JP2008298025A

JP2008298025A - Vehicle driving force control device

Info

Publication number: JP2008298025A
Application number: JP2007147533A
Authority: JP
Inventors: Kunio Hattori; 邦雄服部; Hideaki Otsubo; 秀顕大坪
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2007-06-01
Filing date: 2007-06-01
Publication date: 2008-12-11

Abstract

【課題】減速後の再加速時におけるドライバビリティを向上させる車両用駆動力制御装置を提供する。
【解決手段】エンジン１２と自動変速機１６との間の動力伝達経路にトルクコンバータ１４を備えた駆動力伝達装置において、前記エンジン１２の出力トルクを制御する車両用駆動力制御装置であって、車両加速時において、予め定められた関係から前記トルクコンバータ１４の入力トルク容量に相当するポンプトルクＴpに基づいて前記エンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqを決定するものであることから、前記エンジン１２の回転速度変化及びトルクコンバータ１４の速度比ｅを考慮してそのエンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqを決定できるため、減速後においても良好な加速特性を実現することができる。
【選択図】図４A vehicular driving force control apparatus that improves drivability during re-acceleration after deceleration is provided.
In a driving force transmission device including a torque converter in a power transmission path between an engine and an automatic transmission, the vehicle driving force control device controls the output torque of the engine. During vehicle acceleration, the required output torque Tereq of the engine 12 is determined based on a pump torque Tp corresponding to the input torque capacity of the torque converter 14 from a predetermined relationship. Since the output torque request amount Tereq of the engine 12 can be determined in consideration of the rotational speed change and the speed ratio e of the torque converter 14, good acceleration characteristics can be realized even after deceleration.
[Selection] Figure 4

Description

本発明は、駆動力源と自動変速機との間の動力伝達経路に流体式動力伝達装置を備えた駆動力伝達装置において、前記駆動力源の出力トルクを制御する車両用駆動力制御装置に関し、特に、減速後の再加速時におけるドライバビリティを向上させるための改良に関する。 The present invention relates to a vehicle driving force control device for controlling an output torque of a driving force source in a driving force transmission device including a fluid power transmission device in a power transmission path between a driving force source and an automatic transmission. In particular, the present invention relates to an improvement for improving drivability during re-acceleration after deceleration.

駆動力源と自動変速機との間の動力伝達経路に流体式動力伝達装置（トルクコンバータ）を備えた駆動力伝達装置が知られている。斯かる駆動力伝達装置において、減速後の加速ショックを低減するための技術が提案されている。例えば、特許文献１に記載されたトルクコンバータ付内燃機関の制御装置がそれである。この技術によれば、車両減速時における流体式動力伝達装置のスリップ量に応じて内燃機関の吸入空気量及び点火遅角量の補正値を算出し、その算出された補正値に応じて内燃機関の吸入空気量及び点火遅角量を補正して内燃機関の出力トルクを制御することにより、減速後の加速ショックを低減して良好な加速フィーリングが得られるとされている。 2. Description of the Related Art A driving force transmission device including a fluid power transmission device (torque converter) in a power transmission path between a driving force source and an automatic transmission is known. In such a driving force transmission device, a technique for reducing acceleration shock after deceleration has been proposed. For example, this is the control device for an internal combustion engine with a torque converter described in Patent Document 1. According to this technique, the correction value of the intake air amount and the ignition retardation amount of the internal combustion engine is calculated according to the slip amount of the fluid type power transmission device at the time of vehicle deceleration, and the internal combustion engine is calculated according to the calculated correction value. By correcting the intake air amount and ignition retard amount of the engine and controlling the output torque of the internal combustion engine, it is said that a good acceleration feeling can be obtained by reducing the acceleration shock after deceleration.

特開平８−４２３７０号公報JP-A-8-42370

しかし、前記従来の技術は、流体式動力伝達装置のスリップ量に応じて吸入空気量及び点火遅角量を補正するものであることから、アクセル踏込後の流体式動力伝達装置のスリップ量は成り行きとなってしまい、良好なドライバビリティが得られない可能性があった。すなわち、減速後の再加速時におけるドライバビリティを向上させる車両用駆動力制御装置の開発が求められていた。 However, the conventional technology corrects the intake air amount and the ignition delay amount in accordance with the slip amount of the fluid power transmission device, so that the slip amount of the fluid power transmission device after the accelerator is depressed is in effect. As a result, good drivability may not be obtained. That is, development of a vehicle driving force control device that improves drivability during re-acceleration after deceleration has been demanded.

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、減速後の再加速時におけるドライバビリティを向上させる車両用駆動力制御装置を提供することにある。 The present invention has been made against the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a vehicle driving force control device that improves drivability during re-acceleration after deceleration.

斯かる目的を達成するために、本発明の要旨とするところは、駆動力源と自動変速機との間の動力伝達経路に流体式動力伝達装置を備えた駆動力伝達装置において、前記駆動力源の出力トルクを制御する車両用駆動力制御装置であって、車両加速時において、予め定められた関係から前記流体式動力伝達装置の入力トルク容量に基づいて前記駆動力源の出力トルク要求量を決定することを特徴とするものである。 In order to achieve such an object, the gist of the present invention is to provide a driving force transmission device including a fluid power transmission device in a power transmission path between a driving force source and an automatic transmission. A driving force control device for a vehicle for controlling an output torque of a power source, wherein an output torque request amount of the driving force source is determined based on an input torque capacity of the fluid type power transmission device from a predetermined relationship during vehicle acceleration It is characterized by determining.

