JP2004100921A

JP2004100921A - Controller of non-stage transmission

Info

Publication number: JP2004100921A
Application number: JP2002267196A
Authority: JP
Inventors: Toshiji Hirai; 平井　利治; Tokuo Omura; 大村　徳夫; Hiroyuki Shioiri; 塩入　広行; Takatsugu Ibaraki; 茨木　隆次
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-09-12
Filing date: 2002-09-12
Publication date: 2004-04-02

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve speed changing responsiveness on a non-stage transmission capable of transmitting output torque of a power source through a plurality of routes. <P>SOLUTION: This controller of the non-stage transmission having a CVT power transmission route to transmit power from the power source to an output member through the non-stage transmission and the other power transmission route to transmit it to the output member without through the non-stage transmission is furnished with a shift determining means (step S2) to determine a shift by the non-stage transmission in a state of dividing the power output from the power source to the CVT power transmission route and the other power transmission route and transmitting it to the output member and a transmission torque capacity correcting means (step S3) to increase transmission torque capacity of the non-stage transmission in case of determining the shift by the non-stage transmission. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、無段変速機の制御装置に関し、特に無段変速機構を含む動力伝達経路と無段変速機構を含まない動力伝達経路とに、動力源が出力した動力を分割して伝達することのできる無段変速機の制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両用の変速機に用いられる無段変速機構として、従来、ベルト式のものやトラクション式（トロイダル式）のものなどが知られている。これらの無段変速機構は、変速比を連続的に変化させるために、トルクの伝達を、ベルトやパワーローラなどの伝動部材とプーリーやディスクなどの回転体との間の摩擦力や油膜のせん断力などによっておこなうように構成されている。したがってこの種の無段変速機では、そのベルトやパワーローラなどのいわゆるトルク伝達部材を挟み付ける荷重、すなわちトルクの伝達部位に作用する垂直荷重である挟圧力に応じて伝達トルク容量が変化する。その挟圧力を高くすれば、滑りを生じることなくトルクを伝達することができるが、その半面、動力の伝達効率や耐久性が低下する不都合がある。
【０００３】
そこで従来、変速比を連続的に変化させる無段変速機構（いわゆるバリエータ）に作用するトルクを低下させるために、エンジンなどの動力源から出力した動力を、無段変速機構を介して出力部材に伝達する動力伝達経路と無段変速機構を介さないで出力部材に伝達する他の動力伝達経路とを設けることがおこなわれている。その一例が特開２００２−４８２１３号公報に記載されている。このような無段変速機においては、動力源が出力した動力を、各動力伝達経路に分割して出力部材に伝達することができるので、そのような駆動状態においては、無段変速機構に作用するトルクが低下するために、その挟圧力を低下させ、その動力伝達効率を向上させるとともに、耐久性の低下を防止することができる。
【０００４】
【特許文献１】
特開２００２−４８２１３号公報（段落（００１４）〜（００２３）、図１）
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、ベルト式無段変速機は、駆動プーリーと従動プーリーとに巻掛けたベルトを介してトルクを伝達し、そのベルトの各プーリーに対する巻掛け半径を連続的に変化させることにより、変速比を変更するように構成されている。その一例として、各プーリーを固定シーブとその固定シーブに対して接近・離隔する可動シーブとによって構成し、可動シーブに対する軸線方向への推力（押圧力）を、ベルトの張力に打ち勝つように増大させることにより、各シーブを接近させ、これによりベルトの巻掛け位置を外周側に変化させ、また前記推力を解放させることにより、ベルトの張力に基づく軸線方向力が前記推力に打ち勝って可動シーブを固定シーブから離隔させ、これによってベルトの巻掛け位置を内周側に変化させるようになっている。
【０００６】
したがってこの種のベルト式無段変速機では、いずれかのプーリーに対するベルトの巻掛け半径を減少させる場合、ベルト挟圧力に基づいてベルトに作用している張力によって、前記いずれかのプーリーにおける可動シーブを軸線方向に後退移動させることになる。そのため、無段変速機構を含む動力伝達経路とその動力伝達経路に対して並列の他の動力伝達経路とを備えた無段変速機において、その両方の動力伝達経路を介してトルクを伝達している場合、無段変速機構におけるベルト挟圧力が低くなっているので、可動シーブを後退移動させる荷重が小さく、その結果、そのプーリーにおけるベルトの巻掛け半径が減少するのに時間が掛かり、変速応答性が悪化する可能性があった。
