JP4774624B2 - Vehicle control device - Google Patents

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  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンと、そのエンジンから駆動輪に至る動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置とを有する車両の制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両の一種に、ターボチャージャやスーパーチャージャに代表される過給機がエンジンに備えられる一方、そのエンジンから駆動輪に至る動力伝達経路に油圧式摩擦係合装置などを有する変速機が備えられたものがある。このような車両では、エンジンの出力トルクが推定され、推定されたエンジンの出力トルクに基づいて油圧式摩擦係合装置の係合あるいは開放をなめらかとする際の係合油圧が過渡的に制御される場合がある。エンジンの吸気管圧力を高める過給機が備えられた車両では、上記の過渡油圧制御中において過給機による過給状態の変化あるいは空燃比の変化に伴ってエンジンの出力トルクが影響を受けることから、上記エンジン出力トルクの推定と実際のエンジン出力トルク値とが相違することになるので、上記油圧式摩擦係合装置の係合状態がなめらかとはならず、伝達トルクの急変によるショックが発生する場合がある。
【０００３】
これに対し、上記油圧式摩擦係合装置の係合あるいは開放の際の係合油圧を制御する過渡油圧制御中において、過給機による過給状態の変化を抑制するようにした制御装置が提案されている。たとえば、特開平９−１４４５７２号公報に記載された過給機を有する車両用自動変速機の制御装置がそれである。これによれば、過渡油圧制御中において過給状態によりエンジン出力トルク変化が小さくなるので、好適にショックが抑制される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来の過給機を有する車両用自動変速機の制御装置では、過渡油圧制御中において過給状態の変更要求があったときにはその過給状態の変化が抑制されることになるので、過給機の過給状態の変更要求を満たすことができないという欠点があった。また、過渡油圧制御中において空燃比の変更要求があったときも、エンジン出力トルクが影響されるので、その空燃比の変化を抑制する場合も同様の欠点があった。
【０００５】
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、過給状態あるいは空燃比の変更要求を満たしつつその過給状態あるいは空燃比の変化に起因するショックを防止できる車両の制御装置を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するための本発明の要旨とするところは、空燃比を制御可能なエンジンと、そのエンジンに設けられた過給機と、そのエンジンから駆動輪に至る動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置とを有する車両において、エンジンの出力トルクを推定するエンジントルク推定手段と、そのエンジントルク推定手段により推定されたエンジン出力トルクに基づいて前記摩擦係合装置の係合あるいは開放の際の係合力を制御する係合力制御手段とを備える制御装置であって、(a) 前記係合力制御手段による前記油圧式摩擦係合装置の係合力の制御中であるか否かを判定する係合力制御中判定手段と、(b) その係合力制御中判定手段により前記係合力制御手段による前記摩擦係合装置の係合力の制御中であると判定される場合は、前記空燃比をその変更要求にしたがって一時的にリッチ側へ変化させる際、前記過給機の過給圧を一時的に低下させてそのエンジン出力増大を相殺し、そのエンジン出力トルクの変化を抑制する運転パラメータ制御手段とを、含むことにある。
【０００９】
【発明の効果】
このようにすれば、係合力制御中判定手段により係合力制御手段による摩擦係合装置の係合力の制御中であると判定される場合は、前記空燃比をその変更要求にしたがって一時的にリッチ側へ変化させる際、運転パラメータ制御手段により、前記過給機の過給圧を一時的に低下させてそのエンジン出力増大を相殺し、そのエンジン出力トルクの変化を抑制するので、ショックが防止されるとともに空燃比の変更要求が満たされる。
【００１０】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、前記エンジントルク推定手段は、エンジンの吸入空気量ＱＮ（１回転当たりの吸入空気流量）、エンジン回転速度、前記過給機による過給圧および燃料噴射量に基づいて前記エンジンの出力トルクを推定するものである。このようにすれば、エンジン出力トルク推定値の推定精度が高められ、車両のショックが好適に抑制される。たとえば、過給機による吸気管内の過給圧Ｐa を検出する過給圧センサが備えられ、エンジントルク推定手段は、エンジンの吸入空気量ＱＮ（１回転当たりの吸入空気流量）、エンジン回転速度に基づいて推定された推定値を、その過給圧Ｐa および空燃比（吸入空気量／燃料噴射量）に基づいて算出した補正係数により補正することによりエンジンの出力トルクＴEX（推定値）を算出する。なお、上記推定値は、好適には、点火時期の遅角量、ターボラグ、ウエストゲート弁の開閉状態によりさらに補正される。
【００１１】
また、好適には、前記エンジントルク推定手段は、前記運転パラメータ制御手段による運転パラメータの制御中には、その運転パラメータの制御開始直前に推定されたエンジンの出力トルクをこの運転パラメータの制御中のエンジン出力トルクとするものである。このようにすれば、運転パラメータの制御中にもエンジンの出力トルク推定値を求める場合に比較して、推定値のばらつきがなく安定した制御となるとともに、エンジン出力トルクを推定するための演算負荷が好適に軽減される。
【００１２】
また、好適には、前記過給機は、エンジンから排出される排気流により駆動されるターボチャージャ、或いはエンジンのクランク軸或いは電動モータにより回転駆動されるスーパーチャージャなどにより構成される。
【００１３】
また、好適には、前記摩擦係合装置は、前記動力伝達経路に設けられた有段式自動変速機の変速段を切り換えるために設けられたクラッチまたはブレーキ、トルクコンバータに設けられたロックアップクラッチ、２輪駆動から４輪駆動へ切り換えるために係合させられる駆動力配分クラッチなどである。摩擦係合装置として油圧式摩擦係合装置が、特に、上記有段式自動変速機において開放側摩擦係合装置の開放と係合側摩擦係合装置の係合とによってギヤ段が切り換えられるクラッチツウクラッチ変速に用いられる場合には、クラッチツウクラッチ変速期間内におけるショックが好適に抑制されると同時に、過給状態あるいは空燃比の変更要求が満たされる効果が大きい。
【００１４】
また、好適には、前記運転パラメータ制御手段は、空燃比変更要求が空燃比を低下させるものである場合は、その空燃比の低下によるエンジン出力増大を相殺するために、過給圧の低下、点火時期の遅角、スロットル開度の減少などを実行し、エンジン出力トルクをほぼ同一に維持する。反対に、空燃比変更要求が空燃比を上昇させるものである場合は、その空燃比の上昇によるエンジン出力低下を相殺するために、過給圧の上昇、点火時期の進角、スロットル開度の増加などを実行し、エンジン出力トルクをほぼ同一に維持する。また、前記運転パラメータ制御手段は、過給状態変更要求が過給圧を上昇させるものである場合は、その過給圧上昇によるエンジン出力増大を相殺するために、空燃比の増加、点火時期の遅角、スロットル開度の減少などを実行し、エンジン出力トルクをほぼ同一に維持する。反対に、過給状態変更要求が過給圧を低下させるものである場合は、その過給圧低下によるエンジン出力低下を相殺するために、空燃比の低下、点火時期の進角、スロットル開度の増加などを実行し、エンジン出力トルクをほぼ同一に維持する。
【００１５】
また、好適には、係合力制御中判定手段は、前記エンジントルク推定手段により推定されたエンジンの出力トルクＴEXに基づく係合力制御手段による摩擦係合装置の係合力制御の実行中であることを判定するものであり、たとえば変速判断から変速終了までの期間であることに基づいて判定する。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１７】
図１は、本発明の一実施例の制御装置が適用された車両用動力伝達装置の構成を説明する骨子図である。図において、動力源としてのエンジン１０の出力は、クラッチ１２、トルクコンバータ１４を介して自動変速機１６に入力され、図示しない差動歯車装置および車軸を介して駆動輪へ伝達されるようになっている。上記クラッチ１２とトルクコンバータ１４との間には、電動モータおよび発電機として機能する第１モータジェネレータＭＧ１が配設されている。上記トルクコンバータ１４は、クラッチ１２に連結されたポンプ翼車２０と、自動変速機１６の入力軸２２に連結されたタービン翼車２４と、それらポンプ翼車２０およびタービン翼車２４の間を直結するためのロックアップクラッチ２６と、一方向クラッチ２８によって一方向の回転が阻止されているステータ翼車３０とを備えている。
【００１８】
上記自動変速機１６は、ハイおよびローの２段の切り換えを行う第１変速機３２と、後進変速段および前進４段の切り換えが可能な第２変速機３４とを備えている。第１変速機３２は、サンギヤＳ０、リングギヤＲ０、およびキャリアＫ０に回転可能に支持されてそれらサンギヤＳ０およびリングギヤＲ０に噛み合わされている遊星ギヤＰ０から成るＨＬ遊星歯車装置３６と、サンギヤＳ０とキャリアＫ０との間に設けられたクラッチＣ０および一方向クラッチＦ０と、サンギヤＳ０およびハウジング３８間に設けられたブレーキＢ０とを備えている。
【００１９】
第２変速機３４は、サンギヤＳ１、リングギヤＲ１、およびキャリアＫ１に回転可能に支持されてそれらサンギヤＳ１およびリングギヤＲ１に噛み合わされている遊星ギヤＰ１から成る第１遊星歯車装置４０と、サンギヤＳ２、リングギヤＲ２、およびキャリアＫ２に回転可能に支持されてそれらサンギヤＳ２およびリングギヤＲ２に噛み合わされている遊星ギヤＰ２から成る第２遊星歯車装置４２と、サンギヤＳ３、リングギヤＲ３、およびキャリアＫ３に回転可能に支持されてそれらサンギヤＳ３およびリングギヤＲ３に噛み合わされている遊星ギヤＰ３から成る第３遊星歯車装置４４とを備えている。
【００２０】
上記サンギヤＳ１とサンギヤＳ２は互いに一体的に連結され、リングギヤＲ１とキャリアＫ２とキャリアＫ３とが一体的に連結され、そのキャリアＫ３は出力軸４６に連結されている。また、リングギヤＲ２がサンギヤＳ３に一体的に連結されている。そして、リングギヤＲ２およびサンギヤＳ３と中間軸４８との間にクラッチＣ１が設けられ、サンギヤＳ１およびサンギヤＳ２と中間軸４８との間にクラッチＣ２が設けられている。また、サンギヤＳ１およびサンギヤＳ２の回転を止めるためのバンド形式のブレーキＢ１がハウジング３８に設けられている。また、サンギヤＳ１およびサンギヤＳ２とハウジング３８との間には、一方向クラッチＦ１およびブレーキＢ２が直列に設けられている。この一方向クラッチＦ１は、サンギヤＳ１およびサンギヤＳ２が入力軸２２と反対の方向へ逆回転しようとする際に係合させられるように構成されている。
【００２１】
キャリアＫ１とハウジング３８との間にはブレーキＢ３が設けられており、リングギヤＲ３とハウジング３８との間には、ブレーキＢ４と一方向クラッチＦ２とが並列に設けられている。この一方向クラッチＦ２は、リングギヤＲ３が逆回転しようとする際に係合させられるように構成されている。
【００２２】
以上のように構成された自動変速機１６では、例えば図２に示す作動表に従って後進１段および変速比が順次異なる前進５段の変速段のいずれかに切り換えられる。図２において「○」は係合状態を表し、空欄は解放状態を表し、「◎」はエンジンブレーキのときの係合状態を表し、「△」は動力伝達に関与しない係合を表している。この図２から明らかなように、第２変速段（２ｎｄ）から第３変速段（３ｒｄ）へのアップシフトでは、ブレーキＢ３を解放すると同時にブレーキＢ２を係合させるクラッチツークラッチ変速が行われ、ブレーキＢ３の解放過程で係合トルクを持たせる期間とブレーキＢ２の係合過程で係合トルクを持たせる期間とがオーバラップして設けられる。それ以外の変速は、１つのクラッチまたはブレーキの係合或いは解放作動だけで行われるようになっている。上記クラッチおよびブレーキは何れも油圧アクチュエータによって係合させられる油圧式摩擦係合装置である。
【００２３】
前記エンジン１０は、後述する過給機５４を備えているとともに、燃料が筒内噴射されることにより軽負荷時においては空燃比Ａ／Ｆが理論空燃比よりも高い燃焼である希薄燃焼が行われるリーンバーンエンジンである。このエンジン１０は、３気筒ずつから構成される左右１対のバンクを備え、その１対のバンクは単独で或いは同時に作動させられるようになっている。すなわち、作動気筒数の変更が可能となっている。
【００２４】
