JP6790625B2

JP6790625B2 - Vehicle control device

Info

Publication number: JP6790625B2
Application number: JP2016176003A
Authority: JP
Inventors: 菅原　昭夫; 昭夫菅原; 菅野　和光; 和光菅野; 佐川　歩; 歩佐川; 貴規白川; 智司野上; 秀一須藤; 友宏珍部; 英孝伊藤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-09-08
Filing date: 2016-09-08
Publication date: 2020-11-25
Anticipated expiration: 2036-09-08
Also published as: JP2018042407A

Description

本発明は、エンジンと、オルタネータと、自動変速機と、トルクコンバータと、シフトレバーとを備える車両の、制御装置において、エンジンストールの発生を好適に抑制させる技術に関するものである。 The present invention relates to a technique for suitably suppressing the occurrence of engine stall in a control device of a vehicle including an engine, an alternator, an automatic transmission, a torque converter, and a shift lever.

エンジンと、前記エンジンによって回転駆動されるオルタネータとを備える車両の、制御装置が知られている。例えば、特許文献１に記載された車両の制御装置がそれである。特許文献１では、エンジン（内燃機関）の始動後から所定時間が経過するまでの期間、オルタネータの発電量すなわち負荷トルクを抑制することで、エンジンストールの発生を防止することが記載されている。 A control device for a vehicle including an engine and an alternator rotationally driven by the engine is known. For example, the vehicle control device described in Patent Document 1 is that. Patent Document 1 describes that the occurrence of engine stall is prevented by suppressing the amount of power generated by the alternator, that is, the load torque during the period from the start of the engine (internal combustion engine) to the elapse of a predetermined time.

特開２００９−２５４０４３号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2009-254043

ところで、上記特許文献１のような車両では、複数の摩擦係合要素が選択的に係合または解放されることにより所定の変速段を形成する自動変速機と、非走行ポジションおよび走行ポジションを含む複数のシフト位置へ切り換え操作されるシフトレバーとが備えられる。上記のような車両では、たとえば車両停止中に前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切り換えられると、前記所定の変速段を形成するために前記複数の摩擦係合要素のいずれかが係合するので、前記自動変速機内部の負荷トルクが急増してアイドル回転中の前記エンジンの負荷が増大することが考えられる。これによって、例えば前記オルタネータの負荷トルク等を合わせた前記エンジンに対する負荷トルクの総和が増大するので、エンジンストールが発生する恐れがあるという問題があった。特に、低温時におけるエンジン始動後のガレージシフトでは、そのような問題が顕著であった。 By the way, a vehicle such as Patent Document 1 includes an automatic transmission that forms a predetermined shift stage by selectively engaging or disengaging a plurality of friction engaging elements, and a non-traveling position and a traveling position. It is equipped with a shift lever that can be switched to multiple shift positions. In a vehicle as described above, for example, when the shift lever is switched from the non-traveling position to the traveling position while the vehicle is stopped, one of the plurality of friction engaging elements is used to form the predetermined transmission stage. Since they are engaged, it is conceivable that the load torque inside the automatic transmission suddenly increases and the load of the engine during idle rotation increases. As a result, for example, the total load torque for the engine including the load torque of the alternator and the like increases, so that there is a problem that an engine stall may occur. In particular, such a problem was remarkable in the garage shift after starting the engine at low temperature.

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、エンジンストールの発生を好適に抑制する車両の制御装置を提供することにある。 The present invention has been made in the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a vehicle control device for suitably suppressing the occurrence of engine stall.

第１発明の要旨とするところは、（ａ）エンジンと、前記エンジンによって回転駆動されるオルタネータと、複数の摩擦係合要素が選択的に係合または解放されることにより所定の変速段を形成する自動変速機と、前記エンジンと前記自動変速機との間に設けられたトルクコンバータと、非走行ポジションおよび走行ポジションを含む複数のシフト位置へ切り換え操作されるシフトレバーとを備える車両の、制御装置であって、（ｂ）前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられて前記自動変速機の前記摩擦係合要素が係合動作を開始してから前記所定の変速段が成立させられるまでの前記オルタネータの負荷を、前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられた時点の前記オルタネータの負荷よりも、低減させるオルタネータ制御手段を、含み、（ｃ）前記オルタネータ制御手段は、前記車両が停止中において前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられて前記所定の変速段が成立して前記トルクコンバータのタービン翼車の回転変化がなくなると、前記オルタネータの負荷を、前記所定の変速段が成立させられた時点の前記オルタネータの負荷よりも上昇させることにある。 The gist of the first invention is that (a) an engine, an alternator rotationally driven by the engine, and a plurality of friction engaging elements are selectively engaged or disengaged to form a predetermined shift stage. Control of a vehicle including an automatic transmission, a torque converter provided between the engine and the automatic transmission, and a shift lever that is switched to a plurality of shift positions including a non-traveling position and a traveling position. In the device, (b) the predetermined shift stage is established after the shift lever is switched from the non-traveling position to the traveling position and the friction engaging element of the automatic transmission starts an engaging operation. the load of the alternator to be allowed, the than the load of the alternator at the time when the shift lever is switched from the non-travel position to the travel position, the alternator control means causes reduction, seen including, (c) said alternator When the shift lever is switched from the non-traveling position to the traveling position while the vehicle is stopped and the predetermined shift stage is established and the rotation change of the turbine impeller of the torque converter disappears, the control means said. The purpose is to increase the load of the alternator to be higher than the load of the alternator at the time when the predetermined shift stage is established .

第１発明によれば、前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられて前記自動変速機の前記摩擦係合要素が係合動作を開始してから前記所定の変速段が成立させられるまでの前記オルタネータの負荷を、前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられた時点の前記オルタネータの負荷よりも、低減させるオルタネータ制御手段を、含む。このため、前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへの切換操作によって前記自動変速機内部の負荷が急増して前記エンジンの負荷トルクの総和が増大する期間、すなわち前記自動変速機の前記摩擦係合要素が係合動作を開始してから前記所定の変速段が成立させられるまでの期間は、前記オルタネータ制御手段によって、前記オルタネータの負荷が、前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられた時点の前記オルタネータの負荷よりも低減させられるので、前記エンジンに対する負荷トルクの総和が増大することが好適に抑制され、エンジンストールの発生が好適に抑制される。また、前記オルタネータ制御手段は、前記車両が停止中において前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられて前記所定の変速段が成立して前記タービン翼車の回転変化がなくなると、前記オルタネータの負荷を、前記所定の変速段が成立させられた時点の前記オルタネータの負荷よりも上昇させることにある。このため、前記タービン翼車の回転変化がなくなることによって前記自動変速機の負荷が前記所定の変速段が成立させられた時に比べて低減させられるので、前記オルタネータ制御手段によって前記オルタネータの負荷が上昇させられても、エンジンストールの発生が好適に抑制される。 According to the first invention, the predetermined shift stage is established after the shift lever is switched from the non-traveling position to the traveling position and the friction engaging element of the automatic transmission starts the engaging operation. the load of the alternator until the load than the alternator at the time when the shift lever is switched from the non-travel position to the travel position, the alternator control means causes reduction, including. Therefore, the period during which the load inside the automatic transmission rapidly increases due to the switching operation of the shift lever from the non-traveling position to the traveling position and the total load torque of the engine increases, that is, the said automatic transmission. During the period from the start of the frictional engagement element to the establishment of the predetermined shift stage, the alternator control means causes the load of the alternator to be applied by the shift lever to travel from the non-traveling position. Since it is reduced from the load of the alternator at the time of switching to the position, it is preferably suppressed that the total load torque with respect to the engine is increased, and the occurrence of engine stall is preferably suppressed. Further, in the alternator control means, when the shift lever is switched from the non-traveling position to the traveling position while the vehicle is stopped, the predetermined shift stage is established and the rotational change of the turbine impeller disappears. The purpose is to increase the load of the alternator to be higher than the load of the alternator at the time when the predetermined shift stage is established. Therefore, since the load of the automatic transmission is reduced by eliminating the change in rotation of the turbine impeller as compared with the time when the predetermined shift stage is established, the load of the alternator is increased by the alternator control means. Even if it is caused, the occurrence of engine stall is preferably suppressed.

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、車両における各種制御の為の制御機能を説明する図である。It is a figure explaining the schematic structure of the vehicle to which this invention is applied, and also is the figure explaining the control function for various control in a vehicle. 図１の車両に設けられたトルクコンバータや自動変速機の一例を説明する骨子図である。It is a skeleton diagram explaining an example of the torque converter and the automatic transmission provided in the vehicle of FIG. 図２のトルクコンバータの断面図である。It is sectional drawing of the torque converter of FIG. 図２の自動変速機の変速作動とそれに用いられる油圧式摩擦係合要素の作動の組み合わせとの関係を説明する係合作動表である。It is an engagement operation table explaining the relationship between the shift operation of the automatic transmission of FIG. 2 and the operation of the hydraulic friction engagement element used therefor. 図１の電子制御装置において、車両停車中にシフトレバーを例えばニュートラル位置からドライブ位置へ切り換えるガレージシフト操作が行われたときにおけるオルタネータ発電制御の制御作動の一例を説明するフローチャートである。FIG. 5 is a flowchart illustrating an example of control operation of alternator power generation control when a garage shift operation for switching a shift lever from, for example, a neutral position to a drive position is performed while the vehicle is stopped in the electronic control device of FIG. 図５のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートである。It is a time chart when the control operation shown in the flowchart of FIG. 5 is executed.