【０００７】
この発明は、上記の技術的課題に着目してなされたものであり、動力の伝達効率や耐久性などを損なうことなく変速応答性を向上させることのできる制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００８】
【課題を解決するための手段およびその作用】
この発明は、上記の目的を達成するために、無段変速機構に作用するトルクを低下させて動力を伝達している状態での変速の際における伝達トルク容量を、変速以外の場合の伝達トルク容量に対して補正するように構成したことを特徴とするものである。より具体的には、請求項１の発明は、動力源からの動力を、無段変速機構を介して出力部材に伝達するＣＶＴ動力伝達経路と、前記無段変速機を介することなく出力部材に伝達する他の動力伝達経路とを有する無段変速機の制御装置において、前記動力源から出力した動力を前記ＣＶＴ動力伝達経路と前記他の動力伝達経路とに分割して前記出力部材に伝達している状態での前記無段変速機構による変速を判定する変速判定手段と、前記無段変速機構による変速が判定された場合に前記無段変速機構の伝達トルク容量を増大させる伝達トルク容量補正手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。
【０００９】
したがって請求項１の発明では、動力源が出力した動力を無段変速機構を含む動力伝達経路を介して出力部材に伝達すると同時に、他の動力伝達経路を介して出力部材に伝達することができる。その場合、無段変速機構に作用するトルクが相対的に小さくなるので、無段変速機構での伝達トルク容量が小さくてよく、したがって例えば挟圧力を相対的に下げることにより動力の伝達効率が向上する。
その状態で、変速が判定されると、挟圧力を増大するなど、無段変速機構での伝達トルク容量が補正される。その結果、変速応答性を速くすることが可能になる。
【００１０】
また、請求項２の発明は、請求項１における前記無段変速機構が、駆動プーリーと従動プーリーとにベルトが巻掛けられ、かつ前記ベルトを前記各プーリーで挟み付ける挟圧力に応じて伝達トルク容量が変化するように構成され、かつ前記伝達トルク容量補正手段は、前記挟圧力を補正し、かつその挟圧力を補正するプーリーを、前記無段変速機構による変速の方向に基づいて選択するように構成されていることを特徴とする制御装置である。
【００１１】
したがって請求項２の発明では、変速時にベルト挟圧力が補正され、かつベルト挟圧力が補正されるプーリーが、変速の方向によって選択される。その結果、ベルトの巻掛け半径を減少させるプーリーでのベルト挟圧力を低下させて、変速応答性を向上させることが可能になる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする無段変速機の一例について説明すると、図６は無段変速機構としてベルト式の無段変速機構（ＣＶＴ）１を使用し、かつこれと並列に他の動力伝達経路を構成する歯車変速機構としてシングルピニオン型の遊星歯車機構２を使用した例を示している。すなわち、動力源であるエンジン（内燃機関：Ｅ／Ｇ）３の出力軸と同一軸線上に入力軸（すなわち入力部材）４が配置され、その入力軸４とエンジン３とがダンパー５などを介して連結されている。すなわちエンジン３の出力軸と入力軸４とは、常時、共に回転するように構成されている。
【００１３】
その入力軸４に無段変速機構１における一方の回転体である駆動プーリー６が取り付けられている。この駆動プーリー６は、固定シーブに対して可動シーブを軸線方向に移動させて両者の間隔すなわち溝幅を大小に変化させるように構成されている。なお、その可動シーブは、固定シーブに対してエンジン３とは反対側（すなわち図６での左側）に配置されている。それに伴って可動シーブを軸線方向に前後動させるためのアクチュエータ７が、可動シーブの背面側（図６での左側）に配置されている。
【００１４】
また、無段変速機構１における他方の回転体である従動プーリー８が、上記の駆動プーリー６と平行に配置されている。この従動プーリー８は、上記の駆動プーリー６と同様の構成であって、固定シーブと可動シーブとを有し、その可動シーブをアクチュエータ９によって前後動させて溝幅を変更するように構成されている。なお、各プーリー６，８の溝幅は、一方が増大することに伴って他方が減少するように制御され、その際にそれぞれのプーリー６，８の軸線方向での中心位置が変化しないようにするために、従動プーリー８におけるアクチュエータ９は、駆動プーリー６におけるアクチュエータ７とは軸線方向で反対側すなわち図６での右側に配置されている。
【００１５】
そして、これらのプーリー６，８に伝動部材であるベルト１０が巻掛けられている。したがって、各プーリー６，８の溝幅を互いに反対方向に変化させることにより、これらのプーリー６，８に対するベルト１０の巻掛け有効径が変化して入力回転数と出力回転数との比率である入出力回転数比が連続的に変化するようになっている。また、従動プーリー８に対してトルクを入出力するために、その従動プーリー８に中間軸１１が取り付けられている。
【００１６】
つぎに、遊星歯車機構２について説明すると、図６に示す遊星歯車機構２は、外歯歯車であるサンギヤ１２と、そのサンギヤ１２に対して同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤ１３と、これらのサンギヤ１２とリングギヤ１３とに噛合したピニオンギヤを自転および公転自在に保持したキャリヤ１４とを回転要素とするものであって、上記の各プーリー６，８の中心軸線の間、すなわち入力軸４と中間軸１１との間に配置されている。
【００１７】
その遊星歯車機構２の中心軸線に沿って出力軸１５が貫通して配置されている。その出力軸１５の一方の端部が、ベルト１０側に延びており、その端部と前記リングギヤ１３とが、コネクティングドラムなどの適宜の連結部材によって一体的に連結されている。またそのリングギヤ１３とサンギヤ１２とを選択的に連結する直結クラッチ１６が設けられている。すなわちこの直結クラッチ１６は、遊星歯車機構２における２つの回転要素を連結して遊星歯車機構２の全体を一体化して回転させるためのものである。
【００１８】
前記サンギヤ１２を一体化させてある中空軸が出力軸１５の外周側に回転自在に嵌合されている。その中空軸の一方の端部が、前記直結クラッチ１６とは反対側に延びており、その中空軸の端部にその中空軸と前記中間軸１１を連結するギヤ対１７Ａ，１７Ｂが設けられている。なお、このギヤ対１７Ａ，１７Ｂは、中間軸１１から中空軸に向けては減速機構となるように構成されている。
