JP4766099B2 - Vehicle control device - Google Patents

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Description

本発明は、有段式の自動変速機を搭載した車両の制御装置に関し、特に、駆動力要求型制御において変速ショックを回避する制御装置に関する。   The present invention relates to a control device for a vehicle equipped with a stepped automatic transmission, and more particularly to a control device for avoiding a shift shock in a driving force request type control.

運転者のアクセルペダル操作とは独立にエンジン出力トルクを制御することが可能なエンジンと自動変速機とを備えた車両において、運転者のアクセルペダル操作量や車両の運転条件等に基づいて算出された正負の目標駆動力を、エンジントルクと自動変速機の変速ギヤ比で実現する「駆動力制御」という考え方がある。また、「駆動力要求型」や「駆動力ディマンド型」や「トルクディマンド方式」などと呼ばれる制御手法も、これに類する。   In a vehicle equipped with an engine and an automatic transmission that can control engine output torque independently of the driver's accelerator pedal operation, it is calculated based on the driver's accelerator pedal operation amount, vehicle driving conditions, etc. Furthermore, there is a concept of “driving force control” that realizes a positive and negative target driving force by an engine torque and a transmission gear ratio of an automatic transmission. In addition, control methods called “driving force request type”, “driving force demand type”, “torque demand method”, and the like are similar to this.

この駆動力制御においては、運転者のアクセルぺダル操作と車速に基づき車両の目標駆動力を求め、この目標駆動力が達成されるように変速段（変速比）、エンジントルクを制御する。ここに、エンジントルクは、変速段毎に設定された目標駆動力を出力するために必要なスロットル開度をマップとして有してこれにより設定する。変速時には、変速段の切替え（実変速の開始）と、スロットル開度との切替えが同期するよう、各制御の応答性を考慮してタイミングを制御することでショックを低減させようとしている。   In this driving force control, the target driving force of the vehicle is obtained based on the driver's accelerator pedal operation and the vehicle speed, and the gear stage (speed ratio) and the engine torque are controlled so that the target driving force is achieved. Here, the engine torque has a throttle opening necessary for outputting the target driving force set for each gear as a map, and is set thereby. At the time of shifting, shock is reduced by controlling the timing in consideration of the responsiveness of each control so that the switching of the shift stage (start of actual shifting) and the switching of the throttle opening are synchronized.

このような技術に関連して、特開２００１−３４７８５４号公報（特許文献１）は、良好な変速ショックを実現する、有段自動変速機付車両の駆動力制御装置を開示する。この駆動力制御装置は、目標駆動力を算出する第１の手段と、目標駆動力と変速比から目標エンジントルクを算出する第２の手段と、目標エンジントルクを算出するのに適用する変速比として、変速中以外は変速段から決まる変速比を用い、変速中は入出力回転数から算出する実変速比を用いるようにする第３の手段とを有する。   In relation to such a technique, Japanese Patent Laid-Open No. 2001-347854 (Patent Document 1) discloses a driving force control device for a vehicle with a stepped automatic transmission that realizes a good shift shock. The driving force control apparatus includes: a first unit that calculates a target driving force; a second unit that calculates a target engine torque from the target driving force and a gear ratio; and a gear ratio that is applied to calculate the target engine torque. And a third means for using an actual speed ratio calculated from the input / output rotation speed during the speed change, using a speed ratio determined from the speed stage except during the speed change.

この駆動力制御装置によると、このような変速比が切替えられるのに伴い、制御が実行されると、変速中、かかる実変速比に応じ、目標エンジントルクを徐々に変化させることができる。たとえば、トルクの引きの発生を解消することができ、変速ショックを良好なものとすることが可能である。また、入出力回転数から算出する実変速比を用いると、センサの異常やワンウェイクラッチ（以下、一方向クラッチやＯＷＣと記載する場合がある）解放による算出値の変化によるつき上げショックの悪化の現象の可能性が考えられるが、実変速比を用いるのは必要最小限にとどめ、変速中以外は変速段から決まる変速比を用いるので車両のショックの悪化の現象は避けられる。これにより、変速中は、変速機の摩擦要素が滑っているので、エンジントルクが急増したとしても、増加分すべてが出力トルクに現れるわけではなく、たとえば摩擦要素のクラッチ容量以上の入力は伝達できずに滑りが増すだけであり、一時的なショックは発生するものの、クラッチの滑りでショックを吸収できる。また、変速中であっても、イナーシャフェーズ開始によるギヤ比の変化が生ずるまでは実変速比を用いずに変速段から決まる変速比を用いる。このようにすると、イナーシャフェーズ開始当初はエンジントルク変更が行なわれず、イナーシャフェーズが確実に進行した後にエンジントルクの変更が行なわれるので、変速ショックの悪化、変更の進行の遅れなどが防止できる。
特開２００１−３４７８５４号公報 According to this driving force control device, when the control is executed as the speed ratio is switched, the target engine torque can be gradually changed during the speed change according to the actual speed ratio. For example, it is possible to eliminate the occurrence of torque pulling and to improve the shift shock. In addition, if the actual gear ratio calculated from the input / output rotational speed is used, the increase in the shock due to sensor abnormality or the change in the calculated value due to the release of the one-way clutch (hereinafter sometimes referred to as a one-way clutch or OWC) Although the possibility of a phenomenon is conceivable, the actual speed ratio is limited to a necessary minimum, and the speed ratio determined from the gear stage is used except during the gear shift, so that the phenomenon of deterioration of vehicle shock can be avoided. As a result, since the friction element of the transmission is slipping during a shift, even if the engine torque increases rapidly, not all of the increase appears in the output torque. For example, input exceeding the clutch capacity of the friction element can be transmitted. However, the slip is merely increased and a temporary shock is generated, but the shock can be absorbed by the slip of the clutch. Even during the shift, the gear ratio determined from the gear position is used without using the actual gear ratio until the gear ratio changes due to the start of the inertia phase. In this way, the engine torque is not changed at the beginning of the inertia phase, and the engine torque is changed after the inertia phase has surely progressed. Therefore, it is possible to prevent deterioration of the shift shock, delay of the change, and the like.
JP 2001-347854 A

上述の公報においては、変速中以外は変速段から決定される変速比を用いて、変速中は変速機の入出力回転数に基づいて算出される実変速比（＝変速機の入力軸回転数（タービン回転数）／変速機の出力軸回転数）を用いて、エンジン（内燃機関）が出力すべきトルクが算出される。   In the above publication, an actual speed ratio calculated based on the input / output rotational speed of the transmission is used (= the input shaft rotational speed of the transmission) while using the speed ratio determined from the gear stage except during the gear shifting. Torque to be output by the engine (internal combustion engine) is calculated using (turbine rotational speed) / output shaft rotational speed of the transmission).