たとえば図３に示すように、上記エンジン１０の吸気配管５０および排気管５２には、排気タービン式過給機（以下、過給機という）５４が設けられている。この過給機５４は、排気管５２内において排気の流れにより回転駆動されるタービン翼車５６と、エンジン１０への吸入空気を圧縮するために吸気配管５０内に設けられ且つタービン翼車５６に連結されたポンプ翼車５８とを備え、そのポンプ翼車５８がタービン翼車５６によって回転駆動されるようになっている。上記吸気配管５０内の過給圧Ｐa は過給圧センサ５７により検出されるようになっている。この排気管５２内には、タービン翼車５６が設けられた部分とは並列に、吸気配管５０内の過給圧Ｐa を調節するための排気ウエイストゲート弁５９を有するバイパス管６１が設けられている。
【００２５】
上記エンジン１０の吸気配管５０には、スロットルアクチュエータ６０によって操作されるスロットル弁６２とが設けられている。このスロットル弁６２は、基本的には図示しないアクセルペダルの操作量すなわちアクセル開度θACC に対応する開度θTHとなるように制御されるが、エンジン１０の出力を調節するために変速過渡時などの種々の車両状態に応じた開度となるように制御されるようになっている。
【００２６】
また、図３に示すように、前記第１モータジェネレータＭＧ１はエンジン１０と自動変速機１６との間に配置され、クラッチ１２はエンジン１０と第１モータジェネレータＭＧ１との間に配置されている。上記自動変速機１６の各油圧式摩擦係合装置およびロックアップクラッチ２６は、電動油圧ポンプ６４から発生する油圧を元圧とする油圧制御回路６６により制御されるようになっている。また、エンジン１０には第２モータジェネレータＭＧ２が作動的に連結されている。そして、第１モータジェネレータＭＧ１および第２モータジェネレータＭＧ２の電源として機能する燃料電池７０および二次電池７２と、それらから第１モータジェネレータＭＧ１および第２モータジェネレータＭＧ２へ供給される電流を制御したり或いは充電のために二次電池７２へ供給される電流を制御するための切換スイッチ７４および７６とが設けられている。この切換スイッチ７４および７６は、スイッチ機能を有する装置を示すものであって、たとえばインバータ機能などを有する半導体スイッチング素子などから構成され得るものである。
【００２７】
図４は、電子制御装置８０に入力される信号およびその電子制御装置８０から出力される信号を例示している。たとえば、電子制御装置８０には、アクセルペダルの操作量であるアクセル開度θACC を表すアクセル開度信号、自動変速機１６の出力軸４６の回転速度ＮOUT に対応する車速信号、エンジン回転速度ＮE を表す信号、吸気配管５０内の過給圧Ｐa を表す信号、空燃比Ａ／Ｆを表す信号、シフトレバーの操作位置ＳH を表す信号などが図示しないセンサから供給されている。また、電子制御装置８０からは、燃料噴射弁からエンジン１０の気筒内へ噴射される燃料の量を制御するための噴射信号、自動変速機１６のギヤ段を切り換えるために油圧制御回路６６内のシフト弁を駆動するシフトソレノイドを制御する信号、ロックアップクラッチ２６を開閉制御するために油圧制御回路６６内のロックアップコントロールソレノイドを制御する信号などが出力される。
【００２８】
上記電子制御装置８０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力インターフェースなどから成る所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、自動変速機１６のギヤ段を自動的に切り換える変速制御、ロックアップクラッチ２６の係合、解放、或いはスリップを実行する制御、空燃比制御、過給圧制御などを実行する。たとえば、上記変速制御では、予め記憶されたよく知られた関係（変速線図）からアクセル開度θACC （％）および車速Ｖに基づいて変速判断を行い、その変速判断に対応してギヤ段が得られるように油圧制御回路６６内の電磁弁（シフトソレノイド）Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３を制御し、エンジンブレーキを発生させる際には電磁弁Ｓ４を駆動する。また、ロックアップクラッチ制御では、図示しない予め記憶された関係から実際の車両走行状態を表す車速Ｖ（出力側回転速度ＮOUT に対応）および運転者の要求出力量を表すアクセル開度θACC に基づいて、係合領域、解放領域、スリップ領域のいずれに属するかを判定し、その判定された領域に対応する状態が得られるように油圧制御回路６６内のロックアップコントロールソレノイドを制御してロックアップクラッチ２６を係合、解放、或いはスリップのいずれかの状態とする制御を実行する。また、上記電子制御装置８０は、スロットル弁６２の開度ＴＡに対応した大きさのスロットル圧ＰTHを発生させ或いはアキュム背圧を制御するためにリニヤソレノイド弁SLT を駆動し、ロックアップクラッチ２６の係合、解放、スリップ量および変速時のブレーキＢ３内の油圧を制御するためにリニヤソレノイド弁SLU をそれぞれ駆動する。
【００２９】
図５および図６は、上記油圧制御回路６６の要部を示している。図の１−２シフト弁８８および２−３シフト弁９０は、電磁弁Ｓ１、Ｓ２の出力圧に基づいて、第１速ギヤ段から第２速ギヤ段への変速時および第２速ギヤ段から第３速ギヤ段への変速時においてそれぞれ切り換えられる切換弁であり、その切換位置を示す数値はギヤ段を示している。前進レンジ圧ＰD は、シフトレバー７２が前進レンジ（Ｄ、４、３、２、Ｌ）へ操作されているときに図示しないマニュアル弁から出力される圧であり、図示しないレギュレータ弁によりスロットル弁開度あるいは自動変速機１６の入力トルクに応じて高くなるように調圧されるライン圧ＰL を元圧としている。この前進レンジ圧ＰD は、前進走行時の変速に関与する各油圧式摩擦係合装置の元圧であるので、それら各油圧式摩擦係合装置の係合圧に影響する。
【００３０】
第１速ギヤ段から第２速ギヤ段へ切り換える変速出力が出された時には、上記前進レンジ圧ＰD は、１−２シフト弁８８、２−３シフト弁９０、油路Ｌ０１、Ｂ３コントロール弁９２、油路Ｌ０２を経てブレーキＢ３および圧力振動吸収用のダンパー９４へ供給される。また、第２速ギヤ段から第３速ギヤ段へ切り換える変速出力が出された時には、前進レンジ圧ＰD は、２−３シフト弁９０、油路Ｌ０３を経て、ブレーキＢ２およびＢ２アキュムレータ１００へ供給されると同時に、ブレーキＢ３内の作動油は、油路Ｌ０２、Ｂ３コントロール弁９２、油路Ｌ０１、２−３シフト弁９０、戻り油路Ｌ０４、２−３タイミング弁９８を経て調圧ドレンされるとともに、戻り油路Ｌ０４から分岐する分岐油路Ｌ０５およびＢ２オリフィスコントロール弁９６を経て急速ドレンされるようになっている。
【００３１】
上記Ｂ２アキュムレータ１００の背圧室１００B には、リニヤソレノイド弁SLT の出力圧ＰSLT が各変速に際して供給され、ブレーキＢ２内の作動油圧が制御される。
【００３２】
前記Ｂ３コントロール弁９２は、アキュムレータが設けられていないブレーキＢ３の係合圧を直接的に調圧するための係合油圧調圧弁として機能し、油路Ｌ０１と油路Ｌ０２との間を開閉するスプール弁子１０４と、スプリング１０６を挟んでスプール弁子１０４と同心に設けられ且つそのスプール弁子１０４よりも大径のプランジャ１０８と、スプリング１０６を収容し、前記２−３シフト弁９０が第３速側へ切り換えられたときにそれから出力される前進レンジ圧ＰD を油路Ｌ０７を介して受け入れる油室１１０と、プランジャ１０８の軸端に設けられてリニヤソレノイド弁SLU からの制御圧ＰSLU を受け入れる油室１１２とを備えている。このため、Ｂ３コントロール弁９２は、１→２変速に際しては、リニヤソレノイド弁SLU の制御圧ＰSLU に従ってスプール弁子１０４を中心線の左側に示す開位置に位置させてファーストフィルをその初期に行うとともに、その後は油路Ｌ０１からの作動油を油路Ｌ０２に供給したり或いは油路Ｌ０２内の作動油を排出油路Ｌ０６へ流出させることによりブレーキＢ３内の係合圧ＰB3の立ち上がり速度が一定となるように調圧し、ブレーキＢ３の係合が予測されるときの直前に急速に立ち上げる。また、２→１変速に際しては、電磁弁Ｓ１およびＳ２は第２速の変速出力に維持されて油路Ｌ０１にはＤレンジ圧が保持されており、Ｂ３コントロール弁９２は、制御圧ＰSLU に従って所定の速度で圧力降下させられた後、ブレーキＢ３内に作動油が供給されたと仮定したときにそのブレーキＢ３の係合直前となるように予め設定された設定圧力値ＰSLUHに維持され、第１速ギヤ段の変速完了が判定されるまでそれを持続する。また、上記Ｂ３コントロール弁９２は、３→２変速および２→３変速に際しても、ブレーキＢ３の係合圧および解放圧を制御圧ＰSLU に従って直接的に制御する。なお、数式１において、Ｓ1 およびＳ2 はプランジャ１０８およびスプール弁子１０４の断面積である。
【００３３】
(数１)
ＰB3＝ＰSLU ・Ｓ1 ／Ｓ2
【００３４】
Ｂ２オリフィスコントロール弁９６は、ブレーキＢ２およびＢ２アキュムレータ１００と油路Ｌ０３との間を開閉すると同時に排出油路Ｌ０６とドレンポート１１３との間を開閉するスプール弁子１１４と、スプール弁子１１４をファーストドレン位置へ向かって付勢するスプリング１１６と、スプール弁子１１４の軸端に設けられて第３電磁弁Ｓ３の出力圧ＰS3を３−４シフト弁１１８を通して受け入れる油室１２０とを備えている。これにより、３→２変速時などには第３電磁弁Ｓ３がオン状態とされてその出力圧ＰS3が油室１２０に供給されなくなるので、スプール弁子１１４によりブレーキＢ２およびＢ２アキュムレータ１００と油路Ｌ０３との間を開かれて、それらブレーキＢ２およびＢ２アキュムレータ１００からの作動油の排出を速やかに行うファーストドレン作動が行われる。また、１→２変速においては、上記第３電磁弁Ｓ３がオフ状態とされて制御圧ＰS3が油室１２０に供給されることにより、Ｂ３コントロール弁９２の調圧作動によりそれから排出される作動油を排出させる排出油路Ｌ０６とドレンポート１１３との間が開かれてそのＢ３コントロール弁９２の調圧作動が許容されるが、１→２変速が完了すると第３電磁弁Ｓ３がオン状態とされて排出油路Ｌ０６とドレンポート１１３との間が閉じられることによりＢ３コントロール弁９２の調圧作動が停止させられる。
【００３５】
２−３タイミング弁９８は、第２速ギヤ段から第３速ギヤ段へのクラッチツウクラッチ変速に関与し、ブレーキＢ３からの解放圧をリニヤソレノイド弁SLU から制御圧ＰSLU に従って調圧するドレーン調圧弁として機能する。すなわち、２−３タイミング弁９８は、２→３変速が出力されたときに２−３シフト弁９０から出力された比較的高圧の前進レンジ圧ＰD （ライン圧と同じ値）が３−４シフト弁１１８およびソレノイドリレー弁１２２を通して供給される高圧ポート１２４と、ドレンポート１２６と、油路Ｌ０４をその高圧ポート１２４またはドレンポート１２６に連通させることによりブレーキＢ３のドレン期間の圧力ＰB3を調圧するスプール弁子１２８と、スプリング１３０を介してスプール弁子１２８と同心に設けられ且つそのスプール弁子１２８と同径の第１プランジャ１３２と、スプール弁子１２８と同心に且つその一端に当接可能に設けられ且つそのスプール弁子１２８よりも大径の第２プランジャ１３４と、スプリング１３０を収容し、前記２−３シフト弁９０が第２速側へ切り替えられたときにそれから出力される前進レンジ圧ＰD を油路Ｌ０８を介して受け入れる油室１３６と、第１プランジャ１３２の軸端に設けられ、リニヤソレノイド弁SLU からの制御圧ＰSLU を受け入れる油室１３８と、第２プランジャ１３４の軸端に設けられ、ブレーキＢ２内の油圧ＰB2を受け入れる油室１４０と、フィードバック圧を受け入れるフィードバック油室１４２とを備えている。
【００３６】
したがって、スプール弁子１２８および第１プランジャ１３２の断面積をＳ3 、スプール弁子１２８の第２プランジャ１３４側のランドの断面積をＳ4 、第２プランジャ１３４の断面積をＳ5 とすると、２→３変速出力が出された状態における解放過程のブレーキＢ３の圧力ＰB3は、２−３タイミング弁９８による調圧作動により、数式２から、ブレーキＢ２の係合圧ＰB2の増加に応じて減少し、リニヤソレノイド弁SLU の制御圧ＰSLU に応じて増加するように調圧される。
【００３７】
(数２)
ＰB3＝ＰSLU ・Ｓ3 ／（Ｓ3 −Ｓ4 ）−ＰB2・Ｓ5 ／（Ｓ3 −Ｓ4 ）
【００３８】
また、上記２−３タイミング弁９８は、第２速側へ切り換えられた２−３シフト弁９０から出力される前進レンジ圧ＰD が油室１３６へ供給されると、上記スプール弁子１２８がロックされるようになっている。これも、２−３タイミング弁９８の油室１３８とＢ３コントロール弁９２の油室１１２とが接続されていることから、第１速および第２速の状態では２−３タイミング弁９８の油室１３８の容積変化を阻止して、Ｂ３コントロール弁９２の調圧作動に影響を与えないようにするためである。
【００３９】
Ｃ０エキゾースト弁１５０は、第３電磁弁Ｓ３の出力圧ＰS3および油路Ｌ０１内の油圧に従って閉位置に位置させられるが、第４電磁弁Ｓ４の出力圧ＰS4に従って開位置に位置させられるスプール弁子１５２を備え、図示しない４−５シフト弁が第４速以下の切り換え状態であるときにそれを経由して供給されるライン圧ＰL を、第２速および第５速時以外のときにクラッチＣ０およびＣ０アキュムレータ１５４に供給する。