【００１９】
また、前記入力軸４の外周に駆動歯車１８Ａが回転自在に嵌合されており、この駆動歯車１８Ａと入力軸４とを選択的に連結するクラッチ（以下、仮に、Ｈｉ　側クラッチと記す）１９が設けられている。この駆動歯車１８Ａに噛合した従動歯車１８Ｂが、前記中空軸の外周側に回転自在に嵌合されている。これらのギヤ対は、駆動歯車１８Ａから従動歯車１８Ｂに向けて増速機構となるように構成されている。すなわち、駆動歯車１８Ａが従動歯車１８Ｂより大径に形成されている。より具体的には、前述したギヤ対１７Ａ，１７Ｂのギヤ比をαとした場合、この駆動歯車１８Ａと従動歯車１８Ｂとからなるギヤ対のギヤ比は、（γｍｉｎ　×α）に設定されている。なお、γｍｉｎ　は無段変速機構１で設定される入出力回転数比の最小値である。
【００２０】
したがって、無段変速機構１および第１のギヤ対１７Ａ，１７Ｂを介してサンギヤ１２にトルクを伝達し、かつ第２のギヤ対１８Ａ，１８Ｂを介してキャリヤ１４にトルクを伝達した場合には、サンギヤ１２とキャリヤ１４とが同速度で回転し、遊星歯車機構２の全体が一体となって回転する。これは、前述した直結クラッチ１６を係合させている状態と同じである。
【００２１】
そして、その従動歯車１８Ｂが遊星歯車機構２におけるキャリヤ１４に連結され、またその従動歯車１８Ｂおよびキャリヤ１４を選択的に固定する固定手段としてのブレーキ（以下、仮に、リバースブレーキと記す）２０が設けられている。このリバースブレーキ２０は、図６に示す例では、摩擦式のブレーキすなわち湿式多板ブレーキが使用されている。なお、このリバースブレーキ２０は摩擦式であればよく、したがってバンドブレーキであってもよい。また、駆動歯車１８Ａを固定することにより、キャリヤ１４の回転を止めるように構成してもよい。
【００２２】
さらに、前記出力軸１５の他方の端部すなわちベルト１０とは反対側に延びた端部には、出力ギヤ（すなわち出力部材）２１が取り付けられており、この出力ギヤ２１が例えばフロントディファレンシャル２２のリングギヤ２３に噛合し、フロントディファレンシャル２２に対してトルクを出力するように構成されている。
【００２３】
なお、上記の直結クラッチ１６およびＨｉ　側クラッチ１９ならびにリバースブレーキ２０は、一例として油圧によって動作する構成のものが採用されており、したがって特には図示しないが、これらの係合解放機構を制御する油圧制御装置が設けられている。また、これらの係合解放機構の係合・解放状態を制御するとともに、無段変速機構１で設定する入出力回転数比γや各プーリー６，８でベルト１０を挟み付ける挟圧力などを制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）２４が設けられている。この電子制御装置２４は、マイクロコンピュータを主体として構成されたものであって、車速やアクセル開度、油温、変速機の入出力回転数、前記各プーリー６，８の回転数などの検出信号が入力され、それらの入力信号および予め記憶しているデータならびにプログラムに従って、以下に説明する変速モードの切り換えや変速制御を実行するようになっている。
【００２４】
上述した無段変速機構１および遊星歯車機構２を有する変速機では、複数のトルクの伝達態様を設定することができる。具体的には、無段変速機構１のみの変速作用で変速比を設定する変速モード（仮にダイレクトモードあるいはＬモードという）と、無段変速機構１の変速作用と遊星歯車機構２の変速作用との両方で変速比を設定する変速モード（仮に動力循環モードあるいはＨモードという）との２つのモードでの変速をおこない、入力軸４から出力軸１５もしくは出力ギヤ２１にトルクを伝達することができる。
【００２５】
具体的に説明すると、前記直結クラッチ１６を係合させ、かつＨｉ　側クラッチ１９を解放させた状態では、遊星歯車機構２の全体が一体化させられるとともに、エンジン３の出力した動力の全てが、無段変速機構１を介して遊星歯車機構２に伝達され、さらに出力軸１５に伝達される。したがってこの状態では、無段変速機構１で設定されている変速比に応じて出力軸１５が回転する。これを図７の共線図で示すと、線Ａで示され、変速比γに応じてその線Ａが上下に平行移動する。
【００２６】
そして、その状態で無段変速機構１での変速比γを最小γｍｉｎ　にすると、いわゆるＬモードでの最高速側の変速比となる。これは、図７に線Ｂで示す状態である。
【００２７】
この線Ｂで示す状態で直結クラッチ１６を解放し、かつＨｉ　側クラッチ１９を係合させると、いわゆるＨモードになる。このＨモードで無段変速機構１での変速比γを増大させると、すなわち低速側に変化させると、遊星歯車機構２におけるキャリヤ１４の回転数に対してサンギヤ１２の回転数が低下するので、出力要素であるリングギヤ１３の回転数すなわち出力軸１５の回転数が更に増大する。
したがって無段変速機構１のみによって設定できる最小変速比γｍｉｎよりも小さい変速比が設定される。これは、図７に線Ｃで示す状態である。
【００２８】
したがってＨモードでは、エンジン３の出力したトルクの一部が無段変速機構１を介してサンギヤ１２に伝達され、またエンジン３の出力したトルクの他の部分がＨｉ　側クラッチ１９および第２のギヤ対１８Ａ，１８Ｂを介してキャリヤ１４に伝達され、そしてこれらのトルクが遊星歯車機構２で合成されて出力軸１５に伝達される。その結果、無段変速機構１にエンジン３側から入力されるトルクが、直結モード（Ｌモード）の場合より相対的に低下するので、無段変速機構１の伝達トルク容量すなわち挟圧力が、Ｌモードの場合に比較して低減される。これは、動力の伝達効率および耐久性を向上させるためである。
【００２９】
なお、後進走行するためのいわゆるＲレンジでは、各クラッチ１６，１９が解放されられ、かつリバースブレーキ２０が係合させられる。その状態を図７に線Ｄで示してある。これらの各レンジおよびモードを設定するためのクラッチ１６，１９およびリバースブレーキ２０の係合・解放状態を一括して示せば、図８の図表のとおりである。この図８において〇印は係合状態を示し、空欄は解放状態を示す。
【００３０】
上述したＨモードでは、ベルト挟圧力が相対的に低下させられていることにより、ベルト１０の張力が相対的に小さいので、変速時にはその応答性を向上させるために以下のように制御される。図１はその制御例を示すフローチャートであり、先ず、ダイレクトモード（Ｌモード）か否かが判断される（ステップＳ１）。上記の変速機で設定すべき変速比は、アクセル開度などで示される要求駆動量および車速もしくはエンジン回転数などの車両の走行状態に基づいて求められる。そして、その変速比を達成するように変速制御が実行され、上記の図６に示す例では、駆動プーリー６側のアクチュエータ７の圧油の量が増減される。こうして設定された変速比が上述した無段変速機構１による最小の変速比γｍｉｎ　より小さいか否か、すなわちＨモードでの変速比か否かを判断することにより、ステップＳ１の判断をおこなうことができる。