好適には、前記トルクコンバータは、前記エンジンに動力伝達可能に連結されたポンプ翼車と、前記自動変速機に動力伝達可能に連結されたタービン翼車と、前記ポンプ翼車および前記タービン翼車の間を直結可能な多板式のロックアップクラッチとを、備えることにある。このため、前記ロックアップクラッチの多板化による引摺トルクの増加によって前記自動変速機内部の負荷が前記エンジンに伝達され易くなり、前記エンジンの負荷トルクの総和が、前記ロックアップクラッチが単板である時よりも増大する場合であっても、前記自動変速機の前記摩擦係合要素が係合動作を開始してから前記所定の変速段が成立させられるまでの期間は、前記オルタネータの負荷が低減させられるので、好適に前記エンジンの負荷トルクの総和が抑制させられる。 Preferably, the torque converter includes a pump impeller connected to the engine so as to be able to transmit power, a turbine impeller connected to the automatic transmission so as to be able to transmit power, the pump impeller and the turbine impeller. It is to be provided with a multi-plate type lockup clutch that can be directly connected between the two. Therefore, the load inside the automatic transmission is easily transmitted to the engine due to the increase in the drag torque due to the increase in the number of plates of the lockup clutch, and the total load torque of the engine is calculated by the single plate of the lockup clutch. Even if it increases more than a certain time, the load of the alternator is applied during the period from the start of the frictional engagement element of the automatic transmission to the establishment of the predetermined shift stage. Since it can be reduced, the total load torque of the engine is preferably suppressed.

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。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。 Hereinafter, examples of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following examples, the drawings are appropriately simplified or deformed, and the dimensional ratios and shapes of each part are not necessarily drawn accurately.

図１は、本発明が適用された車両１０の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における各種制御の為の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、エンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路に設けられた車両用動力伝達装置１６（以下、動力伝達装置１６という）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ケース１８（図２参照）内に配設されたトルクコンバータ２０および自動変速機２２と、自動変速機２２の出力回転部材である変速機出力ギヤ２４がリングギヤ２６ａに連結された差動歯車装置（ディファレンシャルギヤ）２６と、差動歯車装置２６に連結された一対の車軸２８等とを備えている。動力伝達装置１６において、エンジン１２から出力される動力は、トルクコンバータ２０、自動変速機２２、差動歯車装置２６、及び車軸２８等を順次介して駆動輪１４へ伝達される。また、車両１０には、運転者によって、例えばパーキング位置（Ｐ位置）、リバース位置（Ｒ位置）、ニュートラル位置（Ｎ位置）、およびドライブ位置（Ｄ位置）などの複数のシフト位置へ切り換え操作されるシフトレバー２７が備えられている。なお、上記パーキング位置および上記ニュートラル位置は車両１０が走行しない非走行ポジションに対応しており、上記リバース位置および上記ドライブ位置は車両１０が走行する走行ポジションに対応している。 FIG. 1 is a diagram for explaining a schematic configuration of a vehicle 10 to which the present invention is applied, and is a diagram for explaining a main part of a control system for various controls in the vehicle 10. In FIG. 1, the vehicle 10 includes an engine 12, a drive wheel 14, and a vehicle power transmission device 16 (hereinafter referred to as a power transmission device 16) provided in a power transmission path between the engine 12 and the drive wheel 14. It has. The power transmission device 16 includes a torque converter 20 and an automatic transmission 22 arranged in a case 18 (see FIG. 2) as a non-rotating member attached to a vehicle body, and a transmission which is an output rotating member of the automatic transmission 22. The output gear 24 includes a differential gear device (differential gear) 26 connected to the ring gear 26a, a pair of axles 28 connected to the differential gear device 26, and the like. In the power transmission device 16, the power output from the engine 12 is sequentially transmitted to the drive wheels 14 via the torque converter 20, the automatic transmission 22, the differential gear device 26, the axle 28, and the like. Further, the vehicle 10 is switched by the driver to a plurality of shift positions such as a parking position (P position), a reverse position (R position), a neutral position (N position), and a drive position (D position). A shift lever 27 is provided. The parking position and the neutral position correspond to a non-traveling position in which the vehicle 10 does not travel, and the reverse position and the driving position correspond to a traveling position in which the vehicle 10 travels.

エンジン１２は、車両１０の動力源であり、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関である。また、車両１０には、ベルト２９ａを介してエンジン１２に連結されたオルタネータ２９が備えられており、オルタネータ２９は、エンジン１２によって回転駆動させられることによって発電する。なお、オルタネータ２９が発電している間、エンジン１２にはオルタネータ２９の作動に伴う負荷トルクすなわちオルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が発生する。 The engine 12 is a power source for the vehicle 10, and is an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine. Further, the vehicle 10 is provided with an alternator 29 connected to the engine 12 via a belt 29a, and the alternator 29 generates electricity by being rotationally driven by the engine 12. While the alternator 29 is generating power, the engine 12 generates a load torque, that is, an alternator load torque To (Nm), which accompanies the operation of the alternator 29.

図２は、トルクコンバータ２０や自動変速機２２の一例を説明する骨子図である。なお、トルクコンバータ２０や自動変速機２２等は、自動変速機２２の入力回転部材である変速機入力軸３０の軸心ＲＣに対して略対称的に構成されており、図２ではその軸心ＲＣの下半分が省略されている。 FIG. 2 is a skeleton diagram illustrating an example of a torque converter 20 and an automatic transmission 22. The torque converter 20, the automatic transmission 22, and the like are configured substantially symmetrically with respect to the axial center RC of the transmission input shaft 30 which is an input rotating member of the automatic transmission 22. The lower half of the RC is omitted.

図２および図３に示すように、トルクコンバータ２０は、相互に溶接されたフロントカバー３４およびリヤカバー３５と、リヤカバー３５の内側に固定された複数のポンプ羽根２０ｆとを有し、エンジン１２のクランク軸１２ａに動力伝達可能に連結され、軸心ＲＣ回りに回転するように配設されたポンプ翼車２０ｐと、リヤカバー３５に対向し、自動変速機２２の変速機入力軸３０に動力伝達可能に連結されたタービン翼車２０ｔとを備えている。トルクコンバータ２０は、制御油室２０ｄ（図３参照）内に係合圧が供給されることによってポンプ翼車２０ｐとタービン翼車２０ｔとの間を直結可能な多板式のロックアップクラッチ３２を備えている。このように、トルクコンバータ２０は、エンジン１２と自動変速機２２との間の動力伝達経路に設けられた、ロックアップクラッチ３２付車両用流体式伝動装置として機能している。また、動力伝達装置１６には、ポンプ翼車２０ｐに動力伝達可能に連結された機械式のオイルポンプ３３が備えられている。オイルポンプ３３は、エンジン１２によって回転駆動されることにより、自動変速機２２を変速制御したり、ロックアップクラッチ３２を係合したり、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油圧を発生する（吐出する）。 As shown in FIGS. 2 and 3, the torque converter 20 has a front cover 34 and a rear cover 35 welded to each other, and a plurality of pump blades 20f fixed inside the rear cover 35, and has a crank of the engine 12. Power can be transmitted to the transmission input shaft 30 of the automatic transmission 22 so as to face the rear cover 35 and the pump impeller 20p which is connected to the shaft 12a so as to rotate around the axis RC. It is equipped with a connected turbine impeller 20t. The torque converter 20 includes a multi-plate lockup clutch 32 capable of directly connecting the pump impeller 20p and the turbine impeller 20t by supplying an engaging pressure in the control oil chamber 20d (see FIG. 3). ing. As described above, the torque converter 20 functions as a fluid transmission device for vehicles with a lockup clutch 32 provided in the power transmission path between the engine 12 and the automatic transmission 22. Further, the power transmission device 16 is provided with a mechanical oil pump 33 connected to the pump impeller 20p so as to be able to transmit power. The oil pump 33 is rotationally driven by the engine 12 to control the shift of the automatic transmission 22, engage the lockup clutch 32, and supply lubricating oil to each part of the power transmission path of the power transmission device 16. Generates (discharges) oil pressure for the clutch.