【００４０】
図７は、上記電子制御装置８０の制御機能の要部すなわち変速中の過給圧変更要求あるいは空燃比変更要求時にその要求を満たしつつエンジンの出力トルクＴE すなわち自動変速機１６の入力軸トルクＴINの変化を抑制してショックを抑制するためのトルク変化抑制制御の要部を説明する機能ブロック線図である。
【００４１】
図７において、エンジントルク推定手段１６０は、たとえば、エンジンの吸入空気（吸入混合気）量ＱＮ（１回転当たりの吸入空気流量）或いはＧＮ（１回転当たりの吸入空気重量）、エンジン回転速度ＮE 、過給圧Ｐa 、点火時期の遅角量、ターボラグ、ウエストゲート弁５９の開閉状態などの関数である予め設定された関係から、実際の吸入空気量ＱＮ或いはＧＮ、エンジン回転速度ＮE 、過給圧Ｐa 、点火時期の遅角量、ターボラグ、ウエストゲート弁の開閉状態などに基づいて、エンジンの出力トルクＴEXを算出（推定）する。たとえば、よく知られた関係からエンジン回転速度ＮE および燃料噴射量あるいは吸入空気（吸入混合気）量ＱＮに基づいてエンジン出力トルクＴを推定し、たとえば図８に示す関係から実際の過給圧Ｐa および空燃比Ａ／Ｆ（吸入空気量／燃料噴射量）に基づいて得られた補正係数を用いてそれを補正し、必要な場合には点火時期の遅角量、ターボラグなどに基づいてさらに補正してエンジン出力トルクＴEYを算出するエンジントルク算出手段１６１を備えている。上記の関係から推定されるエンジン出力トルクＴEYは、実際にエンジン１０から出力されるエンジン出力トルクＴEXと損失トルクＴlos とを加算したものであるが、その損失トルクＴlos は、殆ど無視できる程小さい値であるため、実質的に出力トルクＴEX（≒ＴEY）が推定される。また、その出力トルクＴEXの一部はエアコンなどの補機を駆動するためのトルクＴh として消費されるため、その補機の駆動状態の有無を検出し、自動変速機１４の入力トルクＴIN（＝ＴEX−Ｔh ）も算出する。
【００４２】
上記エンジントルク推定手段１６０は、エンジン暖機完了、作動油温度適温範囲、システムフェールなしなどの入力トルク推定条件が成立したか否かを判定する入力トルク推定条件成立判定手段１６２と、過給状態変更要求あるいは空燃比要求を満足させながら入力トルクＴINを一定とするために運転パラメータを制御する運転パラメータ制御中であるか否かを判定する運転パラメータ制御中判定手段１６４と、運転パラメータ制御中はその運転パラメータ制御開始直前に推定された入力トルクＴEXをその運転パラメータ制御中は一定であると見做す同一トルク見做し制御手段１６６とを含み、入力トルク推定条件成立判定手段１６２により入力トルク推定条件成立したと判定され、且つ運転パラメータ制御中判定手段１６４により後述の運転パラメータ制御手段１７２による入力軸トルクＴINをほぼ一定とするために運転パラメータの制御中であると判定された場合には、同一トルク見做し制御手段１６６により、上記運転パラメータ制御手段による運転パラメータの制御開始直前に推定されたエンジンの出力トルク推定値ＴEXがこの運転パラメータの制御中のエンジン出力トルクとして見做されることにより、運転パラメータの制御中は一定の値が用いられる。
【００４３】
自動変速機１４に備えられたロックアップクラッチ２６、自動変速機１４内の変速用のクラッチおよびブレーキ、図示しない差動制限クラッチのような油圧式摩擦係合装置は、係合力制御手段１６８によってその係合力すなわち係合油圧が制御されるようになっている。この係合力制御手段１６８は、たとえばロックアップクラッチ２６の係合圧を制御するロックアップクラッチ制御手段、自動変速機１６内の変速用のクラッチあるいはブレーキの係合圧を制御する変速制御手段、２輪駆動状態と４輪駆動状態とを切り換えるための駆動力分配クラッチあるいは差動制限クラッチの係合圧を制御するクラッチ制御手段のような係合油圧制御手段に対応している。
【００４４】
上記ロックアップクラッチ制御手段は、車両状態がロックアップクラッチ２６の解放領域、スリップ制御領域、係合領域のいずれであるかを判定し、スリップ制御領域であれば、予め設定された目標スリップ回転速度と実際のスリップ回転速度が一致するようにロックアップクラッチ２６の係合油圧を制御するが、係合領域であれば、ロックアップクラッチ２６の係合油圧を最大値とする。そして、上記ロックアップクラッチ制御手段は、エンジン１０の出力トルクＴEXに基づいてすなわち入力トルクＴINに基づいて調圧された油圧たとえばライン圧を上記ロックアップクラッチ２６の係合油圧の元圧として用いることにより、或いはスリップ制御に用いる制御式のゲインを上記推定出力トルクＴEXまたはそれに基づく量の関数とすることにより、ロックアップクラッチ２６の係合過程の係合トルクすなわち係合油圧の立ち上がり速度や、スリップ領域におけるスリップ状態の係合トルクすなわち係合油圧を制御する。
【００４５】
また、上記変速制御手段は、ギヤ段毎に設けられた変速線（シフトアップ線およびシフトダウン線）から成るよく知られた変速線図から、実際の車両状態たとえば車速およびエンジン負荷（たとえばアクセル開度θACC ）に基づいて変速判断を行い、その変速判断された変速を達成するための変速出力を行うとともに、その変速に関連する油圧式摩擦係合装置の係合油圧を過渡的に制御する。たとえば、２→３変速のクラッチツウクラッチ変速が判断されて２−３シフト弁９０が切り換えられたときには、上記変速制御手段は、リニヤソレノイド弁SLU に対する指令値ＤＳＬＵを変化させることにより、Ｂ３コントロール弁９２に対してリニヤソレノイド弁SLU から供給される制御圧ＰSLU を変化させて２→３変速期間において、たとえば図１２に示すように、解放されるブレーキＢ３の係合圧ＰB3と係合されるブレーキＢ２の係合圧ＰB2を過渡的に制御する。そして、上記変速制御手段は、エンジン１０の推定出力トルクＴEXに基づいてすなわち自動変速機１６の入力トルクＴINに基づいて調圧された油圧たとえばライン圧を上記ロックアップクラッチ２６の係合油圧の元圧として用いることにより、或いは上記係合圧ＰB3またはＰB2の過渡時の値や変化速度を上記推定出力トルクＴEXまたはそれに基づく入力トルクＴINの関数とすることにより、変速期間におけるブレーキＢ３或いはＢ２の係合トルクすなわち係合油圧を制御する。
【００４６】
また、上記クラッチ制御手段は、車両の走行状態或いは路面状態を検出し車両の走行性が維持されるようにそれら走行状態或いは路面状態に応じて分配クラッチあるいは差動制限クラッチの係合トルクすなわち係合油圧を制御したり、或いは特願平４−２６０１４６号の明細書に記載されているように差動制限クラッチの係合トルクすなわち係合油圧を制御する。たとえば、前輪回転速度ＮF と後輪回転速度ＮR との回転速度差ΔＮに基づいて差動制限クラッチの係合圧を制御し、車両の舵角が大きくなると、差動制限クラッチＣＴの係合油圧が軽減されるように差動制限クラッチＣＴの係合油圧を制御し、路面の凹凸が多く検出されたり或いは駆動輪の空転や前後輪の回転速度の所定値以上が検出されたりすると、差動制限クラッチＣＴの係合油圧が増加されるように差動制限クラッチの係合油圧を制御するのである。そして、上記差動制御手段は、エンジン１０の推定出力トルクＴEXに基づいてすなわち入力トルクＴINに基づいて調圧された油圧たとえばライン圧を上記差動制限クラッチＣＴの係合油圧の元圧として用いることにより、或いはその差動制限クラッチＣＴの係合過渡時の変化速度を上記推定出力トルクＴEXまたはそれに基づく入力トルクＴINの関数とすることにより、係合期間における差動制限クラッチの係合油圧を制御する。
【００４７】
係合力制御中判定手段１７０は、前記係合力制御手段１６８による油圧式摩擦係合装置の係合油圧の制御中であるか否かを判定する。たとえば、エンジントルク推定手段１６０により推定されたエンジンの出力トルクＴEXに基づく係合力制御手段１６８による油圧式摩擦係合装置（ロックアップクラッチ２６、変速用クラッチブレーキ、図示しない駆動力分配クラッチあるいは差動制限クラッチ）の係合油圧制御の実行中であることを、たとえば変速用電子制御装置の出力信号などに基づいて判定する。
【００４８】
運転パラメータ制御手段１７２は、該係合力制御中判定手段１７０により前記係合力制御手段１６８による前記油圧式摩擦係合装置の係合油圧の制御中であると判定される場合は、過給状態変更要求にしたがって過給圧Ｐa を変化させる際には過給機による過給圧Ｐa の変化に伴うエンジンの出力トルクの変化を抑制するように、また空燃比変更要求にしたがってその空燃比を変更させる際にはその空燃比の変化に伴うエンジンの出力トルクの変化を抑制するように、エンジン１０の運転パラメータ、たとえばウエイストゲート弁５９を用いて過給圧Ｐa を制御しあるいは燃料噴射弁を用いて空燃比Ａ／Ｆを制御する。
【００４９】
運転パラメータ変更許可手段１７４は、上記過給圧Ｐa あるいは空燃比Ａ／Ｆにより代表されるエンジン１０の運転パラメータの変更制御がエンジンに必要とされる応答性、触媒の状態、エンジンの状況に基づいて許可できる状態であるか否かを判断する。過給圧変更要求判定手段１７６は、過給機５４による過給状態の変更要求すなわち過給圧の増加あるいは減少要求が他の制御からあったか否かを判定する。空燃比変更要求判定手段１７８は、空燃比Ａ／Ｆの変更要求すなわち空燃比Ａ／Ｆの増加あるいは減少要求が他の制御からあったか否かを判定する。上記運転パラメータ制御手段１７２は、上記運転パラメータ変更許可手段１７４により運転パラメータの変更が許可されており、たとえば過給圧変更要求判定手段１７６により過給圧Ｐa の減少要求があった場合は、その過給圧Ｐa の減少によるエンジン出力トルクＴE の低下を相殺するために、空燃比Ａ／Ｆを減少（混合気の燃料を濃く）させてエンジン出力トルクＴE を増加させることによりエンジン出力トルクＴE を略一定に維持する。また、上記運転パラメータ変更許可手段１７４により運転パラメータの変更が許可されており、たとえば空燃比変更要求判定手段１７８により空燃比Ａ／Ｆの減少要求があった場合は、その空燃比Ａ／Ｆの減少によるエンジン出力トルクＴE の増加を相殺するために過給圧Ｐa を低下させてエンジン出力トルクＴE を低下させることによりエンジン出力トルクＴE を略一定に維持する。
【００５０】
エンジン１０は、吸気管５０内の過給圧Ｐa が高い状態で希薄燃焼させられる過給リーンバーン作動であることから、図９に示すように、過給圧Ｐa が増加させられるほどエンジン出力トルクＴE が増加し、且つ空燃比Ａ／Ｆが減少させられるほどエンジン出力トルクＴE が増加する特性を備えているのである。
【００５１】
図１０および図１１は、電子制御装置８０による制御作動の要部、すなわちエンジン出力トルクＴEX或いは入力軸トルクＴINを用いた係合油圧制御たとえば３→２ダウン変速制御中において、過給圧あるいは空燃比Ａ／Ｆの変更要求を満足させつつエンジン出力一定制御を説明するフローチャートであり、数ｍsec 乃至数十ｍsec 程度の極めて短い周期で繰り返し実行される。図１０は前記エンジントルク推定制御ルーチンを示し、図１１は運転パラメータ制御ルーチンを示している。なお、上記係合力制御手段１６８は、よく知られたものであるので、その作動を説明するフローチャートは省略されている。
【００５２】
図１０において、前記入力トルク推定条件成立判定手段１６２に対応するステップ（以下、ステップを省略する）ＳＡ１では、エンジン暖機完了、作動油温度適温範囲、システムフェールなしなどの入力トルク推定条件が成立したか否かが判定される。このＳＡ１の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが、肯定される場合は、前記過給圧変更要求判定手段１７６に対応するＳＡ２において、過給圧の変更要求が他の制御からあったか否かが判断されるとともに、そのＳＡ２の判断が否定される場合は前記空燃比変更要求判定手段１７８に対応するＳＡ３において、空燃比の変更要求が他の制御からあったか否かが判断される。このＳＡ３の判断が否定される場合は、前記エンジントルク算出手段１６１に対応するＳＡ４において、よく知られた関係からエンジン回転速度ＮE および燃料噴射量あるいは吸入空気（吸入混合気）量ＱＮに基づいてエンジン出力トルクＴ（基本値）が算出され、たとえば図８に示す関係から実際の過給圧Ｐa および空燃比Ａ／Ｆ（吸入空気量／燃料噴射量）に基づいて補正係数が算出され、その補正係数を用いて上記基本値が補正され、さらに必要な場合には点火時期の遅角量、ターボラグなどに基づいてさらに補正が加えられることによりエンジン出力トルクＴEYすなわち自動変速機１６の入力軸トルクＴINが算出される。
【００５３】
