JP6544217B2 - Control device of automatic transmission for vehicle - Google Patents

Description

本発明は、車両用自動変速機の制御装置に係り、キックダウン変速時における、推定エンジントルクに基づいて行われる摩擦係合要素のトルク制御に関するものである。   The present invention relates to a control device of an automatic transmission for a vehicle, and relates to torque control of a frictional engagement element performed based on an estimated engine torque at the time of a kick down shift.

一般に、エンジンの出力トルクは、外気温や走行中の標高等の外部環境、補機の可動状況、およびエンジンの冷却水温等の様々な要因によって変動するため精度良く推定することが難しい。特に、キックダウン変速等の過渡的な状況ではエンジンの出力トルクを精度良く推定することは更に難しいものとなる。変速時に、自動変速機の摩擦係合要素が、エンジンの出力トルクに基づいて制御される場合がある。このような場合には、上記エンジンの出力トルクの推定値のばらつきによって、摩擦係合要素の係合トルク過多によってタイアップと称されるショックが発生し、係合時のトルク不足によって、吹け上がりと呼ばれる、入力軸回転速度の一時的な急増加が発生するので、これらの現象を避けるために、エンジンの出力トルクの正確な推定が重要となる。これに対して、特許文献１には、エンジンの回転速度に基づいて、第１のエンジントルクを算出し、前回算出された第１のエンジントルクと今回算出された第１のエンジントルクとの差に基づいて算出された加算値を、回転速度の変動が大きい場合は、小さい場合に比べて抑制して加算することで第２のエンジントルクを算出し、これにより滑らかに変動するエンジントルクを算出するなまし処理技術が開示されている。   Generally, the output torque of the engine fluctuates due to various factors such as the external temperature such as the outside air temperature and the altitude during traveling, the movable condition of the auxiliary equipment, and the coolant temperature of the engine, and it is difficult to estimate accurately. In particular, in a transitional situation such as a kick down shift, it becomes more difficult to accurately estimate the output torque of the engine. During gear shifting, the friction engagement elements of the automatic transmission may be controlled based on the output torque of the engine. In such a case, the variation in the estimated value of the output torque of the engine causes a shock referred to as a tie-up due to excessive engagement torque of the frictional engagement element, and a lack of torque at the time of engagement causes a blowout. Since a temporary rapid increase in the input shaft rotational speed occurs, which is called, it is important to accurately estimate the output torque of the engine in order to avoid these phenomena. On the other hand, in Patent Document 1, the first engine torque is calculated based on the rotational speed of the engine, and the difference between the previously calculated first engine torque and the currently calculated first engine torque is calculated. The second engine torque is calculated by suppressing and adding the addition value calculated based on the second engine torque when the fluctuation of the rotational speed is large compared to the case where the fluctuation is small, thereby calculating the engine torque that fluctuates smoothly. A smoothing processing technique is disclosed.

特開２００９−１２１４８９Patent document 1: JP 2009-121489

しかしながら、特許文献１の技術では、特にアクセルペダルを急速に踏み込むキックダウン操作に伴って開始されるキックダウン変速時等の短時間において、スロットル開度もしくはエンジンの吸入空気量が急増する過渡時にエンジントルクを正確に推定することが難しいものとなる。このため、エンジントルクが安定してからダウンシフトが開始されるように自動変速機のダウンシフトを遅らせて実施することが考えられる。しかし、多段化が進むにつれ、ダウンシフトが遅れるとヘジテーション（ダウンシフトが完了しないうちに次のシフトが生じる）となってしまうため、タイアップや吹けあがりに対する処理との両立が困難となる。したがって、キックダウン変速制御においてもエンジントルクを精度良く推定してタイアップや吹け上がりを軽減させることによって、ダウンシフトの開始を遅らせる必要を無くすことが望まれていた。   However, in the technology of Patent Document 1, the engine during a transition in which the throttle opening degree or the intake air amount of the engine rapidly increases, particularly in a short time such as a kick down shift initiated with a kick down operation of rapidly depressing the accelerator pedal. It becomes difficult to estimate the torque accurately. Therefore, it may be considered to delay the downshift of the automatic transmission so that the downshift is started after the engine torque is stabilized. However, with the progress of multistage, if the downshift is delayed, hesitation (the next shift occurs before the downshift is completed) becomes difficult, which makes it difficult to handle both tie-up and blow-up. Therefore, it has been desired to eliminate the need to delay the start of downshifting by accurately estimating the engine torque and reducing tie-up and upswing also in kick-down shift control.

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、キックダウン変速時においてエンジントルクを精度良く推定し、ショックや入力軸回転の急速な増加が抑制される、安定な制御手段を提供することにある。   The present invention has been made against the background described above, and the object of the present invention is to accurately estimate the engine torque at the time of a kick down shift, and to suppress a rapid increase in shock and input shaft rotation. To provide a stable control means.

本発明の要旨とするところは、エンジンおよび複数の摩擦係合要素を有する自動変速機を備える車両において、アクセルペダルの踏み込み速度およびアクセル開度が所定の値以上であるキックダウン変速の場合に、推定エンジントルクに基づき前記複数の摩擦係合要素のトルク制御を行う車両用自動変速機の制御装置であって、前記キックダウン変速における前記アクセル開度に対応する目標エンジントルクを算出する目標エンジントルク算出部と、前記キックダウン変速におけるイナーシャ相の開始時のイナーシャ相開始時推定エンジントルクを算出する滑り出し時エンジントルク演算部と、前記イナーシャ相開始時推定エンジントルクの前記目標エンジントルクへの到達率、及び、前記キックダウン変速の開始から前記イナーシャ相の開始までの経過時間から時定数を算出する時定数演算部と、前記時定数、前記キックダウン変速の開始からの経過時間、及び、一次遅れ系のステップ応答式から、前記イナーシャ相開始時推定エンジントルクと連続し、且つ前記キックダウン変速における解放側摩擦係合要素の解放と係合側摩擦係合要素の係合とが完了するまでの前記推定エンジントルクを算出する推定エンジントルク演算部とを、含むことにある。 According to the summary of the present invention, in a vehicle provided with an automatic transmission having an engine and a plurality of frictional engagement elements, in the case of a kickdown shift where the depression speed of the accelerator pedal and the accelerator opening are equal to or greater than predetermined values. A control device for a vehicle automatic transmission that performs torque control of the plurality of frictional engagement elements based on estimated engine torque, wherein target engine torque for calculating a target engine torque corresponding to the accelerator opening degree in the kickdown shift A calculation unit, a slip- off engine torque calculation unit for calculating an estimated engine torque at the start of inertia phase at the start of the inertia phase at the kickdown shift, and a reaching ratio of the estimated engine torque at the start of inertia phase to the target engine torque And opening of the inertia phase from the start of the kickdown shift A constant computing section when calculating the time constant from the time elapsed, the time constant, the elapsed time from the start of the kick-down shift, and, from the step response equation of first-order lag system, the inertia phase starts at the estimated engine torque And an estimated engine torque calculation unit for calculating the estimated engine torque until the release of the release side frictional engagement element and the engagement of the engagement side frictional engagement element in the kickdown transmission are completed . To include.

本発明によれば、前記キックダウン変速における前記アクセル開度に対応する目標エンジントルクを算出する目標エンジントルク算出部と、前記キックダウン変速におけるイナーシャ相の開始時のイナーシャ相開始時推定エンジントルクを算出する滑り出し時エンジントルク演算部と、前記イナーシャ相開始時推定エンジントルクの前記目標エンジントルクへの到達率、及び、前記キックダウン変速の開始から前記イナーシャ相の開始までの経過時間から時定数を算出する時定数演算部と、前記時定数、前記キックダウン変速の開始からの経過時間、及び、一次遅れ系のステップ応答式から、前記イナーシャ相開始時推定エンジントルクと連続し、且つ前記キックダウン変速における解放側摩擦係合要素の解放と係合側摩擦係合要素の係合とが完了するまでの前記推定エンジントルクを算出する推定エンジントルク演算部とを、含むことから、キックダウン変速制御において、クラッチトルクとエンジントルクがつり合う、イナーシャ相の開始時のデータから求められたイナーシャ相開始時推定エンジントルクと推定エンジントルクの時定数を用いることによって、キックダウン変速時に推定エンジントルクを精度良く推定できる。この推定エンジントルクを用いることによって、摩擦係合要素の適切なトルク制御が可能となり、ショックや入力軸回転の急速な増加を避けるために行われている、ダウン変速の開始を遅らせることなく、円滑なキックダウン変速が可能となることにより、ドライバビリティが改善される。 According to the present invention, a target engine torque calculation unit that calculates a target engine torque corresponding to the accelerator opening in the kick-down shift, the inertia phase start time estimated engine torque at the start of the inertia phase in the kick-down shift The time constant is calculated from the slippage engine torque calculating unit , the arrival rate of the estimated estimated engine torque at the start of the inertia phase to the target engine torque, and the elapsed time from the start of the kickdown shift to the start of the inertia phase. From the time constant calculation unit to be calculated , the time constant, the elapsed time from the start of the kickdown shift, and the step response formula of the first-order lag system, the kickdown is continuous with the estimated engine torque at the start of the inertia phase Release of the release side frictional engagement element in the gear shift and engagement of the engagement side frictional engagement element And the estimated engine torque calculating section for calculating the estimated engine torque until the completion, because they contain, in the kick-down shift control, balance the clutch torque and the engine torque, the inertia phase obtained from the data at the start of the inertia phase The estimated engine torque can be accurately estimated at the time of the kick down shift by using the time constant of the estimated engine torque at start and the estimated engine torque. By using this estimated engine torque, appropriate torque control of the frictional engagement element is possible, and smooth operation is performed without delaying the start of the downshift, which is performed to avoid a shock and a rapid increase in input shaft rotation. The drivability is improved by enabling an efficient kick-down shift.

