係数２
[Equation 2]
Rr = aV 2 + b (= Rb)
Rr: Running resistance on a flat road V: Vehicle speed a:
b:
走行抵抗演算部３ｄは、変速指令が送出されるとエンジン４の現在の出力駆動トルクＴｅ、変速段のギヤ比Ｇｉ、車両重量Ｍおよび車両加速度ａから現在の現在走行抵抗Ｒｐを演算する（下記［数３］参照）。なお、係数１であるａ、および係数２であるｂは、実験によって求めればよい。
When the shift command is sent, the travel resistance calculation unit 3d calculates the current current travel resistance Rp from the current output drive torque Te of the
［数３］
Ｒｐ＝Ｔｅ×Ｇｉ／（２πＲｔ）−Ｍａ
Ｒｐ＝現在走行抵抗
Ｔｅ：現在の出力駆動トルク
Ｇｉ：ギヤ比
Ｒｔ：タイヤ半径
Ｍ：車両重量
ａ：車両加速度
[Equation 3]
Rp = Te × Gi / (2πRt) −Ma
Rp = current running resistance Te: current output drive torque Gi: gear ratio Rt: tire radius M: vehicle weight a: vehicle acceleration
基準クラッチトルク演算部３ｅでは、前述したエンジン４の現在の出力駆動トルクＴｅとエンジン４に要求される目標回転数変速度ΔＮｅｔとに基づいて演算される目標クラッチトルクＴｃａを基準クラッチトルクＴｃｂとして演算する。つまり、従来技術のように走行抵抗を考慮しない場合における目標クラッチトルクＴｃａを演算する。
In the reference clutch torque calculation unit 3e, the target clutch torque Tca calculated based on the current output drive torque Te of the
差演算部３ｆは、基準走行抵抗記憶部３ｃに記憶された基準走行抵抗Ｒｂのうち現在の車両の車速Ｖｐに対応する基準走行抵抗Ｒｂｐを演算する。そして演算された該基準走行抵抗Ｒｂｐと走行抵抗演算部３ｄによって演算された現在走行抵抗Ｒｐとの差を演算する。つまり、現在の車両の車速Ｖｐによって平坦路を走行したときに得られる式［数２］によって演算される基準走行抵抗Ｒｂｐと実際の現在走行抵抗Ｒｐとを比較する。 The difference calculation unit 3f calculates a reference travel resistance Rbp corresponding to the vehicle speed Vp of the current vehicle among the reference travel resistances Rb stored in the reference travel resistance storage unit 3c. Then, the difference between the calculated reference running resistance Rbp and the current running resistance Rp calculated by the running resistance calculation unit 3d is calculated. That is, the reference running resistance Rbp calculated by the equation [Equation 2] obtained when running on a flat road at the current vehicle speed Vp is compared with the actual current running resistance Rp.
なお、基準走行抵抗Ｒｂｐは、１点ではなく実験等によって設定されるある程度の公差幅をもって設定してもよい。例えば本実施形態においては基準走行抵抗は基準走行抵抗Ｒｂｐを中心としてＲｂｐ１〜Ｒｂｐ２（Ｒｂｐ１＜Ｒｂｐ２）の範囲として設定している。これにより現在走行抵抗Ｒｐの判定範囲をＲｂｐ１より小さい場合、基準走行抵抗Ｒｂｐを含むＲｂｐ１〜Ｒｂｐ２の範囲内である場合、およびＲｂｐ２より大きな場合の３つの場合にわけている。 Note that the reference running resistance Rbp may be set with a certain tolerance width set not by a single point but by experiments or the like. For example, in the present embodiment, the reference running resistance is set as a range of Rbp1 to Rbp2 (Rbp1 <Rbp2) around the reference running resistance Rbp. As a result, there are three cases where the determination range of the current running resistance Rp is smaller than Rbp1, within the range of Rbp1 to Rbp2 including the reference running resistance Rbp, and larger than Rbp2.
クラッチトルク補正制御部３ｇは、差演算部３ｆによって演算された現在走行抵抗Ｒｐと、現在の車速Ｖｐに応じた基準走行抵抗Ｒｂｐ（本実施形態においてはＲｂｐ１〜Ｒｂｐ２）との差に応じて、目標クラッチトルクＴｃａを補正する。即ち、図６に示すように、現在走行抵抗Ｒｐと基準走行抵抗Ｒｂｐ２との差が正である、即ち現在走行抵抗Ｒｐの方が基準走行抵抗Ｒｂｐの公差上限値Ｒｂｐ２より大きければ、クラッチの係合制御においてクラッチトルク制御部３ｂが、目標クラッチトルクＴｃａを基準クラッチトルク演算部３ｅによって演算された基準クラッチトルクＴｃｂより差に応じて大きくなるよう補正し目標クラッチトルクＴｃｅで制御する（図７（ｂ）２点鎖線参照）。このとき、本実施形態においては、補正後の目標クラッチトルクＴｃｅでクラッチを制御するために、目標慣性トルクＩｅ・ΔＮｅｔを増加させて対応する。なお、実際には、制御が可能な目標回転数変速度ΔＮｅｔを大きくすることによって対応する。 The clutch torque correction control unit 3g, according to the difference between the current travel resistance Rp calculated by the difference calculation unit 3f and the reference travel resistance Rbp (Rbp1 to Rbp2 in the present embodiment) corresponding to the current vehicle speed Vp, The target clutch torque Tca is corrected. That is, as shown in FIG. 6, if the difference between the current travel resistance Rp and the reference travel resistance Rbp2 is positive, that is, the current travel resistance Rp is larger than the tolerance upper limit value Rbp2 of the reference travel resistance Rbp, the clutch engagement In the combined control, the clutch torque control unit 3b corrects the target clutch torque Tca to be larger than the reference clutch torque Tcb calculated by the reference clutch torque calculation unit 3e according to the difference, and controls the target clutch torque Tce (FIG. 7 ( b) Refer to a two-dot chain line). At this time, in the present embodiment, the target inertia torque Ie · ΔNet is increased in order to control the clutch with the corrected target clutch torque Tce. In practice, this can be dealt with by increasing the controllable target speed change rate ΔNet.