このようにすれば、駆動力源と自動変速機との間の動力伝達経路に流体式動力伝達装置を備えた駆動力伝達装置において、前記駆動力源の出力トルクを制御する車両用駆動力制御装置であって、車両加速時において、予め定められた関係から前記流体式動力伝達装置の入力トルク容量に基づいて前記駆動力源の出力トルク要求量を決定するものであることから、前記駆動力源の回転速度変化及び流体式動力伝達装置の速度比を考慮してその駆動力源の出力トルク要求量を決定できるため、減速後においても良好な加速特性を実現することができる。すなわち、減速後の再加速時におけるドライバビリティを向上させる車両用駆動力制御装置を提供することができる。 In this way, in the driving force transmission device including the fluid power transmission device in the power transmission path between the driving force source and the automatic transmission, the vehicle driving force control for controlling the output torque of the driving force source. An output torque request amount of the driving force source based on an input torque capacity of the fluid-type power transmission device based on a predetermined relationship at the time of vehicle acceleration. Since the required output torque of the driving force source can be determined in consideration of the change in the rotational speed of the source and the speed ratio of the fluid power transmission device, good acceleration characteristics can be realized even after deceleration. That is, it is possible to provide a vehicle driving force control device that improves drivability during re-acceleration after deceleration.

ここで、好適には、前記流体式動力伝達装置の入力トルク容量は、予め定められた性能曲線からその流体式動力伝達装置の入出力速度比に基づいて導出されるものである。このようにすれば、実用的な態様で前記流体式動力伝達装置の入力トルク容量を導出することができる。 Here, preferably, the input torque capacity of the fluid type power transmission device is derived from a predetermined performance curve based on an input / output speed ratio of the fluid type power transmission device. In this way, the input torque capacity of the fluid power transmission device can be derived in a practical manner.

また、好適には、前記駆動力源の出力トルク要求量は、前記流体式動力伝達装置の入力トルク容量以上となるように決定されるものである。このようにすれば、前記流体式動力伝達装置の入力トルク容量に所定の加速感向上トルク補正値を加味する等して、実用的な態様で好適な減速後の再加速を実現できる。 Preferably, the required output torque amount of the driving force source is determined to be equal to or greater than the input torque capacity of the fluid power transmission device. In this way, it is possible to realize a suitable reacceleration after deceleration in a practical manner by adding a predetermined acceleration feeling improvement torque correction value to the input torque capacity of the fluid type power transmission device.

また、好適には、前記駆動力源の出力トルク要求量は、予め設定された加速感向上トルクを前記流体式動力伝達装置の出力トルク容量に加算することにより決定されるものである。このようにすれば、実用的な態様で好適な駆動力源の出力トルク要求量を決定できる。 Preferably, the output torque request amount of the driving force source is determined by adding a preset acceleration feeling improving torque to the output torque capacity of the fluid type power transmission device. In this way, it is possible to determine the required output torque amount of the driving force source suitable in a practical manner.

以下、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、本発明が好適に適用される車両用駆動力伝達装置１０（以下、単に伝達装置１０という）の骨子図である。この伝達装置１０は、車両の左右方向（横置き）に搭載するＦＦ車両に好適に用いられるものであって、走行用の駆動力源であるエンジン１２と、そのエンジン１２のクランク軸に連結された流体式動力伝達装置であるトルクコンバータ１４と、そのトルクコンバータ１４の出力軸に連結された自動変速機１６とを、備えて構成されている。この自動変速機１６は、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置１８を主体として構成されている第１変速部２０と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置２２及びシングルピニオン型の第３遊星歯車装置２４を主体としてラビニヨ型に構成されている第２変速部２６とを同軸線上に有し、入力軸２８の回転を変速して出力回転部材３０から出力させる。上記入力軸２８は入力部材に相当するものであり、本実施例においては、上記エンジン１２によって回転駆動される上記トルクコンバータ１４のタービン軸である。また、上記出力回転部材３０は自動変速機１６の出力部材に相当するものであり、図３に示す差動歯車装置４２に動力を伝達するためにそのデフドリブンギヤ（大径歯車）４４と噛み合う出力歯車すなわちデフドライブギヤとして機能する。上記エンジン１２の出力は、トルクコンバータ１４、自動変速機１６、差動歯車装置４２、及び左右一対の車軸４６を介して左右一対の駆動輪（前輪）４８へ伝達されるようになっている。なお、この伝達装置１０は中心線に対して略対称的に構成されており、図１ではその中心線の下半分が省略されている。 FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle driving force transmission device 10 (hereinafter simply referred to as a transmission device 10) to which the present invention is preferably applied. The transmission device 10 is preferably used for an FF vehicle mounted in the left-right direction (horizontal) of the vehicle, and is connected to an engine 12 that is a driving force source for traveling and a crankshaft of the engine 12. And a torque converter 14 that is a fluid type power transmission device, and an automatic transmission 16 connected to the output shaft of the torque converter 14. The automatic transmission 16 includes a first transmission unit 20 mainly composed of a single pinion type first planetary gear unit 18, a double pinion type second planetary gear unit 22, and a single pinion type third planetary gear unit. A second transmission 26 that is configured as a Ravigneaux type with the device 24 as a main body is provided on the coaxial line, and the rotation of the input shaft 28 is shifted and output from the output rotation member 30. The input shaft 28 corresponds to an input member. In this embodiment, the input shaft 28 is a turbine shaft of the torque converter 14 that is rotationally driven by the engine 12. The output rotating member 30 corresponds to an output member of the automatic transmission 16, and an output meshing with a differential driven gear (large-diameter gear) 44 for transmitting power to the differential gear device 42 shown in FIG. It functions as a gear or differential drive gear. The output of the engine 12 is transmitted to a pair of left and right drive wheels (front wheels) 48 via the torque converter 14, the automatic transmission 16, the differential gear device 42, and a pair of left and right axles 46. The transmission device 10 is substantially symmetrical with respect to the center line, and the lower half of the center line is omitted in FIG.

上記エンジン１２は、例えば、気筒内噴射される燃料の燃焼によって駆動力を発生させるガソリンエンジン等の内燃機関である。また、上記トルクコンバータ１４は、上記エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車３４と、上記自動変速機１６の入力軸２８に連結されたタービン翼車３６と、一方向クラッチによって上記自動変速機１６のハウジング３２に対する一方向の回転が阻止されているステータ翼車３８とを備え、上記ポンプ翼車３４とタービン翼車３６との間で流体を介して動力伝達を行う流体式動力伝達装置である。また、上記ポンプ翼車３４及びタービン翼車３６の間には、それらを直結するためのロックアップクラッチ４０が設けられている。 The engine 12 is, for example, an internal combustion engine such as a gasoline engine that generates a driving force by combustion of fuel injected in a cylinder. The torque converter 14 includes the pump impeller 34 connected to the crankshaft of the engine 12, the turbine impeller 36 connected to the input shaft 28 of the automatic transmission 16, and a one-way clutch. And a stator impeller 38 that is prevented from rotating in one direction with respect to the housing 32 of the machine 16, and a fluid type power transmission device that transmits power between the pump impeller 34 and the turbine impeller 36 via a fluid. It is. A lock-up clutch 40 is provided between the pump impeller 34 and the turbine impeller 36 for connecting them directly.