【００３１】
なお、前述したように、Ｈモードではエンジン３の出力した駆動力もしくはトルクが、無段変速機構１を含む動力伝達経路とこれに並列に配置されている前記Ｈｉ　側クラッチ１９および第２のギヤ対１８Ａ，１８Ｂを含む他の動力伝達経路に分割されて出力軸１５に伝達されるので、無段変速機構１でのベルト挟圧力が相対的に低く設定されている。したがってステップＳ１は、エンジン３の出力トルクをこのように二つの経路に分割して伝達しているいわゆるトルクスプリット状態が設定されているか否か、あるいは無段変速機構１での挟圧力の低下制御が実行されているか否かを判断していることになる。
【００３２】
このステップＳ１で肯定的に判断された場合、すなわち前記直結クラッチ１６を係合させている直結モード（Ｌモード）が設定されている場合には、特に制御をおこなうことなくリターンする。これに対してステップＳ１で否定的に判断された場合、すなわち上述した二つの動力伝達経路を介してトルクを伝達している状態の場合には、無段変速機構（無段変速部）１での急減速が判定され、もしくは要求されているか否かが判断される（ステップＳ２）。前述したように変速比は、車両の走行状態に基づいて求められるので、ステップＳ２の判断は、走行状態の変化に基づいて判断することができる。より具体的には、アクセル開度などの駆動要求量の変化量や変化速度などに基づいて判断でき、その変化量や変化速度が大きい場合にステップＳ２で肯定的に判断される。
【００３３】
無段変速機構１での急減速が要求されていないことによりステップＳ２で否定的に判断された場合には、特に制御をおこなうことなくリターンする。これに対してステップＳ２で肯定的に判断された場合には、ベルト挟圧力を増大させる制御が実行される（ステップＳ３）。この制御は、上述した図６に示す構成の車両を対象とする場合には、従動プーリー８側のアクチュエータ９における油圧を増大させることにより実行される。
【００３４】
上述した構成の無段変速機構１における減速すなわちダウンシフトは、駆動プーリー６におけるベルト１０の巻掛け半径を減少させ、かつ従動プーリー８におけるベルト１０の巻掛け半径を増大させることにより実行される。その場合、駆動プーリー６における溝幅は、そのアクチュエータ７から圧油をドレーンさせることにより可動シーブを後退移動させることにより拡大されるが、その圧油のドレーンは、可動シーブがアクチュエータ７の内部に設けられているピストン（図示せず）を移動させることによりおこなわれる。したがってステップＳ３でのベルト挟圧力の増大制御は、ベルト１０が駆動プーリー６における可動シーブを押圧する荷重を増大させ、変速速度を増大させるための制御である。
【００３５】
ステップＳ３でベルト挟圧力を増大させる場合、予め定めた一定値での増大をおこなってもよいが、変速要求を満たす速度で変速を実行することを目的としているので、目標変速比に応じて挟圧力を増大させることとしてもよい。例えば図２に示すように、変速機の全体としての変速比γとその目標変速比γｔ　との差と従動プーリー８側のアクチュエータ９の油圧Ｐｄ　の昇圧量との関係を予め定めておき、ステップＳ３の判断が成立した時点の実変速比γと目標変速比γｔ　との差および図２に基づいてベルト挟圧力の増大量すなわち前記アクチュエータ９の油圧Ｐｄ　の昇圧量を求めてもよい。
【００３６】
あるいは、図３に示すように、変速機の全体としての変速比γとその目標値γｔ　とをパラメータとした挟圧力の増大量（油圧Ｐｄ　の昇圧量）をマップとして用意しておき、ステップＳ３の判断が成立した時点の実変速比γと目標変速比γｔ　および図３のマップに基づいてベルト挟圧力の増大量すなわち前記アクチュエータ９の油圧Ｐｄ　の昇圧量を求めてもよい。
【００３７】
このようにしてベルト挟圧力を増大させた状態で、無段変速機構（無段変速部）１での変速が実行される（ステップＳ４）。この変速制御は、無段変速機で通常おこなわれている変速制御と同様にしておこなうことができ、例えば要求駆動量などの車両の走行状態の変化に基づいて求められた目標変速比に対して一次遅れの目標値を設定し、その目標値を達成するように駆動プーリー６側のアクチュエータ８に対して圧油を給排することにより実行される。
【００３８】
その場合、変速の判定が成立する以前では、ベルト挟圧力が、無段変速機構１に入力されるトルクに応じて、かつベルト１０の滑りが生じない範囲で、相対的に低圧に設定されているので、無段変速機構１における動力の伝達効率が良好になる。また、駆動プーリー６の溝幅を増大させる変速の場合に、従動プーリー８側のアクチュエータ９における油圧Ｐｄ　を増大させてベルト挟圧力（すなわちベルト１０の張力）を増大させるので、駆動プーリー６の溝幅が迅速に増大し、応答遅れのない変速が実行される。
【００３９】
変速が終了するまで、すなわちステップＳ５で肯定的に判断されるまで変速制御が継続され、変速が終了してステップＳ５で肯定的に判断されると、ベルト挟圧力の増大制御、具体的には従動プーリー８側のアクチュエータ９における油圧Ｐｄ　の増大が解除される（ステップＳ６）。この制御は、前述したステップＳ３で増大させた油圧Ｐｄ　を元の圧力に戻す油圧制御であってもよいが、これに替えて、Ｈモードで前記目標変速比γｔ　を維持し、かつその時点の入力トルクに対応して定められた油圧を設定する制御であってもよい。
【００４０】
また、ステップＳ６による油圧の降圧制御は、例えば図４に示すように、変速の終了判断の成立と同時に目標圧力Ｐｄｔに降圧するように実行してもよい。あるいは図５に示すように、変速の終了の判断が成立した後、所定の勾配ΔＰｄ　で次第に降圧するように油圧Ｐｄ　を制御してもよい。
【００４１】
したがって上記の制御をおこなうように構成したこの発明の制御装置によれば、いわゆるトルクスプリットモードであることにより無段変速機構１における挟圧力を低下させている場合であっても、変速の際には、その挟圧力を一時的に増大させるので、変速の応答遅れを防止もしくは抑制することができる。また、変速時以外では、ベルト挟圧力を低下させておくことができるので、無段変速機構１での動力の伝達効率を良好にし、ひいては車両の燃費を向上させることができる。
【００４２】