さらに図６に示すように、現在走行抵抗Ｒｐと基準走行抵抗Ｒｂｐ１との差が負である、即ち現在走行抵抗Ｒｐの方が基準走行抵抗Ｒｂｐの公差下限値Ｒｂｐ１より小さければ、クラッチの係合制御においてクラッチトルク制御部３ｂが、目標クラッチトルクＴｃａを基準クラッチトルク演算部３ｅによって演算された基準クラッチトルクＴｃｂより差の絶対値に応じて小さくなるよう補正し目標クラッチトルクＴｃｃで制御する（図７（ｂ）参照）。このときも、本実施形態においては、補正後の目標クラッチトルクＴｃｃでクラッチを制御するために、目標回転数変速度ΔＮｅｔを小さくすることによって対応する。 Further, as shown in FIG. 6, if the difference between the current running resistance Rp and the reference running resistance Rbp1 is negative, that is, if the current running resistance Rp is smaller than the tolerance lower limit value Rbp1 of the reference running resistance Rbp, the engagement of the clutch In the control, the clutch torque control unit 3b corrects the target clutch torque Tca to be smaller than the reference clutch torque Tcb calculated by the reference clutch torque calculation unit 3e according to the absolute value of the difference, and controls the target clutch torque Tcc (see FIG. 7 (b)). In this embodiment as well, in order to control the clutch with the corrected target clutch torque Tcc, this is dealt with by reducing the target rotational speed change rate ΔNet.
なお、このときの目標クラッチトルクＴｃｅおよび目標クラッチトルクＴｃｃの演算方法はどのようなものでも良いが本実施形態においては、例えば現在基準走行抵抗Ｒｂｐに対する現在走行抵抗Ｒｐの割合に応じ同様の比例関係でリニアに小さくしたり、大きくしたりしている。ただし、これに限らず基準走行抵抗Ｒｂｐ１以下またはＲｂｐ２以上の範囲では例えば制御するクラッチトルクＴｃを一定の目標クラッチトルクＴｃｄ、またはＴｃｇに制御してもよい（図６内２点鎖線参照）。 Note that any calculation method may be used for the target clutch torque Tce and the target clutch torque Tcc at this time, but in the present embodiment, for example, the same proportional relationship according to the ratio of the current running resistance Rp to the current reference running resistance Rbp. The size is linearly reduced or increased. However, the present invention is not limited to this, and for example, the clutch torque Tc to be controlled may be controlled to a constant target clutch torque Tcd or Tcg within the range of the reference running resistance Rbp1 or less or Rbp2 or more (see the two-dot chain line in FIG. 6).
また図６（ｂ）に示すように、現在走行抵抗Ｒｐが基準走行抵抗Ｒｂｐ１〜Ｒｂｐ２の範囲内にある場合には、制御する目標クラッチトルクＴｃａを基準クラッチトルクＴｃｂと等しくすればよい。ただし、これに限らず、現在走行抵抗Ｒｐが基準走行抵抗Ｒｂｐ１〜Ｒｂｐ２の範囲内であっても、クラッチトルク補正制御部３ｇによってクラッチの係合制御の適する値を演算し補正してもよい。 As shown in FIG. 6B, when the current travel resistance Rp is within the range of the reference travel resistances Rbp1 to Rbp2, the target clutch torque Tca to be controlled may be made equal to the reference clutch torque Tcb. However, the present invention is not limited to this, and even if the current running resistance Rp is within the range of the reference running resistances Rbp1 to Rbp2, a suitable value for clutch engagement control may be calculated and corrected by the clutch torque correction control unit 3g.