前記自動変速機１６では、第１変速部２０及び第２変速部２６の各回転要素（サンギヤＳ１〜Ｓ３、キャリアＣＡ１〜ＣＡ３、リングギヤＲ１〜Ｒ３）のうちのいずれかの連結状態の組み合わせに応じて第１変速段「１ｓｔ」〜第６変速段「６ｔｈ」の６つの前進変速段が成立させられると共に、後進変速段「Ｒ」の後進変速段が成立させられる。図２は、この自動変速機１０において複数の変速段を成立させる際の係合要素の作動状態を説明する作動表である。この作動表は、上記各変速段とクラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１〜Ｂ３の作動状態との関係をまとめたものであり、「○」は係合、「◎」はエンジンブレーキ時のみ係合を表している。第１変速段「１ｓｔ」を成立させるブレーキＢ２には並列に一方向クラッチＦ１が設けられているため、発進時（加速時）には必ずしもブレーキＢ２を係合させる必要は無いのである。また、各変速段の変速比は、第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２２、及び第３遊星歯車装置２４の各ギヤ比（＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）ρ１、ρ２、ρ３によって適宜定められる。 In the automatic transmission 16, depending on the combination of any one of the rotation states (sun gears S1 to S3, carriers CA1 to CA3, and ring gears R1 to R3) of the first transmission unit 20 and the second transmission unit 26. Thus, the six forward shift stages from the first shift stage “1st” to the sixth shift stage “6th” are established, and the reverse shift stage of the reverse shift stage “R” is established. FIG. 2 is an operation table for explaining the operation states of the engagement elements when a plurality of shift speeds are established in the automatic transmission 10. This operation table summarizes the relationship between the above-mentioned shift speeds and the operation states of the clutches C1, C2 and the brakes B1 to B3. “○” indicates engagement, and “◎” indicates engagement only during engine braking. Represents. Since the one-way clutch F1 is provided in parallel to the brake B2 that establishes the first shift stage “1st”, it is not always necessary to engage the brake B2 at the time of start (acceleration). Further, the gear ratios of the respective gear stages are the gear ratios of the first planetary gear device 18, the second planetary gear device 22, and the third planetary gear device 24 (= number of teeth of the sun gear / number of teeth of the ring gear) ρ1, ρ2. , Ρ3 as appropriate.

図２に示すように、前記自動変速機１６において、例えば前進ギヤ段では、クラッチＣ１及び一方向クラッチＦ１（エンジンブレーキ時にはそれに加えてブレーキＢ２の係合) により第１速ギヤ段が、クラッチＣ１及びブレーキＢ１の係合により第２速ギヤ段が、クラッチＣ１及びブレーキＢ３の係合により第３速ギヤ段が、クラッチＣ１及びクラッチＣ２の係合により第４速ギヤ段が、クラッチＣ２及びブレーキＢ３の係合により第５速ギヤ段が、クラッチＣ２及びブレーキＢ１の係合により第６速ギヤ段が、それぞれ成立させられるようになっている。また、ブレーキＢ２及びブレーキＢ３の係合により後進ギヤ段が成立させられ、クラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１〜Ｂ３の何れも解放されることによりニュートラル状態となるように構成されている。 As shown in FIG. 2, in the automatic transmission 16, for example, in the forward gear stage, the first speed gear stage is changed to the clutch C1 by the clutch C1 and the one-way clutch F1 (in addition to the engagement of the brake B2 during engine braking). And the engagement of the brake B1, the second gear is set, the engagement of the clutch C1 and the brake B3 is the third gear, the engagement of the clutch C1 and the clutch C2 is the fourth gear, the clutch C2 and the brake. The fifth gear is established by engaging B3, and the sixth gear is established by engaging clutch C2 and brake B1. Further, the reverse gear is established by the engagement of the brake B2 and the brake B3, and the clutch C1, C2 and the brakes B1 to B3 are all released to be in the neutral state.

上記クラッチＣ１、Ｃ２、及びブレーキＢ１〜Ｂ３（以下、特に区別しない場合は単にクラッチＣ、ブレーキＢという）は、例えば、多板式のクラッチやブレーキ等、油圧アクチュエータによってその係合状態が制御される油圧式摩擦係合装置であり、図３に示す油圧制御回路５２のリニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５の励磁・非励磁や電流制御により、その係合状態が切り換えられると共に、係合時或いは解放時の過渡油圧等が制御されるようになっている。 The engagement states of the clutches C1 and C2 and the brakes B1 to B3 (hereinafter simply referred to as the clutch C and the brake B unless otherwise distinguished) are controlled by a hydraulic actuator such as a multi-plate clutch or a brake. This is a hydraulic friction engagement device, and the engagement state is switched by excitation / de-excitation and current control of the linear solenoid valves SL1 to SL5 of the hydraulic control circuit 52 shown in FIG. Transient oil pressure is controlled.

図３は、前記伝達装置１０等を制御するために車両に設けられた電気的な制御系統を説明するブロック線図である。この図３に示す電子制御装置５０は、車両の駆動力制御装置として機能するものであり、例えばＲＯＭ、ＲＡＭ、ＣＰＵ、及び入出力インターフェース等を含む所謂マイクロコンピュータである。この電子制御装置５０のＣＰＵは、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って入力信号を処理することにより、上記リニアソレノイドバルブＳＬ１〜ＳＬ５を介しての前記自動変速機１６の変速制御や、後述する電子スロットル弁８２及び燃料噴射弁８６等を介しての前記エンジン１２の出力制御等の各種制御を実行する。 FIG. 3 is a block diagram illustrating an electrical control system provided in the vehicle for controlling the transmission device 10 and the like. The electronic control device 50 shown in FIG. 3 functions as a vehicle driving force control device, and is a so-called microcomputer including, for example, a ROM, a RAM, a CPU, an input / output interface, and the like. The CPU of the electronic control unit 50 processes the input signal in accordance with a program stored in advance in the ROM while utilizing the temporary storage function of the RAM, thereby the automatic transmission 16 through the linear solenoid valves SL1 to SL5. And various controls such as output control of the engine 12 through an electronic throttle valve 82 and a fuel injection valve 86, which will be described later.