ところで、一般的には変速機内には駆動力を一方向にのみ伝達する一方向クラッチが設けられている。上述のように、エンジンが出力すべきトルクが算出されると、一方向クラッチが非係合状態となっている場合に変速段に基づいて決定される変速比と実変速比との間に乖離が発生して、それに応じて用いる変速比を切り換えたときにエンジントルクに急な変化が生じてショックが発生する可能性がある。また、実変速比を変速中に用いてエンジンのトルク制御を行なうと、回転数変動やセンサの検知精度により変速時のエンジントルク制御が安定しなくなる可能性もある。   By the way, generally, a one-way clutch that transmits a driving force only in one direction is provided in the transmission. As described above, when the torque to be output by the engine is calculated, there is a divergence between the gear ratio determined based on the gear position and the actual gear ratio when the one-way clutch is disengaged. May occur, and a sudden change may occur in the engine torque when the gear ratio to be used is switched accordingly, and a shock may occur. Further, if engine torque control is performed using the actual gear ratio during gear shifting, engine torque control during gear shifting may not be stable due to rotational speed fluctuations and sensor detection accuracy.

しかしながら、上述の公報においては、このような問題点に鑑みて、車両の動力源であるエンジンのトルク制御を実行していない。   However, in the above-mentioned publication, in view of such a problem, torque control of the engine that is a power source of the vehicle is not executed.

本発明は、上述の課題を解決するためになされたものであって、その目的は、有段式自動変速機を搭載した車両において、変速時に要求する動力源から出力される目標トルクを的確に算出して、トルクの変動による変速ショックを抑制する、車両の制御装置を提供することである。   The present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to accurately set a target torque output from a power source required at the time of shifting in a vehicle equipped with a stepped automatic transmission. An object of the present invention is to provide a vehicle control device that calculates and suppresses a shift shock due to torque fluctuation.

第１の発明に係る車両の制御装置は、有段式自動変速機を備えた車両を制御する。この車両の制御装置は、自動変速機の変速中における変速進行度を算出するための変速進行度算出手段と、変速進行度および変速前後の変速比に基づいて、仮想変速比を算出するための仮想変速比算出手段と、仮想変速比に基づいて、車両の動力源の目標トルクを算出するための目標トルク算出手段とを含む。   According to a first aspect of the present invention, a vehicle control apparatus controls a vehicle including a stepped automatic transmission. The vehicle control apparatus calculates a shift progress degree calculating means for calculating a shift progress degree during the shift of the automatic transmission, and calculates a virtual gear ratio based on the shift progress degree and the speed ratio before and after the shift. Virtual gear ratio calculating means, and target torque calculating means for calculating a target torque of the power source of the vehicle based on the virtual gear ratio.

第１の発明によると、たとえば、イナーシャ相における変速の進行の度合いを変速進行度として算出して、変速進行度に対応するように仮想変速比を算出する。このようにすると、変速の進行度合いが進んでいないと変速前の変速比がより大きく反映された仮想変速比が算出され、変速の進行度合いが進んでいると変速後の変速比がより大きく反映された仮想変速比が算出される。このように変速前後の変速比を補間して連続的なイナーシャ相における仮想変速比に基づいて目標トルクを算出するので、目標トルクを連続的に変化させることができる。このため、動力源からのトルクの変化に起因するショックを吸収できる。特に、連続的な仮想変速比を用いるので、ワンウェイクラッチが空転している場合においても目標トルクを連続的に変化させることができる。その結果、有段式自動変速機を搭載した車両において、変速時に要求する動力源から出力される目標トルクを的確に算出して、トルクの変動による変速ショックを抑制することができる、車両の制御装置を提供することができる。   According to the first invention, for example, the degree of progress of the shift in the inertia phase is calculated as the shift progress, and the virtual speed ratio is calculated so as to correspond to the shift progress. In this way, if the progress of the shift is not advanced, a virtual gear ratio that reflects the gear ratio before the shift is calculated more greatly, and if the progress of the shift is advanced, the gear ratio after the shift is reflected more greatly. The calculated virtual gear ratio is calculated. Since the target torque is calculated based on the virtual gear ratio in the continuous inertia phase by interpolating the gear ratio before and after the gear shift in this way, the target torque can be continuously changed. For this reason, the shock resulting from the change of the torque from a motive power source can be absorbed. In particular, since the continuous virtual gear ratio is used, the target torque can be continuously changed even when the one-way clutch is idling. As a result, in a vehicle equipped with a stepped automatic transmission, it is possible to accurately calculate a target torque output from a power source required at the time of shifting, and to suppress shift shock due to torque fluctuations. An apparatus can be provided.

第２の発明に係る車両の制御装置は、第１の発明の構成に加えて、自動変速機の入力回転数を検知するための入力回転数検知手段をさらに含む。変速進行度算出手段は、検知された入力回転数および変速後の同期回転数に基づいて、変速進行度を算出するための手段を含む。   In addition to the configuration of the first invention, the vehicle control device according to the second invention further includes input rotation speed detection means for detecting the input rotation speed of the automatic transmission. The shift progress calculation means includes means for calculating the shift progress based on the detected input rotation speed and the synchronized rotation speed after the shift.

第２の発明によると、トルク相の後のイナーシャ相においては、自動変速機の入力回転数（多くの場合、トルクコンバータのタービン回転数である）が、変速後の変速比の同期回転数に向けて変化（アップシフトであれば低下、ダウンシフトであれば上昇）する。この入力回転数の変化の状態に応じて、連続的に変化する変速進行度を算出する。このような連続的な変速進行度を用いると、連続的な仮想変速比が算出されて、目標トルクを連続的に変化させることができる。このため、動力源からのトルクの変化に起因するショックを吸収できる。   According to the second invention, in the inertia phase after the torque phase, the input rotational speed of the automatic transmission (in many cases, the turbine rotational speed of the torque converter) becomes the synchronous rotational speed of the speed ratio after the shift. Change towards (decrease if upshift, increase if downshift). In accordance with the state of change in the input rotational speed, a shift change degree that continuously changes is calculated. When such a continuous shift progress is used, a continuous virtual gear ratio can be calculated and the target torque can be continuously changed. For this reason, the shock resulting from the change of the torque from a motive power source can be absorbed.

第３の発明に係る車両の制御装置においては、第２の発明の構成に加えて、変速進行度算出手段は、変速前の入力回転数および変速後の同期回転数との差回転に対する、検知された入力回転数および変速後の同期回転数の差回転の比率に基づいて、変速進行度を算出するための手段を含む。   In the vehicle control device according to the third aspect of the invention, in addition to the configuration of the second aspect, the shift progress calculation means detects the differential rotation between the input rotation speed before the shift and the synchronous rotation speed after the shift. Means for calculating the shift progress degree based on the ratio of the differential rotation between the input rotation speed and the synchronized rotation speed after the shift.