次に、走行中の車両における第１の実施形態のデュアルクラッチ式自動変速機１のＴＣＵ３（変速制御装置）の変速制御方法、および作用について図７のタイムチャートおよび図８のフローチャートに基づいて説明する。
なお、本実施形態においては、第２クラッチディスク４２が係合状態であり入力軸２２が回転駆動されているものとする。そして車両は入力軸２２で成立している２速ギヤ段によって走行しているものとする。その後、アクセル開度および車速Ｖが図示しない３速ギヤ段の変速線を通過したことにより３速ギヤ段への変速要求がＴＣＵ３から送出されたものとして説明する。
Next, the shift control method and operation of the TCU 3 (shift control device) of the dual clutch type
In the present embodiment, it is assumed that the second
図８のフローチャートに示すように、ステップＳ１０では図７（ａ）に示す３速ギヤ段への変速要求がＴＣＵ３から送出されたか否かが判定される。３速ギヤ段への変速要求が送出されれば、制御が開始されるのでステップＳ１２に移動し、送出されていなければ、変速要求が送出されるまでステップＳ１０の処理を繰り返す。 As shown in the flowchart of FIG. 8, in step S10, it is determined whether or not a shift request to the third gear stage shown in FIG. If the shift request to the third gear is sent, the control is started, so the process moves to step S12. If not, the process of step S10 is repeated until the shift request is sent.
ステップＳ１２（走行抵抗演算ステップ）では、上述したように式［数３］に基づき走行抵抗演算部３ｄによって２速ギヤ段で走行中の車両の現在の現在走行抵抗Ｒｐが演算される。現在の走行抵抗Ｒｐは、上述のとおりエンジン４の現在の出力駆動トルクＴｅ、２速ギヤ段のギヤ比Ｇｉ、車両重量Ｍおよび車両加速度ａから求めることができる。つまり現在の出力駆動トルクＴｅによって本来出力されるはずの車両加速度ａの大きさと、実際の両加速度ａとを比較することにより走行抵抗Ｒを算出するものである。
In step S12 (running resistance calculation step), as described above, the current running resistance Rp of the vehicle running at the second gear is calculated by the running resistance calculation unit 3d based on the formula [Equation 3]. The current running resistance Rp can be obtained from the current output drive torque Te of the
ステップＳ１４（基準クラッチトルク演算ステップ）では、基準クラッチトルク演算部３ｅが、上記式［数１］によって、エンジン４の現在の出力駆動トルクＴｅとエンジン４に要求される目標回転数変速度ΔＮｅｔに基づいて３速ギヤ段に変速するときの目標クラッチトルクＴｃａを演算し基準クラッチトルクＴｃｂとする。
In step S14 (reference clutch torque calculation step), the reference clutch torque calculation unit 3e sets the current output drive torque Te of the
ステップＳ１６（差演算ステップ）では、差演算部３ｆが、まず基準走行抵抗記憶部３ｃに記憶され上記式［数２］によって演算される基準走行抵抗Ｒｂから現在の車両の車速Ｖｐに対応する走行抵抗Ｒを演算し基準走行抵抗Ｒｂｐとする。なお、上述したように、このとき、基準走行抵抗Ｒｂｐは公差幅を有し、上限値をＲｂｐ２とし、下限値をＲｂｐ１とする（図６参照）。なお、公差幅はどのように決定してもよい。また公差幅は設けなくともよい。 In step S16 (difference calculation step), the difference calculation unit 3f first travels corresponding to the vehicle speed Vp of the current vehicle from the reference travel resistance Rb stored in the reference travel resistance storage unit 3c and calculated by the above equation [Equation 2]. The resistance R is calculated and set as a reference running resistance Rbp. As described above, at this time, the reference running resistance Rbp has a tolerance width, the upper limit value is Rbp2, and the lower limit value is Rbp1 (see FIG. 6). The tolerance width may be determined in any way. Further, the tolerance width need not be provided.
ステップＳ１８（差演算ステップ）では、差演算部３ｆが、基準走行抵抗Ｒｂｐの公差下限値Ｒｂｐ１と走行抵抗演算部３ｄによって演算された現在走行抵抗Ｒｐとの差（現在走行抵抗Ｒｐ−基準走行抵抗Ｒｂｐの公差下限値Ｒｂｐ１）を演算する。そして差が負、つまり現在走行抵抗Ｒｐの方が小さければステップＳ２０に進む。また差が正、つまり現在走行抵抗Ｒｐの方が大きければステップＳ２２に進む。 In step S18 (difference calculating step), the difference calculating unit 3f determines that the difference between the tolerance lower limit value Rbp1 of the reference running resistance Rbp and the current running resistance Rp calculated by the running resistance calculating unit 3d (current running resistance Rp−reference running resistance). A tolerance lower limit value Rbp1) of Rbp is calculated. If the difference is negative, that is, if the current running resistance Rp is smaller, the process proceeds to step S20. If the difference is positive, that is, if the current running resistance Rp is larger, the process proceeds to step S22.
ステップＳ２０（クラッチトルク補正制御ステップ）ではクラッチトルク補正制御部３ｇが基準クラッチトルク演算部３ｅで演算された基準クラッチトルクＴｃｂよりも差の絶対値に応じて小さくなるよう目標クラッチトルクＴｃｃを演算する。上述したようにこのとき演算方法はどのようなものでもよい。しかし本実施形態においては現在基準走行抵抗Ｒｂｐに対する走行抵抗Ｒｐの割合に応じて同様の比例関係でリニアに小さくしている（図６参照）。 In step S20 (clutch torque correction control step), the clutch torque correction control unit 3g calculates the target clutch torque Tcc to be smaller than the reference clutch torque Tcb calculated by the reference clutch torque calculation unit 3e according to the absolute value of the difference. . As described above, any calculation method may be used at this time. However, in this embodiment, it is linearly reduced in the same proportional relationship according to the ratio of the running resistance Rp to the current reference running resistance Rbp (see FIG. 6).