ここで、上記の具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、図１に示すステップＳ２の機能的手段が、この発明の変速判定手段に相当し、またステップＳ３の機能的手段が、この発明の伝達トルク容量補正手段に相当する。
【００４３】
なお、この発明は上記の具体例に限定されない。すなわち、上記の具体例では、従動プーリー８側のアクチュエータ９における油圧Ｐｄ　を増大させてベルト挟圧力を増大させる例を説明したが、この発明は、要は、溝幅を拡大させるプーリーとは反対側のプーリーによるベルト挟圧力の増大制御を、変速判定成立時に実行するように構成されていればよい。したがって、例えば上記の従動プーリー８の溝幅を拡大してベルトの巻掛け半径を減少させるアップシフトの場合に、駆動プーリー６によるベルト挟圧力を増大させるように油圧を制御してもよい。この発明における伝達トルク容量補正手段は、このように変速の方向に応じて挟圧力あるいは油圧を制御するプーリーを選択する機能的手段を含む。
【００４４】
また、この発明で対象とする変速機は、要は、無段変速機構を介してトルクを伝達経路と、これに対して並列に関係にある無段変速機構を含まない他の動力伝達経路とを有していればよく、図６に示す構成の変速機に限定されない。さらにこの発明は、いわゆるトルクスプリットモードでの変速時にベルトの張力を増大して伝達トルク容量を増大させるように構成されていればよく、したがってその伝達トルク容量の増大は、挟圧力の増大以外の手段によっておこなうように構成されていてもよい。
【００４５】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、伝達トルク容量を相対的に下げて走行している状態での変速の際に、無段変速機構での伝達トルク容量を増大させるので、変速の応答性を向上させることができ、かつ変速時以外では、無段変速機構での伝達トルク容量を低下させることができるので、無段変速機構での動力の伝達効率を向上させ、ひいては車両の燃費を向上させることができる。
【００４６】
また、請求項２の発明によれば、変速時にベルト挟圧力が補正され、かつベルト挟圧力が補正されるプーリーが、変速の方向によって選択される。その結果、ベルトの巻掛け半径を減少させるプーリーでのベルト挟圧力を低下させて、変速応答性を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の制御装置による制御の一例を説明するためのフローチャートを示す図である。
【図２】挟圧力を設定する油圧の昇圧量の一例を示す線図である。
【図３】挟圧力を設定する油圧の昇圧量を定めたマップの一例を示す図である。
【図４】油圧を元に戻す制御のタイミングおよび降圧パターンの一例を示す線図である。
【図５】油圧を元に戻す制御のタイミングおよび降圧パターンの他の例を示す線図である。
【図６】この発明で対象とすることのできる変速機の構成を模式的に示すスケルトン図である。
【図７】その変速機における遊星歯車機構についての共線図である。
【図８】その変速機での各走行レンジおよび走行モードを設定するためのクラッチおよびブレーキの係合・解放状態をまとめて示す図表である。
【符号の説明】
１…無段変速機構、　２…遊星歯車機構、　　６…駆動プーリー、　８…従動プーリー、　１０…ベルト、　２５…電子制御装置（ＥＣＵ）。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission, and more particularly to splitting and transmitting power output from a power source to a power transmission path including a continuously variable transmission mechanism and a power transmission path not including a continuously variable transmission mechanism. The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission that can be operated.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art As a continuously variable transmission mechanism used in a transmission for a vehicle, a belt type, a traction type (toroidal type) and the like are conventionally known. In order to continuously change the gear ratio, these continuously variable transmission mechanisms transmit torque by transmitting friction between transmission members such as belts and power rollers and rotating bodies such as pulleys and disks, and by shearing oil films. It is configured to perform by force or the like. Therefore, in this type of continuously variable transmission, the transmission torque capacity changes in accordance with a load that sandwiches a so-called torque transmission member such as a belt or a power roller, that is, a clamping force that is a vertical load acting on a torque transmission portion. If the clamping pressure is increased, torque can be transmitted without causing slip, but on the other hand, there is a disadvantage that power transmission efficiency and durability are reduced.