図３に示すように、本実施例の伝達装置１０では、所謂アクセル開度ＡＰＯとして知られるアクセルペダル５４の操作量がアクセル操作量センサ５６により検出されると共に、そのアクセル開度ＡＰＯを表す信号が上記電子制御装置５０に供給されるようになっている。上記アクセルペダル５４は、運転者の出力要求量に応じて大きく踏み込み操作されるものであり、アクセル操作部材に相当し、アクセル開度ＡＰＯは出力要求量に対応する。また、前記エンジン１２の回転速度ＮＥを検出するためのエンジン回転速度センサ５８、そのエンジン１２の吸入空気量Ｑを検出するための吸入空気量センサ６０、吸入空気の温度Ｔ_Aを検出するための吸入空気温度センサ６２、前記エンジン１２の電子スロットル弁８２の全閉状態（アイドル状態）及びその開度θ_THを検出するためのアイドルスイッチ付スロットルセンサ６４、車速Ｖ（出力回転部材３０の回転速度ＮＯＵＴに対応）を検出するための車速センサ６６、前記エンジン１２の冷却水温Ｔ_Wを検出するための冷却水温センサ６８、常用ブレーキであるフットブレーキペダル８０の操作の有無を検出するためのブレーキスイッチ７０、シフトレバー７２のレバーポジション（操作位置）Ｐ_SHを検出するためのレバーポジションセンサ７４、タービン回転速度ＮＴ（＝入力軸２８の回転速度ＮＩＮ）を検出するためのタービン回転速度センサ７６、油圧制御回路５２内の作動油の温度であるＡＴ油温Ｔ_OILを検出するためのＡＴ油温センサ７８等が設けられており、それらのセンサやスイッチからエンジン回転速度ＮＥ、吸入空気量Ｑ、吸入空気温度Ｔ_A、スロットル弁開度θ_TH、車速Ｖ、エンジン冷却水温Ｔ_W、ブレーキ操作の有無、シフトレバー７２のレバーポジションＰ_SH、タービン回転速度ＮＴ、ＡＴ油温Ｔ_OIL等を表す信号が電子制御装置５０に供給されるようになっている。 As shown in FIG. 3, in the transmission device 10 of the present embodiment, an operation amount of the accelerator pedal 54 known as the so-called accelerator opening APO is detected by an accelerator operation amount sensor 56, and a signal representing the accelerator opening APO is detected. Is supplied to the electronic control unit 50. The accelerator pedal 54 is largely depressed according to the driver's required output amount, corresponds to an accelerator operation member, and the accelerator opening APO corresponds to the required output amount. The engine rotational speed sensor 58 for detecting the rotational speed NE of the engine 12, the intake air quantity sensor 60 for detecting an intake air quantity Q of the engine 12, for detecting the temperature T _A of intake air An intake air temperature sensor 62, a throttle sensor 64 with an idle switch for detecting the fully closed state (idle state) of the electronic throttle valve 82 of the engine 12 and its opening _θTH , vehicle speed V (the rotational speed of the output rotating member 30) a brake switch for detecting the presence or absence of the operation of the cooling water temperature sensor 68, a foot brake pedal 80 is a service brake for detecting a vehicle speed sensor 66, the cooling water temperature T _W of the engine 12 for detecting the corresponding) to NOUT 70, lever position (operation position) of the shift lever 72 lever position sensor for detecting the P _SH 74, the turbine rotation speed NT AT for detecting a turbine rotational speed sensor 76 for detecting (= rotational speed NIN of the input shaft 28), which is the temperature of the hydraulic oil in the hydraulic control circuit 52 AT oil temperature T _OIL An oil temperature sensor 78 and the like are provided, and from these sensors and switches, the engine speed NE, the intake air amount Q, the intake air temperature T _A , the throttle valve opening θ _TH , the vehicle speed V, the engine cooling water temperature T _W , the brake Signals indicating presence / absence of operation, lever position P _SH of the shift lever 72, turbine rotational speed NT, AT oil temperature T _{OIL and the} like are supplied to the electronic control unit 50.

また、前記エンジン１２に吸気を行うための吸気管には、前記電子スロットル弁８２を駆動するスロットルアクチュエータ８４が設けられている。また、前記エンジン１２の気筒或いは上記吸気管には、燃料の噴射量及び噴射タイミング等を制御するための燃料噴射弁８６が設けられている。上記電子スロットル弁８２のスロットル開度θ_THは、アクセル開度ＡＰＯの増加と共に増加する予め設定され且つ記憶された一定の電子スロットル基本制御特性から実際のアクセル開度ＡＰＯに基づいてスロットルアクチュエータ８４により制御される。 In addition, a throttle actuator 84 that drives the electronic throttle valve 82 is provided in an intake pipe for performing intake to the engine 12. Further, a fuel injection valve 86 for controlling the fuel injection amount, the injection timing, and the like is provided in the cylinder of the engine 12 or the intake pipe. The throttle opening θ _TH of the electronic throttle valve 82 is determined by the throttle actuator 84 based on the actual accelerator opening APO from a predetermined electronic throttle basic control characteristic that is preset and stored, which increases as the accelerator opening APO increases. Be controlled.

図４は、前記電子制御装置５０に備えられた制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。この図４に示すように、前記伝達装置１０には、前記電子制御装置５０による情報の書き込み及び読み出しが可能なＲＡＭ等の記憶部８８が設けられている。なお、この記憶部８８は、前記電子制御装置５０に内蔵されたＲＡＭ等によって代替されるものであってもよい。 FIG. 4 is a functional block diagram for explaining the main part of the control function provided in the electronic control unit 50. As shown in FIG. 4, the transmission device 10 is provided with a storage unit 88 such as a RAM that can be written and read by the electronic control device 50. The storage unit 88 may be replaced by a RAM or the like built in the electronic control unit 50.