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図であると共に、車両における制御系統の要部を説明する図である。While demonstrating the schematic structure of the vehicle to which this invention is applied, it is a figure explaining the principal part of the control system in a vehicle. トルクコンバータや自動変速機を説明する骨子図である。It is a skeleton figure explaining a torque converter and an automatic transmission. 自動変速機のギヤ段を成立させる際の摩擦係合要素の作動の組み合わせを説明する作動図表である。It is an operation chart explaining the combination of operation of a friction engagement element in establishing the gear stage of an automatic transmission. クラッチ及びブレーキの各油圧アクチュエータの作動を制御するリニアソレノイドバルブ等に関する油圧制御回路の要部の一例を示す回路図である。FIG. 6 is a circuit diagram showing an example of a main part of a hydraulic control circuit related to a linear solenoid valve or the like that controls the operation of each hydraulic actuator of a clutch and a brake. シフトレバーの操作ポジションの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the operation position of a shift lever. 電子制御装置の変速制御において用いられる変速線図の一例を示す図である。It is a figure showing an example of the shift map used in the shift control of electronic control unit. キックダウン変速における、キックダウン指示が出た時点から、キックダウン変速が完了するまでの電子制御装置の制御動作の要部を説明するタイムチャーである。It is a time char explaining the principal part of the control operation of the electronic control unit from the time of a kick down instruction to the completion of a kick down shift in a kick down shift. 電子制御装置の制御動作の要部を説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the principal part of control operation of an electronic control unit.

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源として機能するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等のエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスミッションケース１８(以下、ケース１８という)内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された自動変速機２２、自動変速機２２の出力回転部材である出力軸２４に連結されたプロペラシャフト２６、そのプロペラシャフト２６に連結された差動歯車装置(ディファレンシャルギヤ)２８、その差動歯車装置２８に連結された１対の車軸３０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ２０、自動変速機２２、プロペラシャフト２６、差動歯車装置２８、及び車軸３０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。   FIG. 1 is a view for explaining a schematic configuration of a vehicle 10 to which the present invention is applied, and also a view for explaining a main part of a control system in the vehicle 10. In FIG. 1, a vehicle 10 is a power transmission device 16 provided between an engine 12 such as a gasoline engine or a diesel engine that functions as a driving power source for traveling, a driving wheel 14, and the engine 12 and the driving wheel 14. And have. The power transmission device 16 includes a torque converter 20 and a torque converter 20 known as a fluid type transmission device connected to the engine 12 in a transmission case 18 (hereinafter referred to as case 18) as a non-rotational member attached to the vehicle body. The automatic transmission 22 connected, the propeller shaft 26 connected to the output shaft 24 which is the output rotating member of the automatic transmission 22, the differential gear device (differential gear) 28 connected to the propeller shaft 26, the differential A pair of axles 30 and the like connected to the gear unit 28 is provided. In the power transmission device 16 configured in this way, the power of the engine 12 (in the case of no distinction, the torque and the force also have the same meaning) is the torque converter 20, the automatic transmission 22, the propeller shaft 26, the differential gear device 28, and It is transmitted to a pair of drive wheels 14 sequentially via an axle 30 and the like.

図２は、トルクコンバータ２０や自動変速機２２を説明する骨子図である。尚、トルクコンバータ２０や自動変速機２２等は中心線(軸心ＲＣ)に対して略対称的に構成されており、図２ではその中心線の下半分が省略されている。又、図２中の軸心ＲＣはエンジン１２、トルクコンバータ２０の回転軸心である。   FIG. 2 is a skeleton view illustrating the torque converter 20 and the automatic transmission 22. As shown in FIG. The torque converter 20, the automatic transmission 22 and the like are configured substantially symmetrically with respect to the center line (axial center RC), and the lower half of the center line is omitted in FIG. Further, an axial center RC in FIG. 2 is a rotational axis of the engine 12 and the torque converter 20.

図２において、トルクコンバータ２０は、軸心ＲＣ回りに回転するように配設されており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び自動変速機２２の入力回転部材である変速機入力軸３２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、自動変速機２２を変速制御したり、動力伝達装置１６の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ３４が連結されている。また、トルクコンバータ２０は、エンジン１２の動力を流体が介することなく変速機入力軸３２に直接伝達するロックアップ機構としてのロックアップクラッチ２１を備えている。このロックアップクラッチ２１は、摩擦係合させられる油圧式摩擦クラッチであり、それが完全係合させられることにより、エンジン１２の動力が変速機入力軸３２に直接伝達される。   In FIG. 2, the torque converter 20 is disposed so as to rotate around an axial center RC, and is a pump input wheel 20p connected to the engine 12 and a transmission input shaft which is an input rotary member of the automatic transmission 22. A turbine wheel 20t connected to the wheel 32 is provided. The pump impeller 20p is generated by the rotational driving of the hydraulic pressure by the engine 12 for controlling the speed of the automatic transmission 22 or supplying lubricating oil to each part of the power transmission path of the power transmission device 16. The mechanical oil pump 34 is connected. The torque converter 20 also includes a lockup clutch 21 as a lockup mechanism that directly transmits the power of the engine 12 to the transmission input shaft 32 without the fluid. The lockup clutch 21 is a hydraulic friction clutch that is frictionally engaged, and the power of the engine 12 is directly transmitted to the transmission input shaft 32 by being completely engaged.

自動変速機２２は、エンジン１２から駆動輪１４までの動力伝達経路の一部を構成し、複数の摩擦係合要素の何れかが選択的に係合されることによりギヤ比(変速比)が異なる複数のギヤ段(変速段)が成立させられる有段式の自動変速機として機能する遊星歯車式多段変速機である。例えば、所謂クラッチツゥクラッチ変速を行う有段変速機である。この自動変速機２２は、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置３６と、ラビニヨ型に構成されているシングルピニオン型の第２遊星歯車装置３８及びダブルピニオン型の第３遊星歯車装置４０とを同軸線上(軸心ＲＣ上)に有し、変速機入力軸３２の回転を変速して出力軸２４から出力する。   The automatic transmission 22 constitutes a part of a power transmission path from the engine 12 to the drive wheels 14 and has a gear ratio (gear ratio) by selectively engaging any of the plurality of frictional engagement elements. This is a planetary gear type multi-stage transmission that functions as a stepped automatic transmission in which a plurality of different gear stages (gear stages) are established. For example, it is a stepped transmission that performs so-called clutch-to-clutch shifting. The automatic transmission 22 has the double pinion type first planetary gear set 36 coaxial with the single pinion type second planetary gear set 38 and the double pinion type third planetary gear set 40 configured in a Ravigneaux type. The rotation of the transmission input shaft 32 is shifted and output from the output shaft 24.

第１遊星歯車装置３６、第２遊星歯車装置３８、及び第３遊星歯車装置４０は、良く知られているように、サンギヤ(Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３)、ピニオンギヤ(Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３)を自転及び公転可能に支持するキャリヤ(ＣＡ１、ＣＡ２、ＣＡ３)、及びピニオンギヤを介してサンギヤと噛み合うリングギヤ(Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３)によって各々３つの回転要素(回転部材)が構成されている。そして、それら各々３つの回転要素は、直接的に或いは摩擦係合要素(クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４、及びブレーキＢ１，Ｂ２)を介して間接的(或いは選択的)に、一部が互いに連結されたり、変速機入力軸３２、ケース１８、或いは出力軸２４に連結されている。   As is well known, the first planetary gear set 36, the second planetary gear set 38 and the third planetary gear set 40 rotate sun gears (S1, S2, S3) and pinion gears (P1, P2, P3). The three rotating elements (rotating members) are respectively configured by carriers (CA1, CA2, CA3) rotatably supported and ring gears (R1, R2, R3) meshing with a sun gear through pinion gears. And each of these three rotary elements can be partially or indirectly (or selectively) directly or indirectly via frictional engagement elements (clutches C1, C2, C3, C4 and brakes B1, B2). It is connected to the transmission input shaft 32, the case 18, or the output shaft 24.

上記クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４、及びブレーキＢ１，Ｂ２(以下、特に区別しない場合は単にクラッチＣ、ブレーキＢ、或いは係合要素という)は、車両用自動変速機においてよく用いられている油圧式の摩擦係合要素であって、油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型のクラッチやブレーキ、油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成される。このように構成されたクラッチＣ及びブレーキＢは、自動変速機２２に備えられた油圧制御回路５０(図１参照)が有するリニアソレノイドバルブＳＬ１−ＳＬ６、ＳＬＵ等からの油圧によりそれぞれのトルク容量(すなわち係合力)が変化させられて、係合と解放とが切り替えられる。   The clutches C1, C2, C3, C4 and the brakes B1, B2 (hereinafter simply referred to as the clutch C, the brake B, or the engaging element unless otherwise noted) are hydraulic pressure often used in automatic transmissions for vehicles. The friction engagement element of the above-mentioned type is constituted by a wet multi-plate type clutch or brake pressed by a hydraulic actuator, a band brake tightened by the hydraulic actuator, or the like. The clutch C and the brake B configured in this way have torque capacities (the hydraulic capacity from the linear solenoid valves SL1 to SL6, SLU, etc. included in the hydraulic control circuit 50 (see FIG. 1) provided in the automatic transmission 22 That is, the engagement force is changed to switch between engagement and release.

