JP2008075736A

JP2008075736A - Shift control device for vehicular continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2008075736A
Application number: JP2006255053A
Authority: JP
Inventors: Shinya Toyoda; 晋哉豊田; Koji Taniguchi; 浩司谷口; Tadashi Tamura; 忠司田村; Naoto Tanaka; 直人田中; Akira Hino; 顕日野; Yasunari Matsui; 康成松井
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2006-09-20
Filing date: 2006-09-20
Publication date: 2008-04-03

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a shift control device for a vehicular continuously variable transmission, wherein a target speed ratio is properly set even in an extremely low rotating speed region where the detecting accuracy of an output rotating speed is worsened during shift operation of the continuously variable transmission, thereby improving shift controllability. <P>SOLUTION: In the shift control device, when an output rotating speed determining means 172 determines that an output shaft rotating speed N<SB>OUT</SB>is lower than a shift starting rotating speed N1, a target speed ratio setting means 154 sets a predetermined speed ratio γ' to determine an actual speed ratio γ to be the maximum speed ratio γmax in place of a target speed ratio γ* calculated in accordance with an target input shaft rotating speed N<SB>IN</SB>* and the actual output shaft rotating speed N<SB>OUT</SB>. As a result, shift control can be executed to surely determine the actual speed ratio γ to be the maximum speed ratio γmax even in the extremely low rotating speed region where the actual output shaft rotating speed N<SB>OUT</SB>is lower than the shift starting rotating speed N1 to worsen the detecting accuracy of the output shaft rotating speed N<SB>OUT</SB>, thereby improving shift controllability. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両用無段変速機の変速制御装置に係り、特に、無段変速機の変速を実行する際の目標変速比を設定する技術に関するものである。 The present invention relates to a shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly to a technique for setting a target gear ratio when executing a shift of a continuously variable transmission.

車両用無段変速機の変速制御装置において、目標入力回転速度と検出された出力回転速度とに基づいて目標変速比を算出し、実際の変速比がその目標変速比となるように変速を実行することが良く知られている。 A shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle calculates a target gear ratio based on a target input rotation speed and a detected output rotation speed, and executes a shift so that the actual gear ratio becomes the target gear ratio. It is well known to do.

例えば、特許文献１に記載された無段変速機の制御装置がそれである。この特許文献１には、固定シーブおよび可動シーブを備えた有効径が可変のプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、それら両プーリに巻き掛けられたベルトとを有するベルト式無段変速機の変速制御装置において、目標プライマリプーリ回転速度（目標入力回転速度に相当）と回転速度センサにより検出されたセカンダリプーリ回転速度（出力回転速度に相当）とに基づいて目標変速比（＝目標プライマリプーリ回転速度／セカンダリプーリ回転速度）を算出し、実際の変速比がその目標変速比となるように変速を行うことが、より具体的には可動シーブのシーブ位置を目標変速比に１対１に対応する目標シーブ位置となるように制御することにより実際の変速比が目標変速比となるように変速を行うことが記載されている。 For example, the control device for a continuously variable transmission described in Patent Document 1 is this. This patent document 1 discloses a shift control device for a belt-type continuously variable transmission having a primary pulley and a secondary pulley having a variable effective diameter, each having a fixed sheave and a movable sheave, and a belt wound around both pulleys. The target gear ratio (= target primary pulley rotational speed / secondary pulley) based on the target primary pulley rotational speed (corresponding to the target input rotational speed) and the secondary pulley rotational speed (corresponding to the output rotational speed) detected by the rotational speed sensor. Rotational speed) is calculated, and the gear shift is performed so that the actual gear ratio becomes the target gear ratio. More specifically, the sheave position of the movable sheave corresponding to the target gear ratio one-to-one It is described that the shift is performed so that the actual gear ratio becomes the target gear ratio by controlling so that

このように、目標変速比を設定（算出）するに当たっては出力回転速度が用いられる。しかし、この出力回転速度は回転速度センサによる検出値であり、外乱要因に基づく回転速度の変動がノイズ（外乱成分）として出力回転速度に含まれる場合があることから、この回転速度の変動が目標変速比の変化率に大きく影響する可能性がある。そこで、上記特許文献１では、検出された出力回転速度に対して上記ノイズを取り除くためのフィルタ処理を実行し、そのフィルタ処理後の出力回転速度に基づいて目標変速比を算出することによって、目標変速比に対する外乱要因の影響を防止（或いは抑制）することが提案されている。 Thus, the output rotational speed is used for setting (calculating) the target gear ratio. However, this output rotation speed is a value detected by the rotation speed sensor, and fluctuations in rotation speed based on disturbance factors may be included in the output rotation speed as noise (disturbance components). There is a possibility of greatly affecting the rate of change of the gear ratio. Therefore, in Patent Document 1, a filter process for removing the noise is performed on the detected output rotation speed, and a target gear ratio is calculated based on the output rotation speed after the filter process. It has been proposed to prevent (or suppress) the influence of disturbance factors on the gear ratio.

特開２００６−１７１８２号公報JP 2006-17182 A

ところで、回転速度センサによって検出される出力回転速度は、上述したように外乱要因の影響を受けるだけではなく、実際の出力回転速度が極低回転速度領域にある場合には、回転速度センサの特性上、出力回転速度の検出精度それ自体が悪化する可能性がある。つまり、回転速度に応じて周波数が変化する交流電圧から変換された所定時間内のパルス信号の数に基づいて出力回転速度を検出するような良く知られた電磁ピックアップ式回転速度センサ等を用いる場合に、出力回転速度が極めて零に近い極低回転速度領域にあると、所定時間内のパルス信号の数にばらつきが生じたり、パルス信号の出力タイミングが遅くなったりして検出精度自体が悪化する可能性がある。 By the way, the output rotation speed detected by the rotation speed sensor is not only influenced by the disturbance factor as described above, but also when the actual output rotation speed is in the extremely low rotation speed region, the characteristics of the rotation speed sensor In addition, the output rotation speed detection accuracy itself may deteriorate. That is, when using a well-known electromagnetic pickup type rotational speed sensor or the like that detects the output rotational speed based on the number of pulse signals within a predetermined time converted from an alternating voltage whose frequency changes according to the rotational speed. In addition, if the output rotational speed is in an extremely low rotational speed region that is extremely close to zero, the number of pulse signals within a predetermined time may vary, or the output timing of the pulse signal may be delayed, resulting in poor detection accuracy itself. there is a possibility.

そうすると、通常は目標変速比として最大変速比が算出されて実際の変速比がその最大変速比となるように変速制御が行われる出力回転速度の極低回転速度領域において、検出される出力回転速度の変動によって算出される目標変速比が振動的になってしまい、変速制御性が悪化するという問題が発生する可能性があった。 Then, normally, the output speed detected in the extremely low speed range of the output speed at which the maximum speed ratio is calculated as the target speed ratio and the speed change control is performed so that the actual speed ratio becomes the maximum speed ratio. There is a possibility that the target transmission gear ratio calculated by the fluctuation of the vibration becomes vibrational, and there is a possibility that the transmission controllability deteriorates.

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、無段変速機の変速に際して出力回転速度の検出精度が悪化する極低回転速度領域であっても目標変速比を適切に設定して変速制御性を向上することができる車両用無段変速機の変速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 the object of the present invention is to achieve a target even in an extremely low rotational speed region in which the detection accuracy of the output rotational speed deteriorates during a shift of the continuously variable transmission. It is an object of the present invention to provide a transmission control device for a continuously variable transmission for a vehicle that can improve transmission controllability by appropriately setting a transmission ratio.

かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a) 無段変速機が配設された車両において、目標入力回転速度と検出された出力回転速度とに基づいて目標変速比を算出し、実際の変速比がその目標変速比となるように変速を行う車両用無段変速機の変速制御装置であって、(b) 車速関連値が所定車速関連値より小さいか否かを判定する車速関連値判定手段と、(c) 前記車速関連値判定手段により前記車速関連値が所定車速関連値より小さいと判定された場合には、前記目標変速比を算出することに替えて、その目標変速比として前記実際の変速比を最大変速比とするための所定変速比を設定する目標変速比設定手段とを、含むことにある。 The gist of the invention according to claim 1 for achieving this object is as follows: (a) In a vehicle provided with a continuously variable transmission, based on a target input rotational speed and a detected output rotational speed. A shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle that calculates a target gear ratio and shifts so that the actual gear ratio becomes the target gear ratio, and (b) a vehicle speed related value is smaller than a predetermined vehicle speed related value Vehicle speed related value determining means for determining whether or not (c) the vehicle speed related value determining means determines that the vehicle speed related value is smaller than a predetermined vehicle speed related value; Instead of this, there is included target speed ratio setting means for setting a predetermined speed ratio for setting the actual speed ratio as the maximum speed ratio as the target speed ratio.

このようにすれば、車速関連値判定手段により車速関連値が所定車速関連値より小さいと判定された場合には、目標入力回転速度と検出された出力回転速度とに基づいて目標変速比が算出されることに替えて、目標変速比設定手段によりその目標変速比として実際の変速比を最大変速比とするための所定変速比が設定されるので、車速関連値が所定車速関連値より小さくなって検出される出力回転速度の検出精度が悪化する極低回転速度領域であっても、実際の変速比が確実にその最大変速比となるよう変速制御を実行することができて、変速制御性を向上することができる。 In this way, when the vehicle speed related value determining means determines that the vehicle speed related value is smaller than the predetermined vehicle speed related value, the target gear ratio is calculated based on the target input rotation speed and the detected output rotation speed. Instead, the target gear ratio setting means sets a predetermined gear ratio for setting the actual gear ratio as the maximum gear ratio as the target gear ratio, so that the vehicle speed related value becomes smaller than the predetermined vehicle speed related value. Even in an extremely low rotational speed range where the detection accuracy of the output rotational speed detected in this way is deteriorated, the speed change control can be executed so that the actual speed ratio is surely the maximum speed ratio. Can be improved.