図５は、従来の技術による車両減速後の再加速時におけるショックの発生について説明するタイムチャートである。この図５では、２→１変速中の時点ｔ１において前記アクセルペダル５４の踏込操作が開始されている。この踏込操作に従い、前記電子スロットル弁８２や燃料噴射弁８６等を介して前記エンジン１２の出力制御が行われ、実線で示すエンジン回転速度（回転数）ＮＥ及び一点鎖線で示すタービン回転速度（回転数）ＮＴが共に上昇させられる。このとき、前記トルクコンバータ１４の入出力速度比が一端低下させられた後に上昇させられると共に、その容量係数が一端上昇させられた後に低下させられる。続いて、時点ｔ２において第１変速段「１ｓｔ」が成立させられると、破線で囲って示すように、前記トルクコンバータ１４の容量係数の急変動が発生する。この容量係数の変動に対応して前記トルクコンバータ１４の入出力速度比が変動し、それにより駆動系伝達トルクがオーバーシュートするおそれがある。斯かるオーバーシュートは運転者に飛び出し感を与え、ドライバビリティの低下に繋がる。本実施例の制御では、そのようなトルクコンバータ１４の入出力速度比の変動に起因するドライバビリティの低下を抑制するためにそのトルクコンバータ１４の入力トルク容量に基づいて前記エンジン１２の出力トルク要求量を決定するものであり、図４に示す制御機能は、斯かる制御を実現するために前記電子制御装置５０に機能的に備えられたものである。以下、図６〜図８を参照しつつ、図４に示す各機能による制御の詳細について分説する。 FIG. 5 is a time chart for explaining the occurrence of a shock at the time of reacceleration after deceleration of the vehicle according to the prior art. In FIG. 5, the depression operation of the accelerator pedal 54 is started at time t1 during 2 → 1 shift. According to this stepping operation, output control of the engine 12 is performed via the electronic throttle valve 82, the fuel injection valve 86, etc., and the engine speed (rotation speed) NE indicated by a solid line and the turbine speed (rotation speed) indicated by a one-dot chain line. Number) NT is raised together. At this time, the input / output speed ratio of the torque converter 14 is raised after being lowered once, and the capacity coefficient is lowered after being raised once. Subsequently, when the first shift stage “1st” is established at time t2, a sudden change in the capacity coefficient of the torque converter 14 occurs, as indicated by the broken line. The input / output speed ratio of the torque converter 14 fluctuates in response to the fluctuation of the capacity coefficient, which may cause the drive system transmission torque to overshoot. Such an overshoot gives the driver a feeling of jumping out and leads to a decrease in drivability. In the control of the present embodiment, the output torque request of the engine 12 is based on the input torque capacity of the torque converter 14 in order to suppress the decrease in drivability due to such fluctuation of the input / output speed ratio of the torque converter 14. The control function shown in FIG. 4 is functionally provided in the electronic control unit 50 to realize such control. Hereinafter, the details of the control by each function shown in FIG. 4 will be described with reference to FIGS.

図４に示す速度比算出手段１００は、前記トルクコンバータ１４の入出力速度比ｅを算出する。具体的には、前記トルクコンバータ１４の入力回転速度すなわち前記エンジン回転速度センサ５８により検出されるエンジン回転速度ＮＥと、そのトルクコンバータ１４の出力回転速度すなわち前記タービン回転速度センサ７６により検出されるタービン回転速度ＮＴとの比ｅ（＝ＮＴ／ＮＥ）を算出する。 The speed ratio calculation means 100 shown in FIG. 4 calculates the input / output speed ratio e of the torque converter 14. Specifically, the input rotational speed of the torque converter 14, that is, the engine rotational speed NE detected by the engine rotational speed sensor 58, and the output rotational speed of the torque converter 14, that is, the turbine detected by the turbine rotational speed sensor 76. A ratio e (= NT / NE) with the rotational speed NT is calculated.

ポンプトルク算出手段１０２は、予め定められた関係から、上記速度比算出手段１００により算出される入出力速度比ｅに基づいて、前記トルクコンバータ１４の入力トルク容量に相当するポンプトルクＴpを導出する。具体的には、予め実験的に求められて前記記憶部８８に記憶された図６に示すような前記トルクコンバータ１４の性能曲線１１２から、上記速度比算出手段１００により算出される入出力速度比ｅに基づいて、そのトルクコンバータ１４の容量係数Ｃを導出する。そして、その容量係数Ｃ及びエンジン回転速度センサ５８により検出されるエンジン回転速度ＮＥに基づき、次の（１）式に従って前記トルクコンバータ１４のポンプトルクＴpを算出する。 The pump torque calculation means 102 derives a pump torque Tp corresponding to the input torque capacity of the torque converter 14 based on the input / output speed ratio e calculated by the speed ratio calculation means 100 from a predetermined relationship. . Specifically, the input / output speed ratio calculated by the speed ratio calculating means 100 from the performance curve 112 of the torque converter 14 as shown in FIG. Based on e, the capacity coefficient C of the torque converter 14 is derived. Based on the capacity coefficient C and the engine speed NE detected by the engine speed sensor 58, the pump torque Tp of the torque converter 14 is calculated according to the following equation (1).

Ｔp＝Ｃ×ＮＥ² ・・・（１） Tp = C × NE ² (1)

ポンプトルク補正手段１０４は、前記ポンプトルク算出手段１０２により算出されるポンプトルクＴpを補正する。例えば、前記自動変速機１６の変速時においては、その変速動作に係るイナーシャトルクＴiを前記ポンプトルク算出手段１０２により算出されるポンプトルクＴpに加算する補正を行う。なお、斯かるイナーシャトルクＴiがポンプトルクＴpに比べて十分に小さい場合等、補正分がほとんど無視できる場合には斯かる補正は行われなくともよい。また、後述する出力トルク要求量算出手段１０８による制御において斯かる補正値を加算する態様も考えられる。 The pump torque correcting means 104 corrects the pump torque Tp calculated by the pump torque calculating means 102. For example, at the time of shifting of the automatic transmission 16, correction is performed by adding the inertia torque Ti related to the shifting operation to the pump torque Tp calculated by the pump torque calculating means 102. It should be noted that such correction may not be performed when the correction amount is almost negligible, such as when the inertia torque Ti is sufficiently smaller than the pump torque Tp. Further, a mode in which such a correction value is added in the control by the output torque request amount calculation means 108 described later is also conceivable.