油圧制御回路５０によってクラッチＣ及びブレーキＢの係合と解放とが制御されることで、図３の係合作動表に示すように、運転者のアクセル操作や車速Ｖ等に応じて前進８段、後進１段の各ギヤ段が成立させられる。図３の「１st」-「８th」は前進ギヤ段としての第１速ギヤ段−第８速ギヤ段、「Ｒev」は後進ギヤ段、「Ｎ」は何れのギヤ段も成立させられないニュートラル状態、「Ｐ」はニュートラル状態且つ機械的に出力軸２４の回転が阻止(ロック)される状態を意味しており、各ギヤ段に対応する自動変速機２２のギヤ比(＝変速機入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout)は、第１遊星歯車装置３６、第２遊星歯車装置３８、及び第３遊星歯車装置４０の各歯車比(＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数)によって適宜定められる。   By controlling the engagement and release of the clutch C and the brake B by the hydraulic control circuit 50, as shown in the engagement operation table of FIG. , Each reverse gear is established. In FIG. 3, "1st"-"8th" is the first gear-8th gear as the forward gear, "Rev" is the reverse gear, and "N" is any gear not established. The state “P” means a neutral state and a state in which the rotation of the output shaft 24 is mechanically blocked (locked), and the gear ratio of the automatic transmission 22 corresponding to each gear (= transmission input shaft The rotational speed Nin / output shaft rotational speed Nout is determined by the gear ratios of the first planetary gear set 36, the second planetary gear set 38, and the third planetary gear set 40 (= number of teeth of sun gear / number of teeth of ring gear) Determined as appropriate.

図３の係合作動表は、上記各ギヤ段とクラッチＣ及びブレーキＢの各作動状態との関係をまとめたものであり、「○」は係合、空欄は解放をそれぞれ表している。このように、自動変速機２２は、リニアソレノイドバルブＳＬ１−ＳＬ６等からの油圧により所定の係合装置を係合することでギヤ段が択一的に成立させられる自動変速機である。但し、本実施例の自動変速機２２においては、互いに一体的に連結されたキャリヤＣＡ２及びキャリヤＣＡ３とケース１８との間に、ブレーキＢ２が設けられている。   The engagement operation table of FIG. 3 summarizes the relationship between the respective gear stages and the respective operating states of the clutch C and the brake B, where "o" indicates engagement and a blank indicates release. As described above, the automatic transmission 22 is an automatic transmission in which a gear is selectively established by engaging a predetermined engagement device with the hydraulic pressure from the linear solenoid valves SL1 to SL6 and the like. However, in the automatic transmission 22 of the present embodiment, the brake B2 is provided between the carrier CA2 and the carrier CA3 integrally connected with each other and the case 18.

図１に戻り、車両１０には、例えば自動変速機２２の変速制御などに関連する自動変速機２２の制御装置を含む電子制御装置６０が備えられている。よって、図１は、電子制御装置６０の入出力系統を示す図であり、又、電子制御装置６０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。電子制御装置６０は、電子制御装置６０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに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車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置６０は、エンジン１２の出力制御、自動変速機２２の変速制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン出力制御用や油圧制御用等に分けて構成される。   Returning to FIG. 1, the vehicle 10 is provided with an electronic control unit 60 including a control device of the automatic transmission 22 related to, for example, shift control of the automatic transmission 22. Therefore, FIG. 1 is a diagram showing an input / output system of the electronic control unit 60, and is a functional block diagram for explaining a main part of a control function of the electronic control unit 60. The electronic control unit 60 includes a so-called microcomputer including, for example, a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface and the like, and the CPU uses ROM temporarily while utilizing a temporary storage function of the RAM. The various controls of the vehicle 10 are executed by performing signal processing in accordance with the program stored in For example, the electronic control unit 60 is configured to execute output control of the engine 12, shift control of the automatic transmission 22, etc., and is configured separately for engine output control, hydraulic control, etc., as necessary. .

電子制御装置６０には、車両１０が備える各種センサ(例えば各種回転速度センサ９４，９６，９８、アクセル開度センサ９２、スロットルセンサ１００、シフトポジションセンサ８０、ブレーキスイッチ８６など)による検出信号に基づく各種実際値(例えばエンジン回転速度Ｎe、タービン回転速度Ｎtである変速機入力軸回転速度Ｎin、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout、アクセル開度θacc、スロットル弁開度θth、シフト操作部材としてのシフトレバー８２の操作ポジション(シフトポジション又はレバーポジションともいう)Ｐsh、フートブレーキペダル８８の操作（ブレーキオン）Ｂonを表す信号などが、それぞれ供給される。又、電子制御装置６０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、自動変速機２２の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓp等が、それぞれ出力される。例えば、油圧制御指令信号Ｓpとして、クラッチＣ、ブレーキＢの各油圧アクチュエータＡＣＴ１−ＡＣＴ６へ供給される各油圧を調圧する各リニアソレノイドバルブＳＬ１−ＳＬ６を駆動する為の指令信号(指令圧)が油圧制御回路５０へ出力される。   The electronic control unit 60 is based on detection signals from various sensors (for example, various rotational speed sensors 94, 96, 98, an accelerator opening sensor 92, a throttle sensor 100, a shift position sensor 80, a brake switch 86, etc.) of the vehicle 10. Various actual values (for example, engine rotation speed Ne, transmission input shaft rotation speed Nin which is turbine rotation speed Nt, output shaft rotation speed Nout corresponding to vehicle speed V, accelerator opening θacc, throttle valve opening θth, shift operation member A signal representing the operation position (also referred to as shift position or lever position) Psh of the shift lever 82 or the operation (brake on) Bon of the foot brake pedal 88 is supplied respectively. Engine output control command signal Se for output control of 12, automatic transmission 22 A hydraulic control command signal Sp for hydraulic control relating to gear shift is output, etc. For example, each hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuators ACT1-ACT6 of the clutch C and the brake B is regulated as the hydraulic control command signal Sp. A command signal (command pressure) for driving each linear solenoid valve SL1-SL6 is output to the hydraulic control circuit 50.

図４は、クラッチＣ及びブレーキＢの各油圧アクチュエータＡＣＴ１−ＡＣＴ６の作動を制御するリニアソレノイドバルブＳＬ１−ＳＬ６等に関する油圧制御回路５０の要部を示す回路図である。図４において、油圧制御回路５０は、油圧供給装置５２と、リニアソレノイドバルブＳＬ１−ＳＬ６とを備えている。   FIG. 4 is a circuit diagram showing the main part of the hydraulic control circuit 50 related to the linear solenoid valves SL1-SL6 and the like that control the operation of the hydraulic actuators ACT1-ACT6 of the clutch C and the brake B. In FIG. 4, the hydraulic pressure control circuit 50 includes a hydraulic pressure supply device 52 and linear solenoid valves SL1 to SL6.

油圧供給装置５２は、オイルポンプ３４が発生する油圧を元圧としてライン油圧ＰＬを調圧する例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ５４と、スロットル弁開度θth等で表されるエンジン負荷(例えばエンジントルクＴe等)に応じてライン油圧ＰＬが調圧される為にプライマリレギュレータバルブ５４へ信号圧Ｐsltを供給するリニアソレノイドバルブＳＬＴと、ライン油圧ＰＬを元圧としてモジュレータ油圧ＰＭを一定値に調圧するモジュレータバルブ５６と、シフトレバー８２の切替操作に連動して機械的或いは電気的に油路が切り替えられるマニュアルバルブ５８とを備えている。マニュアルバルブ５８は、シフトレバー８２が前進走行操作ポジションＤ或いはシーケンシャル操作ポジションＳにあるときには、入力されたライン油圧ＰＬを前進油圧(Ｄレンジ圧、ドライブ油圧)ＰＤとして出力し、シフトレバー８２が後進走行操作ポジションＲにあるときには、入力されたライン油圧ＰＬを後進油圧(Ｒレンジ圧、リバース油圧)ＰＲとして出力する。又、マニュアルバルブ５８は、シフトレバー８２がニュートラル操作ポジションＮ或いはパーキング操作ポジションＰにあるときには、油圧の出力を遮断し、ドライブ油圧ＰＤ及びリバース油圧ＰＲを排出側へ導く。このように、油圧供給装置５２は、ライン油圧ＰＬ、モジュレータ油圧ＰＭ、ドライブ油圧ＰＤ、及びリバース油圧ＰＲを出力する。   The hydraulic pressure supply device 52 regulates the line hydraulic pressure PL using the hydraulic pressure generated by the oil pump 34 as an original pressure, for example, a primary regulator valve 54 of relief type, and an engine load represented by a throttle valve opening θth or the like (for example, engine torque Te And so on. The linear solenoid valve SLT that supplies the signal pressure Pslt to the primary regulator valve 54 in order to adjust the line oil pressure PL according to the above), and the modulator valve that adjusts the modulator oil pressure PM to a fixed value with the line oil pressure PL as the source pressure. 56 and a manual valve 58 whose oil passage is mechanically or electrically switched in conjunction with the switching operation of the shift lever 82. When the shift lever 82 is in the forward travel operation position D or the sequential operation position S, the manual valve 58 outputs the input line hydraulic pressure PL as a forward hydraulic pressure (D range pressure, drive hydraulic pressure) PD, and the shift lever 82 reverses. When in the traveling operation position R, the input line oil pressure PL is output as a reverse oil pressure (R range pressure, reverse oil pressure) PR. When the shift lever 82 is in the neutral operation position N or the parking operation position P, the manual valve 58 shuts off the output of the hydraulic pressure and guides the drive hydraulic pressure PD and the reverse hydraulic pressure PR to the discharge side. Thus, the hydraulic pressure supply device 52 outputs the line hydraulic pressure PL, the modulator hydraulic pressure PM, the drive hydraulic pressure PD, and the reverse hydraulic pressure PR.

クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ４の各油圧アクチュエータＡＣＴ１，ＡＣＴ２，ＡＣＴ４には、ドライブ油圧ＰＤを元圧としてそれぞれリニアソレノイドバルブＳＬ１，ＳＬ２，ＳＬ４により調圧された油圧Ｐc1，Ｐc2，Ｐc4が供給される。又、クラッチＣ３、ブレーキＢ１，Ｂ２の各油圧アクチュエータＡＣＴ３，ＡＣＴ５，ＡＣＴ６には、ライン油圧ＰＬを元圧としてそれぞれリニアソレノイドバルブＳＬ３，ＳＬ５，ＳＬ６により調圧された油圧Ｐc3，Ｐb1，Ｐb2が供給される。リニアソレノイドバルブＳＬ１−ＳＬ６は、基本的には何れも同じ構成であり、電子制御装置６０によりそれぞれ独立に励磁、非励磁や電流制御が為される。なお、ブレーキＢ２の油圧アクチュエータＡＣＴ６には、リニアソレノイドバルブＳＬ６により調圧された油圧Ｐb2または、リバース油圧ＰＲのどちらかがシャトル弁８４を介して供給されるようになっている。   The hydraulic actuators ACT1, ACT2, ACT4 of the clutches C1, C2, C4 are supplied with hydraulic pressures Pc1, Pc2, Pc4 respectively adjusted by the linear solenoid valves SL1, SL2, SL4 with the drive hydraulic pressure PD as an original pressure. In addition, hydraulic pressure actuators Pc3, Pb1, Pb2 adjusted with linear solenoid valves SL3, SL5, SL6 respectively using the line hydraulic pressure PL as a source pressure are supplied to the hydraulic actuators ACT3, ACT5, ACT6 of the clutch C3 and brakes B1, B2. Be done. The linear solenoid valves SL1 to SL6 basically have the same configuration, and the electronic control unit 60 independently performs excitation, de-excitation, and current control. The hydraulic actuator ACT6 of the brake B2 is supplied with either the hydraulic pressure Pb2 adjusted by the linear solenoid valve SL6 or the reverse hydraulic pressure PR via the shuttle valve 84.

図５は、シフトレバー８２の操作ポジションＰshの一例を示す図である。図５に示すように、シフトレバー８２は、操作ポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、又は「Ｓ」へ手動操作される。操作ポジション「Ｐ」は、自動変速機２２のパーキングポジション(Ｐポジション)を選択し、自動変速機２２を動力伝達経路が遮断されたニュートラル状態(中立状態)とし且つ機械的に出力軸２４の回転を阻止する為のパーキング操作ポジションＰである。又、操作ポジション「Ｒ」は、自動変速機２２の後進走行ポジション(Ｒポジション)を選択し、後進走行する為の後進走行操作ポジションＲである。この後進走行操作ポジションＲは、自動変速機２２の後進ギヤ段を用いて後進走行を可能とする走行操作ポジションである。又、操作ポジション「Ｎ」は、自動変速機２２のニュートラルポジション(Ｎポジション)を選択し、自動変速機２２をニュートラル状態とする為のニュートラル操作ポジションＮである。又、操作ポジション「Ｄ」は、自動変速機２２の前進走行ポジション(Ｄポジション)を選択し、前進走行する為の前進走行操作ポジションＤである。この前進走行操作ポジションＤは、自動変速機２２の変速を許容する変速範囲(Ｄレンジ)で第１速ギヤ段「１st」−第８速ギヤ段「８th」の総ての前進ギヤ段を用いて自動変速制御を実行して前進走行を可能とする走行操作ポジションである。又、操作ポジション「Ｓ」は、自動変速機２２のＤポジションにおいてギヤ段の変速範囲を制限する為のシーケンシャル操作ポジションＳである。このシーケンシャル操作ポジションＳは、変速可能な高車速側(ハイ側)のギヤ段が異なる複数種類の変速レンジを切り替えることにより手動変速を可能とする走行操作ポジションである。この操作ポジション「Ｓ」においては、シフトレバー８２の操作毎に変速範囲をアップ側にシフトさせる為のアップシフト操作ポジション「＋」、シフトレバー８２の操作毎に変速範囲をダウン側にシフトさせる為のダウンシフト操作ポジション「−」が備えられている。   FIG. 5 is a view showing an example of the operation position Psh of the shift lever 82. As shown in FIG. As shown in FIG. 5, the shift lever 82 is manually operated to the operation position “P”, “R”, “N”, “D” or “S”. The operating position "P" selects the parking position (P position) of the automatic transmission 22 and places the automatic transmission 22 in the neutral state (neutral state) where the power transmission path is cut off and mechanically rotates the output shaft 24 Parking operation position P for preventing the The operating position "R" is a reverse traveling operating position R for selecting the reverse traveling position (R position) of the automatic transmission 22 and traveling backward. The reverse travel operation position R is a travel operation position that enables reverse travel using the reverse gear of the automatic transmission 22. Further, the operating position "N" is a neutral operating position N for selecting the neutral position (N position) of the automatic transmission 22 and bringing the automatic transmission 22 into a neutral state. The operating position "D" is a forward traveling operating position D for selecting the forward traveling position (D position) of the automatic transmission 22 and traveling forward. The forward travel operation position D is a shift range (D range) that allows the shift of the automatic transmission 22 to use all forward gear stages of first gear stage "1st"-eighth gear stage "8th". It is a travel operation position that enables automatic forward control by executing automatic shift control. The operation position "S" is a sequential operation position S for limiting the shift range of the gear at the D position of the automatic transmission 22. The sequential operation position S is a travel operation position that enables manual shifting by switching between a plurality of types of shift ranges that are different in gear position on the high vehicle speed side (high side) where shifting is possible. In this operation position "S", the upshift operation position "+" for shifting the shift range upward with each operation of the shift lever 82, and the shift range downward with each operation of the shift lever 82. The downshift operating position "-" is provided.

電子制御装置６０は、図６に示すような車速Ｖ及びアクセル開度θａｃｃを変数として予め定められた関係（変速マップ、変速線図）に実際の車速Ｖおよびアクセル開度θａｃｃを適用することで変速段を判断し、キックダウンシフト判定部６２に変速指令信号を送る。図６の変速マップにおいて、実線はアップシフトが判断されるためのアップシフト線であり、破線はダウンシフトが判断されるためのダウンシフト線である。また、図６の変速マップは、自動変速機２２で変速が実行される第１速ギヤ段「１ｓｔ」−第８速ギヤ段「８ｔｈ」の内で第１速ギヤ段「１ｓｔ」−第６速ギヤ段「６ｔｈ」が例示されている。   The electronic control unit 60 applies the actual vehicle speed V and the accelerator opening degree θacc to a predetermined relationship (shift map, shift line diagram) with the vehicle speed V and the accelerator opening degree θacc as shown in FIG. 6 as variables. The shift gear is determined, and a shift command signal is sent to the kick down shift determination unit 62. In the shift map of FIG. 6, a solid line is an upshift line for determining an upshift, and a broken line is a downshift line for determining a downshift. Further, the shift map of FIG. 6 shows that the first shift stage "1st"-sixth shift stage among the first shift stage "1st"-eighth shift stage "8th" at which the shift is executed by the automatic transmission 22. The high gear "6th" is illustrated.

図１に戻り、電子制御装置６０は、キックダウンシフト判定部６２、イナーシャ相判定部６４、目標エンジントルク演算部６６、時定数演算部６８、滑り出し時エンジントルク演算部７０、推定エンジントルク演算部７２、エンジン出力制御部７４、及びクラッチトルク制御部７６を備えている。電子制御装置６０は、アクセルペダル９０の踏み込み速度およびアクセル開度θａｃｃが所定値以上であるキックダウン変速時に、イナーシャ相開始時のイナーシャ相開始時推定トルクＴｉｎｅｓｔａと、アクセル開度θａｃｃを変数として予め実験的に或いは設計的に求められて記憶されている関係（マップ）に基づいて求められ目標エンジントルクＴｔａｒｇとから求められる、イナーシャ相開始時の推定エンジントルクＸｔｑ、および、推定エンジントルクＴｉｎの時定数ｔｓｄｗｎとから、推定エンジントルクＴｉｎを推定し、それに基づいて、クラッチトルクＴｃｌｔの制御をおこなう。   Returning to FIG. 1, the electronic control unit 60 includes a kick down shift determination unit 62, an inertia phase determination unit 64, a target engine torque calculation unit 66, a time constant calculation unit 68, a slip engine torque calculation unit 70, and an estimated engine torque calculation unit. An engine output control unit 74 and a clutch torque control unit 76 are provided. The electronic control unit 60 predetermines the estimated torque Tinesta at the start of the inertia phase at the start of the inertia phase and the accelerator opening θacc as variables at the kick down shift where the depression speed of the accelerator pedal 90 and the accelerator opening θacc are equal to or greater than predetermined values. Estimated engine torque Xtq at the start of inertia phase and estimated engine torque Tin obtained from the target engine torque Ttarg, which is obtained based on a relationship (map) obtained experimentally or by design and stored. The estimated engine torque Tin is estimated from the constant tsdwn, and the clutch torque Tclt is controlled based on the estimated engine torque Tin.