ロックアップクラッチ３２は、油圧式多板摩擦クラッチ（湿式多板クラッチ）であり、そのロックアップクラッチ３２には、図３に示すように、ポンプ翼車２０ｐと一体的に連結されたフロントカバー３４に溶接によって固定された第１環状部材３６と、第１環状部材３６の外周に形成された外周スプライン歯３６ａに軸心ＲＣ回りに相対回転不能且つ軸心ＲＣ方向の移動可能に係合された複数枚（本実施例では３枚）の環状の第１摩擦板３８と、トルクコンバータ２０内に設けられたダンパ装置４０を介して変速機入力軸３０およびタービン翼車２０ｔに動力伝達可能に連結された第２環状部材４２と、第２環状部材４２の内周に形成された内周スプライン歯４２ａに軸心ＲＣ回りに相対回転不能且つ軸心ＲＣ方向の移動可能に係合され且つ複数の第１摩擦板３８との間に配設された複数枚（本実施例では２枚）の環状の第２摩擦板４４と、フロントカバー３４の内周部３４ａに固定され変速機入力軸３０のフロントカバー３４側の端部を軸心ＲＣ回りに回転可能に支持するハブ部材４６に、軸心ＲＣ方向の移動可能に支持され、フロントカバー３４に対向する環状の押圧部材（ピストン）４８と、ハブ部材４６に位置固定で支持され、押圧部材４８のフロントカバー３４側とは反対側に押圧部材４８に対向するように配設された環状の固定部材５０と、押圧部材４８を軸心ＲＣ方向において固定部材５０側に付勢するすなわち押圧部材４８を軸心ＲＣ方向において第１摩擦板３８および第２摩擦板４４から離間させる方向に付勢するリターンスプリング５２と、が備えられている。 The lockup clutch 32 is a hydraulic multi-plate friction clutch (wet multi-plate clutch), and the lockup clutch 32 has a front cover 34 integrally connected to a pump impeller 20p as shown in FIG. The first annular member 36 fixed by welding to the outer peripheral spline tooth 36a formed on the outer periphery of the first annular member 36 was engaged with the outer peripheral spline teeth 36a so as to be relatively non-rotatable around the axial center RC and movable in the axial center RC direction. Power can be transmitted to the transmission input shaft 30 and the turbine impeller 20t via a plurality of (three in this embodiment) annular first friction plates 38 and a damper device 40 provided in the torque converter 20. A plurality of second annular member 42 and inner peripheral spline teeth 42a formed on the inner circumference of the second annular member 42 are engaged with each other so as to be relatively non-rotatable around the axial center RC and movable in the axial center RC direction. A plurality of (two in this embodiment) annular second friction plates 44 arranged between the first friction plates 38 and the transmission input shaft 30 fixed to the inner peripheral portion 34a of the front cover 34. An annular pressing member (piston) 48 that is movably supported in the axial RC direction and faces the front cover 34 by a hub member 46 that rotatably supports the end on the front cover 34 side around the axial center RC. An annular fixing member 50 which is supported by the hub member 46 in a fixed position and is arranged so as to face the pressing member 48 on the side opposite to the front cover 34 side of the pressing member 48, and the pressing member 48 in the axial RC direction. The return spring 52 is provided so as to urge the fixing member 50 side, that is, to urge the pressing member 48 in the direction away from the first friction plate 38 and the second friction plate 44 in the axial RC direction.

このように構成されたトルクコンバータ２０では、図３に示すように、例えば、制御油室２０ｄに供給される油圧すなわちロックアップオン圧Ｐ_{ＬｕｐＯＮ}（ｋＰａ）が比較的大きく（フロント側油室２０ｅの油圧すなわちトルクコンバータイン圧Ｐ_ＴＣｉｎ（ｋＰａ）が比較的小さく）なることにより押圧部材４８が付勢されて一点鎖線に示すようにフロントカバー３４側に移動させられると、押圧部材４８によって第１摩擦板３８および第２摩擦板４４を押圧して第１環状部材３６に連結されたポンプ翼車２０ｐと第２環状部材４２に連結されたタービン翼車２０ｔとが一体回転する。また、制御油室２０ｄのロックアップオン圧Ｐ_{ＬｕｐＯＮ}（ｋＰａ）が比較的小さく（フロント側油室２０ｅのトルクコンバータイン圧Ｐ_ＴＣｉｎ（ｋＰａ）が比較的大きく）なることにより押圧部材４８が実線に示すように第１摩擦板３８から離間した位置に移動させられると、第１環状部材３６に連結されたポンプ翼車２０ｐと第２環状部材４２に連結されたタービン翼車２０ｔとが相対回転する。なお、上記制御油室２０ｄは押圧部材４８と固定部材５０との間に形成された油密な空間であり、上記フロント側油室２０ｅは押圧部材４８とフロントカバー３４との間に形成された空間である。 In the torque converter 20 configured in this way, as shown in FIG. 3, for example, the oil pressure supplied to the control oil chamber 20d, that is, the lockup-on pressure _PLupON (kPa) is relatively large (in the front oil chamber 20e). When the pressing member 48 is urged and moved to the front cover 34 side as shown by the one-point chain line due to the hydraulic pressure, that is, the torque converter in-pressure _PTCin (kPa) becomes relatively small), the pressing member 48 causes the first friction. The pump impeller 20p connected to the first annular member 36 and the turbine impeller 20t connected to the second annular member 42 by pressing the plate 38 and the second friction plate 44 rotate integrally. Further, the lock-up on pressure P _LoopON (kPa) of the control oil chamber 20d becomes relatively small (the torque converter in pressure _PTCin (kPa) of the front oil chamber 20e becomes relatively large), so that the pressing member 48 becomes a solid line. As shown, when moved to a position away from the first friction plate 38, the pump impeller 20p connected to the first annular member 36 and the turbine impeller 20t connected to the second annular member 42 rotate relative to each other. .. The control oil chamber 20d is an oil-tight space formed between the pressing member 48 and the fixing member 50, and the front side oil chamber 20e is formed between the pressing member 48 and the front cover 34. It is a space.

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、複数の油圧式摩擦係合要素（第１クラッチＣ１〜第４クラッチＣ４、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２）およびワンウェイクラッチＦが選択的に係合又は解放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）が形成さ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、車両によく用いられる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。自動変速機２２は、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置５８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６０およびダブルピニオン型の第３遊星歯車装置６２とを同軸線上（軸心ＲＣ上）に有し、変速機入力軸３０の回転を変速して変速機出力ギヤ２４から出力する。 The automatic transmission 22 constitutes a part of the power transmission path from the engine 12 to the drive wheels 14, and a plurality of hydraulic friction engaging elements (first clutch C1 to fourth clutch C4, first brake B1, second). A planet that functions as a stepped automatic transmission in which a plurality of gears (gear ratios) having different gear ratios (gear ratios) are formed by selectively engaging or disengaging the brake B2) and the one-way clutch F. It is a gear-type multi-speed transmission. For example, it is a stepped transmission that performs so-called clutch-to-clutch shifting, which is often used in vehicles. The automatic transmission 22 has a double pinion type first planetary gear device 58, a single pinion type second planetary gear device 60 configured in a labinyo type, and a double pinion type third planetary gear device 62 on a coaxial line. It is held (on the axis RC), and the rotation of the transmission input shaft 30 is changed and output from the transmission output gear 24.

第１遊星歯車装置５８は、外歯歯車である第１サンギヤＳ１と、第１サンギヤＳ１と同心円上に配置される内歯歯車である第１リングギヤＲ１と、第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１と噛み合う、一対の歯車対からなる第１ピニオンギヤＰ１と、その第１ピニオンギヤＰ１を自転および公転可能に支持する第１キャリヤＣＡ１とを有している。 The first planetary gear device 58 includes a first sun gear S1 which is an external gear, a first ring gear R1 which is an internal gear arranged concentrically with the first sun gear S1, and a first sun gear S1 and a first ring gear R1. It has a first pinion gear P1 composed of a pair of gears that mesh with the gears, and a first carrier CA1 that supports the first pinion gear P1 so as to rotate and revolve.

第２遊星歯車装置６０は、外歯歯車である第２サンギヤＳ２と、第２サンギヤＳ２と同心円上に配置される内歯歯車である第２リングギヤＲ２と、第２サンギヤＳ２および第２リングギヤＲ２と噛み合う第２ピニオンギヤＰ２と、その第２ピニオンギヤＰ２を自転および公転可能に支持する第２キャリヤＣＡ２とを有している。 The second planetary gear device 60 includes a second sun gear S2 which is an external gear, a second ring gear R2 which is an internal gear arranged concentrically with the second sun gear S2, a second sun gear S2, and a second ring gear R2. It has a second pinion gear P2 that meshes with the second pinion gear P2 and a second carrier CA2 that supports the second pinion gear P2 so as to rotate and revolve.