エンジントルク推定手段１０６は、その時点における前記エンジン１２の出力トルクＴoを推定する。具体的には、予め定められた関係から、前記エンジン回転速度センサ５８により検出されるエンジン回転速度ＮＥ及びアイドルスイッチ付スロットルセンサ６４により検出されるスロットル開度θ_THに基づいて、その時点における前記エンジン１２の出力トルクＴoを導出する。 The engine torque estimating means 106 estimates the output torque To of the engine 12 at that time. More specifically, based on a predetermined relationship, based on the engine rotational speed NE detected by the engine rotational speed sensor 58 and the throttle opening θ _TH detected by the throttle sensor 64 with an idle switch, An output torque To of the engine 12 is derived.

出力トルク要求量算出手段１０８は、前記エンジン１２の出力を制御するための出力トルク要求量Ｔereqを算出する。具体的には、予め定められた関係から、前記ポンプトルク算出手段１０２により算出されるポンプトルクＴp或いはポンプトルク補正手段１０４により補正されたポンプトルクＴpに基づいて前記エンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqを決定する。なお、前記ポンプトルクＴpは、前記トルクコンバータ１４の入出力速度比ｅに基づいて算出されるものであるため、上記出力トルク要求量算出手段１０８は、換言すれば、予め定められた関係から、前記トルクコンバータ１４の入出力速度比ｅに基づいて、前記エンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqを決定するものである。 The output torque request amount calculation means 108 calculates an output torque request amount Tereq for controlling the output of the engine 12. Specifically, based on a predetermined relationship, the output torque request amount Tereq of the engine 12 based on the pump torque Tp calculated by the pump torque calculation unit 102 or the pump torque Tp corrected by the pump torque correction unit 104. To decide. Since the pump torque Tp is calculated based on the input / output speed ratio e of the torque converter 14, the output torque request amount calculation means 108, in other words, from a predetermined relationship, The required output torque Tereq of the engine 12 is determined based on the input / output speed ratio e of the torque converter 14.

図７は、上記出力トルク要求量算出手段１０８による前記エンジン１２の出力トルク要求量決定制御について説明する図である。この図７に示すように、上記出力トルク要求量算出手段１０８は、例えば、予め実験的に求められて前記記憶部８８に記憶された運転者の加速感を向上させるための加速感向上トルクＴaをポンプトルクＴpに加算することにより、それらの和としての出力トルク要求量Ｔereqを算出する。すなわち、前記エンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqは、好適には、前記トルクコンバータ１４のポンプトルクＴp以上となるように決定されるものである。なお、上記加速感向上トルクＴaは、予め定められた一定の値（定数）であってもよいし、例えば前記アクセル操作量センサ５６により検出されるアクセル開度ＡＰＯ等に応じて導出される値（変数）であっても構わない。 FIG. 7 is a diagram for explaining the output torque request amount determination control of the engine 12 by the output torque request amount calculation means 108. As shown in FIG. 7, the output torque request amount calculation means 108 is, for example, an acceleration feeling improvement torque Ta for improving the driver's acceleration feeling that is experimentally obtained in advance and stored in the storage unit 88. Is added to the pump torque Tp to calculate the output torque request amount Tereq as the sum of them. That is, the required output torque Tereq of the engine 12 is preferably determined to be equal to or greater than the pump torque Tp of the torque converter 14. The acceleration feeling improving torque Ta may be a predetermined constant value (constant), for example, a value derived according to the accelerator opening APO detected by the accelerator operation amount sensor 56 or the like. (Variable).

エンジントルク制御手段１１０は、前記出力トルク要求量算出手段１０８により算出される出力トルク要求量Ｔereqに応じて前記エンジン１２の出力を制御する。具体的には、前記スロットルアクチュエータ８４を介しての電子スロットル弁８２の開度（スロットル開度θ_TH）の制御や、前記燃料噴射弁８６を介しての燃料噴射量及び噴射タイミングの制御等により、前記エンジントルク推定手段１０６により推定される前記エンジン１２の出力トルクＴoと、前記出力トルク要求量算出手段１０８により算出される出力トルク要求量Ｔereqとの差が可及的に小さくなるように制御する。本実施例の制御において、前記出力トルク要求量算出手段１０８は、予め定められた関係から前記トルクコンバータ１４の入力トルク容量に相当するポンプトルクＴpに基づいて前記エンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqを決定するものであることから、上記エンジントルク制御手段１１０によりその出力トルク要求量Ｔereqに対応する値となるように前記エンジン１２の出力トルクを制御することで、前記トルクコンバータ１４の入出力速度比ｅに起因するドライバビリティの低下を抑制することができ、車両減速後の再加速時等においても好適な加速感を実現することができるのである。 The engine torque control unit 110 controls the output of the engine 12 according to the output torque request amount Tereq calculated by the output torque request amount calculation unit 108. Specifically, by controlling the opening of the electronic throttle valve 82 (throttle opening θ _TH ) via the throttle actuator 84, controlling the fuel injection amount and injection timing via the fuel injection valve 86, and the like. Control is performed so that the difference between the output torque To of the engine 12 estimated by the engine torque estimating means 106 and the required output torque Tereq calculated by the required output torque calculating means 108 becomes as small as possible. To do. In the control of this embodiment, the output torque request amount calculation means 108 calculates the output torque request amount Tereq of the engine 12 based on the pump torque Tp corresponding to the input torque capacity of the torque converter 14 from a predetermined relationship. Therefore, by controlling the output torque of the engine 12 so that the engine torque control means 110 has a value corresponding to the required output torque Tereq, the input / output speed ratio of the torque converter 14 is controlled. A decrease in drivability due to e can be suppressed, and a suitable acceleration feeling can be realized even during re-acceleration after deceleration of the vehicle.