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の車両用無段変速機の変速制御装置において、前記所定変速比は、前記最大変速比に所定値を加えた値である。このようにすれば、無段変速機や変速制御装置等のハードにばらつきがあったとしても、実際の変速比を一層確実に最大変速比とすることができる。 The invention according to claim 2 is the transmission control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the predetermined speed ratio is a value obtained by adding a predetermined value to the maximum speed ratio. In this way, even if there are variations in hardware such as continuously variable transmissions and transmission control devices, the actual transmission ratio can be more reliably set to the maximum transmission ratio.

ここで、好適には、前述無段変速機は、前記無段変速機は、動力伝達部材として機能する伝動ベルトが有効径が可変である一対の可変プーリに巻き掛けられ変速比が無段階に連続的に変化させられる形式のベルト式無段変速機、共通の軸心まわりに回転させられる一対のコーン部材とその軸心と交差する回転中心回転可能な複数個のローラがそれら一対のコーン部材の間で挟圧されそのローラの回転中心と軸心との交差角が変化させられることによって変速比が連続的に変化させられる形式のトロイダル型無段変速機等により構成される。 Preferably, in the continuously variable transmission, the continuously variable transmission is configured such that a transmission belt functioning as a power transmission member is wound around a pair of variable pulleys having a variable effective diameter so that the transmission ratio is continuously variable. A continuously variable belt type continuously variable transmission, a pair of cone members that rotate around a common axis, and a plurality of rollers that can rotate about the rotation center intersecting the axis. And a toroidal continuously variable transmission of a type in which the gear ratio is continuously changed by changing the crossing angle between the rotation center of the roller and the shaft center.

また、好適には、前記車速関連値とは、車両の速度である車速に１対１に対応する関連値（相当値）であって、車速関連値としてその車速はもちろんのことその他に、例えば前記出力回転速度、車軸の回転速度、プロペラシャフトの回転速度、差動歯車装置の出力軸の回転速度などが用いられる。 Preferably, the vehicle speed related value is a related value (equivalent value) corresponding to the vehicle speed, which is the speed of the vehicle, on a one-to-one basis. The output rotational speed, the rotational speed of the axle, the rotational speed of the propeller shaft, the rotational speed of the output shaft of the differential gear device, and the like are used.

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

図１は、本発明が適用された車両用駆動装置１０の構成を説明する骨子図である。この車両用駆動装置１０は横置き型自動変速機であって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源としてエンジン１２を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、エンジン１２のクランク軸、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ分配される。 FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a vehicle drive device 10 to which the present invention is applied. This vehicle drive device 10 is a horizontal automatic transmission, which is suitably employed in an FF (front engine / front drive) type vehicle, and includes an engine 12 as a driving power source. The output of the engine 12 composed of an internal combustion engine is the crankshaft of the engine 12, the torque converter 14 as a fluid transmission device, the forward / reverse switching device 16, the belt type continuously variable transmission (CVT) 18, the reduction gear. It is transmitted to the differential gear device 22 via the device 20 and distributed to the left and right drive wheels 24L, 24R.

トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、およびトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３４を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、油圧制御回路１００（図２、図３参照）内の図示しないロックアップコントロールバルブ（L/C制御弁）などによって係合側油室および解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６を係合解放制御したり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。 The torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft of the engine 12 and a turbine impeller 14t connected to the forward / reverse switching device 16 via a turbine shaft 34 corresponding to an output side member of the torque converter 14. And power transmission is performed via a fluid. A lock-up clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t, and a lock-up control valve (L not shown) in the hydraulic control circuit 100 (see FIGS. 2 and 3) is provided. The hydraulic pressure supply to the engagement side oil chamber and the release side oil chamber is switched by the (C / C control valve) or the like, thereby being engaged or released. The turbine impeller 14t is rotated integrally. The pump impeller 14p has a hydraulic pressure for controlling the transmission of the continuously variable transmission 18, generating a belt clamping pressure, controlling the engagement release of the lockup clutch 26, or supplying lubricating oil to each part. Is coupled to a mechanical oil pump 28 that is generated by being driven to rotate by the engine 12.

前後進切換装置１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置を主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３４はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３６はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は断続装置に相当するもので、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。 The forward / reverse switching device 16 is mainly composed of a double pinion type planetary gear device, the turbine shaft 34 of the torque converter 14 is integrally connected to the sun gear 16s, and the input shaft 36 of the continuously variable transmission 18 is a carrier. The carrier 16c and the sun gear 16s are selectively connected via the forward clutch C1, and the ring gear 16r is selectively fixed to the housing via the reverse brake B1. It has become. The forward clutch C1 and the reverse brake B1 correspond to an intermittent device, both of which are hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder.

そして、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。 When the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching device 16 is brought into an integral rotation state, whereby the turbine shaft 34 is directly connected to the input shaft 36, and the forward power The transmission path is established (achieved), and the driving force in the forward direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. When the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the forward / reverse switching device 16 establishes (achieves) the reverse power transmission path, and the input shaft 36 is connected to the turbine shaft 34. On the other hand, it is rotated in the opposite direction, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. Further, when both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 16 becomes neutral (interrupted state) for interrupting power transmission.

無段変速機１８は、入力軸３６に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ（プライマリプーリ）４２と、出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ（セカンダリプーリ）４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。 The continuously variable transmission 18 has an input-side variable pulley (primary pulley) 42 having a variable effective diameter that is an input-side member provided on the input shaft 36, and an effective diameter that is an output-side member provided on the output shaft 44. A variable output side variable pulley (secondary pulley) 46 and a transmission belt 48 wound around the variable pulleys 42 and 46 are provided, and a frictional force between the variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is provided. Power is transmitted via the.

可変プーリ４２および４６は、入力軸３６および出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体である入力側固定シーブ４２ａおよび出力側固定シーブ４６ａと、入力軸３６および出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた可動回転体である入力側可動シーブ４２ｂおよび出力側可動シーブ４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）４２ｃおよび出力側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されており、入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給排出流量が油圧制御回路１００によって制御されることにより、両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が連続的に変化させられる。また、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧（ベルト挟圧Ｐd）が油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。このような制御の結果として、入力側油圧シリンダ４２ｃの油圧（変速制御圧Ｐin）が生じるのである。 The variable pulleys 42 and 46 are fixed around the input shaft 36 and the output shaft 44, respectively. The input-side fixed sheave 42a and the output-side fixed sheave 46a, which are fixed rotating bodies, and the input shaft 36 and the output shaft 44 are arranged around the axis. Input-side movable sheave 42b and output-side movable sheave 46b, which are movable rotating bodies that are relatively non-rotatable and movable in the axial direction, and inputs as hydraulic actuators that apply thrust to change the V-groove width between them. Side hydraulic cylinder (primary pulley side hydraulic cylinder) 42c and output side hydraulic cylinder (secondary pulley side hydraulic cylinder) 46c. The hydraulic oil supply and discharge flow rate to the input side hydraulic cylinder 42c is the hydraulic control circuit. By being controlled by 100, the V-groove widths of both variable pulleys 42 and 46 change, and the transmission belt 8 takes the diameter (effective diameter) is changed, the speed ratio gamma (= input shaft speed N _{IN /} output shaft rotation speed N _OUT) is continuously changed. Further, the hydraulic pressure of the output side hydraulic cylinder 46c (belt clamping pressure Pd) is regulated by the hydraulic control circuit 100, whereby the belt clamping pressure is controlled so that the transmission belt 48 does not slip. As a result of such control, the hydraulic pressure (shift control pressure Pin) of the input side hydraulic cylinder 42c is generated.

図２は、図１の車両用駆動装置１０などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。電子制御装置５０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、エンジン１２の出力制御や無段変速機１８の変速制御およびベルト挟圧力制御やロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や無段変速機１８およびロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。 FIG. 2 is a block diagram for explaining a main part of a control system provided in the vehicle for controlling the vehicle drive device 10 of FIG. The electronic control unit 50 includes, for example, a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like. The CPU uses a temporary storage function of the RAM and follows a program stored in the ROM in advance. By performing signal processing, output control of the engine 12, shift control of the continuously variable transmission 18, belt clamping pressure control, torque capacity control of the lockup clutch 26, and the like are executed. This is divided into control and hydraulic control for the continuously variable transmission 18 and the lockup clutch 26.