第３遊星歯車装置６２は、外歯歯車である第３サンギヤＳ３と、第３サンギヤＳ３と同心円上に配置される内歯歯車である第３リングギヤＲ３と、その第３サンギヤＳ３および第３リングギヤＲ３と噛み合う、一対の歯車対からなる第３ピニオンギヤＰ３と、その第３ピニオンギヤＰ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３とを有している。なお、自動変速機２２では、第２遊星歯車装置６０の第２キャリヤＣＡ２と第３遊星歯車装置６２の第３キャリヤＣＡ３とが共通の部材で構成され、第２遊星歯車装置６０の第２リングギヤＲ２と第３遊星歯車装置６２の第３リングギヤＲ３とが共通の部材で構成されている。 The third planetary gear device 62 includes a third sun gear S3 which is an external gear, a third ring gear R3 which is an internal gear arranged concentrically with the third sun gear S3, and the third sun gear S3 and the third ring gear. It has a third pinion gear P3 composed of a pair of gears that meshes with R3, and a third carrier CA3 that supports the third pinion gear P3 so that it can rotate and revolve. In the automatic transmission 22, the second carrier CA2 of the second planetary gear device 60 and the third carrier CA3 of the third planetary gear device 62 are made of a common member, and the second ring gear of the second planetary gear device 60 The R2 and the third ring gear R3 of the third planetary gear device 62 are made of a common member.

これら複数の油圧式摩擦係合要素（摩擦係合要素）である第１クラッチＣ１〜第４クラッチＣ４、第１ブレーキＢ１、および第２ブレーキＢ２の係合と解放とが制御されることで、図４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段の各ギヤ段が形成される。図４の「１st」-「８th」は前進ギヤ段としての第１変速段−第８速変速段を意味し、「Ｒｅｖ」は後進ギヤ段としての後進変速段を意味しており、各変速段に対応する自動変速機２２のギヤ比γ（＝変速機入力軸回転速度Ｎin／変速機出力ギヤ回転速度Ｎout）は、第１遊星歯車装置５８、第２遊星歯車装置６０、及び第３遊星歯車装置６２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 disengagement of the first clutch C1 to the fourth clutch C4, the first brake B1, and the second brake B2, which are the plurality of hydraulic friction engagement elements (friction engagement elements), As shown in the engagement operation table of FIG. 4, each gear stage of eight forward gears and one reverse gear is formed according to the accelerator operation of the driver, the vehicle speed V, and the like. In FIG. 4, "1st" to "8th" mean the first gear to the eighth gear as the forward gear, and "Rev" means the reverse gear as the reverse gear. The gear ratio γ (= transmission input shaft rotation speed Nin / transmission output gear rotation speed Nout) of the automatic transmission 22 corresponding to the gears is the first planetary gear device 58, the second planetary gear device 60, and the third planet. It is appropriately determined by each gear ratio (= number of sun gear teeth / number of ring gear teeth) of the gear device 62.

図１に戻り、車両１０は、例えば自動変速機２２の変速時の油圧式摩擦係合要素の係合圧を制御する変速制御と、エンジン１２の出力を制御するエンジン出力制御と、オルタネータ２９から発電する発電量を制御するオルタネータ発電制御等とを実行する電子制御装置（制御装置）５６を備えている。図１は、電子制御装置５６の入出力系統を示す図であり、電子制御装置５６による制御機能の要部を説明する機能ブロックである。電子制御装置５６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の各制御を実行する。 Returning to FIG. 1, for example, the vehicle 10 is subjected to shift control for controlling the engagement pressure of the hydraulic friction engaging element at the time of shifting of the automatic transmission 22, engine output control for controlling the output of the engine 12, and alternator 29. It is provided with an electronic control device (control device) 56 that executes alternator power generation control and the like for controlling the amount of power to be generated. FIG. 1 is a diagram showing an input / output system of the electronic control device 56, and is a functional block for explaining a main part of a control function by the electronic control device 56. The electronic control device 56 is configured to include, for example, a so-called microcomputer provided with a CPU, RAM, ROM, an input / output interface, etc., and the CPU follows a program stored in the ROM in advance while using the temporary storage function of the RAM. Each control of the vehicle 10 is executed by performing signal processing.

電子制御装置５６には、車両１０が備える各種センサにより検出される各種入力信号が供給されるようになっている。例えば、シフトポジションセンサ７０により検出されるシフトレバー２７の操作位置に対応するシフト位置Ｐｓｈを表す信号、イグニッションスイッチ７２により検出されるイグニッションキーのオンオフを表す信号、アクセル操作量センサ７４により検出されるアクセルペダルの操作量であるアクセル開度θacc（％）を表す信号、車速センサ７６により検出される車速Ｖ（ｋｍ／ｈ）を表す信号、エンジン回転センサ７８により検出されるエンジン１２のエンジン回転数Ｎｅ（ｒｐｍ）を表す信号、タービン回転センサ８０により検出されるトルクコンバータ２０のタービン翼車２０ｔのタービン回転数Ｎｔ（ｒｐｍ）を表す信号、スロットル弁開度センサ８２により検出されるスロットル弁開度θｔｈ（％）を表す信号等、が電子制御装置５６に入力される。また、電子制御装置５６からは、自動変速機２２の変速に関する油圧制御の為の変速指示圧Ｓａｔと、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と、オルタネータ２９から発生する発電量すなわちオルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏを制御する為の発電電圧指令信号Ｓｏ等とが、それぞれ出力される。なお、上記変速指示圧Ｓａｔは、油圧式摩擦係合要素の図示しない各油圧アクチュエータへ供給される各油圧を調圧するリニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ６を駆動する為の指示信号であり、油圧制御回路５４のリニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ６へ出力される。 Various input signals detected by various sensors included in the vehicle 10 are supplied to the electronic control device 56. For example, a signal indicating the shift position Psh corresponding to the operation position of the shift lever 27 detected by the shift position sensor 70, a signal indicating on / off of the ignition key detected by the ignition switch 72, and an accelerator operation amount sensor 74 detected. A signal representing the accelerator opening θacc (%), which is the amount of operation of the accelerator pedal, a signal representing the vehicle speed V (km / h) detected by the vehicle speed sensor 76, and the engine rotation speed of the engine 12 detected by the engine rotation sensor 78. A signal representing Ne (rpm), a signal representing the turbine rotation speed Nt (rpm) of the turbine impeller 20t of the torque converter 20 detected by the turbine rotation sensor 80, and a throttle valve opening degree detected by the throttle valve opening sensor 82. A signal or the like representing θth (%) is input to the electronic control device 56. Further, from the electronic control device 56, a shift instruction pressure Sat for hydraulic control related to the shift of the automatic transmission 22, an engine output control command signal Se for output control of the engine 12, and an amount of power generated from the alternator 29 are generated. That is, the generated voltage command signal So and the like for controlling the alternator load torque To of the alternator 29 are output respectively. The shift instruction pressure Sat is an instruction signal for driving the linear solenoid valves SL1 to SL6 for adjusting the pressure of each hydraulic pressure supplied to each hydraulic actuator (not shown) of the hydraulic friction engagement element, and is a hydraulic control circuit 54. Is output to the linear solenoid valves SL1 to SL6.

図１に示す電子制御装置５６は、制御機能の要部として、エンジン出力制御部８４と、変速制御部８６と、エンジン始動判定部８８と、ガレージシフト操作判定部９０と、オルタネータ発電制御部（オルタネータ制御手段）９２等とを備えている。 The electronic control device 56 shown in FIG. 1 has an engine output control unit 84, a shift control unit 86, an engine start determination unit 88, a garage shift operation determination unit 90, and an alternator power generation control unit (as main parts of the control function). It is equipped with an alternator control means) 92 and the like.

エンジン出力制御部８４は、予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された（すなわち予め定められた）関係（例えば駆動力マップ）に実際のアクセル開度θacc及び車速Ｖを適用することで要求駆動力Ｆdemを算出する。エンジン出力制御部８４は、伝達損失、補機負荷、自動変速機２２のギヤ比γ等を考慮して、その要求駆動力Ｆdemが得られるように、エンジン１２の出力制御を行うエンジン出力制御指令信号Ｓｅを図示しないスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置などへ出力する。 The engine output control unit 84 applies the actual accelerator opening θacc and the vehicle speed V to a relationship (for example, a driving force map) that is experimentally or designly obtained and stored (that is, a predetermined value). Calculate the required driving force Fdem. The engine output control unit 84 takes into consideration the transmission loss, the auxiliary load, the gear ratio γ of the automatic transmission 22, and the engine output control command that controls the output of the engine 12 so that the required driving force Fdem can be obtained. The signal Se is output to a throttle actuator, a fuel injection device, an ignition device, etc. (not shown).