第３の発明によると、変速前の入力回転数から変速後の同期回転数に向けて、どの程度入力回転数が変化したのかを変速進行度として算出することができる。入力回転数を検知するセンサは１台であるので、センサ間の検知精度の誤差等を含まないので、的確に変速進行度を算出できる。   According to the third invention, it is possible to calculate how much the input rotational speed has changed from the input rotational speed before the shift to the synchronous rotational speed after the shift as the shift progress degree. Since there is only one sensor for detecting the input rotational speed, it does not include an error in detection accuracy between the sensors, so that the shift progress can be accurately calculated.

第４の発明に係る車両の制御装置においては、第１〜３のいずれかの発明の構成に加えて、変速進行度算出手段は、自動変速機におけるイナーシャ相開始から変速終了までを変速中であると検知して、変速進行度を算出するための手段を含む。   In the vehicle control apparatus according to the fourth aspect of the invention, in addition to the configuration of any one of the first to third aspects, the shift progress calculation means is shifting from the start of the inertia phase to the end of the shift in the automatic transmission. Means for detecting that there is a shift and calculating a shift progress degree are included.

第４の発明によると、自動変速機におけるイナーシャ相開始から変速終了までを変速中であるとして、動力源の目標トルクを算出する。たとえば、目標とする駆動力から動力源の目標トルクを算出する際にギヤ比の違いによる目標トルクの変化をイナーシャ相で変化させるようにした。このため、イナーシャ相中に目標エンジントルクを変化させてエンジンから出力されるトルクを変化させるため変速制御でエンジントルクの変化に起因するショックを吸収することができる。   According to the fourth aspect of the invention, the target torque of the power source is calculated on the assumption that shifting is in progress from the start of inertia phase to the end of shifting in the automatic transmission. For example, when calculating the target torque of the power source from the target driving force, the change in the target torque due to the difference in gear ratio is changed in the inertia phase. For this reason, since the target engine torque is changed during the inertia phase to change the torque output from the engine, it is possible to absorb the shock caused by the change of the engine torque by the shift control.

以下、図面を参照しつつ、本発明の実施の形態について説明する。以下の説明では、同一の部品には同一の符号を付してある。それらの名称および機能も同じである。したがってそれらについての詳細な説明は繰返さない。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In the following description, the same parts are denoted by the same reference numerals. Their names and functions are also the same. Therefore, detailed description thereof will not be repeated.

本実施の形態に係る制御装置を含む車両のパワートレーンについて説明する。本実施の形態に係る制御装置は、図１に示すＥＣＵ(Electronic Control Unit)１０００により実
現される。本実施の形態では、自動変速機を、トルクコンバータを備えた、遊星歯車式減速機構を有するものとして説明する。また、車両駆動用の動力源としてエンジンを搭載した車両について説明する。 A vehicle power train including the control device according to the present embodiment will be described. The control device according to the present embodiment is realized by an ECU (Electronic Control Unit) 1000 shown in FIG. In the present embodiment, the automatic transmission is described as having a planetary gear type reduction mechanism equipped with a torque converter. A vehicle equipped with an engine as a power source for driving the vehicle will be described.

図１に示すように、この車両のパワートレーンは、エンジン１００と、トルクコンバータ２００と、自動変速機３００と、ＥＣＵ１０００とから構成される。エンジン１００の出力軸は、トルクコンバータ２００の入力軸に接続される。エンジン１００とトルクコンバータ２００とは回転軸により連結されている。したがって、エンジン回転数センサ４００により検知されるエンジン１００の出力軸回転数ＮＥ（エンジン回転数ＮＥ）とトルクコンバータ２００の入力軸回転数（ポンプ回転数）とは同じである。   As shown in FIG. 1, the power train of this vehicle includes an engine 100, a torque converter 200, an automatic transmission 300, and an ECU 1000. The output shaft of engine 100 is connected to the input shaft of torque converter 200. Engine 100 and torque converter 200 are connected by a rotating shaft. Therefore, output shaft speed NE (engine speed NE) of engine 100 detected by engine speed sensor 400 and input shaft speed (pump speed) of torque converter 200 are the same.

トルクコンバータ２００は、入力軸と出力軸とを直結状態にするロックアップクラッチ２１０と、入力軸側のポンプ羽根車２２０と、出力軸側のタービン羽根車２３０と、ワンウェイクラッチ２５０を有し、トルク増幅機能を発現するステータ２４０とから構成される。トルクコンバータ２００と自動変速機３００とは、回転軸により接続される。トルクコンバータ２００の出力軸回転数ＮＴ（タービン回転数ＮＴ＝自動変速機３００の入力軸回転数ＮＩＮ）は、タービン回転数センサ４１０により検知される。自動変速機３００の出力軸回転数ＮＯＵＴは、出力軸回転数センサ４２０により検知される。   The torque converter 200 includes a lock-up clutch 210 that directly connects the input shaft and the output shaft, a pump impeller 220 on the input shaft side, a turbine impeller 230 on the output shaft side, and a one-way clutch 250. And a stator 240 that exhibits an amplification function. Torque converter 200 and automatic transmission 300 are connected by a rotating shaft. An output shaft rotational speed NT of the torque converter 200 (turbine rotational speed NT = input shaft rotational speed NIN of the automatic transmission 300) is detected by a turbine rotational speed sensor 410. The output shaft rotational speed NOUT of the automatic transmission 300 is detected by the output shaft rotational speed sensor 420.

図２に自動変速機３００の作動表を示す。図２に示す作動表によると、摩擦要素であるクラッチ要素（図中のＣ１〜Ｃ４）や、ブレーキ要素（Ｂ１〜Ｂ４）、ワンウェイクラッチ要素（Ｆ０〜Ｆ３）が、どのギヤ段の場合に係合および解放されるかを示している。車両の発進時に使用される１速時には、クラッチ要素（Ｃ１）、ワンウェイクラッチ要素（Ｆ０、Ｆ３）が係合する。   FIG. 2 shows an operation table of the automatic transmission 300. According to the operation table shown in FIG. 2, the clutch elements (C1 to C4 in the figure), the brake elements (B1 to B4), and the one-way clutch elements (F0 to F3) that are friction elements are in any gear. Shows what is combined and released. At the first speed used when the vehicle starts, the clutch element (C1) and the one-way clutch elements (F0, F3) are engaged.

たとえば、クラッチｔｏクラッチ変速（アップシフト）は、この図における２速から３速へのアップシフト変速の場合に発生する。また、同様にワンウェイクラッチが空転する変速（アップシフト）は、この図における１速から２速アップシフト変速の場合に発生する。   For example, a clutch-to-clutch shift (upshift) occurs in the case of an upshift from the second speed to the third speed in this figure. Similarly, a shift (upshift) in which the one-way clutch rotates idly occurs in the case of the first-speed to second-speed upshift in this figure.