電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸回転角度（位置）Ａ_ＣＲ（°）およびエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅに対応するクランク軸回転速度を表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３４の回転速度（タービン回転速度）Ｎ_Ｔを表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力側可変プーリ４２の回転速度（入力側可変プーリ回転速度）すなわち入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度）Ｎ_ＩＮを表す信号、電磁ピックアップ式の出力軸回転速度センサ５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力側可変プーリ４６の回転速度（出力側可変プーリ回転速度）すなわち車速Ｖに関連する車速関連値に対応する出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎ_ＯＵＴを表す信号、スロットルセンサ６０により検出されたエンジン１２の吸気配管３２（図１参照）に備えられた電子スロットル弁３０のスロットル弁開度θ_ＴＨを表すスロットル弁開度信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温Ｔ_Ｗを表す信号、ＣＶＴ油温センサ６４により検出された無段変速機１８等の作動油温度（油温）Ｔ_ＣＶＴを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出されたアクセルペダル６８の操作量であるアクセル開度Ａccを表すアクセル開度信号、フットブレーキスイッチ７０により検出された常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無Ｂ_ＯＮを表すブレーキ操作信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバー７４のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを表す操作位置信号などが供給されている。 The electronic control unit 50, representing the crankshaft rotation speed corresponding to the engine rotational speed crankshaft detected by the sensor 52 rotation angle (position) A _{CR (°)} and the rotational speed of the engine 12 (engine rotational speed) N _E Signal, a signal representing the rotational speed (turbine rotational speed) _NT of the turbine shaft 34 detected by the turbine rotational speed sensor 54, and an input that is the input rotational speed of the continuously variable transmission 18 detected by the input shaft rotational speed sensor 56. Signal indicating the rotational speed of the variable pulley 42 on the input side (variable rotational speed on the input side), that is, the rotational speed of the input shaft 36 (rotational speed of the input shaft) N _IN , detected by the electromagnetic pickup type output shaft rotational speed sensor 58 Related to the rotation speed of the output-side variable pulley 46 (output-side variable pulley rotation speed), that is, the vehicle speed V, which is the output rotation speed of the transmission 18 A signal representing the rotational speed (output shaft rotational speed) N _OUT of the output shaft 44 corresponding to the vehicle speed related value, the electronic throttle valve provided in the intake pipe 32 (see FIG. 1) of the engine 12 detected by the throttle sensor 60 throttle valve opening degree signal representing the throttle valve opening theta _TH 30, a signal representing the cooling water temperature T _W of the engine 12 detected by a coolant temperature sensor 62, the CVT 18 or the like which is detected by the CVT oil temperature sensor 64 A hydraulic fluid temperature (oil temperature) _TCVT signal, an accelerator pedal position signal indicating an accelerator pedal position Acc, which is an operation amount of an accelerator pedal 68 detected by an accelerator pedal position sensor 66, and a foot brake switch 70 a brake operation signal indicating whether B _ON operation of the foot brake is a service brake, detection by the lever position sensor 72 An operation position signal representative of the is a lever position (operating position) of the shift lever 74 P _SH is supplied.

また、電子制御装置５０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅ、例えば電子スロットル弁３０の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータ７６を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置７８から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号や点火装置８０によるエンジン１２の点火時期を制御するための点火時期信号などが出力される。また、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号Ｓ_Ｔ例えば入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための指令信号、伝動ベルト４８の挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂ例えばベルト挟圧Ｐdを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号、ライン油圧Ｐ_Ｌを制御させる為のライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬ例えばライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動するための指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。 Further, the electronic control device 50 receives an engine output control command signal S _E for controlling the output of the engine 12, for example, a throttle signal for driving a throttle actuator 76 for controlling the opening / closing of the electronic throttle valve 30, and a fuel injection device 78. An injection signal for controlling the amount of fuel injected from the engine, an ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device 80, and the like are output. Further, a command for driving the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 for controlling the flow of hydraulic fluid to the shift control command signal S _T, for example, the input-side hydraulic cylinder 42c for changing the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 signal, a command signal for driving the squeezing force control command signal S _B for example, a linear solenoid valve pressure belt clamping pressure Pd adjusted SLS for aligning clamping pressure of the transmission belt 48, the line for which control the line pressure P _L such command signal for driving the hydraulic control command signal S _PL example, a linear solenoid valve pressure line pressure P _L tone SLT is output to the hydraulic control circuit 100.

シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、および「Ｌ」（図３参照）のうちの何れかへ手動操作されるようになっている。 The shift lever 74 is arranged, for example, in the vicinity of the driver's seat and is sequentially positioned in five lever positions “P”, “R”, “N”, “D”, and “L” (see FIG. 3). Any one of them is manually operated.

「Ｐ」ポジション（レンジ）は車両用駆動装置１０の動力伝達経路を解放しすなわち車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態（中立状態）とし且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力軸４４の回転を阻止（ロック）するための駐車ポジション（位置）であり、「Ｒ」ポジションは出力軸４４の回転方向を逆回転とするための後進走行ポジション（位置）であり、「Ｎ」ポジションは車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態とするための中立ポジション（位置）であり、「Ｄ」ポジションは無段変速機１８の変速を許容する変速範囲で自動変速モードを成立させて自動変速制御を実行させる前進走行ポジション（位置）であり、「Ｌ」ポジションは強いエンジンブレーキが作用させられるエンジンブレーキポジション（位置）である。このように、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションは車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであり、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジションおよび「Ｌ」ポジションは車両を走行させるときに選択される走行ポジションである。 The “P” position (range) releases the power transmission path of the vehicle drive device 10, that is, a neutral state (neutral state) where the power transmission of the vehicle drive device 10 is interrupted, and is mechanically output by the mechanical parking mechanism. The parking position (position) for preventing (locking) the rotation of 44, the “R” position is the reverse traveling position (position) for reversely rotating the output shaft 44, and the “N” position. Is a neutral position (position) for setting the neutral state in which the power transmission of the vehicle drive device 10 is interrupted, and the “D” position establishes an automatic transmission mode within a transmission range that allows the transmission of the continuously variable transmission 18. This is a forward travel position (position) that allows automatic shift control to be executed, and the “L” position is operated by a strong engine brake. An engine brake position (position). Thus, the “P” position and the “N” position are non-traveling positions that are selected when the vehicle is not traveling, and the “R” position, the “D” position, and the “L” position are when the vehicle is traveling. This is the selected driving position.

図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御および変速比制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３において、油圧制御回路１００は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるベルト挟圧Ｐdを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１０、無段変速機１８の変速を行うために入力側油圧シリンダ４２ｃに給排される作動油量を調整する変速制御弁、すなわち変速比γが連続的に変化させられるように入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御する変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６等を備えている。その他図示しないが、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ等を備えている。 FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a main part of the hydraulic control circuit 100 related to belt clamping pressure control and speed ratio control of the continuously variable transmission 18. In FIG. 3, the hydraulic control circuit 100 shifts the clamping pressure control valve 110 and the continuously variable transmission 18 that regulate the belt clamping pressure Pd, which is the hydraulic pressure of the output hydraulic cylinder 46c, so that the transmission belt 48 does not slip. A shift control valve that adjusts the amount of hydraulic oil supplied to and discharged from the input side hydraulic cylinder 42c to perform, that is, the flow rate of hydraulic oil to the input side hydraulic cylinder 42c is controlled so that the gear ratio γ is continuously changed. A transmission ratio control valve UP114, a transmission ratio control valve DN116, and the like are provided. Although not shown in the drawings, a manual valve or the like that mechanically switches the oil path according to the operation of the shift lever 74 is provided so that the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are engaged or released.

ライン油圧Ｐ_Ｌは、エンジン１２により回転駆動される機械式のオイルポンプ２８（図１参照）から出力（発生）される作動油圧を元圧として、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）によりリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧されるようになっている。 Line pressure P _L as source pressure working oil pressure output from the mechanical oil pump 28 (see FIG. 1) which is rotated by the engine 12 (generator), for example, a primary regulator valve (line oil pressure regulating valve of the relief type ), The pressure is adjusted to a value corresponding to the engine load or the like based on the control oil pressure _PSLT which is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLT.

モジュレータ油圧Ｐ_Ｍは、制御油圧Ｐ_ＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＳの元圧となるものであると共に、電子制御装置５０によってデューティ制御されるノーマルクローズ型のソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ１およびノーマルクローズ型のソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ２の元圧となるものであって、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてモジュレータバルブ１２０により一定圧に調圧されるようになっている。 Modulator pressure P _M, the control hydraulic pressure P _SLT and with a linear solenoid valve and serves as a hydraulic pressure output at the original pressure of the control oil pressure P _SLS is the SLS, normally closed solenoid valve that is duty controlled by the electronic control unit 50 DS1 be comprised with the output hydraulic pressure at which the original pressure of the control oil pressure P _DS1 and the output hydraulic pressure at a control pressure P _DS2 normally closed type solenoid valve DS2, a constant pressure by a modulator valve 120 to line pressure P _L as source pressure The pressure is adjusted.

前記変速比コントロールバルブＵＰ１１４は、軸方向へ移動可能に設けられることによりライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側可変プーリ４２へ供給可能且つ入出力ポート１１４ｋを閉弁するアップシフト位置と入力側可変プーリ４２が入出力ポート１１４ｊを介して入出力ポート１１４ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１４ａと、そのスプール弁子１１４ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１４ｂと、そのスプリング１１４ｂを収容し且つスプール弁子１１４ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１４ｃと、スプール弁子１１４ａにアップシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１４ｄとを備えている。 The speed ratio control valve UP114 is closed the suppliable and output port 114k from the input port 114i to the line pressure P _L by being movable in the axial direction to the input side variable pulley 42 via the input and output ports 114j A spool valve element 114a positioned at an upshift position and an original position where the input-side variable pulley 42 communicates with the input / output port 114k via the input / output port 114j, and the spool valve element 114a toward the original position side. A spring 114b as an urging means for _urging , an oil chamber 114c that accommodates the spring 114b and receives the control hydraulic pressure _PDS2 to _apply a thrust toward the original position to the spool valve element 114a, and the spool valve element 114a control pressure P to apply a thrust force toward the upshift position side in And an oil chamber 114d that accepts _S1.

また、変速比コントロールバルブＤＮ１１６は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１６ｊが排出ポートＥＸと連通させられるダウンシフト位置と入出力ポート１１６ｊと排出ポートＥＸとの連通が遮断させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１６ｂと、そのスプリング１１６ｂを収容し且つスプール弁子１１６ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａにダウンシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。 Further, the transmission ratio control valve DN116 is provided so as to be movable in the axial direction, so that the downshift position where the input / output port 116j communicates with the discharge port EX and the communication between the input / output port 116j and the discharge port EX are blocked. The spool valve element 116a positioned at the original position, the spring 116b as an urging means for urging the spool valve element 116a toward the original position side, the spring 116b being accommodated therein, and the spool valve element 116a being at the original position An oil chamber 116c that receives the control hydraulic pressure _PDS1 to apply a thrust toward the position side, and an oil chamber 116d that receives the control hydraulic pressure _PDS2 to apply a thrust toward the downshift position to the spool valve element 116a. ing.