そして図７の（ｂ）に示すように、クラッチ制御部３ｂが第２クラッチアクチュエータ１８を作動させて第２クラッチディスク４２を切離制御し、エンジン４と第２入力軸２２とを切離する。また、目標クラッチトルクＴｃｃに対応する第１クラッチアクチュエータ１７のアクチュエータ作動量Ｌ１をクラッチトルク−作動量記憶部３ａから求める。このとき、小さくした目標クラッチトルクＴｃｃは上記式［数１］においてエンジン出力駆動トルクＴｅは変更せずに減速して変速されるエンジン４の目標回転数変速度ΔＮｅｔを小さくすることによって達成する。そして第１クラッチディスク４１のクラッチトルクＴｃが目標クラッチトルクＴｃｃになるよう制御しエンジン４のエンジン回転数Ｎｅと第１入力軸２１の入力軸回転数Ｎｉ１とを同期させた後に係合させる（図７（ｂ）の第１クラッチトルク４１のＴｃｃ参照）。これにより変速制御中に第１クラッチトルク４１を介して第１入力軸２１に伝達される回転駆動トルクＴｅｒ（回転駆動力）は第１クラッチトルク４１が基準クラッチトルクＴｃｂで制御され係合された場合と比べ小さな値となる。このため車輪に伝達される力が抑制され車両の意図せぬ加速が防止される。
Then, as shown in FIG. 7B, the clutch control unit 3b operates the second
ステップＳ２２（差演算ステップ）では、差演算部３ｆが、基準走行抵抗Ｒｂｐの公差上限値Ｒｂｐ２と走行抵抗演算部３ｄによって演算された現在走行抵抗Ｒｐとの差（現在走行抵抗Ｒｐ−基準走行抵抗Ｒｂｐの公差下限値Ｒｂｐ２）を演算する。そして差が正、つまり現在走行抵抗Ｒｐの方が大きければステップＳ２４に進む。また差が負、つまり現在走行抵抗Ｒｐの方が小さければステップＳ２６に進む。 In step S22 (difference calculating step), the difference calculating unit 3f determines that the difference between the tolerance upper limit value Rbp2 of the reference running resistance Rbp and the current running resistance Rp calculated by the running resistance calculating unit 3d (current running resistance Rp−reference running resistance). A tolerance lower limit value Rbp2) of Rbp is calculated. If the difference is positive, that is, if the current running resistance Rp is larger, the process proceeds to step S24. If the difference is negative, that is, if the current running resistance Rp is smaller, the process proceeds to step S26.
ステップＳ２４（クラッチトルク補正制御ステップ）ではクラッチトルク補正制御部３ｇが基準クラッチトルク演算部３ｅで演算された基準クラッチトルクＴｃｂよりも基準走行抵抗Ｒｂｐの公差上限値Ｒｂｐ２と現在走行抵抗Ｒｐとの差に応じて大きくなるよう目標クラッチトルクＴｃｅを演算する（図６参照）。このとき演算方法はステップＳ２０で説明したようにどのようなものでもよいが、本実施形態においては現在基準走行抵抗Ｒｂｐに対する走行抵抗Ｒｐの割合に応じて同様の比例関係でリニアに大きくしている。 In step S24 (clutch torque correction control step), the difference between the upper limit Rbp2 of the reference running resistance Rbp and the current running resistance Rp is greater than the reference clutch torque Tcb calculated by the reference clutch torque calculating unit 3e. The target clutch torque Tce is calculated so as to increase in accordance with (see FIG. 6). At this time, any calculation method may be used as described in step S20, but in the present embodiment, the calculation method is linearly increased in the same proportional relationship according to the ratio of the running resistance Rp to the current reference running resistance Rbp. .