変速制御部８６は、車速Ｖおよびスロットル弁開度θｔｈ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およびスロットル弁開度θｔｈを適用することで変速判断を行い、例えば図４に示す係合作動表に従ってその判断した所定の前進ギヤ段を達成させるために自動変速機２２の変速に関与する油圧式摩擦係合要素を、変速制御中たとえばイナーシャ相中のエンジン回転数Ｎｅの変化率が予め設定された目標エンジン回転数変化率となるように係合および／または解放する。 The shift control unit 86 determines the shift by applying the actual vehicle speed V and the throttle valve opening θth to a predetermined relationship (shift map, shift diagram) with the vehicle speed V and the throttle valve opening θth as variables. For example, the hydraulic friction engaging element involved in the shift of the automatic transmission 22 in order to achieve the predetermined forward gear stage determined according to the engagement operation table shown in FIG. 4 is operated by the engine during shift control, for example, during the inertia phase. Engage and / or disengage so that the rate of change of the engine speed Ne becomes a preset target engine speed change rate.

エンジン始動判定部８８は、エンジン１２が始動されたか否かを判定する。例えば、エンジン始動判定部８８では、運転者によってイグニッションキーがオンに切り換えられると、エンジン１２が始動したと判定する。 The engine start determination unit 88 determines whether or not the engine 12 has been started. For example, the engine start determination unit 88 determines that the engine 12 has started when the ignition key is switched on by the driver.

ガレージシフト操作判定部９０は、車速Ｖが車両１０の略停止を判定するための車速判定値以下且つアクセル開度θaccが零％であってエンジン１２がアイドル回転中であるときに、シフトレバー２７のシフト位置Ｐｓｈが非走行ポジションから走行ポジションに切り換えられる操作、所謂ガレージシフト操作が、行われたか否かを判定する。例えば、ガレージシフト操作判定部９０では、シフトレバー２７のシフト位置Ｐｓｈが例えばニュートラル位置（Ｎ位置）からドライブ位置（Ｄ位置）へ切り換えられると、ガレージシフト操作が行われたと判定する。 The garage shift operation determination unit 90 determines the shift lever 27 when the vehicle speed V is equal to or less than the vehicle speed determination value for determining the substantially stop of the vehicle 10, the accelerator opening θacc is 0%, and the engine 12 is in idle rotation. It is determined whether or not the operation of switching the shift position Psh from the non-traveling position to the traveling position, that is, the so-called garage shift operation, has been performed. For example, the garage shift operation determination unit 90 determines that the garage shift operation has been performed when the shift position Psh of the shift lever 27 is switched from, for example, the neutral position (N position) to the drive position (D position).

オルタネータ発電制御部９２は、エンジン始動判定部８８でエンジン１２が始動したと判定すると、例えばエンジン回転数Ｎｅが不安定なエンジン始動中にエンジン１２に負荷をかけないために上記エンジン１２の始動の判定から所定時間ｔａが経過するまで間オルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏ（発電量）を略零に維持し、所定時間ｔａが経過するとオルタネータ負荷トルクＴｏが所定値Ｔｏ１となるようにオルタネータ負荷トルクＴｏを上昇させるオルタネータ発電制御を実行（図６参照）する。なお、上記所定値Ｔｏ１は、エンジン１２がアイドル回転数Ｎｅｉｄｌ（ｒｐｍ）で駆動中において、トランスミッション負荷トルクＴｔ（Ｎｍ）が零である場合に、オルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）によってエンジン回転数Ｎｅを低下させない程度の大きさである。 When the alternator power generation control unit 92 determines that the engine 12 has started in the engine start determination unit 88, for example, the alternator power generation control unit 92 starts the engine 12 so as not to put a load on the engine 12 during the engine start in which the engine speed Ne is unstable. The alternator load torque To (power generation amount) of the alternator 29 is maintained at substantially zero until the predetermined time ta elapses from the determination, and when the predetermined time ta elapses, the alternator load torque To becomes the predetermined value To1. The alternator power generation control is executed (see FIG. 6). The predetermined value To1 is set by the alternator load torque To (Nm) of the alternator 29 when the transmission load torque Tt (Nm) is zero while the engine 12 is being driven at the idle speed Newton (rpm). The size is such that the number Ne is not reduced.

エンジン出力制御部８４は、エンジン１２の始動後には、エンジン回転数Ｎｅ（ｒｐｍ）が予め定められたアイドル回転数Ｎｅｉｄｌ（ｒｐｍ）を維持するようにエンジン１２の出力を制御する。 After starting the engine 12, the engine output control unit 84 controls the output of the engine 12 so that the engine speed Ne (rpm) maintains a predetermined idle speed Neidl (rpm).

変速制御部８６は、自動変速機２２のニュートラル状態でエンジン始動判定部８８でエンジン１２が始動したと判定し、且つ、ガレージシフト操作判定部９０でガレージシフト操作が行われたと判定すると、所定の前進ギヤ段例えば第１変速段（１ｓｔ）を成立するために自動変速機２２の変速に関与する油圧式摩擦係合要素すなわち第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２を、変速制御中たとえばイナーシャ相中のエンジン回転数Ｎｅ（ｒｐｍ）がアイドル回転数Ｎｅｉｄｌ（ｒｐｍ）となるように完全係合する。 When the shift control unit 86 determines that the engine 12 has been started by the engine start determination unit 88 in the neutral state of the automatic transmission 22, and determines that the garage shift operation has been performed by the garage shift operation determination unit 90, a predetermined value is determined. The hydraulic friction engaging elements involved in shifting the automatic transmission 22 in order to establish the forward gear stage, for example, the first gear stage (1st), that is, the first clutch C1 and the second brake B2 are being controlled for shifting, for example, during the inertia phase. Fully engages so that the engine speed Ne (rpm) of the engine becomes the idle speed Nedl (rpm).

変速制御部８６には、クラッチ係合判定部８６ａと、係合過渡（あいまい）領域判定部８６ｂとが設けられている。クラッチ係合判定部８６ａは、エンジン始動判定部８８でエンジン１２が始動したと判定し、且つ、ガレージシフト操作判定部９０でガレージシフト操作が行われたと判定すると、所定の前進ギヤ段例えば第１変速段（１ｓｔ）が成立したか否か、すなわち第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が完全係合したか否かを判定する。例えば、クラッチ係合判定部８６ａでは、エンジン始動判定部８８でエンジン１２が始動したと判定され、且つ、ガレージシフト操作判定部９０でガレージシフト操作が行われたと判定されて、タービン回転数Ｎｔが略零（ｒｐｍ）になると、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が完全係合したと判定する。 The shift control unit 86 is provided with a clutch engagement determination unit 86a and an engagement transient (ambiguous) region determination unit 86b. When the clutch engagement determination unit 86a determines that the engine 12 has started by the engine start determination unit 88 and determines that the garage shift operation has been performed by the garage shift operation determination unit 90, the clutch engagement determination unit 86a determines that the garage shift operation has been performed. It is determined whether or not the shift stage (1st) is established, that is, whether or not the first clutch C1 and the second brake B2 are completely engaged. For example, in the clutch engagement determination unit 86a, the engine start determination unit 88 determines that the engine 12 has started, and the garage shift operation determination unit 90 determines that the garage shift operation has been performed, so that the turbine speed Nt is increased. When it reaches substantially zero (rpm), it is determined that the first clutch C1 and the second brake B2 are completely engaged.

係合過渡領域判定部８６ｂは、エンジン始動判定部８８でエンジン１２が始動したと判定し、且つ、ガレージシフト操作判定部９０でガレージシフト操作が行われたと判定すると、ガレージシフト操作によって所定の前進ギヤ段例えば第１変速段（１ｓｔ）が成立するために関与する油圧式摩擦係合要素、すなわち第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態を判定する。そして、係合過渡領域判定部８６ｂでは、例えば第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が判定されると、その係合過渡状態を３つの領域判定フラグＦ０、Ｆ１、Ｆ２のいずれか１つで示すようになっている。なお、上記領域判定フラグＦ０は、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が係合動作を開始していない、すなわち第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が解放されている状態を示す。また、上記領域判定フラグＦ１は、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が係合動作を開始してから前記第１変速段（１ｓｔ）が成立するまでの状態を示す。また、上記領域判定フラグＦ２は、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が完全係合して前記第１変速段（１ｓｔ）が成立した状態を示す。 When the engagement transient region determination unit 86b determines that the engine 12 has been started by the engine start determination unit 88 and determines that the garage shift operation has been performed by the garage shift operation determination unit 90, the engagement transient region determination unit 86b determines that the garage shift operation has performed a predetermined advance. The engagement transient state of the hydraulic friction engaging element, that is, the first clutch C1 and the second brake B2, which is involved in establishing the gear stage, for example, the first shift stage (1st), is determined. Then, when the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is determined, for example, the engagement transient region determination unit 86b determines the engagement transient state among the three region determination flags F0, F1, and F2. It is shown by one or one. The region determination flag F0 indicates that the first clutch C1 and the second brake B2 have not started the engaging operation, that is, the first clutch C1 and the second brake B2 are released. Further, the region determination flag F1 indicates a state from the start of the engagement operation of the first clutch C1 and the second brake B2 to the establishment of the first shift stage (1st). Further, the area determination flag F2 indicates a state in which the first clutch C1 and the second brake B2 are completely engaged and the first shift stage (1st) is established.