上記ＳＡ２およびＳＡ３の判断のいずれかが否定された場合は、前記運転パラメータ制御中判定手段１６４に対応するＳＡ５において、係合圧制御中すなわち３→２ダウン変速中において過給圧変更要求あるいは空燃比変更要求を満足させつつ自動変速機１６の入力軸トルクＴINを略一定とするための運転パラメータ制御中であるか否かが判断される。このＳＡ５の判断が否定される場合は、前記エンジントルク算出手段１６１に対応するＳＡ６において、ＳＡ４と同様にして、よく知られた関係からエンジン回転速度ＮE および燃料噴射量あるいは吸入空気（吸入混合気）量ＱＮに基づいてエンジン出力トルクＴ（基本値）が算出され、たとえば図８に示す関係から実際の過給圧Ｐa および空燃比Ａ／Ｆ（吸入空気量／燃料噴射量）に基づいて補正係数が算出され、その補正係数を用いて上記基本値が補正され、さらに必要な場合には点火時期の遅角量、ターボラグなどに基づいてさらに補正が加えられることによりエンジン出力トルクＴEYすなわち自動変速機１６の入力軸トルクＴINが算出される。しかし、上記ＳＡ５の判断が肯定される場合は、前記同一トルク見做し制御手段１６６に対応するＳＡ７において、過給圧変更要求あるいは空燃比変更要求を満足させつつ自動変速機１６の入力軸トルクＴINを略一定とするための運転パラメータ制御中は、その運転パラメータ制御開始直前に推定された入力トルクＴEXがその運転パラメータ制御中は一定であると見做されて、その制御中は同一の値が用いられる。
【００５４】
図１１のＳＢ１では、マニアル変速中すなわちシフトレバーの変速レンジの変更操作に伴う変速や、自動変速モードから切り換えられた手動変速モードにおける変速操作体の操作による手動変速中であるか否かが判断される。このＳＢ１の判断が否定される場合は、ＳＢ２において、変速線図に基づいて制御される自動変速中たとえば３→２ダウン変速中であるか否かが判断される。このＳＢ２の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが、肯定される場合は、ＳＢ３において、変速期間内のイナーシャ相中であるか否かが判断される。このＳＢ３の判断が肯定される場合は、ＳＢ４において、滑らかに変速が行われるように一時的なトルクダウン制御および／または変速過渡フィードバック制御が実行される。
【００５５】
しかし、上記ＳＢ１の判断が肯定される手動変速中である場合、あるいは上記ＳＢ３の判断が否定される変速期間内で回転変化が発生するトルク相中である場合は、ＳＢ５以下が実行される。それらＳＢ１およびＳＢ３は前記係合力制御中判定手段１７０に対応している。前記空燃比変更要求判定手段１７８に対応するＳＢ５では、空燃比変更要求が他の制御からあったか否かが判断される。この空燃比変更要求としては、たとえば希薄燃焼エンジン１０の排気系に設けられたＮＯｘ吸蔵還元触媒のＮＯｘ吸蔵量が飽和する前にそのＮＯｘを減少させるために空燃比Ａ／Ｆを一時的に低くすなわちリッチ（混合気を濃く）とする所謂リッチスパイクがある。このＳＢ５の判断が否定される場合は、前記過給圧変更要求判定手段１７６に対応するＳＢ６において、過給圧Ｐa の変更要求が他の制御からあったか否かが判断される。このＳＢ６の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが、上記ＳＢ５の判断およびＳＢ６の判断のいずれかが肯定される場合は、前記運転パラメータ変更許可手段１７４に対応するＳＢ７において、エンジン出力トルクＴE すなわち入力軸トルクＴInを一定とするために過給圧Ｐa や空燃比Ａ／Ｆなどの運転パラメータを変更できる余地があるか否かが、エンジン作動状態、触媒温度状態、制御の応答性などに基づいて判断される。このＳＢ７の判断が否定される場合は、ＳＢ８において、他の制御から要求のあった過給圧Ｐa の変更あるいは空燃比Ａ／Ｆの変更を禁止し、係合圧制御の完了以後すなわち３→２ダウン変速完了以後にその変更を遅延させる。図１２の破線は、遅延させられた場合のリッチスパイクを示している。
【００５６】
しかし、上記ＳＢ７の判断が肯定される場合は、ＳＢ９において、他の制御から要求のあった過給圧Ｐa の変更あるいは空燃比Ａ／Ｆの変更が許可される。図１２の実線は、この許可にしたがって実行された空燃比Ａ／Ｆ低下要求に対応するリッチスパイクを示している。そして、前記運転パラメータ制御手段１７２に対応するＳＢ１０では、上記ＳＢ９において許可された過給圧Ｐa の変更あるいは空燃比Ａ／Ｆの変更によるエンジン出力トルク変化を相殺して略一定とするトルク調整が実施される。たとえば、図１２のｔ2 時点乃至ｔ3 時点に示すように、空燃比Ａ／Ｆを一時的に低くすなわちリッチ（混合気を濃く）とする所謂リッチスパイク要求にしたがって空燃比Ａ／Ｆが一時的に低下された場合には、その空燃比Ａ／Ｆが一時的低下に伴うエンジン出力トルク増加を相殺するために、過給圧Ｐa が一時的に低くされることによりエンジン出力が低くされる。
【００５７】
上述のように、本実施例によれば、係合力制御中判定手段１７０（ＳＢ１、ＳＢ３）により係合力制御手段１６８による油圧式摩擦係合装置（ブレーキＢ２、ブレーキＢ３）の係合油圧の制御中であると判定される場合は、過給機５４による過給状態をその変更要求にしたがって変化させる際、運転パラメータ制御手段１７２（ＳＢ１０）により、過給機５４による過給圧Ｐa の変化に伴うエンジン１０の出力トルクの変化を抑制するようにそのエンジン１０の運転パラメータ（空燃比Ａ／Ｆ）が制御されるので、ショックが防止されるとともに過給圧の変更要求が満たされる。
【００５８】
また、本実施例によれば、係合力制御中判定手段１７０（ＳＢ１、ＳＢ３）により係合力制御手段１６８による油圧式摩擦係合装置（ブレーキＢ２、ブレーキＢ３）の係合油圧の制御中であると判定される場合は、空燃比Ａ／Ｆをその変更要求にしたがって変化させる際、運転パラメータ制御手段１７２（ＳＢ１０）により、空燃比Ａ／Ｆの変化に伴うエンジンの出力トルクの変化が抑制されるようにエンジン１０の運転パラメータが制御されるので、ショックが防止されるとともに空燃比Ａ／Ｆの変更要求が満たされる。
【００５９】
また、本実施例によれば、エンジントルク推定手段１６０（ＳＡ４、ＳＡ６）は、エンジンの吸入空気量ＱＮ（１回転当たりの吸入空気流量）、エンジン回転速度、過給機５４による過給圧および燃料噴射量に基づいて前記エンジンの出力トルクＴE を推定するものであるので、エンジン出力トルク推定値ＴEXの推定精度が高められ、車両のショックが好適に抑制される。また、過給機５４による吸気管内の過給圧Ｐa を検出する過給圧センサ５７が備えられ、エンジントルク推定手段１６０は、エンジン１０の吸入空気量ＱＮ（１回転当たりの吸入空気流量）、エンジン回転速度ＮE に基づいて推定された基本推定値を、図８の関係から実際の過給圧Ｐa および空燃比（吸入空気量／燃料噴射量）に基づいて算出した補正係数により補正することによりエンジンの出力トルクＴEX（推定値）を算出し、さらに、上記推定値が点火時期の遅角量、ターボラグ、ウエストゲート弁の開閉状態により補正されるので、一層高い推定精度が得られる。
【００６０】
また、本実施例によれば、エンジントルク推定手段１６０（ＳＡ７）は、運転パラメータ制御手段１７２による運転パラメータの制御中には、その運転パラメータの制御開始直前に推定されたエンジンの出力トルクをその運転パラメータの制御中におけるエンジン出力トルクとして設定するものであることから、運転パラメータの制御中においてもエンジンの出力トルク推定値を求める場合に比較して、推定値のばらつきがなく安定した制御となるとともに、エンジン出力トルクを推定するための演算負荷が好適に軽減される。
【００６１】
また、本実施例によれば、前記油圧式摩擦係合装置は、有段式の遊星歯車型自動変速機１６のクラッチツウクラッチ３→２ダウン変速のギヤ段が切り換えられるために開放させられる油圧式摩擦係合装置（ブレーキＢ３）と係合させられる油圧式摩擦係合装置（ブレーキＢ２）とから構成されているので、クラッチツウクラッチ変速期間内におけるショックが好適に抑制されると同時に、過給状態あるいは空燃比の変更要求が満たされる効果が大きい。
【００６２】
また、本実施例によれば、運転パラメータ制御手段１７２（ＳＢ１０）は、空燃比変更要求が空燃比Ａ／Ｆを低下させるものである場合は、その空燃比Ａ／Ｆの低下によるエンジン出力増大を相殺するために、過給圧の低下、点火時期の遅角、スロットル開度の減少などを実行し、エンジン出力トルクをほぼ同一に維持する。反対に、空燃比変更要求が空燃比Ａ／Ｆを上昇させるものである場合は、その空燃比の上昇によるエンジン出力低下を相殺するために、過給圧の上昇、点火時期の進角、スロットル開度の増加などを実行し、エンジン出力トルクをほぼ同一に維持する。また、前記運転パラメータ制御手段１７２は、過給状態変更要求が過給圧Ｐa を上昇させるものである場合は、その過給圧上昇によるエンジン出力増大を相殺するために、空燃比Ａ／Ｆの増加、点火時期の遅角、スロットル開度の減少などを実行し、エンジン出力トルクをほぼ同一に維持する。反対に、過給状態変更要求が過給圧Ｐa を低下させるものである場合は、その過給圧低下によるエンジン出力低下を相殺するために、空燃比Ａ／Ｆの低下、点火時期の進角、スロットル開度の増加などを実行し、エンジン出力トルクをほぼ同一に維持する。
【００６３】
また、本実施例によれば、係合力制御中判定手段１７０は、エンジントルク推定手段１６０により推定されたエンジン１０の出力トルクＴEXに基づく係合力制御手段１６８による油圧式摩擦係合装置の係合油圧制御の実行中であることを判定するものであり、たとえば変速判断から変速終了までの期間であることに基づいて判定するものであり、運転パラメータ変更許可手段１７４は、運転パラメータ変更許可手段１７４により運転パラメータの変更が許可されないときは、要求された運転パラメータの変更を係合圧制御の完了すなわち変速終了後に遅延させるので、エンジン作動状態、触媒温度状態、制御の応答性などに支障が発生しない。
【００６４】
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
【００６５】
たとえば、前述の実施例では、図１０および図１１の制御が実行されていたが、必ずしも図１０の制御が実施されていなくてもよい。
【００６６】
また、前述の実施例において、自動変速機１６は遊星歯車式有段変速機であったが、有効径が可変な一対の可変プーリに伝動ベルトが巻きかけられたベルト式無段変速機などであってもよい。
【００６７】
また、前述の実施例のエンジントルク算出手段１６１では、よく知られた関係から実際のエンジン回転速度ＮE およびスロットル開度θ（吸入空気量）に基づいて基本推定値を算出し、図８に示す関係から実際の過給圧Ｐa および空燃比Ａ／Ｆに基づいて補正値を決定し、その補正値で基本推定値を補正することによりエンジン出力トルクＴEXを算出するものであったが、１つの関係から実際のエンジン回転速度ＮE 、スロットル開度θ、過給圧Ｐa 、空燃比Ａ／Ｆに基づいてエンジン出力トルクＴEXを算出するものであってもよい。
【００６８】
また、前述の実施例の過給機５４は、排気流によって回転駆動されるターボ式であったが、エンジン１０のクランク軸あるいは電動機に作動的に連結されることにより回転駆動されるスーパーチャージャであっても差支えない。
【００６９】
また、前述の実施例では、油圧式摩擦係合装置を例に説明したが、本発明は、パウダークラッチなどの電磁式摩擦係合装置にも適用することができる。
【００７０】
その他、一々例示はしないが、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例の制御装置が適用される車両の自動変速機の構成を説明する図である。
【図２】図１の自動変速機における、複数の油圧式摩擦係合装置の作動の組合わせとそれにより成立するギヤ段との関係を示す図表である。
【図３】図１の自動変速機を備えた車両のエンジンの吸気系および排気系の構成を説明する図である。
【図４】図１乃至図３の車両に備えられた電子制御装置の信号の入出力関係を説明する図である。
【図５】図３の自動変速機に設けられた油圧制御回路の要部を図６と共に説明する図である。
【図６】図３の自動変速機に設けられた油圧制御回路の要部を図５と共に説明する図である。
【図７】図４の電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。
【図８】図７のエンジントルク推定手段において、エンジン出力トルクを推定する際に空燃比および過給圧に基づいて補正するための補正係数を求める関係を示す図デある。
【図９】図３の車両に備えられたエンジンの特性図内において、運転パラメータの制御作動を説明する図である。
【図１０】図４の電子制御装置の制御作動を説明するフローチャートであって、エンジントルク推定制御ルーチンを示している。
【図１１】図４の電子制御装置の制御作動を説明するフローチャートであって、運転パラメータ制御ルーチンを示している。
【図１２】図１１の運転パラメータ制御作動を説明するタイムチャートである。
【符号の説明】
１０：エンジン
５４：過給機
１６０：エンジントルク推定手段
１６２：入力トルク推定条件成立判定手段
１６４：運転パラメータ制御中判定手段
１６６：同一トルク見做し制御手段
１６８：係合力制御手段
１７０：係合力制御中判定手段
１７２：運転パラメータ制御手段
１７４：運転パラメータ変更許可手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle control device having an engine and a friction engagement device provided in a power transmission path from the engine to a drive wheel.