[0003]
Conventionally, in order to reduce the torque acting on a continuously variable transmission mechanism (so-called variator) that continuously changes the gear ratio, power output from a power source such as an engine is output to an output member via the continuously variable transmission mechanism. A power transmission path for transmission and another power transmission path for transmission to an output member without passing through a continuously variable transmission mechanism are provided. One example is described in JP-A-2002-48213. In such a continuously variable transmission, the power output from the power source can be divided into the respective power transmission paths and transmitted to the output member. As a result, the clamping force is reduced, the power transmission efficiency is improved, and the durability can be prevented from lowering.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-2002-48213 (paragraphs (0014) to (0023), FIG. 1)
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, a belt-type continuously variable transmission transmits a torque through a belt wound around a driving pulley and a driven pulley, and continuously changes a winding radius of the belt with respect to each pulley, thereby changing a gear ratio. It is configured to change. As an example, each pulley is constituted by a fixed sheave and a movable sheave approaching / separating from the fixed sheave, and the thrust (pressing force) in the axial direction on the movable sheave is increased so as to overcome the belt tension. By moving each sheave closer, thereby changing the belt wrapping position to the outer peripheral side, and releasing the thrust, the axial force based on the belt tension overcomes the thrust and fixes the movable sheave. The belt is separated from the sheave, thereby changing the belt winding position toward the inner peripheral side.
[0006]
Therefore, in this type of belt-type continuously variable transmission, when the belt wrapping radius on any of the pulleys is reduced, the movable sheave on any of the pulleys is controlled by the tension acting on the belt based on the belt clamping pressure. Is moved backward in the axial direction. Therefore, in a continuously variable transmission including a power transmission path including a continuously variable transmission mechanism and another power transmission path parallel to the power transmission path, torque is transmitted through both of the power transmission paths. In this case, since the belt clamping pressure in the continuously variable transmission mechanism is low, the load for moving the movable sheave backward is small. As a result, it takes time for the belt winding radius of the pulley to decrease, and the shift response is reduced. There was a possibility that the sex deteriorated.
[0007]
The present invention has been made in view of the technical problem described above, and has as its object to provide a control device capable of improving shift response without impairing power transmission efficiency or durability. Things.
[0008]
Means for Solving the Problems and Their Functions
In order to achieve the above object, the present invention reduces the torque acting on the continuously variable transmission mechanism to reduce the transmission torque capacity at the time of shifting while power is being transmitted, and to reduce the transmission torque capacity at times other than shifting. It is characterized in that correction is made for the capacity. More specifically, the invention according to claim 1 provides a CVT power transmission path for transmitting power from a power source to an output member via a continuously variable transmission mechanism and an output member without passing through the continuously variable transmission. In a control device for a continuously variable transmission having another power transmission path to transmit, the power output from the power source is divided into the CVT power transmission path and the other power transmission path and transmitted to the output member. Shift determining means for determining a shift by the continuously variable transmission mechanism in a state where the transmission is in progress, and transmission torque capacity correcting means for increasing the transmission torque capacity of the continuously variable transmission mechanism when a shift by the continuously variable transmission mechanism is determined. And a control device comprising:
[0009]
Therefore, according to the first aspect of the invention, the power output from the power source can be transmitted to the output member via the power transmission path including the continuously variable transmission mechanism, and at the same time, can be transmitted to the output member via the other power transmission path. . In that case, since the torque acting on the continuously variable transmission mechanism becomes relatively small, the transmission torque capacity in the continuously variable transmission mechanism may be small, and therefore, for example, the power transmission efficiency is improved by, for example, relatively reducing the clamping force. I do.
In this state, if a shift is determined, the transmission torque capacity of the continuously variable transmission mechanism is corrected, such as increasing the clamping pressure. As a result, it is possible to increase the shift response.
[0010]
Further, according to a second aspect of the present invention, in the continuously variable transmission mechanism according to the first aspect, a belt is wound around a driving pulley and a driven pulley, and the transmission torque is changed according to a clamping force that clamps the belt between the pulleys. The transmission torque capacity correction means is configured to change the capacity, and the transmission torque capacity correction means corrects the squeezing pressure and selects a pulley for correcting the squeezing pressure based on a direction of shifting by the continuously variable transmission mechanism. The control device is characterized by being configured as follows.
[0011]
Therefore, in the second aspect of the present invention, the belt clamping pressure is corrected at the time of gear shifting, and the pulley for which the belt clamping pressure is corrected is selected according to the direction of gear shifting. As a result, the belt squeezing pressure on the pulley that reduces the belt winding radius can be reduced, and the shift response can be improved.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, the present invention will be described based on specific examples. First, an example of a continuously variable transmission according to the present invention will be described. FIG. 6 uses a belt-type continuously variable transmission (CVT) 1 as a continuously variable transmission mechanism and transmits another power transmission in parallel with the belt-type continuously variable transmission. An example is shown in which a single pinion type planetary gear mechanism 2 is used as a gear transmission mechanism constituting a path. That is, an input shaft (that is, an input member) 4 is arranged on the same axis as an output shaft of an engine (internal combustion engine: E / G) 3 that is a power source, and the input shaft 4 and the engine 3 are connected via a damper 5 or the like. Connected. That is, the output shaft and the input shaft 4 of the engine 3 are configured to always rotate together.
[0013]
A drive pulley 6, which is one rotating body of the continuously variable transmission mechanism 1, is attached to the input shaft 4. The drive pulley 6 is configured to move the movable sheave relative to the fixed sheave in the axial direction to change the gap between them, that is, the groove width, to a large or small value. The movable sheave is disposed on the opposite side of the fixed sheave from the engine 3 (ie, on the left side in FIG. 6). Accordingly, an actuator 7 for moving the movable sheave back and forth in the axial direction is disposed on the back side (left side in FIG. 6) of the movable sheave.