これらのパワートレーンを制御するＥＣＵ１０００は、エンジン１００を制御するエンジンＥＣＵ１０１０と、自動変速機３００を制御するＥＣＴ(Electronic Controlled Automatic Transmission)＿ＥＣＵ１０２０とを含む。   The ECU 1000 that controls these power trains includes an engine ECU 1010 that controls the engine 100 and an ECT (Electronic Controlled Automatic Transmission) _ECU 1020 that controls the automatic transmission 300.

ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０には、タービン回転数センサ４１０からタービン回転数ＮＴを表わす信号が、出力軸回転数センサ４２０から出力軸回転数ＮＯＵＴを表わす信号が入力される。また、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０には、エンジンＥＣＵ１０１０から、エンジン回転数センサ４００にて検知されたエンジン回転数ＮＥを表わす信号と、スロットルポジションセンサにて検知されたスロットル開度を表わす信号とが入力される。   The ECT_ECU 1020 receives a signal representing the turbine rotational speed NT from the turbine rotational speed sensor 410 and a signal representing the output shaft rotational speed NOUT from the output shaft rotational speed sensor 420. Further, ECT_ECU 1020 receives from engine ECU 1010 a signal representing engine speed NE detected by engine speed sensor 400 and a signal representing throttle opening detected by the throttle position sensor.

これら回転数センサは、トルクコンバータ２００の入力軸、トルクコンバータ２００の出力軸および自動変速機３００の出力軸に取り付けられた回転検出用ギヤの歯に対向して設けられている。これらの回転数センサは、トルクコンバータ２００の入力軸、トルクコンバータ２００の出力軸および自動変速機３００の出力軸の僅かな回転の検出も可能なセンサであり、たとえば、一般的に半導体式センサと称される磁気抵抗素子を使用したセンサである。   These rotation speed sensors are provided to face the teeth of the rotation detection gear attached to the input shaft of torque converter 200, the output shaft of torque converter 200, and the output shaft of automatic transmission 300. These rotational speed sensors are sensors that can detect slight rotations of the input shaft of the torque converter 200, the output shaft of the torque converter 200, and the output shaft of the automatic transmission 300. This is a sensor using a magnetoresistive element.

ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０から、自動変速機３００のリニアソレノイドにソレノイド制御信号が出力される。図２に示すクラッチ要素（Ｃ１〜Ｃ４）や、ブレーキ要素（Ｂ１〜Ｂ４）、ワンウェイクラッチ要素（Ｆ０〜Ｆ３）を、係合させたり解放させたりする。たとえば、６速から５速へのダウンシフト時においては、クラッチＣ３が解放から係合されるように締結圧が制御され、ブレーキＢ２が係合から解放されるように締結圧が制御される。実際には、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、ソレノイド制御信号を油圧回路のリニアソレノイドバルブに出力している。ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、後述する目標の油圧（目標の締結圧を実現する油圧）を算出し、その目標油圧等により油圧サーボへの油圧を算出してソレノイドバルブに出力する。   A solenoid control signal is output from the ECT_ECU 1020 to the linear solenoid of the automatic transmission 300. The clutch elements (C1 to C4), the brake elements (B1 to B4), and the one-way clutch elements (F0 to F3) shown in FIG. 2 are engaged or released. For example, at the time of downshift from 6th gear to 5th gear, the engagement pressure is controlled so that the clutch C3 is engaged from the disengagement, and the engagement pressure is controlled so that the brake B2 is disengaged from the engagement. Actually, the ECT_ECU 1020 outputs a solenoid control signal to the linear solenoid valve of the hydraulic circuit. The ECT_ECU 1020 calculates a target hydraulic pressure (hydraulic pressure that realizes a target engagement pressure) to be described later, calculates the hydraulic pressure to the hydraulic servo based on the target hydraulic pressure, and outputs the hydraulic pressure to the solenoid valve.

油圧回路は、たとえば２個のリニアソレノイドバルブを有するとともに、自動変速機のプラネタリギヤユニットの伝達経路を切換えて、前進６速、後進１速の変速段を達成する複数の摩擦係合要素（クラッチおよびブレーキ）を係合および解放する複数の油圧サーボを有する。また、リニアソレノイドバルブの入力ポートにはソレノイドモジュレータ圧が供給されており、これらリニアソレノイドバルブの出力ポートからの制御油圧がそれぞれプレッシャコントロールバルブの制御油室に供給されている。プレッシャコントロールバルブは、ライン圧がそれぞれ入力ポートに供給されており、制御油圧にて調圧された出力ポートからの調圧が、それぞれシフトバルブを介して適宜各油圧サーボに供給される。   The hydraulic circuit has, for example, two linear solenoid valves, and switches a transmission path of a planetary gear unit of an automatic transmission to achieve a plurality of friction engagement elements (clutch and clutch) that achieves six forward speeds and one reverse speed. A plurality of hydraulic servos for engaging and releasing the brake). Further, the solenoid modulator pressure is supplied to the input port of the linear solenoid valve, and the control hydraulic pressure from the output port of each linear solenoid valve is supplied to the control oil chamber of the pressure control valve. In the pressure control valve, the line pressure is supplied to each input port, and the pressure regulation from the output port regulated by the control hydraulic pressure is appropriately supplied to each hydraulic servo via the shift valve.

このような油圧回路は、一例であって、実際には、自動変速機に対応して油圧サーボは多数備えられており、これら油圧サーボへの油圧を切換えるシフトバルブも多数備えている。また、油圧サーボは、シリンダにオイルシールにより油密状に嵌合するピストンを有しており、そのピストンは、油圧室に作用するプレッシャコントロールバルブからの調圧油圧に基づき、戻しスプリングに抗して移動し、外側摩擦プレートおよび内側摩擦材を接触する。その摩擦プレートおよび摩擦材は、クラッチのみならずブレーキも同様である。   Such a hydraulic circuit is an example, and actually, a number of hydraulic servos are provided corresponding to the automatic transmission, and a number of shift valves for switching the hydraulic pressure to these hydraulic servos are also provided. The hydraulic servo also has a piston that is oil-tightly fitted to the cylinder by an oil seal, and the piston resists the return spring based on the pressure adjustment hydraulic pressure from the pressure control valve acting on the hydraulic chamber. To contact the outer friction plate and the inner friction material. The friction plate and the friction material are the same for the brake as well as the clutch.

また、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、変速指令信号に基づいて実行される変速状態を検知して、目標エンジントルク信号をエンジンＥＣＵ１０１０に送信する。エンジンＥＣＵ１０１０は、この目標エンジントルク信号に基づいて、目標トルクがエンジン１００から出力されるようにスロットル開度を算出して、エンジン１００のスロットルバルブのアクチュエータ（ステッピングモータ等）に目標スロットル開度信号を出力する。   Further, ECT_ECU 1020 detects a shift state executed based on the shift command signal, and transmits a target engine torque signal to engine ECU 1010. Based on this target engine torque signal, engine ECU 1010 calculates the throttle opening so that the target torque is output from engine 100, and outputs the target throttle opening signal to the actuator (stepping motor or the like) of the throttle valve of engine 100. Is output.