そしてステップＳ２０と同様、図７の（ｂ）に示すように、クラッチ制御部３ｂが第２クラッチアクチュエータ１８を作動させて第２クラッチディスク４２を切離制御し、エンジン４と第２入力軸２２とを切離する。また、目標クラッチトルクＴｃｅに対応する第１クラッチアクチュエータ１７のアクチュエータ作動量Ｌ１をクラッチトルク−作動量記憶部３ａから求める。このとき、大きくなるよう補正した目標クラッチトルクＴｃｅは上記式［数１］においてエンジン出力駆動トルクＴｅは変更せずに減速して変速されるエンジン４の目標回転数変速度ΔＮｅｔを大きくすることによって達成する。そして第１クラッチディスク４１のクラッチトルクＴｃが目標クラッチトルクＴｃｅになるよう制御しエンジン４のエンジン回転数Ｎｅと第１入力軸２１の入力軸回転数Ｎｉ１とを同期させた後、完全係合させる（図７（ｂ）の第１クラッチトルク４１のＴｃｅ参照）。これにより変速制御中に第１クラッチトルク４１を介して第１入力軸２１に伝達される回転駆動トルクＴｅｒ（回転駆動力）は、第１クラッチディスク４１が基準クラッチトルクＴｃｂで制御される場合と比べ大きな値となり車輪に伝達される力が補填される。このため、図７（ｄ）の２点鎖線部に示すように、走行抵抗Ｒｂが増加しても変速中において車両加速度ａが大きく落ち込むことはなく、良好なフィーリングが得られる。
As in step S20, as shown in FIG. 7B, the clutch control unit 3b operates the second
ステップＳ２６（クラッチトルク補正制御ステップ）では、クラッチトルク補正制御部３ｇが基準クラッチトルク演算部３ｅで演算された基準クラッチトルクＴｃｂを選択する。なお、このとき上述したように、適切な目標クラッチトルクＴｏを演算して求めてもよい。そして上記と同様にクラッチ制御部３ｂが第２クラッチアクチュエータ１８を作動させて第２クラッチディスク４２を切離制御するとともに、基準クラッチトルクＴｃｂまたは目標クラッチトルクＴｏによってエンジン４のエンジン回転数Ｎｅと第１入力軸２１の入力軸回転数Ｎｉ１とを同期させた後係合させる。このように、走行抵抗Ｒｂが平坦路の走行抵抗Ｒｒと同じ場合には、特別な制御を行なわず通常通りの基準クラッチトルクＴｃｂでクラッチの係合を行なうので、制御の負担が軽減される。
In step S26 (clutch torque correction control step), the clutch torque correction control unit 3g selects the reference clutch torque Tcb calculated by the reference clutch torque calculation unit 3e. At this time, as described above, an appropriate target clutch torque To may be calculated and obtained. Similarly to the above, the clutch control unit 3b operates the second
上述の説明から明らかな様に、本実施形態に係るデュアルクラッチ式自動変速機１の発明によれば、変速制御装置は、アップシフトの変速指令が送出されると走行中の車両の現在走行抵抗Ｒｐを走行抵抗演算部３ｄによって演算し、基準走行抵抗記憶部３ｃに記憶された基準走行抵抗に基づき現在の車両の車速Ｖｐに対応して演算された現在の基準走行抵抗Ｒｂ（本実施形態においては公差上限値Ｒｂｐ２）との差を演算する。そして現在走行抵抗Ｒｐの方が大きく差が正である時にはエンジン４（原動機）の出力駆動トルクＴｅ（出力駆動力）とエンジン４に要求される目標回転数変速度ΔＮｅｔに基づいて演算される目標クラッチトルクＴｃｅが基準クラッチトルクＴｃｂより差に応じた分だけ大きくなるように目標回転数変速度ΔＮｅｔを大きくして係合制御する。また現在走行抵抗Ｒｐの方が基準走行抵抗Ｒｂ（本実施形態においては公差下限値Ｒｂｐ１）より小さく差が負である時には目標クラッチトルクＴｃｃが基準クラッチトルクＴｃｂより差の絶対値に応じた分だけ小さくなるように目標回転数変速度ΔＮｅｔを小さくして係合制御する。また現在走行抵抗Ｒｐが基準クラッチトルクＴｃｂ（本実施形態においては基準クラッチトルクＴｃｂを中心として公差上下限値（Ｒｂｐ１〜Ｒｂｐ２）内）と同じであるときには目標クラッチトルクＴｃａを基準クラッチトルクＴｃｂと等しい値として制御する。このように現在走行抵抗Ｒｐの方が大きい時には目標クラッチトルクＴｃａが大きくなるよう補正するので入力軸を介して車輪に伝達される力が補填され、変速時におけるトルク減少の発生が抑制され良好なフィーリングが得られる。また現在走行抵抗Ｒｐの方が小さい時には目標クラッチトルクＴｃａが小さくなるよう補正するので車輪に伝達される力が抑制され車両の意図せぬ加速が防止される。
As is apparent from the above description, according to the invention of the dual clutch
なお、本実施形態においては基準走行抵抗Ｒｂと現在走行抵抗Ｒｐとの差を演算し、現在走行抵抗Ｒｐの方が小さい時には目標クラッチトルクＴｃａが基準クラッチトルクＴｃｂより差の絶対値に応じた分だけ小さくなるよう設定した。そして現在走行抵抗Ｒｐの方が大きい時には目標クラッチトルクＴｃａが基準クラッチトルクＴｃｂより差に応じた分だけ大きくなるよう設定した。そして、いずれの場合も目標回転数変速度ΔＮｅｔを増減して目標クラッチトルクＴｃｃまたはＴｃｅの増減に対応した。 In this embodiment, the difference between the reference running resistance Rb and the current running resistance Rp is calculated, and when the current running resistance Rp is smaller, the target clutch torque Tca is a value corresponding to the absolute value of the difference than the reference clutch torque Tcb. It was set to be smaller. When the current running resistance Rp is larger, the target clutch torque Tca is set to be larger than the reference clutch torque Tcb by an amount corresponding to the difference. In either case, the target rotational speed change rate ΔNet was increased or decreased to correspond to the increase or decrease of the target clutch torque Tcc or Tce.