図８は、前記電子制御装置５０による車両減速後の再加速時におけるエンジントルク制御の要部を説明するフローチャートであり、所定の周期で繰り返し実行されるものである。 FIG. 8 is a flowchart for explaining a main part of engine torque control at the time of re-acceleration after vehicle deceleration by the electronic control unit 50, and is repeatedly executed at a predetermined cycle.

先ず、ステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、前記エンジン回転速度センサ５８によりエンジン回転速度ＮＥが検出されると共に、前記タービン回転速度センサ７６によりタービン回転速度ＮＴが検出される。次に、前記速度比算出手段１００の動作に対応するＳ２において、Ｓ１にて検出されたエンジン回転速度ＮＥ及びタービン回転速度ＮＴに基づいて前記トルクコンバータ１４の入出力速度比ｅ（＝ＮＴ／ＮＥ）が算出される。次に、前記ポンプトルク算出手段１０２の動作に対応するＳ３において、前記記憶部８８に記憶されたトルクコンバータ１４の性能曲線１１２から、Ｓ２にて算出された入出力速度比ｅに基づいて、そのトルクコンバータ１４のポンプトルクＴpが算出される。次に、前記ポンプトルク補正手段１０４の動作に対応するＳ４において、Ｓ３にて算出されたポンプトルクＴpにイナーシャトルクＴiが加算されてその値が補正される。次に、前記エンジントルク推定手段１０６の動作に対応するＳ５において、Ｓ１にて検出されたエンジン回転速度ＮＥやアイドルスイッチ付スロットルセンサ６４により検出されるスロットル開度θ_THに基づいて、その時点における前記エンジン１２の出力トルクＴoが推定される。次に、前記出力トルク要求量算出手段１０８の動作に対応するＳ６において、Ｓ３にて算出されると共にＳ４にて補正されたポンプトルクＴpに所定の加速感向上トルクＴaが加算されてエンジントルク要求量（出力トルク要求量）Ｔereqが算出される。次に、前記エンジントルク制御手段１１０の動作に対応するＳ７において、前記電子スロットル弁８２及び燃料噴射弁８６等を介して、Ｓ５にて推定された前記エンジン１２の出力トルクＴoと、Ｓ６にて算出された出力トルク要求量Ｔereqとの差が可及的に小さくなるように前記エンジン１２の出力トルク制御が実行された後、本ルーチンが終了させられる。 First, in step (hereinafter, step is omitted) S1, the engine rotational speed NE is detected by the engine rotational speed sensor 58, and the turbine rotational speed NT is detected by the turbine rotational speed sensor 76. Next, in S2 corresponding to the operation of the speed ratio calculating means 100, the input / output speed ratio e (= NT / NE) of the torque converter 14 based on the engine speed NE and the turbine speed NT detected in S1. ) Is calculated. Next, in S3 corresponding to the operation of the pump torque calculation means 102, based on the input / output speed ratio e calculated in S2 from the performance curve 112 of the torque converter 14 stored in the storage unit 88, A pump torque Tp of the torque converter 14 is calculated. Next, in S4 corresponding to the operation of the pump torque correcting means 104, the inertia torque Ti is added to the pump torque Tp calculated in S3 to correct the value. Next, in S5 corresponding to the operation of the engine torque estimating means 106, based on the engine rotational speed NE detected in S1 and the throttle opening degree θ _TH detected by the throttle sensor 64 with an idle switch, An output torque To of the engine 12 is estimated. Next, in S6 corresponding to the operation of the output torque request amount calculation means 108, a predetermined acceleration feeling improvement torque Ta is added to the pump torque Tp calculated in S3 and corrected in S4, and an engine torque request is made. The amount (requested output torque amount) Tereq is calculated. Next, in S7 corresponding to the operation of the engine torque control means 110, the output torque To of the engine 12 estimated in S5 via the electronic throttle valve 82, the fuel injection valve 86 and the like, and in S6 After the output torque control of the engine 12 is executed so that the difference from the calculated output torque request amount Tereq is as small as possible, this routine is terminated.

このように、本実施例によれば、駆動力源であるエンジン１２と自動変速機１６との間の動力伝達経路に流体式動力伝達装置であるトルクコンバータ１４を備えた駆動力伝達装置において、前記エンジン１２の出力トルクを制御する車両用駆動力制御装置であって、車両加速時において、予め定められた関係から前記トルクコンバータ１４の入力トルク容量に相当するポンプトルクＴpに基づいて前記エンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqを決定するものであることから、前記エンジン１２の回転速度変化及びトルクコンバータ１４の速度比ｅを考慮してそのエンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqを決定できるため、減速後においても良好な加速特性を実現することができる。すなわち、減速後の再加速時におけるドライバビリティを向上させる車両用駆動力制御装置を提供することができる。 Thus, according to the present embodiment, in the driving force transmission device including the torque converter 14 that is a fluid type power transmission device in the power transmission path between the engine 12 that is the driving force source and the automatic transmission 16, A vehicular driving force control apparatus for controlling an output torque of the engine 12, wherein the engine 12 is based on a pump torque Tp corresponding to an input torque capacity of the torque converter 14 based on a predetermined relationship during vehicle acceleration. Since the output torque request amount Tereq of the engine 12 can be determined in consideration of the rotational speed change of the engine 12 and the speed ratio e of the torque converter 14, the output torque request amount Tereq of the engine 12 is determined. Even in this case, good acceleration characteristics can be realized. That is, it is possible to provide a vehicle driving force control device that improves drivability during re-acceleration after deceleration.

また、前記トルクコンバータ１４のポンプトルクＴpは、予め定められた性能曲線１１２からそのトルクコンバータ１４の入出力速度比ｅに基づいて導出されるものであるため、実用的な態様で前記トルクコンバータ１４のポンプトルクＴpを導出することができる。 Further, since the pump torque Tp of the torque converter 14 is derived from a predetermined performance curve 112 based on the input / output speed ratio e of the torque converter 14, the torque converter 14 is practically used. The pump torque Tp can be derived.