図３を参照して、本実施の形態に係る制御装置であるＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０において実行されるプログラムの制御構造について説明する。   With reference to FIG. 3, a control structure of a program executed in ECT_ECU 1020 which is the control apparatus according to the present embodiment will be described.

ステップ（以下、ステップをＳを略す）１００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、定常時（変速中でない）か変速中であるか否かを判断する。この判断は、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０に入力される変速指令信号に基づいて判断されたり、自動変速線図に基づいてエンジン１００のスロットル開度および車速に基づいて判断されたりする。定常時であると（Ｓ１００にて定常時）、処理はＳ２００へ移される。もしそうでないと（Ｓ１００にて変速中）、処理はＳ３００へ移される。   In step (hereinafter, step is abbreviated as S) 100, ECT_ECU 1020 determines whether it is in a steady state (not in a gear shift) or in a gear shift. This determination is made based on a shift command signal input to the ECT_ECU 1020, or based on the throttle opening and the vehicle speed of the engine 100 based on an automatic shift diagram. If it is constant (when it is steady at S100), the process proceeds to S200. If not (shifting in S100), the process proceeds to S300.

Ｓ２００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、仮想ギヤ段に現在ギヤ段を代入（設定）する。   In S200, ECT_ECU 1020 substitutes (sets) the current gear for the virtual gear.

Ｓ３００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、イナーシャ相開始前か否かを判断する。この判断は、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０に入力される回転数信号に基づいて判断される。イナーシャ相開始前であると（Ｓ３００にてＹＥＳ）、処理はＳ４００へ移される。もしそうでないと（Ｓ３００にてＮＯ）、処理はＳ５００へ移される。   In S300, ECT_ECU 1020 determines whether or not the inertia phase has started. This determination is made based on the rotation speed signal input to ECT_ECU 1020. If it is before the start of the inertia phase (YES in S300), the process proceeds to S400. If not (NO in S300), the process proceeds to S500.

Ｓ４００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、仮想ギヤ段に変速前ギヤ段を代入（設定）する。   In S400, ECT_ECU 1020 substitutes (sets) the pre-shift gear stage for the virtual gear stage.

Ｓ５００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、仮想ギヤ段に変速後ギヤ段を代入（設定）する。ただし、多重変速（変速制御中にさらに変速指令が発生した場合）において、先の変速指令におけるイナーシャ相中においては（Ｓ３００にてＮＯの場合）、仮想ギヤ段を変更しないで、後の変速指令におけるイナーシャ相までその仮想ギヤ段を保持する。   In S500, ECT_ECU 1020 substitutes (sets) the post-shift gear stage for the virtual gear stage. However, in a multiple shift (when a shift command is further generated during shift control), during the inertia phase in the previous shift command (NO in S300), the subsequent shift command is not changed without changing the virtual gear stage. The virtual gear stage is held until the inertia phase at.

なお、以上のＳ１００〜Ｓ５００の処理により仮想ギヤ段が決定される。さらに、以下のＳ６００〜Ｓ８００の処理により変速前ギヤ段が決定される。   Note that the virtual gear stage is determined by the processes of S100 to S500. Further, the pre-shift gear stage is determined by the following processes of S600 to S800.

Ｓ６００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、定常時（変速中でない）か変速中であるか否かを判断する。定常時であると（Ｓ６００にて定常時）、処理はＳ７００へ移される。もしそうでないと（Ｓ６００にて変速中）、処理はＳ８００へ移される。   At S600, ECT_ECU 1020 determines whether it is in a steady state (not during a shift) or during a shift. If it is regular (when S600 is steady), the process proceeds to S700. If not (shifting in S600), the process proceeds to S800.

Ｓ７００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、変速前ギヤ段に仮想ギヤ段を代入（設定）する。   In S700, ECT_ECU 1020 substitutes (sets) the virtual gear stage for the pre-shifting gear stage.

Ｓ８００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、変速前ギヤ段に仮想ギヤ段の変化前の値を代入（設定）する。   In S800, ECT_ECU 1020 substitutes (sets) the value before the change of the virtual gear stage for the gear stage before the shift.

Ｓ９００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、変速進行度αを算出する。この変速進行度αは、ＮＴをタービン回転数およびＮＯＲＥＡＲを仮想ギヤ段で算出した変速後の同期回転数として、α＝（ＮＴ−ＮＯＧＥＡＲ）／（変速開始時のＮＴ−ＮＯＧＥＡＲ）により算出される。   In S900, ECT_ECU 1020 calculates shift progress rate α. This shift progression degree α is calculated by α = (NT−NOGEAR) / (NT−NOGEAR at the start of shift), where NT is the turbine rotation speed and NOREAR is the synchronous rotation speed after the shift calculated in the virtual gear stage. .

Ｓ１０００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、仮想ギヤ比を算出する。この仮想ギヤ比は、ＫＧＥＡＲ（１）を変速前ギヤ段より算出したギヤ比、ＫＧＥＡＲ（２）を仮想ギヤで算出したギヤ比として、仮想ギヤ比＝ＫＧＥＡＲ（１）×α＋ＫＧＥＡＲ（２）×（１−α）により算出される。   In S1000, ECT_ECU 1020 calculates a virtual gear ratio. This virtual gear ratio is obtained by assuming that KGEAR (1) is a gear ratio calculated from the gear before shifting, and KGEAR (2) is a gear ratio calculated by the virtual gear. Virtual gear ratio = KGEAR (1) × α + KGEAR (2) × ( 1-α).

Ｓ１１００にて、ＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０は、目標エンジントルクtargetＴＥを算出する。目標エンジントルクtargetＴＥは、駆動力Ｆ×タイヤ半径／ディファレンシャルギヤ比／仮想ギヤ比／トルクコンバータ２００のトルク比により算出される。Ｓ１１００の処理により目標エンジントルクtargetＴＥが算出されることになるが、このエンジントルクtargetＴＥを算出するための式（変換式）は、変速中でない定常時および変速中のいずれにも共通して用いられる。   In S1100, ECT_ECU 1020 calculates target engine torque targetTE. The target engine torque targetTE is calculated by the driving force F × tire radius / differential gear ratio / virtual gear ratio / torque converter 200 torque ratio. The target engine torque targetTE is calculated by the processing of S1100, but the equation (conversion equation) for calculating the engine torque targetTE is commonly used both during the steady state during the shift and during the shift. .