このように構成された変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６において、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがスプリング１１４ｂの付勢力に従って原位置に保持されている状態では、入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通させられ、入力側可変プーリ４２（入力側油圧シリンダ４２ｃ）の作動油が入出力ポート１１６ｊへ流通することが許容される。また、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがスプリング１１６ｂの付勢力に従って原位置に保持されている状態では、入出力ポート１１６ｊと排出ポートＥＸとの連通が遮断させられ、入出力ポート１１６ｊから排出ポートＥＸへの作動油の流通が阻止される。 In the gear ratio control valve UP114 and the gear ratio control valve DN116 thus configured, when the spool valve element 114a is held in the original position according to the biasing force of the spring 114b as shown in the left half of the center line, The output port 114j and the input / output port 114k are communicated with each other, and the hydraulic fluid of the input side variable pulley 42 (input side hydraulic cylinder 42c) is allowed to flow to the input / output port 116j. In the state where the spool valve element 116a is held in the original position in accordance with the urging force of the spring 116b as shown in the right half of the center line, the communication between the input / output port 116j and the discharge port EX is blocked, The flow of hydraulic oil from the port 116j to the discharge port EX is blocked.

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１が油室１１４ｄへ供給されると、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがその制御油圧Ｐ_ＤＳ１に応じた推力によりスプリング１１４ｂの付勢力に抗してアップシフト位置側へ移動させられ、ライン油圧Ｐ_Ｌが制御油圧Ｐ_ＤＳ１に対応する流量で入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されると共に、入出力ポート１１４ｋが遮断されて変速比コントロールバルブＤＮ１１６側への作動油の流通が阻止される。これにより、入力側油圧シリンダ４２ｃ内の流量が増大させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃにより入力側可動シーブ４２ｂのシーブ位置Ｘが入力側固定シーブ４２ａ側へ移動させられ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。尚、このとき出力側可変プーリ４６のＶ溝幅が広くされるが、後述するように挟圧力コントロールバルブ１１０により伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが調圧させられる。 Further, when the control oil pressure _PDS1 is supplied to the oil chamber 114d, the spool valve element 114a is increased against the urging force of the spring 114b by a thrust according to the control oil pressure _PDS1 as shown in the right half of the center line. is moved to the shift position side, the line pressure _{P L} is supplied to the control oil pressure _{P DS1} to the corresponding flow rate at the input port output from 114i port 114j menstrual the input side hydraulic cylinder 42c, input and output ports 114k is blocked Accordingly, the flow of the hydraulic oil to the speed ratio control valve DN116 side is prevented. As a result, the flow rate in the input side hydraulic cylinder 42c is increased, and the sheave position X of the input side movable sheave 42b is moved to the input side fixed sheave 42a side by the input side hydraulic cylinder 42c. The groove width is narrowed to reduce the gear ratio γ, that is, the continuously variable transmission 18 is upshifted. At this time, the V-groove width of the output side variable pulley 46 is widened, but the belt clamping pressure Pd of the output side hydraulic cylinder 46c is set so that the transmission belt 48 does not slip by the clamping pressure control valve 110 as will be described later. It is regulated.

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ２が油室１１６ｄへ供給されると、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがその制御油圧Ｐ_ＤＳ２に応じた推力によりスプリング１１６ｂの付勢力に抗してダウンシフト位置側へ移動させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が制御油圧Ｐ_ＤＳ２に対応する流量で入出力ポート１１４ｊから入出力ポート１１４ｋさらに入出力ポート１１６ｊを経て排出ポートＥＸから例えば大気圧油路へ排出される。これにより、入力側油圧シリンダ４２ｃ内の流量が減少させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃにより入力側可動シーブ４２ｂのシーブ位置Ｘが入力側固定シーブ４２ａとは反対側へ移動させられ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。尚、このとき出力側可変プーリ４６のＶ溝幅が狭くされ、後述するように挟圧力コントロールバルブ１１０により伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが調圧させられる。 When the control oil pressure _PDS2 is supplied to the oil chamber 116d, the spool valve element 116a is lowered against the urging force of the spring 116b by the thrust according to the control oil pressure _PDS2 , as shown in the left half of the center line. The hydraulic oil in the input side hydraulic cylinder 42c is moved to the shift position side and flows at a flow rate corresponding to the control oil pressure _PDS2 , from the input / output port 114j to the input / output port 114k and further through the input / output port 116j, for example, from the discharge port EX. Discharged to the road. As a result, the flow rate in the input side hydraulic cylinder 42c is reduced, and the sheave position X of the input side movable sheave 42b is moved to the opposite side of the input side fixed sheave 42a by the input side hydraulic cylinder 42c. The width of the V-groove 42 is increased to increase the gear ratio γ, that is, the continuously variable transmission 18 is downshifted. At this time, the V groove width of the output side variable pulley 46 is narrowed, and the belt clamping pressure Pd of the output side hydraulic cylinder 46c is regulated so that the transmission belt 48 does not slip by the clamping pressure control valve 110 as will be described later. Be made.

このように、ライン油圧Ｐ_Ｌは変速制御圧Ｐinの元圧となるものであって、制御油圧Ｐ_ＤＳ１が出力されると変速比コントロールバルブＵＰ１１４に入力されたライン油圧Ｐ_Ｌが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速制御圧Ｐinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧Ｐ_ＤＳ２が出力されると入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出されて変速制御圧Ｐinが低められて連続的にダウンシフトされる。 Thus, the line pressure P _L is a used as the basic pressure of the shift control pressure Pin, the control pressure P _DS1 is to be output speed ratio control line pressure P _L input to the valve UP114 input side hydraulic cylinder When the control hydraulic pressure _PDS2 is output, the hydraulic oil in the input side hydraulic cylinder 42c is discharged from the discharge port EX and the shift control pressure Pin is reduced. Lowered and continuously downshifted.

前記シーブ位置Ｘは、変速比γが１であるときの入力側可動シーブ４２ｂの位置を基準位置すなわちシーブ位置Ｘ＝０として、軸と平行方向におけるその基準位置からの入力側可動シーブ４２ｂの絶対位置を表すものである。例えば、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くされる側を正（＋）とし、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が狭くされる側を負（−）とする（図１参照）。 The sheave position X is the absolute position of the input side movable sheave 42b from the reference position in the direction parallel to the axis, with the position of the input side movable sheave 42b when the speed ratio γ is 1 being the reference position, that is, the sheave position X = 0. It represents the position. For example, the side on which the V-groove width of the input side variable pulley 42 is widened is positive (+), and the side on which the V-groove width of the input side variable pulley 42 is narrowed is negative (−) (see FIG. 1).

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１は変速比コントロールバルブＤＮ１１６の油室１１６ｃに供給され、制御油圧Ｐ_ＤＳ２に拘らずその変速比コントロールバルブＤＮ１１６を原位置に保持してダウンシフトを制限する一方、制御油圧Ｐ_ＤＳ２は変速比コントロールバルブＵＰ１１４の油室１１４ｃに供給され、制御油圧Ｐ_ＤＳ１に拘らずその変速比コントロールバルブＵＰ１１４を原位置に保持してアップシフトを禁止するようになっている。つまり、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないときはもちろんであるが、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されるときにも、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６は何れも原位置に保持されている状態とされる。これにより、電気系統の故障などでソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２の一方が機能しなくなり、制御油圧Ｐ_ＤＳ１または制御油圧Ｐ_ＤＳ２が最大圧で出力され続けるオンフェール時となった場合でも、急なアップシフトやダウンシフトが生じたり、その急変速に起因してベルト滑りが発生したりすることが防止される。 Further, the control hydraulic pressure _PDS1 is supplied to the oil chamber 116c of the transmission ratio control valve DN116, and regardless of the control hydraulic pressure _PDS2 , the transmission ratio control valve DN116 is held at the original position to limit the downshift, while the control hydraulic pressure _PDS1. _DS2 is supplied to the oil chamber 114c of the transmission ratio control valve UP114, and regardless of the control hydraulic pressure _PDS1 , the transmission ratio control valve UP114 is held in its original position to inhibit upshifting. That is, the control when the hydraulic _{P DS1} and the control pressure _{P DS2} are not supplied together but of course, also, the speed change ratio control valve UP114 and speed ratio control valve when the control oil pressure _{P DS1} and the control pressure _{P DS2} is supplied together All the DNs 116 are held in their original positions. As a result, one of the solenoid valves DS1 and DS2 does not function due to a failure in the electrical system, and a sudden upshift occurs even when the control hydraulic pressure _PDS1 or the control hydraulic pressure _PDS2 continues to be output at the maximum pressure. It is possible to prevent a downshift or a belt slip due to the sudden shift.

前記挟圧力コントロールバルブ１１０は、入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経て出力側可変プーリ４６（出力側油圧シリンダ４６ｃ）へベルト挟圧Ｐdを供給可能にする図示しないスプール弁子と、そのスプール弁子を開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、スプール弁子に開弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＳを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子に閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１０ｔから出力されたベルト挟圧Ｐdを受け入れるフィードバック油室１１０ｄとを備えている。 The clamping force control valve 110 opens and closes an input port 110i line pressure _{P L} input output from port 110i via an output port 110t variable pulley 46 to the (output side hydraulic cylinder 46c) belt clamping pressure Pd can be supplied to the A spool valve element (not shown), a spring 110b as an urging means for urging the spool valve element in the valve opening direction, and an oil that receives the control hydraulic pressure P _SLS to apply a thrust in the valve opening direction to the spool valve element The chamber 110c and a feedback oil chamber 110d for receiving the belt clamping pressure Pd output from the output port 110t in order to apply thrust in the valve closing direction to the spool valve disc are provided.