[0014]
A driven pulley 8, which is the other rotating body in the continuously variable transmission 1, is arranged in parallel with the drive pulley 6. The driven pulley 8 has the same configuration as the drive pulley 6 described above, has a fixed sheave and a movable sheave, and is configured to move the movable sheave back and forth by an actuator 9 to change the groove width. I have. The groove width of each pulley 6, 8 is controlled so that one increases and the other decreases, so that the center position of each pulley 6, 8 in the axial direction does not change. For this purpose, the actuator 9 of the driven pulley 8 is arranged on the opposite side of the actuator 7 of the driving pulley 6 in the axial direction, that is, on the right side in FIG.
[0015]
A belt 10 as a transmission member is wound around these pulleys 6 and 8. Therefore, by changing the groove width of each pulley 6, 8 in the opposite direction, the effective diameter of the belt 10 wound around these pulleys 6, 8 changes, which is the ratio between the input rotation speed and the output rotation speed. The input / output rotation speed ratio changes continuously. An intermediate shaft 11 is attached to the driven pulley 8 in order to input and output torque to and from the driven pulley 8.
[0016]
Next, the planetary gear mechanism 2 will be described. The planetary gear mechanism 2 shown in FIG. 6 includes a sun gear 12 which is an external gear, and a ring gear 13 which is an internal gear arranged concentrically with the sun gear 12. And a carrier 14 holding a pinion gear meshing with the sun gear 12 and the ring gear 13 so as to be able to rotate and revolve freely. The carrier 14 is provided between the center axes of the pulleys 6, 8, that is, the input shaft. 4 and the intermediate shaft 11.
[0017]
An output shaft 15 extends through the center axis of the planetary gear mechanism 2. One end of the output shaft 15 extends toward the belt 10, and the end and the ring gear 13 are integrally connected by a suitable connecting member such as a connecting drum. Further, a direct connection clutch 16 for selectively connecting the ring gear 13 and the sun gear 12 is provided. That is, the direct coupling clutch 16 connects the two rotating elements in the planetary gear mechanism 2 to integrally rotate the entire planetary gear mechanism 2.
[0018]
A hollow shaft in which the sun gear 12 is integrated is rotatably fitted on the outer peripheral side of the output shaft 15. One end of the hollow shaft extends on the side opposite to the direct coupling clutch 16, and a pair of gears 17A and 17B for connecting the hollow shaft and the intermediate shaft 11 is provided at the end of the hollow shaft. I have. The gear pair 17A, 17B is configured to be a reduction mechanism from the intermediate shaft 11 toward the hollow shaft.
[0019]
A drive gear 18A is rotatably fitted to the outer periphery of the input shaft 4, and a clutch (hereinafter referred to as a Hi-side clutch) 19 for selectively connecting the drive gear 18A and the input shaft 4 is provided. Is provided. A driven gear 18B meshed with the driving gear 18A is rotatably fitted on the outer peripheral side of the hollow shaft. These gear pairs are configured to form a speed increasing mechanism from the driving gear 18A to the driven gear 18B. That is, the drive gear 18A has a larger diameter than the driven gear 18B. More specifically, when the gear ratio of the gear pair 17A, 17B is α, the gear ratio of the gear pair including the driving gear 18A and the driven gear 18B is set to (γmin × α). . Note that γmin is the minimum value of the input / output rotational speed ratio set by the continuously variable transmission mechanism 1.
[0020]
Therefore, when torque is transmitted to the sun gear 12 via the continuously variable transmission mechanism 1 and the first gear pair 17A, 17B, and transmitted to the carrier 14 via the second gear pair 18A, 18B, The sun gear 12 and the carrier 14 rotate at the same speed, and the entire planetary gear mechanism 2 rotates integrally. This is the same as the state where the direct coupling clutch 16 is engaged.
[0021]
The driven gear 18B is connected to the carrier 14 in the planetary gear mechanism 2, and a brake (hereinafter, referred to as a reverse brake) 20 is provided as fixing means for selectively fixing the driven gear 18B and the carrier 14. Have been. As the reverse brake 20, in the example shown in FIG. 6, a friction type brake, that is, a wet type multi-plate brake is used. The reverse brake 20 may be a friction type, and may be a band brake. Further, the rotation of the carrier 14 may be stopped by fixing the drive gear 18A.
[0022]
Further, an output gear (that is, an output member) 21 is attached to the other end of the output shaft 15, that is, an end extending to the opposite side to the belt 10, and the output gear 21 is, for example, a front differential 22. It is configured to mesh with the ring gear 23 and output torque to the front differential 22.
[0023]
The direct coupling clutch 16, the Hi-side clutch 19, and the reverse brake 20 are configured to operate by hydraulic pressure as an example. Therefore, although not specifically shown, a hydraulic pressure for controlling the engagement / disengagement mechanism is not particularly shown. A control device is provided. In addition to controlling the engagement / disengagement state of these engagement / disengagement mechanisms, the input / output rotation ratio γ set by the continuously variable transmission mechanism 1 and the clamping force for clamping the belt 10 between the pulleys 6 and 8 are also controlled. An electronic control unit (ECU) 24 for performing the operation is provided. The electronic control unit 24 is mainly composed of a microcomputer, and detects detection signals such as a vehicle speed, an accelerator opening, an oil temperature, an input / output rotation speed of the transmission, and a rotation speed of each of the pulleys 6 and 8. Are input, and in accordance with the input signals, pre-stored data, and programs, the shift mode switching and shift control described below are executed.
[0024]
In the transmission having the continuously variable transmission mechanism 1 and the planetary gear mechanism 2 described above, a plurality of torque transmission modes can be set. Specifically, a speed change mode (tentatively referred to as a direct mode or an L mode) in which the speed ratio is set by a speed change operation of only the continuously variable transmission mechanism 1, a speed change operation of the continuously variable transmission mechanism 1 and a speed change operation of the planetary gear mechanism 2, The transmission can be performed in two modes, that is, a transmission mode in which the transmission ratio is set in both modes (temporarily referred to as a power circulation mode or an H mode), and torque can be transmitted from the input shaft 4 to the output shaft 15 or the output gear 21. .