キックダウンシフト判定部６２は、例えばアクセル開度θａｃｃ等に基づいて電子制御装置６０によって判断されたダウンシフト指令信号を受けると、アクセル開度θａｃｃ、およびアクセルペダル９０の踏み込み速度、すなわちアクセル開度の時間的変化が、所定の値以上であるか否かによって、ダウンシフトが、キックダウンシフトすなわちキックダウン変速か否かを判断する。キックダウンシフトと判断した場合に、キックダウンシフト判定部６２は、イナーシャ相判定部６４、目標エンジントルク演算部６６、及びクラッチトルク制御部７６にキックダウン制御の開始を指示する指令信号を送る。キックダウンシフト判定部６２は、推定エンジントルクＴｉｎが算出されるまでの間、アクセル開度θａｃｃ、アクセルペダル９０の踏み込み速度、ダウン変速段を変数として予め実験的或いは設計的に求められ記憶されている解放側摩擦係合要素のクラッチトルクの設定値を指令信号として、クラッチトルク制御部７６に送り、クラッチトルク制御部７６は、油圧制御指令信号Ｓｐによって、油圧制御回路５０を制御し、クラッチトルクＴｃｌｔを徐々に減少させる。   For example, when the downshift command signal determined by the electronic control unit 60 based on the accelerator opening degree θacc is received, the kick down shift determination unit 62 determines the accelerator opening degree θacc and the depression speed of the accelerator pedal 90, ie, the accelerator opening degree. Whether or not the downshift is a kick down shift, that is, a kick down shift, is determined depending on whether or not the temporal change of the is or more of the predetermined value. When it is determined to be a kick down shift, the kick down shift determination unit 62 sends a command signal instructing start of kick down control to the inertia phase determination unit 64, the target engine torque calculation unit 66, and the clutch torque control unit 76. Until the estimated engine torque Tin is calculated, the kick down shift determination unit 62 is determined and stored in advance experimentally or by design with the accelerator opening θacc, the depression speed of the accelerator pedal 90, and the down gear as variables. The set value of the clutch torque of the release side friction engagement element is sent to the clutch torque control unit 76 as a command signal, and the clutch torque control unit 76 controls the hydraulic control circuit 50 by the hydraulic control command signal Sp Decrease Tclt gradually.

目標エンジントルク演算部６６は、キックダウンシフトの開始を指示する信号を受けた時点におけるアックセル開度θａｃｃから目標エンジントルクＴｔａｒｇを算出する。なお、目標エンジントルクＴｔａｒｇは、アクセル開度θａｃｃを変数として予め実験的に或いは設計的に求められて記憶されている関係（マップ）に基づいて求められる。目標エンジントルク演算部６６は、エンジン出力制御部７４に、アクセル開度θａｃｃから算出された目標エンジントルクＴｔａｒｇを指令信号として送り、エンジン出力部７４は、これに基づいてエンジン出力制御指令信号Ｓｅをエンジン１２に送り、エンジンの出力は目標エンジントルクＴｔａｒｇに向かって引き上げられる。   The target engine torque calculation unit 66 calculates a target engine torque Ttarg from the accell opening degree θacc at the time of receiving the signal instructing the start of the kick down shift. The target engine torque Ttarg is obtained based on a relationship (map) which is obtained experimentally and designed beforehand and stored with the accelerator opening degree θacc as a variable. The target engine torque calculation unit 66 sends the target engine torque Ttarg calculated from the accelerator opening degree θacc as a command signal to the engine output control unit 74, and the engine output unit 74 uses the engine output control command signal Se based thereon. It is sent to the engine 12, and the output of the engine is pulled up toward the target engine torque Ttarg.

イナーシャ相判定部６４は、たとえばキックダウンシフト判定部６２からキックダウン制御の開始を指示する指令信号を受けた時点と、入力軸回転速度Ｎｉｎの時間変化に基づいて判断したイナーシャ相の開始時点とにおいて、時定数演算部６８と滑り出し時エンジントルク演算部７０とに、キックダウン制御の開始信号と、イナーシャ相の開始信号とを送る。さらに、たとえば入力軸回転速度Ｎｉｎが、変速されるギヤ段のギヤ比に出力軸回転速度Ｎｏｕｔを乗じた回転速度に達することで判断したイナーシャ相の終了時点において、時定数演算部６８と、滑り出し時エンジントルク演算部７０とに終了信号を送る。   For example, inertia phase determination unit 64 receives a command signal instructing start of kick down control from kick down shift determination unit 62, and a start time of inertia phase determined based on a time change of input shaft rotational speed Nin. At time t1, the start signal of the kick down control and the start signal of the inertia phase are sent to the time constant calculation unit 68 and the slip engine torque calculation unit 70. Furthermore, for example, at the end of the inertia phase determined by the input shaft rotational speed Nin reaching the rotational speed obtained by multiplying the output shaft rotational speed Nout by the gear ratio of the gear to be shifted, the time constant computing unit 68 An end signal is sent to the engine torque calculator 70.

滑り出し時エンジントルク演算部７０は、下式（１）および（２）を用いて、イナーシャ相の開始時エンジントルクＴｉｎｅｓｔａすなわちクラッチの滑り出し時エンジントルクＴｉｎｅｓｔａを算出する。なお、以下は、入力軸回転速度Ｎｉｎとエンジン回転速度Ｎｅとが等しい、すなわちロックアップクラッチ２１が完全に係合している場合を示している。式（１）において、ｄｗｉｎは入力軸回転速度Ｎｉｎの時間微分、すなわち時間変化率、Ｔｉｎはエンジントルク、Ｔｃｌｔはクラッチトルクを表している。なお、クラッチトルクＴｃｌｔは、実際のトルク量を逐次測定したものではなく、クラッチトルクの要求量と実際に負荷されるクラッチトルクとから実験的に求められたトルク量を用いて、クラッチトルク要求量から算出されたトルク量を示している（以下、クラッチトルクと記載）。また、αとβはギヤトレーン運動方程式から求められる定数である。イナーシャ相において、入力軸回転速度Ｎｉｎは上昇していくが、イナーシャ相の開始時、すなわちクラッチの滑り出し時は、入力軸回転速度Ｎｉｎの変化が開始する時点であり入力軸回転速度Ｎｉｎの時間変化はｄｗｉｎ＝０と見なすことができる。（１）式にｄｗｉｎ＝０を代入することによって、下式（２）から、イナーシャ相の開始時、すなわちクラッチの滑り出し時のエンジントルクＴｉｎｅｓｔａを算出する。 The slippage engine torque calculation unit 70 uses the following equations (1) and (2) to calculate the start phase engine torque Tinesta of the inertia phase, that is, the slippage engine torque Tinesta of the clutch. The following shows the case where the input shaft rotational speed Nin and the engine rotational speed Ne are equal, that is, the lockup clutch 21 is completely engaged. In equation (1), dwin represents a time derivative of the input shaft rotational speed Nin, that is, a time change rate, Tin represents an engine torque, and Tclt represents a clutch torque. The clutch torque Tclt is not a measurement of the actual torque amount one after another, but is a clutch torque request amount using a torque amount experimentally obtained from the clutch torque request amount and the clutch torque actually loaded. The torque amount calculated from the following is shown (hereinafter referred to as clutch torque). Further, α and β are constants obtained from the gear train equation of motion. In the inertia phase, the input shaft rotational speed Nin rises, but at the start of the inertia phase, that is, when the clutch slips out, it is the time when the change of the input shaft rotational speed Nin starts and the time change of the input shaft rotational speed Nin Can be regarded as dwin = 0. (1) By substituting dwin = 0 into the equation, the engine torque Tinesta at the start of the inertia phase, that is, when the clutch slips is calculated from the following equation (2).