以上のような構造およびフローチャートに基づく、本実施の形態に係る制御装置であるＥＣＴ＿ＥＣＵ１０２０を搭載した車両の動作について自動変速機３００の状態に分けて説明する。なお、以下の説明は、まず単純変速（多重でない変速）について説明する。この単純変速時のタイミングチャートについては図４にその一例を示す。   The operation of the vehicle equipped with ECT_ECU 1020, which is the control device according to the present embodiment, based on the above-described structure and flowchart will be described separately for the state of automatic transmission 300. In the following description, a simple shift (non-multiple shift) will be described first. An example of the timing chart at the time of this simple shift is shown in FIG.

［２速から３速へのアップシフトでイナーシャ相開始前］
変速中であって（Ｓ１００にて変速中）、イナーシャ相開始前であるので（図４の時刻Ｔ（１）よりも前のトルク相であって、Ｓ３００にてＹＥＳ）、変速前のギヤ段である２速が仮想ギヤ段として設定される（Ｓ４００）。さらに、変速中であるので（Ｓ６００にて変速中）、変速前ギヤ段に仮想ギヤ段（２速）の変化前の値が設定される（Ｓ８００）。 [Before starting the inertia phase by upshifting from 2nd gear to 3rd gear]
Since the gear is being shifted (shifting at S100) and before the start of the inertia phase (the torque phase before time T (1) in FIG. 4 and YES at S300), the gear stage before the shift Is set as the virtual gear stage (S400). Furthermore, since the gear is being changed (during the gear change in S600), the value before the change of the virtual gear (second gear) is set to the gear before the gear change (S800).

イナーシャ相開始前であるので、タービン回転数ＮＴに変化はないので（変速開始時のＮＴ＝現在のＮＴ）、変速進行度αが１として算出される（Ｓ９００）。   Since it is before the start of the inertia phase, there is no change in the turbine rotational speed NT (NT at the start of the shift = current NT), and the shift progress degree α is calculated as 1 (S900).

変速進行度αが１であるので、仮想ギヤ比は、ＫＧＥＡＲ（１）（変速前ギヤ段（２速）より算出したギヤ比）となる（Ｓ１０００）。   Since the shift progress rate α is 1, the virtual gear ratio is KGEAR (1) (gear ratio calculated from the gear stage before the shift (second speed)) (S1000).

これにより、２速から３速へのアップシフトでイナーシャ相開始前においては、目標エンジントルクtargetＴＥは、駆動力Ｆ×タイヤ半径／ディファレンシャルギヤ比／仮想ギヤ比（仮想ギヤ段の変速前ギヤ段により算出したギヤ比）／トルクコンバータ２００のトルク比により算出される。 As a result, the target engine torque targetTE is equal to the driving force F × tire radius / differential gear ratio / virtual gear ratio (depending on the pre-shift gear stage of the virtual gear stage) before the inertia phase starts with the upshift from the second speed to the third speed. Calculated gear ratio) / torque ratio of torque converter 200.

［２速から３速へのアップシフトでイナーシャ相開始後］
変速中であって（Ｓ１００にて変速中）、イナーシャ相開始前でないので（図４の時刻Ｔ（１）よりも後のイナーシャ相であって、Ｓ３００にてＮＯ）、変速後のギヤ段である３速が仮想ギヤ段として設定される（Ｓ５００）。さらに、変速中であるので（Ｓ６００にて変速中）、変速前ギヤ段に仮想ギヤ段（３速）の変化前の値が設定される（Ｓ８００）。 [After starting the inertia phase by upshifting from 2nd gear to 3rd gear]
Since the gear is being shifted (shifting at S100) and not before the start of the inertia phase (the inertia phase after time T (1) in FIG. 4 and NO at S300), the gear stage after the gear shift A certain third speed is set as a virtual gear stage (S500). Further, since the gear is being changed (during the gear change in S600), the value before the change of the virtual gear stage (third speed) is set in the gear stage before the shift (S800).

イナーシャ相開始後であるので、タービン回転数ＮＴが変化しているので（変速開始時のＮＴから徐々に現在のＮＴまで低下して来ている）、変速進行度αが１〜０の間の値として算出される（Ｓ９００）。なお、イナーシャ相が進行するにつれて、アップシフトを想定しているため現在のタービン回転数がＮＴが低下するので、変速進行度αは１から０に向けて低下する。   Since it is after the start of the inertia phase, the turbine rotational speed NT has changed (it has gradually decreased from the NT at the start of the shift to the current NT), so that the shift progress rate α is between 1 and 0. Calculated as a value (S900). As the inertia phase progresses, an upshift is assumed, so that the current turbine speed NT decreases, so the shift progress rate α decreases from 1 to 0.

変速進行度αが１〜０であるので、仮想ギヤ比は、ＫＧＥＡＲ（１）（＝変速前ギヤ段（２速）より算出したギヤ比）×α＋ＫＧＥＡＲ（２）（＝仮想ギヤ段（３速）で算出したギヤ比）×（１−α）により算出される。これにより、イナーシャ相におけるギヤ比が仮想ギヤ比として、２速の変速比と３速の変速比とが補間されて算出されることになる（Ｓ１０００）。   Since the shift progression degree α is 1 to 0, the virtual gear ratio is KGEAR (1) (= gear ratio calculated from the gear stage before shifting (second speed)) × α + KGEAR (2) (= virtual gear stage (third speed) ) (Gear ratio calculated)) × (1−α). Accordingly, the gear ratio in the inertia phase is calculated as the virtual gear ratio by interpolating the speed ratio of the second speed and the speed ratio of the third speed (S1000).

これにより、２速から３速へのアップシフトでイナーシャ相開始後においては、目標エンジントルクtargetＴＥは、駆動力Ｆ×タイヤ半径／ディファレンシャルギヤ比／仮想ギヤ比（２速の変速比と３速の変速比と変速進行度αとに基づいて算出したギヤ比）／トルクコンバータ２００のトルク比により算出される。   As a result, after the inertia phase is started by the upshift from the second speed to the third speed, the target engine torque targetTE is calculated as follows: driving force F × tire radius / differential gear ratio / virtual gear ratio (second speed gear ratio and third speed The gear ratio calculated based on the speed ratio and the speed change degree α) / the torque ratio of the torque converter 200.

さらに、イナーシャ相が進行すると、タービン回転数ＮＴが３速の同期回転数に到達すると（図４の時刻Ｔ（２））。このアップシフト変速が終了する。なお、このとき、タービン回転数ＮＴ＝同期回転数ＮＯＧＥＡＲとなるので、変速進行度αは０となる。   Further, when the inertia phase proceeds, the turbine rotational speed NT reaches the third synchronous rotational speed (time T (2) in FIG. 4). This upshift is completed. At this time, since the turbine rotational speed NT = synchronous rotational speed NOGEAR, the shift progress rate α is zero.