[0002]
[Prior art]
As a type of vehicle, a turbocharger or a supercharger represented by a supercharger is provided in an engine, while a transmission having a hydraulic friction engagement device or the like is provided in a power transmission path from the engine to a drive wheel. There is something. In such a vehicle, the output torque of the engine is estimated, and the engagement hydraulic pressure when smoothly engaging or releasing the hydraulic friction engagement device is transiently controlled based on the estimated output torque of the engine. There is a case. In a vehicle equipped with a supercharger that increases the intake pipe pressure of the engine, the engine output torque is affected by the change in the supercharging state or the air-fuel ratio due to the supercharger during the above transient hydraulic control. Therefore, since the estimated engine output torque is different from the actual engine output torque value, the engagement state of the hydraulic friction engagement device is not smooth, and a shock due to a sudden change in the transmission torque occurs. There is a case.
[0003]
On the other hand, a control device is proposed that suppresses a change in the supercharging state caused by the supercharger during the transient oil pressure control that controls the engagement oil pressure when the hydraulic friction engagement device is engaged or released. Has been. For example, this is a control device for an automatic transmission for a vehicle having a supercharger described in Japanese Patent Laid-Open No. 9-144572. According to this, since the change in the engine output torque is reduced by the supercharging state during the transient hydraulic pressure control, the shock is suitably suppressed.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the control apparatus for a vehicle automatic transmission having the conventional supercharger, when there is a request for changing the supercharging state during the transient hydraulic control, the change in the supercharging state is suppressed. There was a drawback that the request for changing the supercharged state of the supercharger could not be satisfied. Also, when there is a request to change the air-fuel ratio during transient hydraulic pressure control, the engine output torque is affected, so there is a similar drawback when suppressing the change in the air-fuel ratio.
[0005]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and its purpose is to prevent shocks caused by changes in the supercharging state or air-fuel ratio while satisfying the supercharging state or air-fuel ratio change request. An object of the present invention is to provide a control device for a vehicle that can be used.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
  The present invention for achieving this objectThe gist ofEstimate engine output torque in a vehicle having an engine capable of controlling the air-fuel ratio, a supercharger provided in the engine, and a friction engagement device provided in a power transmission path from the engine to the drive wheels A control device comprising: an engine torque estimating means for engaging; and an engaging force control means for controlling an engaging force when the friction engagement device is engaged or released based on an engine output torque estimated by the engine torque estimating means. (A) engaging force control determining means for determining whether or not the engaging force control means is controlling the engaging force of the hydraulic friction engagement device; and (b)When it is determined by the engagement force control determining means that the engagement force control means is controlling the engagement force of the friction engagement device, the air-fuel ratio is changed according to the change request.Operating parameter control means for temporarily reducing the supercharging pressure of the supercharger to offset the increase in engine output and suppressing the change in engine output torque when temporarily changing to the rich side Especiallyis there.
[0009]
【The invention's effect】
  Like thisIf it is determined that the engagement force control means is controlling the engagement force of the friction engagement device by the engagement force control determination means, the air-fuel ratio is changed according to the change request.Temporarily to the rich sideWhen changing the operation parameter control means,Temporarily lower the supercharging pressure of the supercharger to offset the increase in engine output and suppress changes in the engine output torqueTherefore, a shock is prevented and a request for changing the air-fuel ratio is satisfied.
[0010]
[inventionOther aspects]
  Here, preferably, the engine torque estimating means is based on the intake air amount QN (intake air flow rate per rotation) of the engine, the engine speed, the supercharging pressure by the supercharger, and the fuel injection amount. The output torque of the engine is estimated. In this way, the estimation accuracy of the engine output torque estimated value is increased, and the vehicle shock is suitably suppressed. For example, the supercharging pressure P in the intake pipe by the superchargeraAnd an engine torque estimating means that uses an estimated value estimated based on an intake air amount QN (intake air flow rate per one rotation) of the engine and an engine rotation speed as the boost pressure. PaAnd the output torque T of the engine by correcting with a correction coefficient calculated based on the air-fuel ratio (intake air amount / fuel injection amount).EX(Estimated value) is calculated. The estimated value is preferably further corrected by the retard amount of the ignition timing, the turbo lag, and the open / closed state of the waste gate valve.
[0011]
Preferably, the engine torque estimating means outputs the engine output torque estimated immediately before the start of control of the operating parameter during the control of the operating parameter during the control of the operating parameter by the operating parameter control means. This is engine output torque. In this way, compared to the case where the estimated output torque value of the engine is obtained even during the control of the operating parameter, the estimated value does not vary and the control is stable, and the calculation load for estimating the engine output torque is increased. Is preferably reduced.
[0012]
Preferably, the supercharger is constituted by a turbocharger driven by an exhaust flow discharged from the engine, or a supercharger driven to rotate by an engine crankshaft or an electric motor.
[0013]
Preferably, the friction engagement device is a clutch or brake provided for switching a gear stage of a stepped automatic transmission provided in the power transmission path, and a lock-up clutch provided in a torque converter. For example, a driving force distribution clutch engaged for switching from two-wheel drive to four-wheel drive. As a friction engagement device, a hydraulic friction engagement device is used, and in particular, in the stepped automatic transmission, a clutch whose gear stage is switched by opening the release-side friction engagement device and engaging the engagement-side friction engagement device. When used for toe clutch shift, the shock within the clutch-to-clutch shift period is suitably suppressed, and at the same time, the effect of satisfying the supercharging state or the request for changing the air-fuel ratio is great.
[0014]
Preferably, when the air-fuel ratio change request is to reduce the air-fuel ratio, the operating parameter control means decreases the boost pressure in order to offset the increase in engine output due to the decrease in the air-fuel ratio. The engine output torque is maintained substantially the same by retarding the ignition timing and reducing the throttle opening. On the other hand, when the air-fuel ratio change request is to increase the air-fuel ratio, in order to offset the engine output decrease due to the increase in the air-fuel ratio, the boost pressure increase, the ignition timing advance, the throttle opening degree Increase the engine output torque to keep it almost the same. Further, when the supercharging state change request increases the supercharging pressure, the operating parameter control means increases the air-fuel ratio, increases the ignition timing in order to offset the increase in engine output due to the increase in supercharging pressure. The engine output torque is maintained substantially the same by executing the retard and the throttle opening reduction. On the other hand, if the supercharging state change request is to reduce the supercharging pressure, in order to offset the engine output decrease due to the supercharging pressure decrease, the air-fuel ratio decreases, the ignition timing advance, the throttle opening The engine output torque is maintained substantially the same.
[0015]
Preferably, the determining means during the engagement force control includes an engine output torque T estimated by the engine torque estimating means.EXIt is determined that the engagement force control of the friction engagement device is being executed by the engagement force control means based on this, for example, based on the period from the shift determination to the end of the shift.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0017]
FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a vehicle power transmission device to which a control device according to an embodiment of the present invention is applied. In the figure, the output of the engine 10 as a power source is input to the automatic transmission 16 via the clutch 12 and the torque converter 14 and transmitted to the drive wheels via a differential gear device and an axle (not shown). ing. A first motor generator MG1 that functions as an electric motor and a generator is disposed between the clutch 12 and the torque converter. The torque converter 14 is directly connected between the pump impeller 20 connected to the clutch 12, the turbine impeller 24 connected to the input shaft 22 of the automatic transmission 16, and the pump impeller 20 and the turbine impeller 24. And a stator impeller 30 that is prevented from rotating in one direction by a one-way clutch 28.
[0018]
The automatic transmission 16 includes a first transmission 32 that switches between two stages of high and low, and a second transmission 34 that can switch between a reverse gear and four forward gears. The first transmission 32 is supported by the sun gear S0, the ring gear R0, and the carrier K0 so as to be rotatable, and the planetary gear P36 includes a planetary gear P0 meshed with the sun gear S0 and the ring gear R0, and the sun gear S0 and the carrier. A clutch C0 and a one-way clutch F0 provided between K0 and a brake B0 provided between the sun gear S0 and the housing 38 are provided.
[0019]
The second transmission 34 is supported by the sun gear S1, the ring gear R1, and the carrier K1, and the first planetary gear device 40 including the planetary gear P1 that is meshed with the sun gear S1 and the ring gear R1, and the sun gear S2. A second planetary gear unit 42 including a planetary gear P2 that is rotatably supported by the ring gear R2 and the carrier K2 and meshed with the sun gear S2 and the ring gear R2, and the sun gear S3, the ring gear R3, and the carrier K3 is rotatable. And a third planetary gear unit 44 comprising a planetary gear P3 supported and meshed with the sun gear S3 and the ring gear R3.
[0020]
The sun gear S1 and the sun gear S2 are integrally connected to each other, the ring gear R1, the carrier K2, and the carrier K3 are integrally connected, and the carrier K3 is connected to the output shaft 46. The ring gear R2 is integrally connected to the sun gear S3. A clutch C1 is provided between the ring gear R2 and sun gear S3 and the intermediate shaft 48, and a clutch C2 is provided between the sun gear S1 and sun gear S2 and the intermediate shaft 48. A band-type brake B1 for stopping the rotation of the sun gear S1 and the sun gear S2 is provided in the housing 38. A one-way clutch F1 and a brake B2 are provided in series between the sun gear S1 and sun gear S2 and the housing 38. The one-way clutch F <b> 1 is configured to be engaged when the sun gear S <b> 1 and the sun gear S <b> 2 try to reversely rotate in the direction opposite to the input shaft 22.
[0021]
A brake B3 is provided between the carrier K1 and the housing 38, and a brake B4 and a one-way clutch F2 are provided in parallel between the ring gear R3 and the housing 38. The one-way clutch F2 is configured to be engaged when the ring gear R3 attempts to rotate in the reverse direction.
[0022]
In the automatic transmission 16 configured as described above, for example, according to the operation table shown in FIG. 2, it is switched to one of the reverse gears and the five forward gears having different gear ratios. In FIG. 2, “◯” represents the engaged state, the blank represents the released state, “◎” represents the engaged state during engine braking, and “Δ” represents the engagement not involved in power transmission. . As is apparent from FIG. 2, in the upshift from the second shift speed (2nd) to the third shift speed (3rd), a clutch-to-clutch shift that releases the brake B3 and simultaneously engages the brake B2 is performed. A period in which the engagement torque is given in the release process of the brake B3 and a period in which the engagement torque is given in the engagement process of the brake B2 are overlapped. Other speed changes are performed only by engaging or disengaging one clutch or brake. Both the clutch and the brake are hydraulic friction engagement devices that are engaged by a hydraulic actuator.
[0023]
The engine 10 includes a supercharger 54, which will be described later, and performs lean combustion in which the air-fuel ratio A / F is higher than the stoichiometric air-fuel ratio at light loads by injecting fuel into the cylinder. It is a lean burn engine. The engine 10 includes a pair of left and right banks each composed of three cylinders, and the pair of banks can be operated independently or simultaneously. That is, the number of operating cylinders can be changed.
[0024]
For example, as shown in FIG. 3, an exhaust turbine supercharger (hereinafter referred to as a supercharger) 54 is provided in the intake pipe 50 and the exhaust pipe 52 of the engine 10. The turbocharger 54 is provided in the intake pipe 50 for compressing the intake air to the engine 10 and the turbine impeller 56 that is rotationally driven by the flow of exhaust gas in the exhaust pipe 52. A pump impeller 58 connected to the pump impeller 58 is rotationally driven by a turbine impeller 56. Supercharging pressure P in the intake pipe 50aIs detected by a supercharging pressure sensor 57. In the exhaust pipe 52, a boost pressure P in the intake pipe 50 is provided in parallel with a portion where the turbine impeller 56 is provided.aA bypass pipe 61 having an exhaust wastegate valve 59 for adjusting the exhaust gas is provided.
[0025]
The intake pipe 50 of the engine 10 is provided with a throttle valve 62 operated by a throttle actuator 60. The throttle valve 62 basically has an operation amount of an accelerator pedal (not shown), that is, an accelerator opening θ.ACCOpening angle corresponding toTHHowever, in order to adjust the output of the engine 10, the opening is controlled according to various vehicle conditions such as during a shift transition.