例えば、図６に示すように、係合過渡領域判定部８６ｂでは、エンジン始動判定部８８でエンジン１２が始動したと判定されてから、ガレージシフト操作判定部９０でガレージシフト操作が行われたと判定されてから所定時間ｔｂが経過するまで、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が上記領域判定フラグＦ０とされる。なお、上記所定時間ｔｂは、ガレージシフト操作が行われて例えば第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が実際に係合動作を開始するまでの応答遅れ時間を示す。また、係合過渡領域判定部８６ｂでは、ガレージシフト操作判定部９０でガレージシフト操作が行われたと判定されてから所定時間ｔｂが経過してから、クラッチ係合判定部８６ａで第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が完全係合したと判定されるまで、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が上記領域判定フラグＦ１とされる。また、係合過渡領域判定部８６ｂでは、クラッチ係合判定部８６ａで第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が完全係合したと判定されると、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が上記領域判定フラグＦ２とされる。 For example, as shown in FIG. 6, in the engagement transient region determination unit 86b, after the engine start determination unit 88 determines that the engine 12 has started, the garage shift operation determination unit 90 determines that the garage shift operation has been performed. The engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is set to the area determination flag F0 until a predetermined time tb elapses. The predetermined time tb indicates the response delay time until the garage shift operation is performed and, for example, the first clutch C1 and the second brake B2 actually start the engaging operation. Further, in the engagement transient region determination unit 86b, after a predetermined time tb has elapsed after the garage shift operation determination unit 90 determines that the garage shift operation has been performed, the clutch engagement determination unit 86a performs the first clutch C1 and Until it is determined that the second brake B2 is completely engaged, the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is set as the region determination flag F1. Further, in the engagement transient region determination unit 86b, when the clutch engagement determination unit 86a determines that the first clutch C1 and the second brake B2 are completely engaged, the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged. The transient state is set to the region determination flag F2.

オルタネータ発電制御部９２は、エンジン出力制御部８４に受け渡された係合過渡領域判定部８６ｂでの領域判定フラグＦ０、Ｆ１、Ｆ２に基づいて、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）を制御する。例えば、図６に示すように、オルタネータ発電制御部９２では、係合過渡領域判定部８６ｂで第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が上記領域判定フラグＦ０であると示されると、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が所定値Ｔｏ１となるようにオルタネータ負荷トルクＴｏを制御する。また、オルタネータ発電制御部９２では、係合過渡領域判定部８６ｂで第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が上記領域判定フラグＦ１であると示されると、すなわち係合過渡領域判定部８６ｂで第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が上記領域判定フラグＦ０から上記領域判定フラグＦ１へ切り換わると、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が所定値Ｔｏ１から零に低減するようにオルタネータ負荷トルクＴｏを制御する。また、オルタネータ発電制御部９２では、係合過渡領域判定部８６ｂで第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が上記領域判定フラグＦ２であると示されて所定時間ｔｃが経過すると、すなわち係合過渡領域判定部８６ｂで第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が上記領域判定フラグＦ１から上記領域判定フラグＦ２へ切り換わって所定時間ｔｃが経過すると、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が零から所定値Ｔｏ１に上昇するようにオルタネータ負荷トルクＴｏを制御する。なお、上記所定時間ｔｃは、ガレージシフト操作によって所定の前進ギヤ段例えば第１変速段（１ｓｔ）が成立してからタービン回転数Ｎｔ（ｒｐｍ）の変化がなくなる（すなわち所定時間当たりのタービン回転数Ｎｔ（ｒｐｍ）の変化が所定値以下となる）までの時間、すなわち第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が完全係合させられて自動変速機２２内部の負荷すなわちトランスミッション負荷トルクＴｔ（Ｎｍ）が最大値Ｔｔｍａｘの状態からタービン回転数Ｎｔ（ｒｐｍ）の変化がなくなりトランスミッション負荷トルクＴｔ（Ｎｍ）が定常状態すなわち所定値Ｔｔ１に低減させられるまでの時間である。 The alternator power generation control unit 92 controls the alternator load torque To (Nm) based on the area determination flags F0, F1 and F2 in the engagement transient region determination unit 86b passed to the engine output control unit 84. For example, as shown in FIG. 6, in the alternator power generation control unit 92, when the engagement transient region determination unit 86b indicates that the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is the region determination flag F0. , The alternator load torque To is controlled so that the alternator load torque To (Nm) becomes a predetermined value To1. Further, in the alternator power generation control unit 92, when the engagement transient region determination unit 86b indicates that the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is the region determination flag F1, that is, the engagement transient region determination. When the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is switched from the region determination flag F0 to the region determination flag F1 in the unit 86b, the alternator load torque To (Nm) is reduced from the predetermined value To1 to zero. The alternator load torque To is controlled so as to. Further, in the alternator power generation control unit 92, when the engagement transient region determination unit 86b indicates that the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is the region determination flag F2 and a predetermined time ct elapses, That is, when the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is switched from the region determination flag F1 to the region determination flag F2 in the engagement transient region determination unit 86b and a predetermined time ct elapses, the alternator load torque To The alternator load torque To is controlled so that (Nm) rises from zero to a predetermined value To1. In the predetermined time tc, there is no change in the turbine rotation speed Nt (rpm) after the predetermined forward gear stage, for example, the first transmission stage (1st) is established by the garage shift operation (that is, the turbine rotation speed per predetermined time). The time until the change of Nt (rpm) becomes equal to or less than a predetermined value), that is, the load inside the automatic transmission 22, that is, the transmission load torque Tt (Nm) is reduced by fully engaging the first clutch C1 and the second brake B2. This is the time from the state of the maximum value Ttmax until the change of the turbine rotation speed Nt (rpm) disappears and the transmission load torque Tt (Nm) is reduced to the steady state, that is, the predetermined value Tt1.

図５は、電子制御装置５６において、車両停車中にシフトレバー２７を例えば非走行ポジションであるニュートラル位置（Ｎ位置）から走行ポジションであるドライブ位置（Ｄ位置）へ切り換えるガレージシフト操作が行われたときにおけるオルタネータ発電制御の制御作動の一例を説明するフローチャートである。また、図６は、図５のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートである。 In FIG. 5, in the electronic control device 56, a garage shift operation was performed in which the shift lever 27 was switched from the neutral position (N position), which is a non-traveling position, to the drive position (D position), which is a traveling position, while the vehicle was stopped. It is a flowchart explaining an example of the control operation of the alternator power generation control at the time. Further, FIG. 6 is a time chart when the control operation shown in the flowchart of FIG. 5 is executed.

先ず、エンジン始動判定部８８の機能に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、エンジン１２が始動したか否かが判定される。Ｓ１の判定が否定される場合には、再度Ｓ１が実行されるが、Ｓ１の判定が肯定される場合（図６のｔ１時点）には、オルタネータ発電制御部９２の機能に対応するＳ２が実行される。Ｓ２では、所定時間ｔａが経過するまで間オルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏ（発電量）を略零に維持し、所定時間ｔａが経過するとオルタネータ負荷トルクＴｏが所定値Ｔｏ１となるようにオルタネータ負荷トルクＴｏを上昇させるオルタネータ発電制御が実行される。 First, in step S1 corresponding to the function of the engine start determination unit 88 (hereinafter, step is omitted), it is determined whether or not the engine 12 has started. If the determination of S1 is denied, S1 is executed again, but if the determination of S1 is affirmed (at the time of t1 in FIG. 6), S2 corresponding to the function of the alternator power generation control unit 92 is executed. Will be done. In S2, the alternator load torque To (power generation amount) of the alternator 29 is maintained at substantially zero until the predetermined time ta elapses, and when the predetermined time ta elapses, the alternator load torque To becomes the predetermined value To1. Alternator power generation control that raises To is executed.

次に、係合過渡領域判定部８６ｂの機能に対応するＳ３が実行される。Ｓ３では、領域判定フラグがＦ１であるか否かが、すなわち例えば第１変速段（１ｓｔ）を成立するための油圧式摩擦係合要素である第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が領域判定フラグＦ１と示されているか否かが判定される。Ｓ３の判定が否定される場合すなわち第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が領域判定フラグＦ０であると示されている場合には、再度Ｓ２が実行されるが、Ｓ３の判定が肯定される場合すなわちガレージシフト操作から所定時間ｔｂが経過した場合（図６のｔ２時点）には、オルタネータ発電制御部９２の機能に対応するＳ４が実行される。Ｓ４では、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が所定値Ｔｏ１から零に低減させられる。 Next, S3 corresponding to the function of the engagement transient region determination unit 86b is executed. In S3, whether or not the area determination flag is F1, that is, the engagement transient of the first clutch C1 and the second brake B2, which are hydraulic friction engagement elements for establishing the first shift stage (1st), for example. It is determined whether or not the state is indicated by the area determination flag F1. If the determination of S3 is denied, that is, if the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is indicated to be the area determination flag F0, S2 is executed again, but the determination of S3. When is affirmed, that is, when a predetermined time tb has elapsed from the garage shift operation (at the time of t2 in FIG. 6), S4 corresponding to the function of the alternator power generation control unit 92 is executed. In S4, the alternator load torque To (Nm) is reduced from the predetermined value To1 to zero.