このように構成された挟圧力コントロールバルブ１１０において、伝動ベルト４８が滑りを生じないように制御油圧Ｐ_ＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔからベルト挟圧Ｐdが出力される。このように、ライン油圧Ｐ_Ｌはベルト挟圧Ｐdの元圧となるものである。尚、出力ポート１１０ｔと出力側油圧シリンダ４６ｃとの間の油路には油圧センサ１２２が設けられており、この油圧センサ１２２によりベルト挟圧Ｐdが検出される。 In the clamping pressure control valve 110 thus configured, by the transmission belt 48 is line pressure P _L is continuously regulated pressure control control oil pressure P _SLS so as not slip as a pilot pressure, an output port 110t From this, the belt clamping pressure Pd is output. Thus, the line pressure P _L is used as the basic pressure of the belt clamping pressure Pd. A hydraulic pressure sensor 122 is provided in the oil passage between the output port 110t and the output side hydraulic cylinder 46c, and the belt clamping pressure Pd is detected by the hydraulic pressure sensor 122.

図４は、電子制御装置５０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 FIG. 4 is a functional block diagram for explaining a main part of the control function by the electronic control unit 50.

図４において、目標シーブ位置設定手段１５０は、無段変速機１８を変速制御するための目標値として目標シーブ位置Ｘtを設定する。具体的には、目標シーブ位置設定手段１５０は、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する目標入力回転設定手段１５２と、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を目標変速比γ^＊に変換する目標変速比設定手段１５４とを備え、目標変速比γ^＊をシーブ位置Ｘに変換して目標シーブ位置Ｘtを設定する。 In FIG. 4, the target sheave position setting means 150 sets a target sheave position Xt as a target value for controlling the transmission of the continuously variable transmission 18. Specifically, the target sheave position setting unit 150, target speed and target input rotation setting unit 152 that sets the input shaft rotational speed N _IN of the target input shaft rotational speed N _IN ^*, the target input shaft rotational speed N _IN ^* Target gear ratio setting means 154 for converting to the ratio γ ^*, and converting the target gear ratio γ ^* to the sheave position X to set the target sheave position Xt.

例えば、前記目標入力回転設定手段１５２は、図５に示すようなアクセル開度Ａccをパラメータとして車速関連値例えば出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴと無段変速機１８の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊との予め定められて記憶された関係（変速マップ）から実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する。 For example, the target input rotation setting means 152 uses the accelerator opening Acc as shown in FIG. 5 as a parameter, and the target input shaft which is a vehicle speed related value, for example, the output shaft rotation speed N _OUT and the target input rotation speed of the continuously variable transmission 18. the rotational speed N _iN ^* and predetermined by stored relationship (shift map) the actual output shaft speed from N _OUT and the target input shaft on the basis of the vehicle condition represented by the accelerator opening Acc speed N _iN ^* Set.

また、前記目標変速比設定手段１５４は、前記目標入力回転設定手段１５２により設定された目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴとに基づいて目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）を設定（算出）する。 The target gear ratio setting means 154 is based on the target input shaft rotation speed N _IN ^* and the actual output shaft rotation speed N _OUT set by the target input rotation setting means 152, and the target gear ratio γ ^* (= _NIN ^* / _NOUT ) is set (calculated).

また、前記目標シーブ位置設定手段１５０は、図６に示すような変速比γとその変速比γに対して一義的に定まるシーブ位置Ｘとの予め定められて記憶された関係（シーブ位置マップ）から前記目標変速比設定手段１５４により設定された目標変速比γ^＊に基づいて目標シーブ位置Ｘtを設定する。 Further, the target sheave position setting means 150 has a predetermined and stored relationship (sheave position map) between the speed ratio γ as shown in FIG. 6 and the sheave position X uniquely determined with respect to the speed ratio γ. The target sheave position Xt is set based on the target speed ratio γ ^* set by the target speed ratio setting means 154.

ここで、本実施例の変速制御においては、無段変速機１８を変速制御するための目標値として上記目標シーブ位置Ｘtを設定し、実際のシーブ位置（以下、実シーブ位置という）Ｘを目標シーブ位置Ｘtとなるように制御することによって、すなわち目標シーブ位置Ｘtと実シーブ位置Ｘとの制御偏差ΔＸ（＝Ｘt−Ｘ）に基づくフィードバック制御を実行することによって、実際の変速比（以下、実変速比という）γが目標変速比γ^＊となるように変速を行うものである。以下に、そのフィードバック制御について詳細に説明する。 Here, in the shift control of the present embodiment, the target sheave position Xt is set as a target value for controlling the shift of the continuously variable transmission 18, and the actual sheave position (hereinafter referred to as the actual sheave position) X is set as the target. By performing control so that the sheave position Xt is reached, that is, by executing feedback control based on the control deviation ΔX (= Xt−X) between the target sheave position Xt and the actual sheave position X, an actual gear ratio (hereinafter, referred to as “the sheave position Xt”). The gear is changed so that γ (referred to as actual gear ratio) becomes the target gear ratio γ ^* . Hereinafter, the feedback control will be described in detail.

フィードバック出力流量算出手段１５６は、前記目標シーブ位置設定手段１５０により設定された目標シーブ位置Ｘtと実シーブ位置Ｘとの制御偏差ΔＸに基づいてフィードバック制御の実行に必要なフィードバック補正量としてのフィードバック出力流量Ｑ_ＦＢを算出する。すなわち、無段変速機１８の変速制御に必要な変速制御量としての変速制御弁（変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６）の出力流量Ｑ_ＦＢを算出する。 The feedback output flow rate calculation means 156 is a feedback output as a feedback correction amount necessary for executing feedback control based on the control deviation ΔX between the target sheave position Xt and the actual sheave position X set by the target sheave position setting means 150. The flow rate Q _FB is calculated. That is, the output flow rate Q _FB of the shift control valves (the transmission ratio control valve UP114 and the transmission ratio control valve DN116) as the shift control amount necessary for the shift control of the continuously variable transmission 18 is calculated.

例えば、フィードバック出力流量算出手段１５６、次式（１）に従ってフィードバック出力流量Ｑ_ＦＢを算出する。尚、ΔＸ(ｉ)（＝Ｘt(ｉ)−Ｘ(ｉ)）は繰り返し実行される制御作動（図１０参照）におけるｉ回目の目標シーブ位置Ｘtと実シーブ位置Ｘとの制御偏差ΔＸであり、Ｃはフィードバックゲインである。また、上記実シーブ位置Ｘは、例えば前記シーブ位置マップから電子制御装置５０によって算出される実変速比γ（＝実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）に基づいて算出される。
Ｑ_ＦＢ(ｉ)＝Ｃ×ΔＸ(ｉ)＋Ｃ×∫dΔＸ(ｉ)dt ・・・（１） For example, the feedback output flow rate calculation means 156 calculates the feedback output flow rate Q _FB according to the following equation (1). ΔX (i) (= Xt (i) −X (i)) is a control deviation ΔX between the i-th target sheave position Xt and the actual sheave position X in the repeatedly executed control operation (see FIG. 10). , C are feedback gains. The actual sheave position X is based on, for example, an actual gear ratio γ (= actual input shaft rotational speed N _IN / actual output shaft rotational speed N _OUT ) calculated by the electronic control unit 50 from the sheave position map. Calculated.
Q _FB (i) = C × ΔX (i) + C × ∫dΔX (i) dt (1)

推定差圧算出手段１５８は、変速制御弁（変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６）の前後差圧の推定値（以下、推定バルブ差圧という）ΔＰを算出する。この変速制御弁の前後差圧は、例えばアップシフト時では上流側油圧であるライン油圧Ｐ_Ｌと下流側油圧である変速制御圧Ｐinとの差圧（＝Ｐ_Ｌ−Ｐin）であり、また変速比コントロールバルブＤＮ１１６の排出ポートＥＸを介して大気圧への排出となるダウンシフト時では変速制御圧Ｐinである。具体的には、推定差圧算出手段１５８は、変速制御圧Ｐinの推定値（以下、推定Ｐin圧という）を算出する推定Ｐin算出手段１６０と、実際のライン油圧Ｐ_Ｌの推定値（以下、推定ライン油圧という）を算出する推定Ｐ_Ｌ算出手段１６２とを備え、その推定Ｐin圧と推定ライン油圧とに基づいて推定バルブ差圧ΔＰを算出する。 The estimated differential pressure calculating means 158 calculates an estimated value (hereinafter referred to as an estimated valve differential pressure) ΔP of the front-rear differential pressure of the transmission control valves (transmission ratio control valve UP114 and transmission ratio control valve DN116). Differential pressure across the shift control valve is, for example, pressure difference at the time of upshift shift control pressure Pin is the line pressure P _L and the downstream side hydraulic pressure is the upstream side pressure (= P _L -pin), also shift The speed change control pressure Pin is at the time of downshift that is discharged to the atmospheric pressure via the discharge port EX of the ratio control valve DN116. Specifically, the estimated pressure difference calculating unit 158, the estimated value of the shift control pressure Pin (hereinafter, referred to as the estimated Pin pressure) and the estimated Pin calculating unit 160 for calculating the actual estimate of the line pressure P _L (hereinafter, and a estimated P _L calculation unit 162 for calculating a) Toyuu estimated line pressure, calculates an estimated valve pressure difference ΔP based on its estimated Pin pressure and the estimated line pressure.