[0026]
As shown in FIG. 3, the first motor generator MG1 is disposed between the engine 10 and the automatic transmission 16, and the clutch 12 is disposed between the engine 10 and the first motor generator MG1. Each hydraulic friction engagement device and the lock-up clutch 26 of the automatic transmission 16 are controlled by a hydraulic control circuit 66 that uses the hydraulic pressure generated from the electric hydraulic pump 64 as a source pressure. The engine 10 is operatively connected to a second motor generator MG2. Then, the fuel cell 70 and the secondary battery 72 functioning as power sources for the first motor generator MG1 and the second motor generator MG2, and the current supplied from them to the first motor generator MG1 and the second motor generator MG2 are controlled. Alternatively, changeover switches 74 and 76 for controlling the current supplied to the secondary battery 72 for charging are provided. The change-over switches 74 and 76 indicate a device having a switch function, and can be constituted by, for example, a semiconductor switching element having an inverter function or the like.
[0027]
FIG. 4 illustrates a signal input to the electronic control device 80 and a signal output from the electronic control device 80. For example, the electronic control unit 80 includes an accelerator opening θ that is an operation amount of an accelerator pedal.ACCAccelerator opening signal indicating the rotation speed N of the output shaft 46 of the automatic transmission 16OUTVehicle speed signal corresponding to the engine speed NE, A supercharging pressure P in the intake pipe 50a, A signal representing the air-fuel ratio A / F, the shift lever operating position SHA signal representing, etc. is supplied from a sensor (not shown). The electronic control unit 80 also includes an injection signal for controlling the amount of fuel injected from the fuel injection valve into the cylinder of the engine 10 and a hydraulic control circuit 66 for switching the gear stage of the automatic transmission 16. A signal for controlling a shift solenoid for driving the shift valve, a signal for controlling a lock-up control solenoid in the hydraulic control circuit 66 for opening / closing control of the lock-up clutch 26, and the like are output.
[0028]
The electronic control unit 80 includes a so-called microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, an input / output interface, and the like, and performs signal processing according to a program stored in advance in the ROM while using a temporary storage function of the RAM. As a result, shift control for automatically switching the gear stage of the automatic transmission 16, control for executing engagement, release or slip of the lockup clutch 26, air-fuel ratio control, supercharging pressure control, and the like are executed. For example, in the shift control described above, the accelerator opening θ can be calculated from a well-known relationship (shift diagram) stored in advance.ACC(%) And vehicle speed V are used to make a shift determination, and the solenoid valves (shift solenoids) S1, S2, and S3 in the hydraulic control circuit 66 are controlled so as to obtain gears in accordance with the shift determination, and the engine When the brake is generated, the electromagnetic valve S4 is driven. Further, in the lockup clutch control, a vehicle speed V (output-side rotational speed N) representing an actual vehicle running state from a relationship stored in advance (not shown).OUT) And accelerator opening θ representing the driver's required outputACCIs determined based on the engagement region, the release region, or the slip region, and the lock-up control solenoid in the hydraulic control circuit 66 is controlled so as to obtain a state corresponding to the determined region. Control is performed to bring the lock-up clutch 26 into one of an engaged state, a released state, and a slip state. Further, the electronic control unit 80 has a throttle pressure P having a magnitude corresponding to the opening degree TA of the throttle valve 62.THThe linear solenoid valve SLU is driven to control the engagement / release of the lockup clutch 26, the slip amount, and the hydraulic pressure in the brake B3 at the time of shifting. Are each driven.
[0029]
5 and 6 show the main part of the hydraulic control circuit 66. FIG. The 1-2 shift valve 88 and the 2-3 shift valve 90 shown in the figure are based on the output pressures of the electromagnetic valves S1 and S2, and are used for shifting from the first gear to the second gear and the second gear. Is a switching valve that is switched at the time of shifting from the first gear to the third gear, and the numerical value indicating the switching position indicates the gear. Forward range pressure PDIs a pressure output from a manual valve (not shown) when the shift lever 72 is operated to the forward range (D, 4, 3, 2, L). Line pressure P adjusted so as to increase according to the input torque of the machine 16LIs the source pressure. This forward range pressure PDSince this is the original pressure of each hydraulic friction engagement device involved in shifting during forward travel, it affects the engagement pressure of each of these hydraulic friction engagement devices.
[0030]
When a shift output for switching from the first gear to the second gear is issued, the forward range pressure PDIs supplied to the brake B3 and the damper 94 for absorbing pressure vibration through the 1-2 shift valve 88, the 2-3 shift valve 90, the oil passage L01, the B3 control valve 92, and the oil passage L02. Further, when a shift output for switching from the second gear to the third gear is issued, the forward range pressure PDIs supplied to the brake B2 and the B2 accumulator 100 through the 2-3 shift valve 90 and the oil passage L03, and at the same time, the hydraulic oil in the brake B3 is supplied to the oil passage L02, the B3 control valve 92, the oil passages L01, 2 -3, the pressure is drained through the shift valve 90, the return oil passage L04, and the 2-3 timing valve 98, and the drain is rapidly drained through the branch oil passage L05 and the B2 orifice control valve 96 branched from the return oil passage L04. It has become.
[0031]
Back pressure chamber 100 of the B2 accumulator 100BThe output pressure P of the linear solenoid valve SLTSLTIs supplied at each shift, and the hydraulic pressure in the brake B2 is controlled.
[0032]
The B3 control valve 92 functions as an engagement hydraulic pressure regulating valve for directly regulating the engagement pressure of the brake B3 without an accumulator, and opens and closes between the oil passage L01 and the oil passage L02. A plunger 108 and a spring 108 are housed concentrically with the valve valve 104 and the spool valve element 104 with the spring 106 interposed therebetween, and the 2-3 shift valve 90 is third. Forward range pressure P output from it when switched to the speed sideDThe oil chamber 110 that receives the oil through the oil passage L07, and the control pressure P from the linear solenoid valve SLU provided at the shaft end of the plunger 108SLUAnd an oil chamber 112 for receiving the oil. For this reason, the B3 control valve 92 controls the control pressure P of the linear solenoid valve SLU during the 1 → 2 shift.SLUAccordingly, the spool valve element 104 is positioned at the open position shown on the left side of the center line and the first fill is performed in the initial stage, and thereafter, the hydraulic oil from the oil passage L01 is supplied to the oil passage L02 or the oil inside the oil passage L02 The engagement pressure P in the brake B3 is caused by flowing the hydraulic oil into the discharge oil passage L06.B3The pressure is adjusted so that the rising speed is constant, and the speed is quickly raised immediately before the engagement of the brake B3 is predicted. Further, during the 2 → 1 shift, the solenoid valves S1 and S2 are maintained at the second speed shift output, the D range pressure is maintained in the oil passage L01, and the B3 control valve 92 is controlled by the control pressure P.SLUIs set at a preset pressure value P set in advance so as to be immediately before the engagement of the brake B3 when it is assumed that the hydraulic oil is supplied into the brake B3.SLUHIs maintained until the shift completion of the first gear is determined. The B3 control valve 92 controls the engagement pressure and the release pressure of the brake B3 at the control pressure P in the 3 → 2 shift and the 2 → 3 shift.SLUControl directly according to. In Equation 1, S1And S2Is a cross-sectional area of the plunger 108 and the spool valve element 104.
[0033]
(Equation 1)
PB3= PSLU・ S1/ S2
[0034]
The B2 orifice control valve 96 opens and closes the brake B2 and B2 accumulator 100 and the oil passage L03, and simultaneously opens and closes the discharge oil passage L06 and the drain port 113, and the spool valve disc 114 first. A spring 116 biasing toward the drain position and an output pressure P of the third solenoid valve S3 provided at the shaft end of the spool valve element 114S3And an oil chamber 120 for receiving the gas through a 3-4 shift valve 118. As a result, the third solenoid valve S3 is turned on at the time of 3 → 2 shift and the output pressure PS3Is no longer supplied to the oil chamber 120, the spool valve element 114 opens the brake B2 and B2 accumulator 100 and the oil passage L03, and the hydraulic oil is quickly discharged from the brake B2 and B2 accumulator 100. First drain operation is performed. In the 1 → 2 shift, the third solenoid valve S3 is turned off and the control pressure PS3Is supplied to the oil chamber 120, the pressure between the B3 control valve 92 and the drain port 113 for discharging the hydraulic oil discharged therefrom and the drain port 113 are opened, thereby opening the B3 control valve 92. The pressure regulation operation is allowed, but when the 1 → 2 shift is completed, the third solenoid valve S3 is turned on and the gap between the drain oil passage L06 and the drain port 113 is closed, thereby regulating the pressure of the B3 control valve 92. Operation is stopped.
[0035]
The 2-3 timing valve 98 is involved in clutch-to-clutch shift from the second gear to the third gear, and releases the release pressure from the brake B3 from the linear solenoid valve SLU to the control pressure P.SLUIt functions as a drain pressure regulating valve that regulates pressure according to That is, the 2-3 timing valve 98 has a relatively high forward range pressure P output from the 2-3 shift valve 90 when a 2 → 3 shift is output.DBy connecting the high pressure port 124 (the same value as the line pressure) through the 3-4 shift valve 118 and the solenoid relay valve 122, the drain port 126, and the oil passage L04 to the high pressure port 124 or the drain port 126, Pressure P during drain period of brake B3B3A spool valve element 128 that regulates pressure, a first plunger 132 that is provided concentrically with the spool valve element 128 via a spring 130 and has the same diameter as the spool valve element 128, and concentric with the spool valve element 128 at one end thereof. A second plunger 134 which is provided so as to be able to contact and has a diameter larger than that of the spool valve element 128 and a spring 130 are accommodated, and is output when the 2-3 shift valve 90 is switched to the second speed side. Forward range pressure PDIs provided at the shaft end of the first plunger 132 and the control pressure P from the linear solenoid valve SLU is received through the oil passage L08.SLUThe oil chamber 138 that receives the oil pressure, and the hydraulic pressure P in the brake B2 is provided at the shaft end of the second plunger 134.B2And a feedback oil chamber 142 for receiving feedback pressure.
[0036]
Accordingly, the cross-sectional areas of the spool valve element 128 and the first plunger 132 are set to S.ThreeThe cross-sectional area of the land on the second plunger 134 side of the spool valve element 128 is SFour, The sectional area of the second plunger 134 is SFiveThen, the pressure P of the brake B3 in the releasing process in the state where the 2 → 3 shift output is output.B3Is determined by the pressure adjusting operation by the 2-3 timing valve 98, and the engagement pressure P of the brake B2 is calculated from Equation 2.B2As the pressure increases, the control pressure P of the linear solenoid valve SLU decreases.SLUThe pressure is adjusted so as to increase in accordance with.
[0037]
(Equation 2)
PB3= PSLU・ SThree/ (SThree-SFour-PB2・ SFive/ (SThree-SFour)
[0038]
Further, the 2-3 timing valve 98 is operated by the forward range pressure P output from the 2-3 shift valve 90 switched to the second speed side.DIs supplied to the oil chamber 136, the spool valve 128 is locked. Since the oil chamber 138 of the 2-3 timing valve 98 and the oil chamber 112 of the B3 control valve 92 are also connected, the oil chamber of the 2-3 timing valve 98 is in the first speed and second speed states. This is to prevent the volume change of 138 from affecting the pressure regulation operation of the B3 control valve 92.
[0039]
The C0 exhaust valve 150 has an output pressure P of the third solenoid valve S3.S3The output pressure P of the fourth solenoid valve S4 is set to the closed position according to the oil pressure in the oil passage L01.S4The line pressure P is supplied through the spool valve element 152 that is positioned in the open position according to the above, and when a 4-5 shift valve (not shown) is in the switching state below the fourth speed.LIs supplied to the clutch C0 and C0 accumulator 154 at times other than the second speed and the fifth speed.
[0040]
FIG. 7 shows an essential part of the control function of the electronic control unit 80, that is, the engine output torque T while satisfying the request at the time of the boost pressure change request or the air-fuel ratio change request during shifting.EThat is, the input shaft torque T of the automatic transmission 16INIt is a functional block diagram explaining the principal part of the torque change suppression control for suppressing the change and suppressing the shock.
[0041]
In FIG. 7, the engine torque estimating means 160 includes, for example, an engine intake air (intake mixture) amount QN (intake air flow rate per rotation) or GN (intake air weight per rotation), engine rotation speed NE, Supercharging pressure PaThe actual intake air amount QN or GN, engine rotational speed N from a preset relationship that is a function of the retard amount of the ignition timing, the turbo lag, the open / close state of the wastegate valve 59, etc.E, Supercharging pressure PaThe engine output torque T based on the retard amount of the ignition timing, the turbo lag, the open / close state of the wastegate valve, etc.EXIs calculated (estimated). For example, the engine speed NEFurther, the engine output torque T is estimated based on the fuel injection amount or the intake air (intake mixture) amount QN, and the actual boost pressure P is estimated from the relationship shown in FIG.aAnd correction using the correction coefficient obtained based on the air-fuel ratio A / F (intake air amount / fuel injection amount), and if necessary, further correction based on the retard amount of the ignition timing, turbo lag, etc. Engine output torque TEYIs provided with engine torque calculation means 161 for calculating. Engine output torque T estimated from the above relationshipEYIs the engine output torque T actually output from the engine 10EXAnd loss torque TlosAnd the loss torque TlosIs a value that is almost negligible, so that the output torque T is substantially reduced.EX(≒ TEY) Is estimated. The output torque TEXPart of the torque T for driving auxiliary equipment such as air conditionershTherefore, the input torque T of the automatic transmission 14 is detected by detecting the presence or absence of the driving state of the auxiliary machine.IN(= TEX-Th) Is also calculated.