次に、係合過渡領域判定部８６ｂの機能に対応するＳ５が実行される。Ｓ５では、領域判定フラグがＦ２であるか否かが、すなわち第１変速段を成立するための油圧式摩擦係合要素である第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が領域判定フラグＦ２であると示されているか否かが判定される。Ｓ３の判定が否定される場合すなわち第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合過渡状態が領域判定フラグＦ１であると示されている場合には、再度Ｓ４が実行されるが、Ｓ５の判定が肯定される場合すなわち第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が完全係合して第１変速段（１ｓｔ）が成立した場合（図６のｔ３時点）には、オルタネータ発電制御部９２の機能に対応するＳ６が実行される。Ｓ６では、所定時間ｔｃが経過すると、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が零から所定値Ｔｏ１に上昇させられる。 Next, S5 corresponding to the function of the engagement transient region determination unit 86b is executed. In S5, whether or not the region determination flag is F2, that is, the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2, which are hydraulic friction engagement elements for establishing the first shift stage, is region determination. It is determined whether or not the flag F2 is indicated. When the determination of S3 is denied, that is, when the engagement transient state of the first clutch C1 and the second brake B2 is indicated to be the region determination flag F1, S4 is executed again, but the determination of S5. When is affirmed, that is, when the first clutch C1 and the second brake B2 are completely engaged and the first shift stage (1st) is established (at the time of t3 in FIG. 6), the function of the alternator power generation control unit 92 is activated. The corresponding S6 is executed. In S6, when the predetermined time tc elapses, the alternator load torque To (Nm) is increased from zero to a predetermined value To1.

図６のタイムチャートに示すように、本実施例では、図５のＳ３で領域判定フラグがＦ１である期間、すなわちシフトレバー２７がニュートラル位置（Ｎ位置）からドライブ位置（Ｄ位置）へ切り換えられて第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が係合動作を開始してから第１変速段（１ｓｔ）が成立させられるまで期間、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が、ニュートラル位置（Ｎ位置）からドライブ位置（Ｄ位置）へ切り換えられた時点のオルタネータ負荷トルクＴｏつまり所定値Ｔｏ１（Ｎｍ）よりも低減させられる。また、例えば従来では、一点鎖線Ｌ１で示すように、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が、図５のＳ３で領域判定フラグがＦ１である期間でも所定値Ｔｏ１に維持される。このため、本実施例では、破線Ｌ２で示すようにエンジン１２に対する負荷トルクＴtotal（Ｎｍ）がエンジントルクＴｅ（Ｎｍ）より大きくなることがないので、実線Ｌ３で示すようにエンジン回転数Ｎｅがアイドル回転数Ｎｅｉｄｌより低くならない。しかしながら、従来では、一点鎖線Ｌ４で示すようにエンジン１２に対する負荷トルクＴtotal（Ｎｍ）がエンジントルクＴｅより大きくなるので、一点鎖線Ｌ５に示すようにエンジン回転数Ｎｅがアイドル回転数Ｎｅｉｄｌよりも低くなる。また、本実施例では、トランスミッション負荷トルクＴｔ（Ｎｍ）においてタービン回転数Ｎｔ（ｒｐｍ）の変化がなくなりトランスミッション負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）が最大値Ｔｔｍａｘから所定値Ｔｔ１に低減させられた後に、オルタネータ負荷トルクＴｏが零から所定値Ｔｏ１に上昇させられるので、エンジントルクＴｅがエンジンに対する負荷トルクＴtotalより大きくなることがない。なお、エンジンに対する負荷トルクＴtotal（Ｎｍ）とは、エンジンフリクショントルクＴｆ（Ｎｍ）と、トランスミッション負荷トルクＴｔ（Ｎｍ）と、オルタネータ負荷トルクＴｏ（Ｎｍ）とを足し合わせたトルクである。 As shown in the time chart of FIG. 6, in this embodiment, the period in which the area determination flag is F1 in S3 of FIG. 5, that is, the shift lever 27 is switched from the neutral position (N position) to the drive position (D position). The alternator load torque To (Nm) drives from the neutral position (N position) during the period from when the first clutch C1 and the second brake B2 start engaging operation until the first shift stage (1st) is established. It is reduced from the alternator load torque To, that is, the predetermined value To1 (Nm) at the time of switching to the position (D position). Further, for example, conventionally, as shown by the alternate long and short dash line L1, the alternator load torque To (Nm) is maintained at a predetermined value To1 even during the period in which the region determination flag is F1 in S3 of FIG. Therefore, in this embodiment, the load torque Ttotal (Nm) with respect to the engine 12 does not become larger than the engine torque Te (Nm) as shown by the broken line L2, so that the engine speed Ne is idle as shown by the solid line L3. The number of revolutions should not be lower than Neidl. However, conventionally, since the load torque Ttotal (Nm) for the engine 12 is larger than the engine torque Te as shown by the alternate long and short dash line L4, the engine speed Ne is lower than the idle speed Nedl as shown by the alternate long and short dash line L5. .. Further, in this embodiment, after the change in the turbine rotation speed Nt (rpm) disappears at the transmission load torque Tt (Nm) and the transmission load torque To (Nm) is reduced from the maximum value Ttmax to the predetermined value Tt1, the alternator load is applied. Since the torque To is increased from zero to a predetermined value To1, the engine torque Te does not become larger than the load torque Ttotal for the engine. The load torque Ttotal (Nm) for the engine is a torque obtained by adding the engine friction torque Tf (Nm), the transmission load torque Tt (Nm), and the alternator load torque To (Nm).

上述のように、本実施例の車両１０の電子制御装置５６によれば、シフトレバー２７がニュートラル位置からドライブ位置への切換操作によって自動変速機２２内部の負荷であるトランスミッション負荷トルクＴｔが急増してエンジン１２の負荷トルクの総和が増大する期間、すなわち自動変速機２２の第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が係合動作を開始してから第１変速段が成立させられるまでの期間は、オルタネータ発電制御部９２によって、オルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏが、シフトレバー２７がニュートラル位置からドライブ位置へ切換えられた時点のオルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏよりも低減させられるので、エンジン１２に対する負荷トルクの総和が増大することが好適に抑制され、エンジンストールの発生が好適に抑制される。 As described above, according to the electronic control device 56 of the vehicle 10 of the present embodiment, the transmission load torque Tt, which is the load inside the automatic transmission 22, is rapidly increased by the operation of switching the shift lever 27 from the neutral position to the drive position. The period during which the total load torque of the engine 12 increases, that is, the period from when the first clutch C1 and the second brake B2 of the automatic transmission 22 start engaging operation until the first shift stage is established is Since the alternator load torque To of the alternator 29 is reduced by the alternator power generation control unit 92 to be smaller than the alternator load torque To of the alternator 29 when the shift lever 27 is switched from the neutral position to the drive position, the load torque with respect to the engine 12 is reduced. The increase in the total torque is preferably suppressed, and the occurrence of engine stall is preferably suppressed.

また、本実施例の車両１０の電子制御装置５６によれば、トルクコンバータ２０は、エンジン１２に動力伝達可能に連結されたポンプ翼車２０ｐと、自動変速機２２に動力伝達可能に連結されたタービン翼車２０ｔと、ポンプ翼車２０ｐおよびタービン翼車２０ｔの間を直結可能な多板式のロックアップクラッチ３２とを、備えることにある。このため、ロックアップクラッチ３２の多板化による引摺トルクの増加によって自動変速機２２内部のトランスミッション負荷トルクＴｔがエンジン１２に伝達され易くなり、エンジン１２の負荷トルクの総和が、ロックアップクラッチ３２が単板である時よりも増大する場合であっても、自動変速機２２の第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が係合動作を開始してから第１変速段が成立させられるまでの期間は、オルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏが低減させられるので、好適にエンジン１２の負荷トルクの総和が抑制させられる。 Further, according to the electronic control device 56 of the vehicle 10 of the present embodiment, the torque converter 20 is connected to the pump impeller 20p which is connected to the engine 12 so as to be able to transmit power, and to the automatic transmission 22 so as to be able to transmit power. A multi-plate lockup clutch 32 capable of directly connecting the turbine impeller 20t and the pump impeller 20p and the turbine impeller 20t is provided. Therefore, the transmission load torque Tt inside the automatic transmission 22 is easily transmitted to the engine 12 due to the increase in the drag torque due to the increase in the number of plates of the lockup clutch 32, and the total load torque of the engine 12 is calculated by the lockup clutch 32. Even if the number of plates is larger than that of a single plate, the period from when the first clutch C1 and the second brake B2 of the automatic transmission 22 start engaging operation until the first shift stage is established is Since the alternator load torque To of the alternator 29 is reduced, the total load torque of the engine 12 is preferably suppressed.