例えば、前記推定Ｐin算出手段１６０は、次式（２）〜（４）に従って推定Ｐin圧を算出する。尚、ｋ_ＩＮは入力側油圧シリンダ４２ｃの遠心油圧係数、ａ、ｂ、ｃ、ｄは実験的に求められた係数、Ｔ_ＩＮは無段変速機１８への入力トルク、Ｐdは油圧センサ１２２により検出されたベルト挟圧、ｋ_ＯＵＴは出力側油圧シリンダ４６ｃの遠心油圧係数である。
推定Ｐin圧＝（Ｗ_ＩＮ−ｋ_ＩＮ×Ｎ_ＩＮ ^２）／Ｓ_ＩＮ・・・（２）
Ｗ_ＩＮ＝Ｗ_ＯＵＴ／（ａ＋ｂ×log_１０γ＋ｃ×Ｔ_ＩＮ＋ｄ×Ｎ_ＩＮ）・・・（３）
Ｗ_ＯＵＴ＝Ｐd×Ｓ_ＯＵＴ＋ｋ_ＯＵＴ×Ｎ_ＯＵＴ ^２・・・（４） For example, the estimated Pin calculating means 160 calculates the estimated Pin pressure according to the following equations (2) to (4). K _IN is a centrifugal hydraulic pressure coefficient of the input side hydraulic cylinder 42c, a, b, c, d are coefficients obtained experimentally, T _IN is an input torque to the continuously variable transmission 18, and Pd is determined by the hydraulic sensor 122. The detected belt clamping pressure, k _OUT, is the centrifugal hydraulic pressure coefficient of the output side hydraulic cylinder 46c.
Estimated Pin pressure = (W _IN −k _IN × N _IN ² ) / S _IN (2)
W _IN = W _OUT / (a + b × log ₁₀ γ + c × T _IN + d × N _IN ) (3)
W _OUT = Pd × S _OUT + k _OUT × N _OUT ² (4)

また、上記入力トルクＴ_ＩＮは、エンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０、トルクコンバータ１４のトルク比ｔ、および入力慣性トルク等から算出される。例えば、このエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０はスロットル弁開度θ_ＴＨをパラメータとしてエンジン回転速度Ｎ_Ｅとエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０との予め実験的に求めて記憶された図示しない関係（エンジントルクマップ）から実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅおよびスロットル弁開度θ_ＴＨに基づいて算出され、トルク比ｔは（Ｎ_ＩＮ／Ｎ_Ｅ）の関数であり、入力慣性トルクは入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの時間変化量から算出される。 The input torque T _IN is calculated from the engine torque estimated value T _E0 , the torque ratio t of the torque converter 14, the input inertia torque, and the like. For example, the engine torque estimated value T _E0 is related (not shown) that is experimentally determined in advance and stored in the engine rotational speed N _E and the engine torque estimated value T _E0 throttle valve opening theta _TH as a parameter (engine torque map) Is calculated on the basis of the actual engine speed _NE and the throttle valve opening θ _TH , the torque ratio t is a function of (N _IN / N _E ), and the input inertia torque changes with time in the input shaft rotational speed N _IN . Calculated from the quantity.

また、前記推定Ｐ_Ｌ算出手段１６２は、例えばライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬとライン油圧Ｐ_Ｌとの予め実験的に求められて記憶された図示しない関係（ライン油圧特性）から電子制御装置５０により出力されているライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて推定ライン油圧を算出する。 Further, the estimated P _L calculation unit 162, for example, experimentally determined in advance is not shown, stored in the relationship between the line oil pressure control command signal S _PL and the line pressure P _L from the (line hydraulic pressure characteristic) by the electronic control unit 50 An estimated line oil pressure is calculated based on the output line oil pressure control command signal _SPL .

また、前記推定差圧算出手段１５８は、前記推定Ｐ_Ｌ算出手段１６２により算出された推定ライン油圧と前記推定Ｐin算出手段１６０により算出された推定Ｐin圧とに基づいて、推定バルブ差圧ΔＰ（アップシフト時は推定ライン油圧−推定Ｐin圧、ダウンシフト時は推定Ｐin圧）を算出する。 Also, the estimated pressure difference calculating unit 158, the estimated P _L based on the estimated Pin pressure calculated by the the calculated estimated line pressure estimating Pin calculating unit 160 by calculating means 162, the estimated valve pressure difference [Delta] P ( (Estimated line oil pressure−estimated Pin pressure during upshift, estimated Pin pressure during downshift).

変速制御手段１６４は、前記フィードバック出力流量算出手段１５６により算出されたフィードバック出力流量Ｑ_ＦＢが得られる為の変速指令値としての変速制御指令信号Ｓ_Ｔを算出し、その変速制御指令信号Ｓ_Ｔを油圧制御回路１００へ出力して無段変速機１８の変速を実行する。例えば、変速制御手段１６４は、図７に示すような流量Ｑをパラメータとして推定バルブ差圧ΔＰと変速制御指令信号Ｓ_ＴとしてのDuty値（駆動指令値）との予め実験的に求められて記憶された関係（逆変換流量マップ）から上記フィードバック出力流量Ｑ_ＦＢおよび前記推定差圧算出手段１５８により算出された推定バルブ差圧ΔＰに基づいてDuty値を設定し、そのDuty値を油圧制御回路１００へ出力して変速比γを連続的に変化させる。 Shift control means 164 calculates a shift control command signal S _T of the shift command value for said feedback output flow calculating unit feedback output flow Q _FB calculated by 156 is obtained, the shift control command signal S _T Output to the hydraulic control circuit 100 to execute the shift of the continuously variable transmission 18. For example, the shift control unit 164 in advance experimentally sought storing the Duty value of the flow rate Q as shown in FIG. 7 as the estimated valve pressure difference ΔP and the shift control command signal S _T as a parameter (drive command value) A duty value is set based on the feedback output flow rate Q _FB and the estimated valve differential pressure ΔP calculated by the estimated differential pressure calculating means 158 from the relationship (inverse conversion flow rate map), and the duty value is set to the hydraulic control circuit 100. To change the gear ratio γ continuously.

ベルト挟圧力設定手段１６６は、例えば図８に示すような伝達トルクに対応するアクセル開度Ａccをパラメータとして変速比γとベルト挟圧力Ｐd^＊とのベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された関係（ベルト挟圧力マップ）から実変速比γおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいてベルト挟圧力Ｐd^＊を設定する。つまり、ベルト挟圧力設定手段１６６は、ベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを設定する。 The belt clamping pressure setting means 166 is experimentally obtained in advance so that the belt slip between the transmission gear ratio γ and the belt clamping pressure Pd ^* does not occur with the accelerator opening Acc corresponding to the transmission torque as shown in FIG. 8 as a parameter. Based on the stored relationship (belt clamping pressure map), the belt clamping pressure Pd ^* is set based on the vehicle state indicated by the actual gear ratio γ and the accelerator opening Acc. That is, the belt clamping pressure setting means 166 sets the belt clamping pressure Pd of the output side hydraulic cylinder 46c for obtaining the belt clamping pressure Pd ^* .

ベルト挟圧力制御手段１６８は、出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを前記ベルト挟圧力設定手段１６６により設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のベルト挟圧Ｐdに調圧する挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂを油圧制御回路１００へ出力してベルト挟圧力Ｐd^＊すなわち可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を増減させる。 The belt clamping pressure control means 168 regulates the belt clamping pressure Pd of the output side hydraulic cylinder 46c to the belt clamping pressure Pd for obtaining the belt clamping pressure Pd ^* set by the belt clamping pressure setting means 166. increase or decrease the frictional force between the outputs a command signal S _B to the hydraulic control circuit 100 and the belt clamping pressure Pd ^* That variable pulleys 42, 46 and the transmission belt 48.

油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号Ｓ_Ｔに従って無段変速機１８の変速が実行されるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給・排出量を制御すると共に、上記挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂに従ってベルト挟圧力Ｐd^＊が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてベルト挟圧Ｐdを調圧する。 The hydraulic control circuit 100, the supply of hydraulic fluid by operating the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 so shifting of the continuously variable transmission 18 is executed to the input side hydraulic cylinder 42c in accordance with the shift control command signal S _T · to control the emissions, by operating the linear solenoid valve SLS so that the belt clamping pressure Pd ^* is increased or decreased pressure of the belt clamping pressure Pd adjusted in accordance with the above clamping force control command signal S _B.

エンジン出力制御手段１７０は、エンジン１２の出力制御の為にエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅ、例えばスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などをそれぞれスロットルアクチュエータ７６や燃料噴射装置７８や点火装置８０へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１７０は、アクセル開度Ａccに応じたスロットル開度θ_ＴＨとなるように電子スロットル弁３０を開閉するスロットル信号をスロットルアクチュエータ７６へ出力してエンジントルクＴ_Ｅを制御する。 The engine output control means 170 outputs an engine output control command signal S _E , for example, a throttle signal, an injection signal, an ignition timing signal, etc., to the throttle actuator 76, the fuel injection device 78, and the ignition device 80, respectively, for output control of the engine 12. To do. For example, the engine output control means 170 controls the engine torque T _E and outputs a throttle signal for opening and closing the electronic throttle valve 30 such that the throttle opening theta _TH corresponding to the accelerator opening Acc to the throttle actuator 76.

ところで、上述したように目標シーブ位置Ｘtは目標変速比γ^＊に基づいて求められ、その目標変速比γ^＊を設定するに当たっては出力軸回転速度センサ５８により検出される実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが用いられることから、出力軸回転速度センサ５８の特性上、実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが極低回転速度領域にある場合には、出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの検出精度それ自体が悪化する可能性がある。つまり、出力軸回転速度センサ５８には良く知られた電磁ピックアップ式回転速度センサが用いられており、実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが極めて零に近い極低回転速度領域にある場合には所定時間内のパルス信号の数にばらつきが生じたり、パルス信号の出力タイミングが遅くなったりして検出精度自体が悪化する可能性がある。 Incidentally, the target sheave position Xt as described above are determined on the basis of the target gear ratio gamma ^*, the actual output shaft rotational speed N of the order to set the target gear ratio gamma ^* is detected by the output shaft rotation speed sensor 58 _{Since OUT} is used, if the actual output shaft rotational speed N _OUT is in the extremely low rotational speed region due to the characteristics of the output shaft rotational speed sensor 58, the detection accuracy of the output shaft rotational speed N _OUT itself deteriorates. there's a possibility that. In other words, a well-known electromagnetic pickup type rotational speed sensor is used as the output shaft rotational speed sensor 58, and it is predetermined when the actual output shaft rotational speed N _OUT is in an extremely low rotational speed region that is extremely close to zero. There may be variations in the number of pulse signals within the time, or the output timing of the pulse signals may be delayed, and the detection accuracy itself may deteriorate.