[0042]
The engine torque estimation means 160 includes an input torque estimation condition establishment determination means 162 that determines whether or not an input torque estimation condition such as completion of engine warm-up, proper temperature range for hydraulic oil temperature, and no system failure has been established; Input torque T while satisfying change request or air-fuel ratio requestINOperating parameter control determining means 164 for determining whether or not the operating parameter is being controlled so as to make the operating parameter constant, and during operating parameter control, the input torque T estimated immediately before the start of the operating parameter controlEXAnd the same torque estimation control means 166 that is assumed to be constant during the operation parameter control, and it is determined by the input torque estimation condition establishment determination means 162 that the input torque estimation condition is satisfied, and the operation parameter control is in progress The input shaft torque T by the operation parameter control means 172 described later is determined by the determination means 164.INWhen it is determined that the operation parameter is being controlled in order to keep the operation parameter substantially constant, the engine torque estimated by the same torque estimation control unit 166 immediately before the operation parameter control by the operation parameter control unit is started is determined. Estimated output torque TEXIs regarded as the engine output torque during the control of the operation parameter, a constant value is used during the control of the operation parameter.
[0043]
A hydraulic friction engagement device such as a lockup clutch 26 provided in the automatic transmission 14, a shift clutch and brake in the automatic transmission 14, and a differential limiting clutch (not shown) is connected by an engagement force control means 168. The engagement force, that is, the engagement hydraulic pressure is controlled. The engagement force control means 168 is, for example, a lockup clutch control means for controlling the engagement pressure of the lockup clutch 26, a shift control means for controlling the engagement pressure of a clutch or brake for shifting in the automatic transmission 16, It corresponds to an engagement hydraulic pressure control means such as a clutch control means for controlling the engagement pressure of a driving force distribution clutch or a differential limiting clutch for switching between a wheel drive state and a four wheel drive state.
[0044]
The lockup clutch control means determines whether the vehicle state is a release region, a slip control region, or an engagement region of the lockup clutch 26. If the vehicle state is the slip control region, a preset target slip rotational speed is determined. The engagement hydraulic pressure of the lock-up clutch 26 is controlled so that the actual slip rotation speed and the actual slip rotation speed coincide with each other. The lockup clutch control means is configured to output the output torque T of the engine 10.EXThat is, input torque TINIs used as the original pressure of the engagement hydraulic pressure of the lockup clutch 26, or the gain of the control equation used for slip control is the estimated output torque TEXAlternatively, by using a function of an amount based thereon, the engagement torque in the engagement process of the lockup clutch 26, that is, the rising speed of the engagement oil pressure, and the engagement torque in the slip state in the slip region, that is, the engagement oil pressure are controlled.
[0045]
Further, the shift control means can detect the actual vehicle state such as the vehicle speed and the engine load (for example, accelerator opening) from a well-known shift map composed of shift lines (shift up line and shift down line) provided for each gear stage. Degree θACC), A shift output for achieving the determined shift is performed, and the engagement hydraulic pressure of the hydraulic friction engagement device related to the shift is transiently controlled. For example, when it is determined that a clutch-to-clutch shift of 2 → 3 shift is made and the 2-3 shift valve 90 is switched, the shift control means changes the command value DSLU for the linear solenoid valve SLU to change the B3 control valve. Control pressure P supplied from linear solenoid valve SLU to 92SLUIn the 2 → 3 speed change period, for example, as shown in FIG. 12, the engagement pressure P of the brake B3 to be released is changed.B3Engagement pressure P of brake B2 engaged withB2Is controlled transiently. The shift control means is configured to output the estimated output torque T of the engine 10.EXThat is, the input torque T of the automatic transmission 16INThe hydraulic pressure adjusted based on the pressure, for example, the line pressure is used as the original pressure of the engagement hydraulic pressure of the lockup clutch 26, or the engagement pressure PB3Or PB2The value and rate of change during the transition of the estimated output torque TEXOr input torque T based on itINThus, the engagement torque, that is, the engagement hydraulic pressure of the brake B3 or B2 during the shift period is controlled.
[0046]
The clutch control means detects the running state or the road surface state of the vehicle, and the engagement torque of the distribution clutch or the differential limiting clutch, that is, the engagement, according to the running state or the road surface state so as to maintain the traveling property of the vehicle. The combined hydraulic pressure is controlled, or the engagement torque, that is, the engagement hydraulic pressure of the differential limiting clutch is controlled as described in the specification of Japanese Patent Application No. 4-260146. For example, front wheel rotation speed NFAnd rear wheel speed NRThe engagement pressure of the differential limiting clutch is controlled based on the rotational speed difference ΔN with respect to the differential limiting clutch CT so that the engagement hydraulic pressure of the differential limiting clutch CT is reduced when the steering angle of the vehicle increases. If the engagement hydraulic pressure is controlled and a lot of road surface irregularities are detected, or if the driving wheel idling or the rotational speed of the front and rear wheels exceeds a predetermined value, the engagement hydraulic pressure of the differential limiting clutch CT is increased. In addition, the engagement hydraulic pressure of the differential limiting clutch is controlled. The differential control means is configured to output the estimated output torque T of the engine 10.EXThat is, input torque TINIs used as the original pressure of the engagement hydraulic pressure of the differential limiting clutch CT, or the speed of change at the transition transient of the differential limiting clutch CT is used as the estimated output torque. TEXOr input torque T based on itINThus, the engagement hydraulic pressure of the differential limiting clutch during the engagement period is controlled.
[0047]
The engagement force control determining means 170 determines whether or not the engagement force control means 168 is controlling the engagement hydraulic pressure of the hydraulic friction engagement device. For example, the output torque T of the engine estimated by the engine torque estimating means 160EXThe engagement hydraulic control of the hydraulic friction engagement device (lock-up clutch 26, shift clutch brake, driving force distribution clutch or differential limiting clutch not shown) by the engagement force control means 168 based on For example, the determination is made based on the output signal of the electronic control device for shifting.
[0048]
The operation parameter control means 172 changes the supercharging state when it is determined by the engagement force control determining means 170 that the engagement force control means 168 is controlling the engagement hydraulic pressure of the hydraulic friction engagement device. Supercharging pressure P as per requestaWhen changing the supercharging pressure P by the superchargeraSo as to suppress the change in engine output torque accompanying the change in the air-fuel ratio, and to suppress the change in engine output torque accompanying the change in the air-fuel ratio when changing the air-fuel ratio according to the air-fuel ratio change request. , Operating parameters of the engine 10, for example, the boost pressure P using the wastegate valve 59aOr the air-fuel ratio A / F is controlled using a fuel injection valve.
[0049]
The operating parameter change permitting means 174 is configured so that the supercharging pressure PaAlternatively, it is determined whether or not the operation parameter change control of the engine 10 represented by the air-fuel ratio A / F can be permitted based on the responsiveness required for the engine, the state of the catalyst, and the state of the engine. The supercharging pressure change request determination unit 176 determines whether or not a supercharging state change request by the supercharger 54, that is, a supercharging pressure increase or decrease request is from another control. The air-fuel ratio change request determination means 178 determines whether or not a request for changing the air-fuel ratio A / F, that is, an increase or decrease request for the air-fuel ratio A / F has been issued from another control. The operation parameter control unit 172 is permitted to change the operation parameter by the operation parameter change permission unit 174. For example, the operation pressure control unit 172 has a boost pressure P requested by the boost pressure change request determination unit 176.aWhen there is a request to decrease the supercharging pressure PaEngine output torque TEIn order to offset the decrease in the engine output torque T, the air-fuel ratio A / F is decreased (the fuel in the air-fuel mixture is concentrated).EIncreases the engine output torque TEIs maintained substantially constant. In addition, when the operation parameter change permission means 174 permits the change of the operation parameter, for example, when the air-fuel ratio change request determination means 178 makes a request to decrease the air-fuel ratio A / F, the air-fuel ratio A / F is changed. Engine output torque T due to decreaseEBoost pressure P to offset the increase inaTo reduce engine output torque TEBy reducing the engine output torque TEIs maintained substantially constant.
[0050]
The engine 10 has a boost pressure P in the intake pipe 50.aAs shown in FIG. 9, the supercharging pressure P is a lean burn operation in which lean combustion is performed in a high state.aIncreases the engine output torque TEAs the air-fuel ratio A / F decreases, the engine output torque T increases.EIt has the characteristic that increases.
[0051]
10 and 11 show the main part of the control operation by the electronic control unit 80, that is, the engine output torque T.EXOr input shaft torque TINFIG. 6 is a flowchart for explaining engine output constant control while satisfying a request for changing the supercharging pressure or air-fuel ratio A / F during engagement hydraulic control using, for example, 3 → 2 downshift control, and several msec to several tens msec. It is repeatedly executed with an extremely short period. FIG. 10 shows the engine torque estimation control routine, and FIG. 11 shows the operation parameter control routine. Since the engagement force control means 168 is well known, a flowchart for explaining its operation is omitted.
[0052]
In FIG. 10, in step (hereinafter, step is omitted) SA1 corresponding to the input torque estimation condition establishment determination means 162, input torque estimation conditions such as completion of engine warm-up, proper hydraulic oil temperature range, no system failure, etc. are established. It is determined whether or not. If the determination at SA1 is negative, this routine is terminated. If the determination is affirmative, at SA2 corresponding to the supercharging pressure change request determination means 176, a supercharging pressure change request is issued from another control. If the determination at SA2 is negative, it is determined at SA3 corresponding to the air-fuel ratio change request determination means 178 whether or not the air-fuel ratio change request has come from another control. . If the determination at SA3 is negative, at SA4 corresponding to the engine torque calculation means 161, the engine speed N is determined from a well-known relationship.EFurther, the engine output torque T (basic value) is calculated based on the fuel injection amount or the intake air (intake mixture) amount QN. For example, from the relationship shown in FIG.aAnd a correction coefficient is calculated based on the air-fuel ratio A / F (intake air amount / fuel injection amount), the basic value is corrected using the correction coefficient, and if necessary, the retard amount of the ignition timing, The engine output torque T is further corrected based on the turbo lag.EYThat is, the input shaft torque T of the automatic transmission 16INIs calculated.
[0053]
If any of the determinations of SA2 and SA3 is negative, in SA5 corresponding to the operation parameter control determining means 164, a supercharging pressure change request or empty during the engagement pressure control, that is, during the 3 → 2 downshift. The input shaft torque T of the automatic transmission 16 while satisfying the request for changing the fuel ratio.INIt is determined whether or not the operation parameter control is being performed so that is substantially constant. When the determination of SA5 is negative, in SA6 corresponding to the engine torque calculation means 161, the engine speed N is determined from a well-known relationship similarly to SA4.EFurther, the engine output torque T (basic value) is calculated based on the fuel injection amount or the intake air (intake mixture) amount QN. For example, from the relationship shown in FIG.aAnd a correction coefficient is calculated based on the air-fuel ratio A / F (intake air amount / fuel injection amount), the basic value is corrected using the correction coefficient, and if necessary, the retard amount of the ignition timing, The engine output torque T is further corrected based on the turbo lag.EYThat is, the input shaft torque T of the automatic transmission 16INIs calculated. However, if the determination at SA5 is affirmative, the input shaft torque of the automatic transmission 16 is satisfied while satisfying the boost pressure change request or the air-fuel ratio change request at SA7 corresponding to the same torque estimation control means 166. TINDuring the operation parameter control for making the parameter approximately constant, the input torque T estimated immediately before the start of the operation parameter control is obtained.EXIs considered constant during the operation parameter control, and the same value is used during the control.
[0054]
In SB1 of FIG. 11, it is determined whether or not a manual shift is being performed during a manual shift, that is, a shift associated with a shift lever shift range change operation or a manual shift mode operation in the manual shift mode switched from the automatic shift mode. Is done. If the determination at SB1 is negative, it is determined at SB2 whether an automatic shift controlled based on a shift diagram, for example, a 3 → 2 downshift is being performed. If the determination at SB2 is negative, this routine is terminated. If the determination is affirmative, at SB3, it is determined whether or not the inertia phase is within the shift period. If the determination at SB3 is affirmative, temporary torque-down control and / or shift transient feedback control is executed at SB4 so that the shift is smoothly performed.