（数１）
ｄｗｉｎ＝α・Ｔｉｎ―β・Ｔｃｌｔ ・・・（１）
Ｔｉｎｅｓｔａ＝（β／α）・Ｔｃｌｔ ・・・（２） (1)
dwin = α · Tin−β · Tclt (1)
Tinesta = (β / α) · Tclt (2)

時定数演算部６８は、目標エンジントルク演算部６６が算出した目標エンジントルクＴｔａｒｇ、および滑り出し時エンジントルク演算部７０が算出した滑り出し時エンジントルクＴｉｎｅｓｔａから、イナーシャ相の開始時、すなわちクラッチの滑り出し時における、推定エンジントルクＴｉｎの目標エンジントルクＴｔａｒｇに対する到達率Ｘｔｑ（％）を算出する。また、推定エンジントルクＴｉｎの到達率Ｘｔｑ（％）と、キックダウンシフトの開始からイナーシャ相開始までの経過時間ｔｓｔａとを、下式（３）に代入することにより時定数ｔｓｄｗｎを算出する。   The time constant calculation unit 68 calculates the target engine torque Ttarg calculated by the target engine torque calculation unit 66 and the slippage engine torque Tinesta calculated by the slippage engine torque calculation unit 70 at the start of the inertia phase, ie at the slippage of the clutch. The arrival rate Xtq (%) of the estimated engine torque Tin with respect to the target engine torque Ttarg is calculated. Further, the time constant tsdwn is calculated by substituting the arrival rate Xtq (%) of the estimated engine torque Tin and the elapsed time tsta from the start of the kick down shift to the start of the inertia phase in the following equation (3).

推定エンジントルク演算部７２は、時定数演算部６８が算出した時定数ｔｓｄｗｎと、イナーシャ相判定部６４、時定数演算部７２とを経由してキックダウンシフト６２から送られる、キックダウンシフトの開始からの経過時間ｔｔとを、一次遅れ系のステップ応答式である下式（４）に代入することにより、ダウンシフトにおける解放側摩擦係合要素の解放と係合側摩擦係合要素の係合とが完了するまでの推定エンジントルクＴｉｎを算出する。   The estimated engine torque calculation unit 72 starts the kick down shift, which is sent from the kick down shift 62 via the time constant tsdwn calculated by the time constant calculation unit 68, the inertia phase determination unit 64, and the time constant calculation unit 72. The release time of the release side frictional engagement element in the downshift and the engagement of the engagement side frictional engagement element by substituting the elapsed time tt from the above into the following equation (4) which is the step response system of the first-order lag system The estimated engine torque Tin is calculated until the completion of.

（数２）
ｔｓｄｗｎ＝−ｔｓｔａ／ｌｏｇ_ｅ（１−Ｘｔｑ／１００）・・・（３）
Ｔｉｎ＝Ｔｔａｒｇ・（１−ｅ^{−ｔｔ／ｔｓｄｗｎ}） ・・・（４） (2)
tsdwn = -tsta / log _e (1-Xtq / 100) (3)
Tin = Ttarg · (1-e− ^{tt / tsdwn} ) (4)

クラッチトルク制御部７６は、入力軸回転速度ＮｉｎとエンジントルクＴｅとから、予め定められているクラッチトルクの要求量との関係（マップ）を基に、エンジントルクＴｅに、上記の推定エンジントルクＴｉｎを用いることで逐次クラッチトルク制御を行う。   The clutch torque control unit 76 determines the estimated engine torque Tin based on the engine torque Te based on the relationship (map) between the input shaft rotational speed Nin and the engine torque Te and the predetermined demand amount of the clutch torque. The clutch torque control is performed sequentially by using.

図７は、キックダウンシフトにおける、入力軸回転速度Ｎｉｎ、目標エンジントルクＴｔａｒｇ、推定エンジントルクＴｉｎ、クラッチトルクＴｃｌｔを示したタイムチャートである。走行中の車両１０においてアクセルペダル９０の踏込み、すなわちアクセル開度θａｃｃの増加等により、ダウンシフト線を通過すると、アクセル開度θａｃｃ、およびアクセルペダル９０の踏み込み速度、すなわちアクセル開度の時間的変化が所定の値以上か否かによって、ダウンシフトがキックダウンシフトか否かが判断される。ｔ１時点において、キックダウンシフトと判断されると、キックダウンシフトの開始からの時間の計測が開始されるとともに、アクセル開度θａｃｃを変数として予め実験的に或いは設計的に求められて記憶されている関係（マップ）に基づいて目標エンジントルクＴｔａｒｇが算出され、エンジン１２のトルクが算出された目標エンジントルクＴｔａｒｇに向けて増加される。またクラッチトルクＴｃｌｔについても、アクセル開度θａｃｃ、アクセルペダル９０の踏み込み速度、変速段とを変数として予め実験的或いは設計的に求められ記憶されている解放側摩擦係合要素のクラッチトルクの設定値に設定され、解放側摩擦係合要素のクラッチトルクがＴ２から徐々に減少される。ｔ２時点において、イナーシャ相が開始され入力回転速度ＮｉｎはＮ１において上昇に転じる。たとえば入力回転速度Ｎｉｎの微分値、すなわち入力回転速度Ｎｉｎの時間変化ｄｗｉｎの変化を測定することによって、イナーシャ相の開始が判断される。イナーシャ相の開始が判断されると、前述の算出方法に基づいて、イナーシャ相の開始時、すなわちクラッチの滑り出し時のクラッチトルクＴ１から滑り出し時エンジントルクＴｉｎｅｓｔａが算出され、更にイナーシャ相開始時における滑り出し時エンジントルクＴｉｎｅｓｔａの目標エンジントルクＴｔａｒｇに対する到達率Ｘｔｑ（％）の算出が行われ、これを用いて時定数ｔｓｄｗｎ、の算出が行われる。さらに時定数ｔｓｄｗｎを一次遅れ系のステップ応答式に代入することによって、精度の良い推定エンジントルクＴｉｎが算出される。ｔ２時点以降は、この推定エンジントルクＴｉｎを基にして解放側摩擦係合要素のクラッチトルク制御が行われる。アクセルペダル９０の踏み込みによって開始されるキックダウンシフトにおける、推定エンジントルクＴｉｎの時間的な変化が精度良く求められることにより、これを基に制御されるクラッチトルク制御がより適切なものとなり、トルク過多によるショック、およびクラッチ不足による吹け上がりと呼ばれる、入力軸回転速度Ｎｉｎの急激な上昇が抑制される。ｔ３時点において、イナーシャ相の終了が判断される。具体的には、例えば入力軸回転速度Ｎｉｎが変速されるギヤ段のギヤ比に出力軸回転速度Ｎｏｕｔを乗じた回転速度Ｎ２に達することでイナーシャ相の終了が判断される。イナーシャ相の終了が判断されると、解放側摩擦係合要素の解放と係合側摩擦係合要素の係合とが速やかに行われ、係合側摩擦係合要素のクラッチトルクがＴ３に達しキックダウンシフトが完了する（ｔ４時点）。   FIG. 7 is a time chart showing the input shaft rotational speed Nin, the target engine torque Ttarg, the estimated engine torque Tin, and the clutch torque Tclt in the kick down shift. When passing through the downshift line by stepping on the accelerator pedal 90, ie, increasing the accelerator opening degree θacc, in the vehicle 10 during traveling, temporal changes in the accelerator opening degree θacc and the depression speed of the accelerator pedal 90, ie, accelerator opening degree Whether or not the downshift is a kick downshift is determined depending on whether or not the predetermined value or more. If it is determined that the kick down shift is made at time t1, the measurement of the time from the start of the kick down shift is started, and the accelerator opening degree θ acc is used as a variable experimentally or designed beforehand and stored. The target engine torque Ttarg is calculated based on the relationship (map), and the torque of the engine 12 is increased toward the calculated target engine torque Ttarg. In addition, the clutch torque Tclt is also set in advance using the accelerator opening θacc, the depression speed of the accelerator pedal 90, and the gear position as variables, and the setting value of the clutch torque of the release side frictional engagement element obtained experimentally and designed beforehand and stored. The clutch torque of the release side frictional engagement element is gradually decreased from T2. At time t2, the inertia phase is started, and the input rotational speed Nin starts rising at N1. For example, the start of the inertia phase is determined by measuring the differential value of the input rotational speed Nin, that is, the change of the time change dwin of the input rotational speed Nin. When the start of the inertia phase is determined, the engine torque Tinesta at the start of the inertia phase is calculated from the clutch torque T1 at the start of the inertia phase, that is, at the start of the clutch phase based on the above calculation method. The achievement rate Xtq (%) of the target engine torque Ttarg of the hour engine torque Tinesta is calculated, and the time constant tsdwn is calculated using this. Further, the estimated engine torque Tin with high accuracy is calculated by substituting the time constant tsdwn into the step response equation of the first-order lag system. After time t2, clutch torque control of the release side frictional engagement element is performed based on the estimated engine torque Tin. Since the temporal change of the estimated engine torque Tin is accurately determined in the kick down shift initiated by the depression of the accelerator pedal 90, the clutch torque control controlled based on this becomes more appropriate, and the torque excess is excessive. A sudden increase in the input shaft rotational speed Nin, which is called a shock due to the clutch and a clutch up, is suppressed. At time t3, the end of the inertia phase is determined. Specifically, for example, the end of the inertia phase is determined by reaching the rotational speed N2 obtained by multiplying the output shaft rotational speed Nout by the gear ratio of the gear to which the input shaft rotational speed Nin is shifted. When the end of the inertia phase is determined, the release of the release side frictional engagement element and the engagement of the engagement side frictional engagement element are promptly performed, and the clutch torque of the engagement side frictional engagement element reaches T3. The kick down shift is completed (time t4).