また、前記エンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqは、前記トルクコンバータ１４のポンプトルクＴp以上となるように決定されるものであるため、前記トルクコンバータ１４のポンプトルクＴpに所定の加速感向上トルク補正値Ｔaを加味する等して、実用的な態様で好適な減速後の再加速を実現できる。 Further, since the required output torque Tereq of the engine 12 is determined to be equal to or greater than the pump torque Tp of the torque converter 14, the pump torque Tp of the torque converter 14 is corrected to a predetermined acceleration feeling improvement torque correction. The re-acceleration after deceleration suitable for a practical aspect can be realized in consideration of the value Ta.

また、前記エンジン１２の出力トルク要求量Ｔereqは、予め設定された加速感向上トルクＴaを前記トルクコンバータ１４のポンプトルクＴpに加算することにより決定されるものであるため、実用的な態様で好適な駆動力源の出力トルク要求量を決定できる。 Further, the required output torque Tereq of the engine 12 is determined by adding a preset acceleration feeling improvement torque Ta to the pump torque Tp of the torque converter 14, and is therefore suitable in a practical aspect. The required output torque amount of the driving force source can be determined.

以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、更に別の態様においても実施される。 The preferred embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings. However, the present invention is not limited to these embodiments, and may be implemented in other modes.

例えば、前述の実施例において、前記ポンプトルク算出手段１０２は、前記トルクコンバータ１４の入出力速度比ｅに基づき（１）式に従ってそのトルクコンバータ１４のポンプトルクＴpを算出するものであったが、本発明はこれに限定されるものではなく、前記トルクコンバータ１４の入力トルク容量を好適に導出できるものであればその態様は問わない。すなわち、斯かる入力トルク容量を導出するために種々の数式或いは関係が適宜選択されて用いられ得る。同様に、前記出力トルク要求量算出手段１０８は、前記トルクコンバータ１４のポンプトルク１４に所定の加速感向上トルクＴaを加算することにより出力トルク要求値Ｔereqを算出するものであったが、前記トルクコンバータ１４の入力トルク容量に基づいて出力トルク要求値Ｔereqを算出するものであればよく、種々の数式或いは関係が適宜選択されて用いられ得る。 For example, in the above-described embodiment, the pump torque calculating means 102 calculates the pump torque Tp of the torque converter 14 according to the equation (1) based on the input / output speed ratio e of the torque converter 14. The present invention is not limited to this, and any mode may be used as long as the input torque capacity of the torque converter 14 can be suitably derived. That is, various mathematical formulas or relationships can be appropriately selected and used to derive such input torque capacity. Similarly, the output torque request amount calculation means 108 calculates the output torque request value Tereq by adding a predetermined acceleration feeling improvement torque Ta to the pump torque 14 of the torque converter 14. What is necessary is just to calculate the output torque request value Tereq based on the input torque capacity of the converter 14, and various mathematical formulas or relationships can be appropriately selected and used.

その他、一々例示はしないが、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲内において種々の変更が加えられて実施されるものである。 In addition, although not illustrated one by one, the present invention is implemented with various modifications within a range not departing from the gist thereof.

本発明が好適に適用される車両用駆動力伝達装置の骨子図である。1 is a skeleton diagram of a vehicle driving force transmission device to which the present invention is preferably applied. 図１の車両用駆動力伝達装置に備えられた自動変速機において複数の変速段を成立させる際の係合要素の作動状態を説明する作動表である。2 is an operation table for explaining an operation state of engagement elements when a plurality of shift stages are established in the automatic transmission provided in the vehicle driving force transmission device of FIG. 1. 図１の車両用駆動力伝達装置等を制御するために車両に設けられた電気的な制御系統を説明するブロック線図である。It is a block diagram explaining the electric control system provided in the vehicle in order to control the driving force transmission device for vehicles of FIG. 図３の電子制御装置に備えられた制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。It is a functional block diagram explaining the principal part of the control function with which the electronic control apparatus of FIG. 3 was equipped. 従来の技術による車両減速後の再加速時におけるショックの発生について説明するタイムチャートである。It is a time chart explaining generation | occurrence | production of the shock at the time of re-acceleration after vehicle deceleration by the prior art. 図１の車両用駆動力伝達装置に備えられたトルクコンバータの性能曲線を例示する図である。It is a figure which illustrates the performance curve of the torque converter with which the driving force transmission device for vehicles of FIG. 1 was equipped. 図３の電子制御装置によるエンジンの出力トルク要求量決定制御について説明する図である。It is a figure explaining the output torque request amount determination control of the engine by the electronic controller of FIG. 図３の電子制御装置による車両減速後の再加速時におけるエンジントルク制御の要部を説明するフローチャートである。FIG. 4 is a flowchart for explaining a main part of engine torque control during re-acceleration after vehicle deceleration by the electronic control device of FIG. 3.

Explanation of symbols

１０：車両用駆動力伝達装置
１２：エンジン（駆動力源）
１４：トルクコンバータ（流体式動力伝達装置）
１６：自動変速機
１１２：性能曲線 10: Vehicle driving force transmission device 12: Engine (driving force source)
14: Torque converter (fluid power transmission device)
16: Automatic transmission 112: Performance curve

Claims

In a driving force transmission device including a fluid power transmission device in a power transmission path between a driving force source and an automatic transmission, a vehicle driving force control device for controlling an output torque of the driving force source,
A vehicle driving force control device that determines a required output torque amount of the driving force source based on an input torque capacity of the fluid power transmission device from a predetermined relationship during vehicle acceleration.

2. The vehicle driving force control device according to claim 1, wherein the input torque capacity of the fluid power transmission device is derived from a predetermined performance curve based on an input / output speed ratio of the fluid power transmission device.

The vehicle driving force control device according to claim 1 or 2, wherein an output torque request amount of the driving force source is determined to be equal to or greater than an input torque capacity of the fluid type power transmission device.

4. The vehicle driving force control according to claim 3, wherein the output torque request amount of the driving force source is determined by adding a preset acceleration feeling improving torque to the output torque capacity of the fluid power transmission device. apparatus.