[0055]
However, when the manual shift is being performed in which the determination in SB1 is affirmed, or in the torque phase in which the rotation change occurs within the shift period in which the determination in SB3 is denied, SB5 and the subsequent steps are executed. These SB1 and SB3 correspond to the determination means 170 during engagement force control. In SB5 corresponding to the air-fuel ratio change request determining means 178, it is determined whether or not the air-fuel ratio change request is from another control. As the air-fuel ratio change request, for example, the air-fuel ratio A / F is temporarily lowered in order to reduce the NOx before the NOx occlusion amount of the NOx occlusion reduction catalyst provided in the exhaust system of the lean combustion engine 10 is saturated. That is, there is a so-called rich spike that makes the mixture rich (the mixture becomes richer). If the determination at SB5 is negative, at SB6 corresponding to the supercharging pressure change request determination means 176, the supercharging pressure PaIt is determined whether the change request is from another control. If the determination at SB6 is negative, this routine is terminated, but if either the determination at SB5 or the determination at SB6 is affirmed, the engine is operated at SB7 corresponding to the operation parameter change permission means 174. Output torque TEThat is, input shaft torque TInIn order to keep the pressure constantaIt is determined whether or not there is room for changing operating parameters such as the air-fuel ratio A / F based on the engine operating state, the catalyst temperature state, the control responsiveness, and the like. If the determination at SB7 is negative, at SB8, the supercharging pressure P requested by another control is obtained.aOr the change of the air-fuel ratio A / F is prohibited, and the change is delayed after the engagement pressure control is completed, that is, after the 3 → 2 downshift is completed. The broken line in FIG. 12 shows a rich spike when delayed.
[0056]
However, if the determination at SB7 is affirmative, at SB9, the supercharging pressure P requested by another control is obtained.aChange or air-fuel ratio A / F change is permitted. The solid line in FIG. 12 shows a rich spike corresponding to the air-fuel ratio A / F reduction request executed according to this permission. And in SB10 corresponding to the said operation parameter control means 172, the supercharging pressure P permitted in said SB9 is demonstrated.aThe torque adjustment is performed so that the change in the engine output torque due to the change in the air-fuel ratio or the change in the air-fuel ratio A / F is canceled and made substantially constant. For example, t in FIG.2From time to tThreeAs shown at the time, when the air-fuel ratio A / F is temporarily lowered in accordance with a so-called rich spike request that makes the air-fuel ratio A / F temporarily low, that is, rich (the mixture is rich), In order to offset the increase in engine output torque due to the temporary decrease in the fuel ratio A / F, the boost pressure PaThe engine output is lowered by lowering the engine temporarily.
[0057]
As described above, according to the present embodiment, the engagement hydraulic pressure of the hydraulic friction engagement device (brake B2, brake B3) is controlled by the engagement force control means 168 by the engagement force control determining means 170 (SB1, SB3). When it is determined that the turbocharger 54 is in the middle, the supercharging pressure P by the supercharger 54 is changed by the operating parameter control means 172 (SB10) when the supercharging state by the supercharger 54 is changed according to the change request.aSince the operating parameter (air-fuel ratio A / F) of the engine 10 is controlled so as to suppress the change in the output torque of the engine 10 due to the change in the engine, a shock is prevented and the request for changing the supercharging pressure is satisfied. .
[0058]
Further, according to the present embodiment, the engagement force control means 168 (SB1, SB3) is controlling the engagement hydraulic pressure of the hydraulic friction engagement device (brake B2, brake B3) by the engagement force control means 168. When the air-fuel ratio A / F is changed according to the change request, the operating parameter control means 172 (SB10) suppresses the change in the engine output torque accompanying the change in the air-fuel ratio A / F. Thus, since the operating parameters of the engine 10 are controlled, a shock is prevented and a request for changing the air-fuel ratio A / F is satisfied.
[0059]
Further, according to the present embodiment, the engine torque estimating means 160 (SA4, SA6) includes the intake air amount QN (intake air flow rate per rotation), the engine rotation speed, the supercharging pressure by the supercharger 54, and The engine output torque T based on the fuel injection amountETherefore, the engine output torque estimated value TEXThe estimation accuracy of the vehicle is improved, and the shock of the vehicle is suitably suppressed. Further, the supercharging pressure P in the intake pipe by the supercharger 54 is also shown.aIs provided, and the engine torque estimating means 160 includes an intake air amount QN (intake air flow rate per rotation) of the engine 10 and an engine rotation speed N.EThe basic estimated value estimated based on the actual supercharging pressure P from the relationship of FIG.aAnd the output torque T of the engine by correcting with a correction coefficient calculated based on the air-fuel ratio (intake air amount / fuel injection amount).EX(Estimated value) is calculated, and further, the estimated value is corrected according to the retard amount of the ignition timing, the turbo lag, and the open / closed state of the wastegate valve, so that higher estimation accuracy can be obtained.
[0060]
Further, according to the present embodiment, the engine torque estimating means 160 (SA7) calculates the engine output torque estimated immediately before the start of the control of the operation parameter during the operation parameter control by the operation parameter control means 172. Since it is set as the engine output torque during operation parameter control, there is no variation in the estimated value and stable control compared with the case of obtaining the engine output torque estimated value even during operation parameter control. At the same time, the calculation load for estimating the engine output torque is preferably reduced.
[0061]
Further, according to the present embodiment, the hydraulic friction engagement device is hydraulically released to switch the clutch-to-clutch 3 → 2-down shift gear stage of the stepped planetary gear type automatic transmission 16. Since the hydraulic friction engagement device (brake B2) engaged with the hydraulic friction engagement device (brake B3) is configured, the shock during the clutch-to-clutch shift period is preferably suppressed, and at the same time The effect of satisfying the request for changing the supply state or the air-fuel ratio is great.
[0062]
Further, according to this embodiment, when the air-fuel ratio change request is to reduce the air-fuel ratio A / F, the operation parameter control means 172 (SB10) increases the engine output due to the decrease in the air-fuel ratio A / F. In order to offset the above, the engine output torque is maintained substantially the same by reducing the boost pressure, retarding the ignition timing, decreasing the throttle opening, and the like. On the other hand, when the air-fuel ratio change request is to increase the air-fuel ratio A / F, in order to cancel the engine output decrease due to the increase in the air-fuel ratio, the boost pressure is increased, the ignition timing is advanced, the throttle Increase the opening, etc., and keep the engine output torque almost the same. Further, the operation parameter control means 172 has a supercharging pressure change request issued by the supercharging pressure P.aIn order to offset the increase in the engine output due to the increase in the boost pressure, an increase in the air-fuel ratio A / F, a retard of the ignition timing, a decrease in the throttle opening, etc. are executed to cancel the engine output. Keep the torque almost the same. On the contrary, the supercharging state change request is supercharging pressure PaIn order to offset the decrease in the engine output due to the decrease in the supercharging pressure, the decrease in the air-fuel ratio A / F, the advance of the ignition timing, the increase in the throttle opening, etc. are executed to cancel the engine output. Keep the torque almost the same.
[0063]
Further, according to the present embodiment, the engagement force control determining means 170 determines the output torque T of the engine 10 estimated by the engine torque estimating means 160.EXIt is determined that the engagement hydraulic pressure control of the hydraulic friction engagement device is being executed by the engagement force control means 168 based on, for example, determination based on the period from the shift determination to the end of the shift When the operation parameter change permission means 174 does not permit the change of the operation parameter, the operation parameter change permission means 174 delays the requested change of the operation parameter after completion of the engagement pressure control, that is, after the end of the shift. There are no problems in engine operation, catalyst temperature, control response, etc.
[0064]
As mentioned above, although one Example of this invention was described based on drawing, this invention is applied also in another aspect.
[0065]
For example, in the above-described embodiment, the control of FIG. 10 and FIG. 11 is executed, but the control of FIG. 10 is not necessarily executed.
[0066]
In the above embodiment, the automatic transmission 16 is a planetary gear type stepped transmission. However, the automatic transmission 16 is a belt type continuously variable transmission in which a transmission belt is wound around a pair of variable pulleys having a variable effective diameter. There may be.
[0067]
In the engine torque calculation means 161 of the above-described embodiment, the actual engine speed N is determined from a well-known relationship.EAnd a basic estimated value is calculated based on the throttle opening θ (intake air amount), and the actual boost pressure P is calculated from the relationship shown in FIG.aAnd a correction value is determined based on the air-fuel ratio A / F, and the engine output torque T is corrected by correcting the basic estimated value with the correction value.EXThe actual engine speed N is calculated from one relationship.E, Throttle opening θ, boost pressure Pa, Engine output torque T based on air-fuel ratio A / FEXMay be calculated.
[0068]
The supercharger 54 of the above-described embodiment is a turbo type that is rotationally driven by an exhaust flow, but is a supercharger that is rotationally driven by being operatively connected to the crankshaft of the engine 10 or an electric motor. It doesn't matter if it exists.
[0069]
In the above-described embodiments, the hydraulic friction engagement device has been described as an example. However, the present invention can also be applied to an electromagnetic friction engagement device such as a powder clutch.
[0070]
In addition, although not illustrated one by one, the present invention can be implemented in variously modified and improved modes based on the knowledge of those skilled in the art.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration of an automatic transmission for a vehicle to which a control device according to an embodiment of the present invention is applied.
2 is a chart showing a relationship between a combination of operations of a plurality of hydraulic friction engagement devices and a gear stage established thereby in the automatic transmission of FIG. 1; FIG.
FIG. 3 is a diagram illustrating the configuration of an intake system and an exhaust system of an engine of a vehicle including the automatic transmission of FIG.
4 is a diagram for explaining the input / output relationship of signals of an electronic control unit provided in the vehicle of FIGS. 1 to 3; FIG.
5 is a diagram for explaining a main part of a hydraulic control circuit provided in the automatic transmission of FIG. 3 together with FIG. 6;
6 is a diagram for explaining a main part of a hydraulic control circuit provided in the automatic transmission of FIG. 3 together with FIG. 5;
7 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function of the electronic control device of FIG. 4;
8 is a graph showing a relationship for obtaining a correction coefficient for correcting based on the air-fuel ratio and supercharging pressure when estimating the engine output torque in the engine torque estimating means of FIG.
9 is a diagram for explaining a control operation of operating parameters in a characteristic diagram of an engine provided in the vehicle of FIG. 3; FIG.
10 is a flowchart for explaining a control operation of the electronic control unit of FIG. 4, and shows an engine torque estimation control routine.
FIG. 11 is a flowchart for explaining a control operation of the electronic control unit of FIG. 4 and shows an operation parameter control routine.
12 is a time chart for explaining the operation parameter control operation of FIG. 11; FIG.
[Explanation of symbols]
10: Engine
54: Supercharger
160: Engine torque estimating means
162: Input torque estimation condition establishment determination means
164: Determination means during operation parameter control
166: Same torque estimation control means
168: Engagement force control means
170: Determination means during engagement force control
172: Operating parameter control means
174: Operation parameter change permission means

Claims (4)

空燃比を制御可能なエンジンと、該エンジンに設けられた過給機と、該エンジンから駆動輪に至る動力伝達経路に設けられた摩擦係合装置とを有する車両において、エンジンの出力トルクを推定するエンジントルク推定手段と、該エンジントルク推定手段により推定されたエンジン出力トルクに基づいて前記摩擦係合装置の係合あるいは開放の際の係合力を制御する係合力制御手段とを備える制御装置であって、
前記係合力制御手段による前記油圧式摩擦係合装置の係合力の制御中であるか否かを判定する係合力制御中判定手段と、
該係合力制御中判定手段により前記係合力制御手段による前記摩擦係合装置の係合力の制御中であると判定される場合は、前記空燃比をその変更要求にしたがって一時的にリッチ側へ変化させる際、前記過給機の過給圧を一時的に低下させて該エンジン出力増大を相殺し、該エンジン出力トルクの変化を抑制する運転パラメータ制御手段と
を、含むことを特徴とする車両の制御装置。 Estimating engine output torque in a vehicle having an engine capable of controlling an air-fuel ratio, a supercharger provided in the engine, and a friction engagement device provided in a power transmission path from the engine to driving wheels A control device comprising: an engine torque estimating means for engaging; and an engaging force control means for controlling the engaging force when the friction engagement device is engaged or released based on the engine output torque estimated by the engine torque estimating means. There,
Engaging force control determining means for determining whether or not the engaging force of the hydraulic friction engagement device is being controlled by the engaging force control means;
If it is determined by a in the control of the engaging force of the friction engagement device by the engagement force control means said engaging force control during determination means temporarily changes to the rich side the air-fuel ratio in accordance with the change request Operating parameter control means for temporarily reducing the supercharging pressure of the supercharger to offset the increase in engine output and suppressing a change in the engine output torque.
The vehicle control apparatus characterized by including . 前記エンジントルク推定手段は、前記空燃比に基づいてエンジンの出力トルクを推定するものである請求項１の車両の制御装置。2. The vehicle control device according to claim 1 , wherein the engine torque estimating means estimates an engine output torque based on the air-fuel ratio. 前記エンジントルク推定手段は、前記運転パラメータ制御手段による運転パラメータの制御中には、その運転パラメータの制御開始直前に推定されたエンジンの出力トルクをこの運転パラメータの制御中のエンジン出力トルクとするものである請求項１または２の車両の制御装置。The engine torque estimation means uses the engine output torque estimated immediately before the start of control of the operation parameter as the engine output torque under control of the operation parameter during the control of the operation parameter by the operation parameter control means. The vehicle control device according to claim 1 or 2 . 前記摩擦係合装置は、油圧式摩擦係合装置であり、前記係合力制御手段は、前記摩擦係合装置の係合油圧を制御することにより係合力を制御するものである請求項１乃至３のいずれか１の車両の制御装置。Said friction engagement device is a hydraulic friction engagement device, the engagement force control means is for controlling the engagement force by controlled engagement oil pressure of the frictional engagement device according to claim 1 to 3 Any one of the vehicle control apparatuses.
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