図８は、電子制御装置の制御動作の要部、すなわちキックダウンシフトが実行された場合において、アクセル開度θａｃｃを変数として予め実験的に或いは設計的に求められて記憶されている関係（マップ）に基づいて目標エンジントルクＴｔａｒｇを算出し、イナーシャ相開始時のトルクＴｉｎｅｓｔａとキックダウンシフト開始からイナーシャ相開始までの時間ｔｓｔａとから時定数ｔｓｄｗｎを算出し、これらを推定エンジントルクＴｉｎの一次遅れ系のステップ応答式に適用することで推定エンジントルクＴｉｎが算出され、これに基づいてクラッチトルクの制御が行なわれる制御作動を説明するフローチャートであり、繰り返し実行される。   FIG. 8 is a main part of the control operation of the electronic control device, that is, when the kick down shift is executed, the relationship which is obtained experimentally and designed beforehand and stored with the accelerator opening θacc as a variable. Calculate the target engine torque Ttarg on the basis of) and calculate the time constant tsdwn from the torque Tinesta at the start of the inertia phase and the time tsta from the start of the kickdown shift to the start of the inertia phase, and estimate these. It is a flowchart explaining control operation in which control of a clutch torque is performed based on an estimated engine torque Tin calculated by applying to a step response expression of a system, and is repeatedly executed.

図８において、キックダウンシフト判定部６２に対応するステップＳ１（以下ステップは省略する）において、電子制御装置６０から送られたダウンシフト信号が、キックダウンシフトに相当するか否かが判定される。このＳ１判定が否定された場合は、判定が繰り返されることとなる。このＳ１が肯定された場合、すなわち、アクセル開度θａｃｃ、およびアクセルペダル９０の踏み込み速度が所定の値以上である場合は、キックダウン判定部６２に対応するＳ２において、キックダウン判定部６２からイナーシャ相判定部６４、目標エンジントルク演算部６６、クラッチトルク制御部７６等にキックダウン制御の開始を指示する指令信号が送られ、同時にキックダウンシフトからの時間の計測が開始される。目標エンジントルク演算部６６に対応するＳ３おいて、目標エンジントルクが算出され、エンジン出力制御部７４へ目標エンジントルク指令信号が送られる。また、キックダウン判定部６２に対応するＳ４において、解放側摩擦係合要素のクラッチトルクの設定値が指令信号として、クラッチトルク制御部７６に送られ、クラッチトルクは、設定値にしたがって徐々に減少する。イナーシャ相判定部６４に対応するＳ５において、イナーシャ相が開始したか否かが判定される。この判定が否定された場合は、Ｓ１からの判定が繰り返されることとなる。このＳ５が肯定された場合、すなわち、たとえば入力軸回転速度Ｎｉｎの時間変化率ｄｗｉｎが零から正に変化することでイナーシャ相の開始が肯定されると、滑り出し時エンジントルク算出部７０に対応するＳ６において、イナーシャ相開始時の解放側係合要素のクラッチトルクＴｃｌｔから、滑り出し時エンジントルクＴｉｎｅｓｔａが算出される。また時定数演算部６８に対応するＳ７において、滑り出し時エンジントルクＴｉｎｅｓｔａの目標エンジントルクＴｔａｒｇに対する到達率Ｘｔｑ（％）と、キックダウンシフトの開始からイナーシャ相開始までの経過時間ｔｓｔａとから、時定数ｔｓｄｗｎが算出される。推定エンジントルク演算部に対応するＳ８において、上記で算出された時定数ｔｓｄｗｎとキックダウンシフトの開始からの経過時間ｔｔとを一次遅れ系のステップ応答式に代入することで推定エンジントルクＴｉｎが算出され、この推定エンジントルクＴｉｎに基づいてクラッチトルク制御が開始される。推定エンジントルクＴｉｎは、経過時間ｔｔによって変化する関数であり、クラッチトルクキックダウンシフト判定部６２に対応するＳ９において、例えば入力軸回転速度Ｎｉｎが変速されるギヤ段のギヤ比に出力軸回転速度Ｎｏｕｔを乗じた回転速度Ｎ２に達することでイナーシャ相の終了が判定される。このＳ９判定が否定された場合は、Ｓ１に戻りイナーシャ相の終了まで、推定エンジントルクＴｉｎに基づくクラッチトルク制御が継続されることとなる。この判定が肯定された場合、例えば入力軸回転速度Ｎｉｎが変速されるギヤ段のギヤ比に出力軸回転速度Ｎｏｕｔを乗じた回転速度Ｎ１に達することでイナーシャ相の終了が判断された場合、クラッチトルク制御部７６に対応するＳ１０において、解放側摩擦係合要素の解放と係合側摩擦係合要素の係合とが速やかに行われ変速が完了される。   In FIG. 8, in step S1 (hereinafter the step is omitted) corresponding to the kick down shift determination unit 62, it is determined whether the downshift signal sent from the electronic control device 60 corresponds to the kick down shift. . If the S1 determination is negative, the determination is repeated. When S1 is affirmed, that is, when the accelerator opening degree θacc and the depression speed of the accelerator pedal 90 are equal to or more than predetermined values, in S2 corresponding to the kick down determination unit 62, the inertia from the kick down determination unit 62 is A command signal instructing start of the kick down control is sent to the phase determination unit 64, the target engine torque calculation unit 66, the clutch torque control unit 76, etc., and at the same time, measurement of time from the kick down shift is started. At S3 corresponding to the target engine torque calculation unit 66, the target engine torque is calculated, and a target engine torque command signal is sent to the engine output control unit 74. In S4 corresponding to the kick down determination unit 62, the set value of the clutch torque of the release side frictional engagement element is sent as a command signal to the clutch torque control unit 76, and the clutch torque gradually decreases according to the set value. Do. In S5 corresponding to the inertia phase determination unit 64, it is determined whether or not the inertia phase has started. If this determination is negative, the determination from S1 will be repeated. If S5 is affirmed, that is, if the start of the inertia phase is affirmed by, for example, the time change rate dwin of the input shaft rotational speed Nin changing from zero to positive, the engine torque calculation unit 70 at slippage In S6, the engine torque Tinesta at the time of slipping is calculated from the clutch torque Tclt of the release side engagement element at the start of the inertia phase. Further, in S7 corresponding to the time constant calculation unit 68, the time constant is calculated from the arrival rate Xtq (%) of the engine torque Tinesta at the time of slipping to the target engine torque Ttarg and the elapsed time tsta from the start of the kick down shift to the start of the inertia phase. tsdwn is calculated. In S8 corresponding to the estimated engine torque calculation unit, the estimated engine torque Tin is calculated by substituting the time constant tsdwn calculated above and the elapsed time tt from the start of the kick down shift into the step response equation of the first-order lag system. The clutch torque control is started based on the estimated engine torque Tin. The estimated engine torque Tin is a function that changes with the elapsed time tt, and in S9 corresponding to the clutch torque kick down shift determination unit 62, for example, the output shaft rotational speed corresponds to the gear ratio of the gear at which the input shaft rotational speed Nin is shifted. The end of the inertia phase is determined by reaching the rotational speed N2 multiplied by Nout. If the determination in S9 is negative, the process returns to S1 and clutch torque control based on the estimated engine torque Tin is continued until the end of the inertia phase. When this determination is affirmed, for example, when the end of the inertia phase is determined by reaching the rotational speed N1 obtained by multiplying the output shaft rotational speed Nout by the gear ratio of the gear to which the input shaft rotational speed Nin is shifted, clutch In S10 corresponding to the torque control unit 76, the release of the release side frictional engagement element and the engagement of the engagement side frictional engagement element are promptly performed to complete the gear change.

前述の実施例によれば、エンジンの出力トルクの変化が過渡的であり、また変化が大きいため、良好なクラッチトルク制御が難しいものとなっているキックダウン変速時に、イナーシャ相開始時のイナーシャ相開始時推定トルクＴｉｎｅｓｔａと、アクセル開度θａｃｃを変数として予め実験的に或いは設計的に求められて記憶されている関係（マップ）に基づいて求められ目標エンジントルクＴｔａｒｇとから求められる、イナーシャ相開始時の推定エンジントルクＸｔｑ、および、推定エンジントルクＴｉｎの時定数ｔｓｄｗｎとから、推定エンジントルクＴｉｎを精度良く推定し、それに基づいて、クラッチトルクＴｃｌｔの制御をおこなうことが可能となる。これにより、摩擦係合要素の係合時のトルク過多によって発生するショックと、係合時のトルク不足によって発生する吹け上がりと呼ばれる、入力軸回転Ｎｔの急激な増加が抑制され、円滑なダウンシフトが可能となりドライバビリティが改善される。   According to the above-mentioned embodiment, since the change of the output torque of the engine is transient and the change is large, the inertia phase at the start of the inertia phase at the time of the kick down shift where good clutch torque control is difficult Inertia phase start, which is obtained from the estimated torque at start time Tinesta and a target engine torque Ttarg which is obtained based on a relationship (map) which is obtained experimentally and designed in advance with the accelerator opening θacc as a variable and stored. The estimated engine torque Tin can be accurately estimated from the estimated engine torque Xtq and the time constant tsdwn of the estimated engine torque Tin, and the clutch torque Tclt can be controlled based on the estimated engine torque Tin. This suppresses a sharp increase in the input shaft rotation Nt, which is called shock generated by excessive torque at the time of engagement of the frictional engagement element and blow-up generated by insufficient torque at the time of engagement, and smooth down shift And the drivability is improved.