しかしこの態様に限らず、別の実施形態として、上記式［数１］において、エンジン４の出力駆動トルクＴｅ（出力駆動力）を増減することによって上記実施形態における目標クラッチトルクＴｃｃまたはＴｃｅの増減に対応してもよい。例えば、アップ変速制御において現在走行抵抗Ｒｐが基準走行抵抗Ｒｂより大きく、基準クラッチトルクＴｃｂよりも高い目標クラッチトルクＴｃｅで制御する場合には、同期中に減速して変速されるエンジン４の目標回転数変速度ΔＮｅｔを例えば一定とした状態で、エンジン４の出力駆動トルクＴｅを現在走行抵抗Ｒｐと基準クラッチトルクＴｃｂとの差に応じて目標出力駆動トルクＴｅｂまで増加させ目標クラッチトルクＴｃｅに対応するようにしてもよい（図７（ｂ）の破線参照）。これによって車輪１６ａ、１６ｂに伝達される回転駆動トルクＴｅｒ（回転駆動力）が確保され、第１の実施形態と同様、良好な変速フィーリングが得られる。また、目標回転数変速度ΔＮｅｔを変更せずとも出力駆動トルクＴｅｒを増加させて目標クラッチトルクＴｃｅに対応できるので、クラッチ係合時にショックなく接続することができる。
However, the present invention is not limited to this mode. As another embodiment, the increase or decrease in the target clutch torque Tcc or Tce in the above-described embodiment is achieved by increasing or decreasing the output drive torque Te (output drive force) of the
また、アップ変速制御において現在走行抵抗Ｒｐが基準走行抵抗Ｒｂより小さい場合には、目標回転数変速度ΔＮｅｔを例えば一定とした状態で、エンジン４の出力駆動トルクＴｅを現在走行抵抗Ｒｐと基準クラッチトルクＴｃｂとの差に応じて目標出力駆動トルクＴｅａまで減少させ目標クラッチトルクＴｃｃに対応するようにしてもよい（図７（ｂ）の破線参照）。これによって、車輪１６ａ、１６ｂに伝達される回転駆動トルクＴｅｒ（回転駆動力）が抑制され、第１の実施形態と同様、意図せぬ車両の加速が防止される。なお、上記においてエンジン４の出力駆動トルクＴｅの増加および減少はスロットルバルブ開度、燃料噴射量等を制御することによって行なう。
In the upshift control, when the current travel resistance Rp is smaller than the reference travel resistance Rb, the output drive torque Te of the
さらに別の実施形態として、エンジン４の出力駆動トルクＴｅと目標回転数変速度ΔＮｅｔとを同時に増減させて制御しながら目標クラッチトルクＴｃｅ、および目標クラッチトルクＴｃｃに対応するようにしてもよい。
As yet another embodiment, the output drive torque Te of the
なお、本実施形態においては、第１入力軸２１に、奇数段の駆動ギヤで５１、５３、５５および５７を固定して設け、第２入力軸２２に、偶数段の駆動ギヤ５２、５４、および５６を固定して設けた。そして第１副軸３１および第２副軸３２に、第１入力軸２１の奇数段駆動ギヤと噛合して奇数変速段を成立させる従動ギヤ６１、６３、６５、６７と、第２入力軸２２の偶数段駆動ギヤと噛合して偶数変速段を成立させる従動ギヤ６２、６４、６６とを遊転可能に設けた。しかし、この形態に限らず第１入力軸２１および第２入力軸２２に、それぞれ駆動ギヤ５１、５３、５５、５７と駆動ギヤ５２、５４、５６とを遊転可能に設けてもよい。そしてこのときには第１副軸３１、および第２副軸３２に１速〜７速従動ギヤ６１〜６７を固定して設けてやればよい。
In the present embodiment, 51, 53, 55 and 57 are fixed to the
また、特開２０１１−１４４８７２公報の図１に開示されるデュアルクラッチ式自動変速機のように７速駆動ギヤ２６ａのみを第１入力軸１５に遊転可能に設け、７速駆動ギヤ２６ａに噛合する７速従動ギア２６ｂを第２副軸１８に固定して設けてもよい。さらに公報の図１に示すように切替えクラッチ３０Ｄが紙面右方に移動することによって第１入力軸１５と出力軸１９とを直結するよう構成してもよい。このようなデュアルクラッチ式自動変速機においても同様の効果が得られる。
Further, like the dual clutch automatic transmission disclosed in FIG. 1 of Japanese Patent Application Laid-Open No. 2011-144882, only the seventh
また、本実施形態においては、フォークシャフト１３５を４本設け、それぞれのフォークシャフト１３５に対して設けたフォーク７２ａ〜７２ｄを各々作動させて各ギヤ段の切り替えを行なった。しかしこれに限らずセレクト用モータを設け、セレクト用モータの駆動によりフォークシャフトを選択し、選択したフォークシャフトをシフト用モータによってスライドさせて各ギヤ段の切り替えを行なってもよい。
In the present embodiment, four
さらに、デュアルクラッチ式自動変速機を、自動車に適用するのではなく、自動二輪車等の他の自動変速機に適用してもよい。 Further, the dual clutch type automatic transmission may be applied to other automatic transmissions such as motorcycles, instead of being applied to automobiles.