また、本実施例の車両１０の電子制御装置５６によれば、オルタネータ発電制御部９２は、車両１０が停止中においてシフトレバー２７がニュートラル位置からドライブ位置へ切換えられて第１変速段が成立してタービン回転数Ｎｔ（ｒｐｍ）の変化がなくなると、オルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏを、第１変速段が成立させられた時点のオルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏよりも上昇することにある。このため、タービン回転数Ｎｔ（ｒｐｍ）の変化がなくなることによって自動変速機２２のトランスミッション負荷トルクＴｔが第１変速段が成立させられた時に比べて低減させられるので、オルタネータ発電制御部９２によってオルタネータ２９のオルタネータ負荷トルクＴｏが上昇させられても、エンジンストールの発生が好適に抑制される。 Further, according to the electronic control device 56 of the vehicle 10 of the present embodiment, in the alternator power generation control unit 92, the shift lever 27 is switched from the neutral position to the drive position while the vehicle 10 is stopped, and the first shift stage is established. When the change in the turbine rotation speed Nt (rpm) disappears, the alternator load torque To of the alternator 29 is increased from the alternator load torque To of the alternator 29 at the time when the first shift stage is established. Therefore, since the change in the turbine rotation speed Nt (rpm) is eliminated, the transmission load torque Tt of the automatic transmission 22 is reduced as compared with the time when the first shift stage is established. Therefore, the alternator power generation control unit 92 reduces the alternator. Even if the alternator load torque To of 29 is increased, the occurrence of engine stall is suitably suppressed.

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、本発明はその他の態様においても適用される。 Although the examples of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, the present invention also applies to other aspects.

例えば、前述の実施例において、オルタネータ発電制御部９２では、シフトレバー２７がニュートラル位置（Ｎ位置）からドライブ位置（Ｄ位置）へ切り換えられて所定時間ｔｂが経過すると、オルタネータ負荷トルクＴｏを低減していたが、例えばシフトレバー２７がニュートラル位置からリバース位置（Ｒ位置）へ切り換えられて所定時間ｔｂが経過した場合、或いはシフトレバー２７がパーキング位置（Ｐ位置）からドライブ位置（Ｄ位置）へ切り換えらえて所定時間ｔｂが経過して場合でも、オルタネータ負荷トルクＴｏを低減しても良い。 For example, in the above-described embodiment, in the alternator power generation control unit 92, when the shift lever 27 is switched from the neutral position (N position) to the drive position (D position) and a predetermined time tb elapses, the alternator load torque To is reduced. However, for example, when the shift lever 27 is switched from the neutral position to the reverse position (R position) and a predetermined time tb elapses, or when the shift lever 27 is switched from the parking position (P position) to the drive position (D position). The alternator load torque To may be reduced even when the predetermined time tb has elapsed.

また、前述の実施例において、オルタネータ発電制御部９２では、ガレージシフト操作によって第１変速段（１ｓｔ）が成立してタービン回転数Ｎｔ（ｒｐｍ）の変化がなくなると、オルタネータ負荷トルクＴｏを上昇していたが、例えばガレージシフト操作によって第１変速段が成立すると同時に、オルタネータ負荷トルクＴｏを上昇させる指令を出力しても良い。 Further, in the above-described embodiment, in the alternator power generation control unit 92, when the first shift stage (1st) is established by the garage shift operation and the turbine rotation speed Nt (rpm) does not change, the alternator load torque To is increased. However, for example, a command to increase the alternator load torque To may be output at the same time that the first shift stage is established by the garage shift operation.

また、前述の実施例において、オルタネータ発電制御部９２では、シフトレバー２７がニュートラル位置（Ｎ位置）からドライブ位置（Ｄ位置）へ切り換えられて所定時間ｔｂが経過すると、オルタネータ負荷トルクＴｏを零に低減していたが、必ずしもオルタネータ負荷トルクＴｏを零に低減する必要はない。すなわち、シフトレバー２７がニュートラル位置（Ｎ位置）からドライブ位置（Ｄ位置）へ切り換えられた時点のオルタネータ負荷トルクＴｏの値すなわち所定値Ｔｏ１より低くエンジンストールが発生しない程度の大きさであれば良い。 Further, in the above-described embodiment, in the alternator power generation control unit 92, when the shift lever 27 is switched from the neutral position (N position) to the drive position (D position) and a predetermined time tb elapses, the alternator load torque To becomes zero. Although it was reduced, it is not always necessary to reduce the alternator load torque To to zero. That is, the alternator load torque To value at the time when the shift lever 27 is switched from the neutral position (N position) to the drive position (D position), that is, a value lower than the predetermined value To1 and a size that does not cause engine stall may be sufficient. ..

また、前述の実施例において、ロックアップクラッチ３２は、多板式のロックアップクラッチが使用されていたが、例えば単板式のロックアップクラッチが使用されても良い。 Further, in the above-described embodiment, the lockup clutch 32 is a multi-plate type lockup clutch, but for example, a single plate type lockup clutch may be used.

なお、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。 It should be noted that the above is only one embodiment, and the present invention can be carried out in a mode in which various changes and improvements are made based on the knowledge of those skilled in the art.

１０：車両
１２：エンジン
２０：トルクコンバータ
２０ｐ：ポンプ翼車
２０ｔ：タービン翼車
２２：自動変速機
２７：シフトレバー
２９：オルタネータ
３２：ロックアップクラッチ
５６：電子制御装置（制御装置）
９２：オルタネータ発電制御部（オルタネータ制御手段）
Ｂ１：第１ブレーキ（摩擦係合要素）
Ｂ２：第２ブレーキ（摩擦係合要素）
Ｃ１：第１クラッチ（摩擦係合要素）
Ｃ２：第２クラッチ（摩擦係合要素）
Ｃ３：第３クラッチ（摩擦係合要素）
Ｃ４：第４クラッチ（摩擦係合要素）
Ｔｏ：オルタネータ負荷トルク（負荷） 10: Vehicle 12: Engine 20: Torque converter 20p: Pump impeller 20t: Turbine impeller 22: Automatic transmission 27: Shift lever 29: Alternator 32: Lockup clutch 56: Electronic control device (control device)
92: Alternator power generation control unit (alternator control means)
B1: First brake (friction engagement element)
B2: 2nd brake (friction engagement element)
C1: First clutch (friction engagement element)
C2: 2nd clutch (friction engagement element)
C3: 3rd clutch (friction engagement element)
C4: 4th clutch (friction engagement element)
To: Alternator load torque (load)

Claims

エンジンと、前記エンジンによって回転駆動されるオルタネータと、複数の摩擦係合要素が選択的に係合または解放されることにより所定の変速段を形成する自動変速機と、前記エンジンと前記自動変速機との間に設けられたトルクコンバータと、非走行ポジションおよび走行ポジションを含む複数のシフト位置へ切り換え操作されるシフトレバーとを備える車両の、制御装置であって、
前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられて前記自動変速機の前記摩擦係合要素が係合動作を開始してから前記所定の変速段が成立させられるまでの前記オルタネータの負荷を、前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられた時点の前記オルタネータの負荷よりも、低減させるオルタネータ制御手段を、含み、
前記オルタネータ制御手段は、前記車両が停止中において前記シフトレバーが前記非走行ポジションから前記走行ポジションへ切換えられて前記所定の変速段が成立して前記トルクコンバータのタービン翼車の回転変化がなくなると、前記オルタネータの負荷を、前記所定の変速段が成立させられた時点の前記オルタネータの負荷よりも上昇させる
ことを特徴とする車両の制御装置。 An engine, an alternator rotationally driven by the engine, an automatic transmission that forms a predetermined shift stage by selectively engaging or disengaging a plurality of friction engaging elements, and the engine and the automatic transmission. A control device for a vehicle including a torque converter provided between the vehicle and a shift lever that is switched to a plurality of shift positions including a non-traveling position and a traveling position.
The load of the alternator from the time when the shift lever is switched from the non-traveling position to the traveling position and the friction engaging element of the automatic transmission starts the engaging operation until the predetermined shift stage is established. , said load than said alternator when the shift lever is switched from the non-travel position to the travel position, the alternator control means causes reduction, seen including,
In the alternator control means, when the vehicle is stopped, the shift lever is switched from the non-traveling position to the traveling position, the predetermined shift stage is established, and the rotation change of the turbine impeller of the torque converter disappears. , A vehicle control device, characterized in that the load of the alternator is increased above the load of the alternator at the time when the predetermined shift stage is established .