以上のようにして、本実施の形態に係る制御装置であるＥＣＵは、目標とする駆動力から目標エンジントルクを算出する際にギヤ比の違いによるエンジントルクの変化をイナーシャ相で変化させるようにした。このため、イナーシャ相中に目標エンジントルクを変化させてエンジンから出力されるトルクを変化させるため変速制御でエンジントルクの変化に起因するショックを吸収することができる。さらに、仮想ギヤ比を変速中（イナーシャ相）においても算出することにより、イナーシャ相で連続的にエンジントルクの変化を発生させるので（目標とする駆動力が連続的であれば）、目標エンジントルクも連続的に変化させることができる。このため、エンジントルクの変化に起因するショックを吸収できる。さらに、イナーシャ相中は、イナーシャ相におけるタービン回転数の変化に合致させて仮想ギヤ比を変化させるようにした。すなわち、イナーシャ相開始時のタービン回転数ＮＴと変速後の目標回転数（同期回転数）との割合を用いて変速前後の仮想ギヤ比を補間している。変速前後のギヤ比を補間して変速中の仮想ギヤ比を算出するようにしたので、仮想ギヤ比が連続的に変化する。このため、特に、ワンウェイクラッチが空転している場合においても連続的にギヤ比を変化させることができる。   As described above, the ECU that is the control device according to the present embodiment changes the engine torque due to the difference in gear ratio in the inertia phase when calculating the target engine torque from the target driving force. did. For this reason, since the target engine torque is changed during the inertia phase to change the torque output from the engine, it is possible to absorb the shock caused by the change of the engine torque by the shift control. Furthermore, by calculating the virtual gear ratio even during shifting (inertia phase), engine torque changes continuously in the inertia phase (if the target driving force is continuous), so the target engine torque Can also be changed continuously. For this reason, the shock resulting from the change of engine torque can be absorbed. Furthermore, during the inertia phase, the virtual gear ratio is changed in accordance with the change in the turbine speed in the inertia phase. That is, the virtual gear ratio before and after the shift is interpolated using the ratio between the turbine rotation speed NT at the start of the inertia phase and the target rotation speed (synchronous rotation speed) after the shift. Since the virtual gear ratio during the shift is calculated by interpolating the gear ratio before and after the shift, the virtual gear ratio changes continuously. For this reason, especially when the one-way clutch is idling, the gear ratio can be continuously changed.

さらに別の観点から、目標とする駆動力から目標エンジントルクへの変換式を定常時（変速中でない）と変速中とで同じ式を用いることにより、たとえば、単位を駆動力で調停した結果と、単位をエンジントルクで調停した結果とが、定常時であっても変速中であっても、同じ調停結果とすることができ、どの単位で調停するのかについての制限が緩和される。   From another point of view, by using the same equation for converting the target driving force to the target engine torque at the time of steady state (not during gear shifting) and during gear shifting, for example, the result of mediating the unit with driving force The result of arbitrating the unit with the engine torque can be the same arbitration result regardless of whether the unit is in a steady state or during a shift, and the restriction on which unit is used for arbitration is relaxed.

［多重変速］
図５を参照して、多重変速の場合に、仮想ギヤ段が保持される状態について説明する。図５は、多重ダウンシフト変速の場合を示す。 [Multi-shift]
With reference to FIG. 5, the state in which the virtual gear stage is maintained in the case of multiple shifts will be described. FIG. 5 shows the case of multiple downshifts.

時刻Ｔ（３）から時刻Ｔ（４）において、制御指令ギヤ段とは別に設定される仮想ギヤ段が一定のギヤ段に保持されている。これは、多重変速において先に発生した変速制御がイナーシャ相に（タービン回転数ＮＴが変化している）あるときには（Ｓ１００にて変速中、Ｓ３００にてＮＯ）、仮想ギヤ段の設定は、多重変速において後に発生した変速制御がイナーシャ相に入るまで保持される。   From time T (3) to time T (4), a virtual gear set separately from the control command gear is held at a constant gear. This is because when the shift control previously generated in the multiple shift is in the inertia phase (the turbine rotational speed NT is changing) (shifting in S100, NO in S300), the setting of the virtual gear stage is multiple. The shift control generated later in the shift is maintained until the inertia phase is entered.

このようにすると、仮想ギヤ比を算出するために用いる仮想ギヤ段を保持（ホールド）して変化させないので、イナーシャ相中以外においては、駆動力の不要な変化が発生しないようにできる。すなわち、多重変速中は、仮想ギヤ比を算出する仮想ギヤ段の切替えをイナーシャ相毎に行なうことで、仮想ギヤ比の変化が連続的になり、延いては目標エンジントルクの変化が連続的になり、イナーシャ相中に切替えた場合に発生するトルク段差を回避できる。   In this way, since the virtual gear stage used for calculating the virtual gear ratio is not held and changed, it is possible to prevent an unnecessary change in the driving force from occurring except during the inertia phase. That is, during multiple shifts, by changing the virtual gear stage for calculating the virtual gear ratio for each inertia phase, the change in the virtual gear ratio becomes continuous, and the change in the target engine torque continues. Thus, it is possible to avoid a torque step that occurs when the inertia phase is switched.

以上のようにして、本実施の形態に係る制御装置であるＥＣＵによると、有段式の自動変速機を備えた車両において、イナーシャ相中において、連続的に変化する仮想ギヤ比を用いて、目標エンジントルクを算出する。また、変速時と定常時とで、目標とする駆動力から目標エンジントルクへの変換式を同じ式を用いて処理するようにした。このため、エンジントルクを滑らかに変化させることができるようになり、変速時のショックが回避されるようになった。   As described above, according to the ECU that is the control device according to the present embodiment, in the vehicle including the stepped automatic transmission, the virtual gear ratio that continuously changes during the inertia phase is used. Calculate the target engine torque. In addition, the conversion formula from the target driving force to the target engine torque is processed using the same formula at the time of shifting and at the steady time. For this reason, the engine torque can be changed smoothly, and a shock at the time of shifting is avoided.

今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。   The embodiment disclosed this time should be considered as illustrative in all points and not restrictive. The scope of the present invention is defined by the terms of the claims, rather than the description above, and is intended to include any modifications within the scope and meaning equivalent to the terms of the claims.

本発明の実施の形態に係る自動変速機の制御ブロック図である。It is a control block diagram of the automatic transmission according to the embodiment of the present invention. 図１に示す自動変速機の作動表である。It is an operation | movement table | surface of the automatic transmission shown in FIG. ＥＣＵで実行される目標エンジントルク算出処理のプログラムの制御構造を示す図である。It is a figure which shows the control structure of the program of the target engine torque calculation process performed with ECU. 図３のフローチャートで示すプログラムが実行された場合のタイミングチャート（その１）である。FIG. 4 is a timing chart (No. 1) when the program shown in the flowchart of FIG. 3 is executed. 図３のフローチャートで示すプログラムが実行された場合のタイミングチャート（その２）である。FIG. 4 is a timing chart (No. 2) when the program shown in the flowchart of FIG. 3 is executed.