１・・・デュアルクラッチ式自動変速機、２・・・変速制御装置（ＥＣＵ）、 ３・・・変速制御装置（ＴＣＵ）、４・・・エンジン、４ａ・・・出力軸回転数センサ、１０・・・ケース、１１・・・ミッションケース、１２・・・クラッチハウジング、１７・・・第１クラッチアクチュエータ、１８・・・第２クラッチアクチュエータ、２１・・・第１入力軸、２２・・・第２入力軸、２３ａ、２３ｂ・・・車速センサ、３１・・・第１副軸、３２・・・第２副軸、４０・・・デュアルクラッチ、４１・・・第１クラッチディスク、４２・・・第２クラッチディスク、４３・・・センタプレート、４４・・・第１プレッシャプレート、４５・・・第２プレッシャプレート、５１〜５７・・・変速ギヤ段の駆動ギヤ、５８、６８・・・最終減速駆動ギヤ、６１〜６７・・・変速ギヤ段の従動ギヤ、６２ａ・・・小径ギヤ、７０・・・後進ギヤ、７２ａ〜７２ｄ・・・フォーク、１０１、１０４・・・第１シフト機構（第１、第４シフトクラッチ）、１０２、１０３・・・第２シフト機構（第２、第３シフトクラッチ）、１３０・・・フォーク駆動機構、１３５・・・ラック軸、２０１・・・クラッチハブ、２０２・・・スリーブ、２０３・・・シンクロナイザリング。
DESCRIPTION OF
Claims (3)
原動機の回転駆動力を前記第１入力軸に伝達する第１クラッチおよび前記回転駆動力を前記第２入力軸に伝達する第２クラッチを有するデュアルクラッチと、
前記第１入力軸に伝達された前記回転駆動力を変速して奇数変速段を成立させる第１シフト機構、および前記第２入力軸に伝達された前記回転駆動力を変速して偶数変速段を成立させる第２シフト機構と、
変速指令が送出されると、クラッチアクチュエータの作動によって前記原動機から前記入力軸に伝達されるクラッチトルクを制御し前記第１クラッチおよび前記第２クラッチのうち、前記第１入力軸および前記第２入力軸のうちの前記原動機から切り離される入力軸に対応するクラッチを切離する切離制御を行い、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチのうち、前記第１入力軸および前記第２入力軸のうちの前記原動機に接続される入力軸に対応するクラッチを、前記クラッチトルクが、前記原動機の出力駆動力と前記原動機に要求される目標回転数変速度に基づいて演算される目標クラッチトルクになるよう制御して前記原動機の回転数を前記接続される入力軸の回転数と同期させる係合制御を行う変速制御装置と、を備え、
前記変速制御装置は、
前記クラッチの前記クラッチトルクを制御する前記クラッチアクチュエータのクラッチアクチュエータ作動量と前記クラッチトルクとの対応関係を記憶するクラッチトルク−作動量記憶部と、
車両の車速の関数として演算される、前記車両が平坦路を走行するときに車両が受ける走行抵抗を基準走行抵抗として記憶する基準走行抵抗記憶部と、
前記変速指令が送出されると前記原動機の現在の前記出力駆動力、変速段のギヤ比、車両重量および車両加速度から現在の現在走行抵抗を演算する走行抵抗演算部と、
現在の前記目標クラッチトルクを基準クラッチトルクとして演算する基準クラッチトルク演算部と、
前記基準走行抵抗記憶部に記憶された前記基準走行抵抗から現在の前記車速に対応する基準走行抵抗と前記走行抵抗演算部によって演算された前記現在走行抵抗との差を演算する差演算部と、
前記差演算部によって演算された前記現在走行抵抗と前記基準走行抵抗との差が正のときには、前記係合制御において前記目標クラッチトルクを前記基準クラッチトルク演算部によって演算された前記基準クラッチトルクより前記差に応じて大きくなるよう補正制御し、前記差が負のときには、前記係合制御において前記目標クラッチトルクを前記基準クラッチトルク演算部によって演算された前記基準クラッチトルクより前記差の絶対値に応じて小さくなるよう補正制御するクラッチトルク補正制御部と、
を備えるデュアルクラッチ式自動変速機。 A first input shaft and a second input shaft arranged concentrically;
A dual clutch having a first clutch for transmitting the rotational driving force of the prime mover to the first input shaft and a second clutch for transmitting the rotational driving force to the second input shaft;
A first shift mechanism that shifts the rotational driving force transmitted to the first input shaft to establish an odd-numbered shift stage, and a gear that shifts the rotational driving force transmitted to the second input shaft to change an even-numbered shift stage. A second shift mechanism to be established;
When a shift command is sent, a clutch torque transmitted from the prime mover to the input shaft is controlled by operation of a clutch actuator to control the first input shaft and the second input of the first clutch and the second clutch. A disengagement control is performed to disengage a clutch corresponding to an input shaft that is disconnected from the prime mover, and the first input shaft and the second input shaft out of the first clutch and the second clutch. The clutch corresponding to the input shaft connected to the prime mover is set so that the clutch torque becomes the target clutch torque calculated based on the output driving force of the prime mover and the target rotational speed variable speed required for the prime mover. A shift control device that performs engagement control to control and synchronize the rotational speed of the prime mover with the rotational speed of the connected input shaft,
The shift control device includes:
A clutch torque-operation amount storage unit that stores a correspondence relationship between the clutch actuator operation amount of the clutch actuator that controls the clutch torque of the clutch and the clutch torque;
A reference running resistance storage unit that stores a running resistance that the vehicle receives when the vehicle runs on a flat road, which is calculated as a function of a vehicle speed, as a reference running resistance;
A running resistance computing unit that computes the current running resistance from the current output driving force of the prime mover, a gear ratio of a gear, vehicle weight, and vehicle acceleration when the shift command is sent;
A reference clutch torque calculator that calculates the current target clutch torque as a reference clutch torque;
A difference calculation unit for calculating a difference between a reference running resistance corresponding to the current vehicle speed from the reference running resistance stored in the reference running resistance storage unit and the current running resistance calculated by the running resistance calculation unit;