そうすると、例えば目標変速比γ^＊として最大変速比γmaxが算出される出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの極低回転速度領域において、検出される出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの変動によって算出される目標変速比γ^＊が振動的になってしまい、実変速比γが最大変速比γmaxとなるように変速が実行される際の変速制御性が悪化する可能性がある。 Then, for example, in the extremely low rotational speed region of the output shaft rotational speed N _OUT where the maximum speed ratio γmax is calculated as the target speed ratio γ ^* , the target speed ratio γ calculated by the detected variation of the output shaft rotational speed N _OUT. ^* Becomes oscillating, and there is a possibility that the shift controllability when the shift is executed so that the actual gear ratio γ becomes the maximum gear ratio γmax may deteriorate.

そこで、本実施例では、前記目標変速比設定手段１５４は、出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの極低回転速度領域では、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴとに基づいて目標変速比γ^＊を算出することに替えて、目標変速比γ^＊として実変速比γを最大変速比γmaxとするための所定変速比γ’を設定する。 Therefore, in this embodiment, the target speed ratio setting means 154 is based on the target input shaft rotational speed N _IN ^* and the actual output shaft rotational speed N _{OUT in} the extremely low rotational speed region of the output shaft rotational speed N _OUT. Te instead to calculate the target gear ratio gamma ^*, the actual gear ratio as the target speed ratio gamma ^* gamma setting a predetermined speed ratio gamma 'to the maximum speed ratio .gamma.max.

上述した出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの極低回転速度領域は、例えば前記図５に示すような変速マップ上で目標変速比γ^＊として最大変速比γmaxが算出される出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの領域、すなわち変速マップ上において最小変速比γminと最大変速比γmaxとの間で変速比γが変化させられ得る無段変速機１８の変速範囲Ｈのうちで出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが最小となる変速開始回転速度Ｎ１より小さい出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの領域である。 Very low rotational speed region of the output shaft speed N _OUT as described above, for example the region of the output shaft speed N _OUT of the maximum speed ratio γmax is calculated in Figure 5, as shown in the shift map on a target gear ratio gamma ^* That is, the gear shift in which the output shaft rotational speed N _OUT is the minimum within the gear shift range H of the continuously variable transmission 18 in which the gear ratio γ can be changed between the minimum gear ratio γmin and the maximum gear ratio γmax on the gear shift map. This is a region of the output shaft rotation speed N _OUT smaller than the start rotation speed N1.

このように、上記変速開始回転速度Ｎ１は、出力軸回転速度センサ５８による出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの検出精度が悪化する出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの極低回転速度領域を判定するための、また変速マップ上で目標変速比γ^＊として最大変速比γmaxが算出される出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの領域を判定するための、予め実験的に求められて記憶された定数値（一定値）であって、例えばコースト走行時または微速走行時における１０km/h程度以下の車速Ｖに相当する出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに設定されている。 Thus, the shift start rotational speed N1 is for determining the extremely low rotation speed range of the output shaft speed N _OUT of the detection accuracy of the output shaft speed N _OUT by the output shaft rotational speed sensor 58 is deteriorated, and This is a constant value (constant value) that has been experimentally obtained and stored in advance for determining the region of the output shaft rotational speed N _{OUT in which} the maximum speed ratio γmax is calculated as the target speed ratio γ ^* on the speed change map. Thus, for example, the output shaft rotational speed N _OUT corresponding to a vehicle speed V of about 10 km / h or less during coasting or slow speed traveling is set.

また、前記所定変速比γ’としては、例えば最大変速比γmaxが設定されたり、最大変速比γmaxに所定値αを加えた値が設定される。この所定値αは、電子制御装置５０や無段変速機１８や油圧制御回路１００等のハードのばらつきを考慮して実変速比γがフィードバック制御により確実に最大変速比γmaxとされるための予め実験的に求められて記憶された値であって、例えば０．１程度に設定される。 As the predetermined gear ratio γ ', for example, a maximum gear ratio γmax is set, or a value obtained by adding a predetermined value α to the maximum gear ratio γmax is set. This predetermined value α is determined in advance so that the actual speed ratio γ is reliably set to the maximum speed ratio γmax by feedback control in consideration of hardware variations in the electronic control unit 50, the continuously variable transmission 18, the hydraulic control circuit 100, and the like. The value obtained experimentally and stored, for example, is set to about 0.1.

図９は、前記図５における出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの低回転速度領域且つ目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊の低回転速度領域に相当する領域を拡大した図であって、上記出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの極低回転速度領域を説明する為の図である。図９において、斜線部分は無段変速機１８の上記変速範囲Ｈであり、回転速度Ｎ_ＩＮＬはエンジン１２の性能と無段変速機１８の制御上の制約とから予め定められる最低エンジン回転速度に相当する目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊の最低回転速度であり、変速開始回転速度Ｎ１より小さい出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの領域Ａが目標変速比γ^＊として所定変速比γ’（＝最大変速比γmax＋α）が設定される出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの極低回転速度領域である。仮に、回転速度Ｎ_ＩＮＬが１０００rpm程度、最大変速比γmaxが２．５程度であるなら、変速開始回転速度Ｎ１は４００rpm程度とされる。 FIG. 9 is an enlarged view of the region corresponding to the low rotational speed region of the output shaft rotational speed N _{OUT and} the low rotational speed region of the target input shaft rotational speed N _IN ^* in FIG. It is a figure for _{demonstrating} the extremely low rotational speed area | region of NOUT. In FIG. 9, the hatched portion is the above-described shift range H of the continuously variable transmission 18, and the rotational speed N _INL is the minimum engine rotational speed determined in advance from the performance of the engine 12 and the control restrictions of the continuously variable transmission 18. The region A of the output shaft rotational speed N _OUT that is the minimum rotational speed of the corresponding target input shaft rotational speed N _IN ^* and smaller than the shift start rotational speed N1 is a predetermined speed ratio γ ′ (= maximum speed ratio ⁾ as the target speed ratio γ ^*. .gamma.max + alpha) is extremely low rotational speed region of the output shaft speed N _OUT is set. If the rotational speed N _INL is about 1000 rpm and the maximum gear ratio γmax is about 2.5, the shift start rotational speed N1 is about 400 rpm.

車速関連値判定手段としての出力回転速度判定手段１７２は、出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが所定車速関連値としての変速開始回転速度Ｎ１より小さいか否かを判定する。 The output rotation speed determination means 172 as vehicle speed related value determination means determines whether or not the output shaft rotation speed N _OUT is smaller than the shift start rotation speed N1 as a predetermined vehicle speed related value.

前記目標変速比設定手段１５４は、前記出力回転速度判定手段１７２により出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが変速開始回転速度Ｎ１以上であると判定されたときは、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴとに基づいて目標変速比γ^＊を算出する一方で、出力回転速度判定手段１７２により出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが変速開始回転速度Ｎ１より小さいと判定されたときは、目標変速比γ^＊として前記所定変速比γ’を設定する。 When the output rotational speed determination means 172 determines that the output shaft rotational speed N _OUT is equal to or higher than the shift start rotational speed N1, the target speed ratio setting means 154 determines that the target input shaft rotational speed N _IN ^* is the actual input shaft rotational speed N _IN ^* . While calculating the target speed ratio γ ^* based on the output shaft rotational speed N _OUT , the output rotational speed determining means 172 determines that the output shaft rotational speed N _OUT is smaller than the shift start rotational speed N1, and the target speed ratio γ ^* is calculated. The predetermined speed ratio γ ′ is set as the speed ratio γ ^* .

図１０は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち無段変速機１８の変速に際して出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの検出精度が悪化する極低回転速度領域であっても目標変速比γ^＊を適切に設定して変速制御性を向上する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。 FIG. 10 shows the target gear ratio γ ^* even in the extremely low rotational speed region where the detection accuracy of the output shaft rotational speed N _OUT deteriorates when the electronic control unit 50 performs the control operation, that is, the speed of the continuously variable transmission 18. It is a flowchart for explaining a control operation for improving the shift controllability by appropriately setting, and is repeatedly executed with an extremely short cycle time of, for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds.

図１０において、先ず、前記出力回転速度判定手段１７２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、実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが予め定められて記憶された定数値である変速開始回転速度Ｎ１より小さいか否かが判定される。 In FIG. 10, first, in a step (hereinafter, step is omitted) S1 corresponding to the output rotation speed determination means 172, the actual output shaft rotation speed N _OUT is a predetermined constant value stored in advance. It is determined whether or not the rotational speed is lower than N1.

実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが変速開始回転速度Ｎ１より小さいと判定されて前記Ｓ１の判断が肯定されると前記目標変速比設定手段１５４に対応するＳ２において、目標変速比γ^＊として前記所定変速比γ’（＝最大変速比γmax＋α）が設定される。 When it is determined that the actual output shaft rotational speed N _OUT is smaller than the shift start rotational speed N1 and the determination in S1 is affirmed, in S2 corresponding to the target speed ratio setting means 154, the predetermined speed ratio γ ^* is set as the predetermined speed ratio γ ^*. A gear ratio γ ′ (= maximum gear ratio γmax + α) is set.