さらに、推定エンジントルクＴｉｎは、一次遅れ系のステップ応答式と、実際のスロットル開度θａｃｃと、時定数ｔｓｄｗｎとに基づいて推定されることによって精度の高いクラッチトルクＴｃｌｔの制御が可能となる。   Further, the estimated engine torque Tin is estimated based on the step response equation of the first-order lag system, the actual throttle opening degree θacc, and the time constant tsdwn, so that highly accurate control of the clutch torque Tclt becomes possible.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の様態においても適用される。   Although the embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, the present invention is also applicable in other aspects.

前述の実施例によれば、（４）式から推定エンジントルクＴｉｎが算出されていたが、（４）式の関係に対応するマップから推定エンジントルクＴｉｎが求められても良い。たとえば、推定エンジントルクＴｉｎは、アクセル開度θａｃｃを変数として予め実験的、設計的に求められた関係（マップ）に基づいて求められた目標エンジントルクＴｔａｒｇと、（３）式から算出された時定数ｔｓｄｗｎとを変数として予め実験的、設計的に求められた関係（マップ）に基づいて推定される。   Although the estimated engine torque Tin is calculated from the equation (4) according to the above-described embodiment, the estimated engine torque Tin may be determined from a map corresponding to the relationship of the equation (4). For example, when the estimated engine torque Tin is calculated from the target engine torque Ttarg determined based on the relationship (map) previously determined experimentally and designed with the accelerator opening θacc as a variable, and the equation (3) The constant tsdwn is used as a variable and estimated based on a relationship (map) obtained experimentally and designly in advance.

前述の実施例によれば、イナーシャ相の開始を入力回転速度Ｎｉｎの微分値で判断するものとしたが、特に微分値に限らず、キックダウンシフト開始時の入力回転速度との所定の差で開始を判断しても良い。   According to the above-described embodiment, the start of the inertia phase is determined by the differential value of the input rotational speed Nin, but it is not limited to the differential value in particular, but by a predetermined difference from the input rotational speed at the start of the kick down shift. You may decide the start.

また、前述の実施例によれば、イナーシャ相の終了を入力軸回転速度Ｎｉｎが変速されるギヤ段のギヤ比に出力軸回転速度Ｎｏｕｔを乗じた回転速度Ｎ１に達することで判断したが、特に入力軸回転速度Ｎｉｎに限らない。たとえば、入力軸回転速度Ｎｉｎの微分値、すなわち入力回転速度Ｎｉｎの時間変化ｄｗｉｎの変化を測定することによって、イナーシャ相の終了を判断しても良い。   Further, according to the above-described embodiment, the end of the inertia phase is determined by reaching the rotational speed N1 obtained by multiplying the output shaft rotational speed Nout by the gear ratio of the gear in which the input shaft rotational speed Nin is shifted. It is not limited to the input shaft rotational speed Nin. For example, the end of the inertia phase may be determined by measuring the differential value of the input shaft rotational speed Nin, that is, the change of the time change dwin of the input rotational speed Nin.

さらに、イナーシャ相の開始判定の遅れを考慮し、クラッチトルクＴ１の値をイナーシャ相の開始と判定された時点から所定の時間だけ前の時点におけるクラッチトルクＴｃｌｔの値を用いて推定エンジントルクＴｉｎを算出するものとしても良い。   Furthermore, in consideration of the delay in the determination of the start of the inertia phase, the estimated engine torque Tin is calculated using the value of the clutch torque Tclt at a predetermined time before the point when the value of the clutch torque T1 is determined to be the start of the inertia phase. It may be calculated.

前述の実施例では、自動変速機２２は前進８段の各ギヤ段が成立させられたが、特にこの様態に限らず、異なったギヤ段数に於いても同様の制御が可能である。 In the embodiment described above, eight forward gears are established in the automatic transmission 22. However, the present invention is not limited to this mode, and the same control can be performed with different numbers of gears.

また、前述の実施例では、駆動力源としてエンジン１２を例示したが、これに限らない。例えば、前記駆動力源は、電動機等の他の原動機を単独で或いはエンジン１２と組み合わせて採用することもできる。又、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０を介して自動変速機２２へ伝達されたが、これに限らない。例えば、トルクコンバータ２０に替えて、トルク増幅作用のない流体継手(フルードカップリング)などの他の流体式伝動装置が用いられても良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。又、操作ポジション「Ｓ」は、シフトレバー８２の操作に応じて自動変速機２２のギヤ段を切り替える為の手動変速操作ポジションであっても良いし、必ずしも設けられなくても良い。   Moreover, in the above-mentioned Example, although the engine 12 was illustrated as a driving force source, it does not restrict to this. For example, the driving power source may employ other prime movers such as a motor alone or in combination with the engine 12. Moreover, although the motive power of the engine 12 was transmitted to the automatic transmission 22 via the torque converter 20, it does not restrict to this. For example, instead of the torque converter 20, another fluidic transmission device such as a fluid coupling (a fluid coupling) without a torque amplification function may be used. Alternatively, the fluid transmission may not necessarily be provided. The operation position "S" may or may not be a manual shift operation position for switching the gear of the automatic transmission 22 in accordance with the operation of the shift lever 82.

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、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。   The above description is merely an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and / or improved modes based on the knowledge of those skilled in the art.

１０：車両
１２：エンジン
２２：自動変速機
６０：電子制御装置（制御装置）
６６：目標エンジントルク算出部
６８：時定数演算部
７０：滑り出し時エンジントルク演算部
７２：推定エンジントルク演算部
９０：アクセルペダル
Ｃ１−Ｃ４：クラッチ（摩擦係合要素）
Ｂ１、Ｂ２：ブレーキ（摩擦係合要素）
Ｔｉｎ：推定エンジントルク
Ｔｉｎｅｓｔａ：滑り出し時エンジントルク（イナーシャ相開始時推定エンジントルク）
Ｔｔａｒｇ：目標エンジントルク
ｔｓｄｗｎ：時定数（推定エンジントルクの時定数）
ｔｓｔａ ：キックダウン変速の開始からイナーシャ相の開始までの経過時間
ｔｔ ：キックダウン変速の開始からの経過時間
Ｘｔｑ：到達率
θａｃｃ：アクセル開度 10: Vehicle 12: Engine 22: Automatic transmission 60: Electronic control unit (control unit)
66: Target engine torque calculation unit
68: Time constant calculator
70: Engine torque calculation unit when sliding out
72: estimated engine torque calculator 90: accelerator pedal C1-C4: clutch (frictional engagement element)
B1, B2: Brake (frictional engagement element)
Tin: Estimated engine torque Tinesta: Engine torque at slip (estimated engine torque estimated engine torque)
Ttarg: Target engine torque tsdwn: Time constant (time constant of estimated engine torque)
tsta: Elapsed time from the start of the kick down shift to the start of the inertia phase
tt: Elapsed time from the start of the kick down shift
Xtq: arrival rate θacc: accelerator opening

Claims (1)

エンジンおよび複数の摩擦係合要素を有する自動変速機を備える車両において、
アクセルペダルの踏み込み速度およびアクセル開度が所定の値以上であるキックダウン変速の場合に、推定エンジントルクに基づき前記複数の摩擦係合要素のトルク制御を行う車両用自動変速機の制御装置であって、
前記キックダウン変速における前記アクセル開度に対応する目標エンジントルクを算出する目標エンジントルク算出部と、
前記キックダウン変速におけるイナーシャ相の開始時のイナーシャ相開始時推定エンジントルクを算出する滑り出し時エンジントルク演算部と、
前記イナーシャ相開始時推定エンジントルクの前記目標エンジントルクへの到達率、及び、前記キックダウン変速の開始から前記イナーシャ相の開始までの経過時間から時定数を算出する時定数演算部と、
前記時定数、前記キックダウン変速の開始からの経過時間、及び、一次遅れ系のステップ応答式から、前記イナーシャ相開始時推定エンジントルクと連続し、且つ前記キックダウン変速における解放側摩擦係合要素の解放と係合側摩擦係合要素の係合とが完了するまでの前記推定エンジントルクを算出する推定エンジントルク演算部とを、含む
ことを特徴とする車両用自動変速機の制御装置。 In a vehicle comprising an automatic transmission having an engine and a plurality of frictional engagement elements,
A control device for an automatic transmission for a vehicle, which performs torque control of the plurality of frictional engagement elements based on estimated engine torque in the case of a kickdown shift in which a depression speed of an accelerator pedal and an accelerator opening are equal to or greater than predetermined values. ,
A target engine torque calculation unit that calculates a target engine torque corresponding to the accelerator opening degree in the kick down shift;
A slip- on engine torque calculation unit for calculating an estimated engine torque at the start of inertia phase at the start of inertia phase at the kick-down shift;
A time constant calculating unit that calculates a time constant from the arrival rate of the estimated engine torque at the start of the inertia phase to the target engine torque and the elapsed time from the start of the kickdown shift to the start of the inertia phase ;
From the time constant, the elapsed time from the start of the kick down shift, and the step response formula of the first-order lag system, the release side frictional engagement element in the kick down shift is continuous with the estimated engine torque at the start of the inertia phase. And an estimated engine torque calculating unit for calculating the estimated engine torque until the release of the engagement side and the engagement of the engagement side frictional engagement element are completed .

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