When the difference between the current running resistance calculated by the difference calculating unit and the reference running resistance is positive, the target clutch torque is calculated based on the reference clutch torque calculated by the reference clutch torque calculating unit in the engagement control. Correction control is performed so as to increase in accordance with the difference. When the difference is negative, the target clutch torque is set to an absolute value of the difference from the reference clutch torque calculated by the reference clutch torque calculation unit in the engagement control. A clutch torque correction control unit that performs correction control so as to decrease in response,
Dual-clutch automatic transmission with
前記原動機の前記目標回転数変速度および前記出力駆動力の少なくとも一方を前記目標クラッチトルクの増減に応じて増減させるデュアルクラッチ式自動変速機。 In claim 1,
A dual clutch type automatic transmission that increases or decreases at least one of the target rotational speed change speed and the output driving force of the prime mover in accordance with increase or decrease of the target clutch torque.
前記変速制御方法は、
前記変速指令が送出されると前記原動機の現在の前記出力駆動力、変速段のギヤ比、車両重量および車両加速度から現在の現在走行抵抗を演算する走行抵抗演算ステップと、
現在の前記目標クラッチトルクを基準クラッチトルクとして演算する基準クラッチトルク演算ステップと、
前記基準走行抵抗記憶部に記憶された前記基準走行抵抗から現在の前記車速に対応する基準走行抵抗と前記走行抵抗演算ステップによって演算された前記現在走行抵抗との差を演算する差演算ステップと、
前記差演算ステップによって演算された前記現在走行抵抗と前記基準走行抵抗との差が正のときには、前記係合制御において前記目標クラッチトルクを前記基準クラッチトルク演算ステップによって演算された前記基準クラッチトルクより前記差に応じて大きくなるよう補正制御し、前記差が負のときには、前記係合制御において前記目標クラッチトルクを前記基準クラッチトルク演算ステップによって演算された前記基準クラッチトルクより前記差の絶対値に応じて小さくなるよう補正制御するクラッチトルク補正制御ステップと、
を備えるデュアルクラッチ式自動変速機の変速制御方法。 A first input shaft and a second input shaft arranged concentrically, a first clutch for transmitting the rotational driving force of the prime mover to the first input shaft, and a second clutch for transmitting the rotational driving force to the second input shaft A dual clutch, a first shift mechanism that shifts the rotational driving force transmitted to the first input shaft to establish an odd-numbered shift stage, and a shift of the rotational driving force transmitted to the second input shaft. A second shift mechanism that establishes an even-numbered shift stage, and when a shift command is sent, the clutch torque transmitted from the prime mover to the input shaft is controlled by operation of a clutch actuator to control the first clutch and the second clutch. Of the clutches, disengagement control is performed to disengage a clutch corresponding to an input shaft disconnected from the prime mover of the first input shaft and the second input shaft, and the first clutch H and the second clutch, the clutch corresponding to the input shaft connected to the prime mover among the first input shaft and the second input shaft, the clutch torque being the output driving force of the prime mover and the Shift control for performing engagement control to synchronize the rotational speed of the prime mover with the rotational speed of the connected input shaft by controlling the target clutch torque to be calculated based on the target rotational speed variable speed required for the prime mover A shift control method of the shift control device of a dual clutch type automatic transmission comprising:
The shift control method includes:
A running resistance calculating step of calculating a current running resistance from the current output driving force of the prime mover, a gear ratio of a shift stage, a vehicle weight, and a vehicle acceleration when the shift command is sent;
A reference clutch torque calculation step of calculating the current target clutch torque as a reference clutch torque;
A difference calculating step of calculating a difference between the reference running resistance corresponding to the current vehicle speed from the reference running resistance stored in the reference running resistance storage unit and the current running resistance calculated by the running resistance calculating step;
When the difference between the current running resistance calculated in the difference calculating step and the reference running resistance is positive, the target clutch torque is calculated based on the reference clutch torque calculated in the reference clutch torque calculating step in the engagement control. Correction control is performed so as to increase in accordance with the difference. When the difference is negative, the target clutch torque is set to an absolute value of the difference from the reference clutch torque calculated by the reference clutch torque calculation step in the engagement control. A clutch torque correction control step for performing correction control so as to decrease in response,
A shift control method for a dual clutch automatic transmission comprising:
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