実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが変速開始回転速度Ｎ１以上であると判定されて前記Ｓ１の判断が否定されると前記目標変速比設定手段１５４に対応するＳ３において、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴとに基づいて目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）が設定（算出）される。 If it is determined that the actual output shaft rotational speed N _OUT is equal to or higher than the shift start rotational speed N1 and the determination in S1 is negative, the target input shaft rotational speed N _IN is determined in S3 corresponding to the target speed ratio setting means 154. ^A target gear ratio γ ^* (= N _IN ^* / N _OUT ) is set (calculated) based on ^* and the actual output shaft rotational speed N _OUT .

上述のように、本実施例によれば、出力回転速度判定手段１７２により出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが変速開始回転速度Ｎ１より小さいと判定された場合には、目標変速比設定手段１５４により目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴとに基づいて目標変速比γ^＊が算出されることに替えて、その目標変速比設定手段１５４により目標変速比γ^＊として実際の変速比γを最大変速比γmaxとするための所定変速比γ’が設定されるので、実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴが変速開始回転速度Ｎ１より小さくなって出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴの検出精度が悪化する極低回転速度領域であっても、実変速比γが確実に最大変速比γmaxとなるよう変速制御を実行することができて、変速制御性を向上することができる As described above, according to the present embodiment, when the output rotation speed determination unit 172 determines that the output shaft rotation speed N _OUT is smaller than the shift start rotation speed N1, the target transmission ratio setting unit 154 sets the target input. Instead of calculating the target gear ratio γ ^* based on the shaft rotational speed N _IN ^* and the actual output shaft rotational speed N _OUT , the target gear ratio setting means 154 sets the actual gear ratio as the target gear ratio γ ^*. Since the predetermined gear ratio γ ′ for setting the ratio γ to the maximum gear ratio γmax is set, the actual output shaft rotational speed N _OUT becomes smaller than the shift start rotational speed N1, and the detection accuracy of the output shaft rotational speed N _OUT is improved. Even in the extremely low rotational speed range, which deteriorates, the speed change control can be executed so that the actual speed ratio γ is surely the maximum speed ratio γmax, and the speed controllability can be improved.

また、本実施例によれば、上記所定変速比γ’は最大変速比γmaxに所定値αを加えた値に設定されるので、電子制御装置５０や無段変速機１８や油圧制御回路１００等のハードにばらつきがあったとしても、実変速比γを一層確実に最大変速比γmaxとすることができる。 Further, according to the present embodiment, the predetermined speed ratio γ ′ is set to a value obtained by adding the predetermined value α to the maximum speed ratio γmax, so that the electronic control unit 50, the continuously variable transmission 18, the hydraulic control circuit 100, etc. Even if there is a variation in hardware, the actual speed ratio γ can be more reliably set to the maximum speed ratio γmax.

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。 As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.

例えば、前述の実施例では、目標シーブ位置Ｘtと実シーブ位置Ｘとの制御偏差ΔＸに基づくフィードバック制御により無段変速機１８の変速が実行されたが、シーブ位置Ｘ（目標シーブ位置Ｘt）と１対１に対応する実変速比γと目標変速比γ^＊との制御偏差に基づくフィードバック制御により無段変速機１８の変速が実行されても良い。 For example, in the above-described embodiment, the shift of the continuously variable transmission 18 is executed by feedback control based on the control deviation ΔX between the target sheave position Xt and the actual sheave position X, but the sheave position X (target sheave position Xt) The continuously variable transmission 18 may be shifted by feedback control based on a control deviation between the actual gear ratio γ and the target gear ratio γ ^* corresponding to one-to-one.

また、前述の実施例では、フィードバック制御により無段変速機１８の変速が行われる変速制御装置を説明したが、フィードバック制御にフィードフォワード制御を加えることにより無段変速機１８の変速が行われる変速制御装置であったり、フィードバック制御に替えてフィードフォワード制御により無段変速機１８の変速が行われる変速制御装置であっても本発明は適用され得る。 In the above-described embodiment, the shift control device that performs the shift of the continuously variable transmission 18 by feedback control has been described. However, the shift that performs the shift of the continuously variable transmission 18 by adding feedforward control to the feedback control. The present invention can also be applied to a control device or a shift control device in which the continuously variable transmission 18 is shifted by feedforward control instead of feedback control.

また、前述の実施例では、推定Ｐin算出手段１６０による推定Ｐin圧の算出に際して、ベルト挟圧Ｐdとして、油圧センサ１２２により検出されるベルト挟圧Ｐdを用いたが、ベルト挟圧力設定手段１６６により設定されたベルト挟圧Ｐdを用いてもよい。尚、ベルト挟圧Ｐdとして、油圧センサ１２２により検出されるベルト挟圧Ｐdを用いない場合には、この油圧センサ１２２は必ずしも備えられなくとも良い。 In the above-described embodiment, when the estimated Pin pressure is calculated by the estimated Pin calculation means 160, the belt clamping pressure Pd detected by the hydraulic sensor 122 is used as the belt clamping pressure Pd. The set belt clamping pressure Pd may be used. When the belt clamping pressure Pd detected by the hydraulic sensor 122 is not used as the belt clamping pressure Pd, the hydraulic sensor 122 is not necessarily provided.

また、前述の実施例における入力軸回転速度Ｎ_ＩＮやそれに関連する目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊などは、それら入力軸回転速度Ｎ_ＩＮなどに替えて、エンジン回転速度Ｎ_Ｅやそれに関連する目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊など、或いはタービン回転速度Ｎ_Ｔやそれに関連する目標タービン回転速度Ｎ_Ｔ ^＊などであっても良い。 Further, the input shaft rotational speed N _IN and the related target input shaft rotational speed N _IN ^* in the above-described embodiment are replaced with the input rotational speed N _{IN and the} like, and the engine rotational speed _NE and the related target. The engine rotational speed N _E ^* or the like, or the turbine rotational speed _NT or a target turbine rotational speed _NT ^* related thereto may be used.

また、前述の実施例において、流体伝動装置としてロックアップクラッチ２６が備えられているトルクコンバータ１４が用いられていたが、ロックアップクラッチ２６は必ずしも設けられなくてもよく、またトルクコンバータ１４に替えて、トルク増幅作用のない流体継手（フルードカップリング）などの他の流体式動力伝達装置が用いられてもよい。 In the above-described embodiment, the torque converter 14 provided with the lock-up clutch 26 is used as the fluid transmission device. However, the lock-up clutch 26 is not necessarily provided. In addition, other fluid type power transmission devices such as a fluid coupling (fluid coupling) having no torque amplification function 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。 The above description is only an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art.

本発明が適用された車両用駆動装置を説明する骨子図である。1 is a skeleton diagram illustrating a vehicle drive device to which the present invention is applied. 図１の車両用駆動装置などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。It is a block diagram explaining the principal part of the control system provided in the vehicle in order to control the vehicle drive device etc. of FIG. 油圧制御回路のうち無段変速機のベルト挟圧力制御および変速比制御に関する要部を示す油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram which shows the principal part regarding the belt clamping pressure control and speed ratio control of a continuously variable transmission among hydraulic control circuits. 図２の電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。It is a functional block diagram explaining the principal part of the control function of the electronic control apparatus of FIG. 無段変速機の変速制御において目標入力回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the shift map used when calculating | requiring a target input rotational speed in the shift control of a continuously variable transmission. 無段変速機の変速制御において目標変速比に基づいて目標シーブ位置を設定する際に用いられるシーブ位置マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the sheave position map used when setting a target sheave position based on a target gear ratio in transmission control of a continuously variable transmission. 出力流量に基づいて変速制御弁を駆動するためのDuty値を設定する際に用いられる逆変換流量マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the reverse conversion flow map used when setting the Duty value for driving a shift control valve based on an output flow rate. 無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じてベルト挟圧力を求めるベルト挟圧力マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the belt clamping pressure map which calculates | requires belt clamping pressure according to gear ratio etc. in clamping pressure control of a continuously variable transmission. 図５における出力軸回転速度の低回転速度領域且つ目標入力軸回転速度の低回転速度領域に相当する領域を拡大した図であって、出力軸回転速度の極低回転速度領域を説明する為の図である。FIG. 6 is an enlarged view of a region corresponding to a low rotational speed region of the output shaft rotational speed and a low rotational speed region of the target input shaft rotational speed in FIG. 5, for explaining the extremely low rotational speed region of the output shaft rotational speed. FIG. 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち無段変速機の変速に際して出力軸回転速度の検出精度が悪化する極低回転速度領域であっても目標変速比を適切に設定して変速制御性を向上する為の制御作動を説明するフローチャートである。Shift control by appropriately setting the target gear ratio even in the extremely low rotational speed region where the detection accuracy of the output shaft rotational speed deteriorates during the shift of the continuously variable transmission, that is, the main part of the control operation of the electronic control device of FIG. It is a flowchart explaining the control action | operation for improving performance.

Explanation of symbols

１８：無段変速機
５０：電子制御装置（変速制御装置）
１５４：目標変速比設定手段
１７２：出力回転速度判定手段（車速関連値判定手段） 18: continuously variable transmission 50: electronic control device (shift control device)
154: Target speed ratio setting means 172: Output rotation speed determination means (vehicle speed related value determination means)

Claims

In a vehicle equipped with a continuously variable transmission, a target gear ratio is calculated based on the target input rotation speed and the detected output rotation speed, and a shift is performed so that the actual gear ratio becomes the target gear ratio. A transmission control device for a continuously variable transmission for a vehicle,
Vehicle speed related value determining means for determining whether the vehicle speed related value is smaller than a predetermined vehicle speed related value;
When the vehicle speed related value determining means determines that the vehicle speed related value is smaller than the predetermined vehicle speed related value, the actual speed ratio is set to the maximum as the target speed ratio instead of calculating the target speed ratio. And a target speed ratio setting means for setting a predetermined speed ratio to obtain a speed ratio. A speed change control device for a continuously variable transmission for a vehicle.

The shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the predetermined speed ratio is a value obtained by adding a predetermined value to the maximum speed ratio.