符号の説明Explanation of symbols

１００ エンジン、２００ トルクコンバータ、２１０ ロックアップクラッチ、２２０ ポンプ羽根車、２３０ タービン羽根車、２４０ ステータ、２５０ ワンウェイクラッチ、３００ 自動変速機、３１０ 入力クラッチ、４００ エンジン回転数センサ、４１０ タービン回転数センサ、４２０ 出力軸回転数センサ、１０００ ＥＣＵ、１０１０ エンジンＥＣＵ、１０２０ ＥＣＴ＿ＥＣＵ。   100 engine, 200 torque converter, 210 lock-up clutch, 220 pump impeller, 230 turbine impeller, 240 stator, 250 one-way clutch, 300 automatic transmission, 310 input clutch, 400 engine speed sensor, 410 turbine speed sensor, 420 Output shaft rotational speed sensor, 1000 ECU, 1010 engine ECU, 1020 ECT_ECU.

Claims (8)

有段式自動変速機を備えた車両の制御装置であって、
前記自動変速機において変速が発生していない定常時には形成されているギヤ段を仮想ギヤ段に設定し、前記自動変速機の変速中は変速の進行状況に応じて変速前後のギヤ段のいずれかを前記仮想ギヤ段に設定する仮想ギヤ段設定手段と、
変速中か否かに応じて、前記仮想ギヤ段に基づいて変速前ギヤ段を設定する変速前ギヤ段設定手段と、
前記変速前ギヤ段の変速比と前記仮想ギヤ段の変速比と変速進行度とに基づいて仮想変速比を算出する仮想変速比算出手段と、
前記仮想変速比に基づいて、車両の動力源の目標トルクを算出するための目標トルク算出手段とを含む、車両の制御装置。 A vehicle control device equipped with a stepped automatic transmission,
The gear stage formed at a steady time when no shift occurs in the automatic transmission is set to a virtual gear stage, and during the shift of the automatic transmission, one of the gear stages before and after the shift is set according to the progress of the shift. Virtual gear stage setting means for setting the virtual gear stage to the virtual gear stage;
A pre-shifting gear stage setting means for setting a pre-shifting gear stage based on the virtual gear stage according to whether or not a shift is in progress
Virtual speed ratio calculating means for calculating a virtual speed ratio based on the speed ratio of the pre-shift gear stage, the speed ratio of the virtual gear stage, and the degree of shift progress;
And a target torque calculating means for calculating a target torque of a power source of the vehicle based on the virtual gear ratio. 前記仮想ギヤ段設定手段は、前記定常時には形成されているギヤ段を前記仮想ギヤ段に設定し、変速中かつイナーシャ相開始前には変速前のギヤ段を前記仮想ギヤ段に設定し、変速中かつイナーシャ相開始後は変速後のギヤ段を前記仮想ギヤ段に設定する、請求項１に記載の車両の制御装置。   The virtual gear stage setting means sets the gear stage formed during the steady state to the virtual gear stage, sets the gear stage before the shift to the virtual gear stage during the shift and before the start of the inertia phase, The vehicle control device according to claim 1, wherein after the start of the inertia phase, the post-shift gear stage is set to the virtual gear stage. 前記変速前ギヤ段設定手段は、前記定常時には設定された前記仮想ギヤ段を前記変速前ギヤ段に設定し、変速中は現在設定されている前記仮想ギヤ段の変化前の値を前記変速前ギヤ段に設定する、請求項１または２に記載の車両の制御装置。 The pre-shift gear setting means sets the set virtual gear to the pre-shift gear in the steady state, and sets the value before the change of the virtual gear currently set during the shift before the shift. The vehicle control device according to claim 1, wherein the vehicle control device is set to a gear stage. 前記仮想変速比算出手段は、前記変速前ギヤ段の変速比と前記仮想ギヤ段の変速比とを前記変速進行度に基づいて重み付けして前記仮想変速比を算出する、請求項１〜３のいずれか１項に記載の車両の制御装置。   The virtual gear ratio calculating means calculates the virtual gear ratio by weighting the gear ratio of the pre-shift gear stage and the gear ratio of the virtual gear stage based on the shift progress degree. The vehicle control device according to claim 1. 前記車両の制御装置は、
前記自動変速機の変速中における前記変速進行度を算出するための変速進行度算出手段と、
前記自動変速機の入力回転数を検知するための入力回転数検知手段をさらに含み、
前記変速進行度算出手段は、前記検知された入力回転数および変速後の同期回転数に基づいて、前記変速進行度を算出するための手段を含む、請求項１〜４のいずれか１項に記載の車両の制御装置。 The vehicle control device comprises:
A shift progress calculating means for calculating the shift progress during shifting of the automatic transmission;
An input rotation speed detecting means for detecting an input rotation speed of the automatic transmission;
The speed change progress calculation means includes means for calculating the speed change progress based on the detected input rotational speed and the synchronized rotational speed after the speed change. The vehicle control device described. 前記変速進行度算出手段は、変速前の入力回転数および変速後の同期回転数との差回転に対する、前記検知された入力回転数および変速後の同期回転数の差回転の比率に基づいて、前記変速進行度を算出するための手段を含む、請求項５に記載の車両の制御装置。   The shift progress calculation means is based on a ratio of a differential rotation between the detected input rotation speed and the synchronous rotation speed after the shift to a differential rotation between the input rotation speed before the shift and the synchronous rotation speed after the shift. The vehicle control device according to claim 5, further comprising means for calculating the shift progress degree. 前記変速進行度算出手段は、前記自動変速機におけるイナーシャ相開始から変速終了までを変速中であると検知して、前記変速進行度を算出するための手段を含む、請求項５または６に記載の車両の制御装置。   The speed change progress calculation means includes means for detecting the speed change from an inertia phase start to a speed end in the automatic transmission and calculating the speed change progress. Vehicle control device. 前記仮想変速比算出手段は、
変速後のギヤ段を推定した仮想ギヤ段に基づいて前記仮想変速比を算出する手段と、
第１、第２の変速制御が連続して実行される多重変速時に、先に発生した前記第１の変速制御がイナーシャ相にあるときには、後に発生する前記第２の変速制御がイナーシャ相に入るまで前記仮想ギヤ段を保持する手段とを含む、請求項１〜７のいずれか１項に記載の車両の制御装置。 The virtual gear ratio calculating means includes
Means for calculating the virtual gear ratio based on a virtual gear stage that estimates a gear stage after a shift;
When the first shift control that has occurred first is in the inertia phase during the multiple shift in which the first and second shift controls are successively executed, the second shift control that is generated later enters the inertia phase. The vehicle control device according to any one of claims 1 to 7, further comprising: means for holding the virtual gear stage.
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