[0025]
More specifically, in a state where the direct coupling clutch 16 is engaged and the Hi-side clutch 19 is released, the entire planetary gear mechanism 2 is integrated, and all the power output from the engine 3 is reduced. The power is transmitted to the planetary gear mechanism 2 via the continuously variable transmission mechanism 1 and further transmitted to the output shaft 15. Therefore, in this state, the output shaft 15 rotates according to the speed ratio set by the continuously variable transmission mechanism 1. This is indicated by a line A in the alignment chart of FIG. 7, and the line A moves up and down in parallel according to the speed ratio γ.
[0026]
If the speed ratio γ of the continuously variable transmission mechanism 1 is set to the minimum γmin in this state, the speed ratio becomes the highest speed in the so-called L mode. This is the state shown by line B in FIG.
[0027]
When the direct clutch 16 is released and the Hi-side clutch 19 is engaged in the state shown by the line B, a so-called H mode is set. If the speed ratio γ of the continuously variable transmission mechanism 1 is increased in this H mode, that is, if the speed ratio γ is changed to a low speed side, the rotation speed of the sun gear 12 decreases with respect to the rotation speed of the carrier 14 in the planetary gear mechanism 2. The rotation speed of the ring gear 13, which is the output element, that is, the rotation speed of the output shaft 15 further increases.
Therefore, a speed ratio smaller than the minimum speed ratio γmin that can be set only by the continuously variable transmission mechanism 1 is set. This is the state shown by line C in FIG.
[0028]
Therefore, in the H mode, a part of the torque output from the engine 3 is transmitted to the sun gear 12 via the continuously variable transmission mechanism 1, and another part of the torque output from the engine 3 is transmitted to the Hi-side clutch 19 and the second gear. The torque is transmitted to the carrier 14 via the pair 18A, 18B, and these torques are combined by the planetary gear mechanism 2 and transmitted to the output shaft 15. As a result, the torque input to the continuously variable transmission mechanism 1 from the engine 3 side is relatively lower than in the case of the direct connection mode (L mode). It is reduced compared to the case of the mode. This is to improve power transmission efficiency and durability.
[0029]
In the so-called R range for traveling backward, the clutches 16 and 19 are released and the reverse brake 20 is engaged. This state is indicated by a line D in FIG. The state of engagement / disengagement of the clutches 16 and 19 and the reverse brake 20 for setting each of these ranges and modes is collectively shown in FIG. In FIG. 8, a triangle indicates an engaged state, and a blank indicates a released state.
[0030]
In the above-described H mode, since the belt clamping pressure is relatively reduced, the tension of the belt 10 is relatively small. Therefore, during shifting, the following control is performed to improve the response. FIG. 1 is a flowchart showing an example of the control. First, it is determined whether or not the mode is the direct mode (L mode) (step S1). The gear ratio to be set in the above-described transmission is obtained based on the required driving amount indicated by the accelerator opening and the running state of the vehicle such as the vehicle speed or the engine speed. Then, the speed change control is executed so as to achieve the speed change ratio, and in the example shown in FIG. 6, the amount of pressure oil of the actuator 7 on the drive pulley 6 side is increased or decreased. The determination in step S1 can be made by determining whether or not the thus set speed ratio is smaller than the minimum speed ratio γmin of the continuously variable transmission mechanism 1 described above, that is, whether or not the speed ratio is in the H mode. it can.
[0031]
As described above, in the H mode, the driving force or torque output from the engine 3 is applied to the power transmission path including the continuously variable transmission mechanism 1 and the Hi-side clutch 19 and the second gear Since it is divided into another power transmission path including the pair 18A and 18B and transmitted to the output shaft 15, the belt clamping pressure in the continuously variable transmission mechanism 1 is set relatively low. Therefore, step S1 is to determine whether or not a so-called torque split state in which the output torque of the engine 3 is transmitted while being divided into two paths as described above, or to control the reduction of the clamping force in the continuously variable transmission mechanism 1. Has been determined.
[0032]
If the determination in step S1 is affirmative, that is, if the direct coupling mode (L mode) in which the direct coupling clutch 16 is engaged is set, the routine returns without performing any particular control. On the other hand, when a negative determination is made in step S1, that is, when the torque is transmitted through the two power transmission paths described above, the continuously variable transmission mechanism (the continuously variable transmission unit) 1 uses the continuously variable transmission mechanism. Is determined, or it is determined whether or not a rapid deceleration is requested (step S2). As described above, the gear ratio is obtained based on the running state of the vehicle, and thus the determination in step S2 can be made based on a change in the running state. More specifically, the determination can be made based on the change amount or the change speed of the drive request amount such as the accelerator opening, and if the change amount or the change speed is large, the determination is affirmative in step S2.
[0033]
If a negative determination is made in step S2 because rapid deceleration in the continuously variable transmission mechanism 1 has not been requested, the process returns without performing any particular control. On the other hand, when a positive determination is made in step S2, control for increasing the belt clamping pressure is executed (step S3). This control is executed by increasing the hydraulic pressure in the actuator 9 on the driven pulley 8 side when the vehicle having the configuration shown in FIG.
[0034]
The speed reduction or downshift in the continuously variable transmission mechanism 1 having the above-described configuration is executed by reducing the winding radius of the belt 10 around the driving pulley 6 and increasing the winding radius of the belt 10 around the driven pulley 8. In that case, the groove width in the drive pulley 6 is enlarged by moving the movable sheave backward by draining the pressure oil from the actuator 7, but the drain of the pressure oil is moved inside the actuator 7 by the movable sheave. This is performed by moving a provided piston (not shown). Therefore, the control for increasing the belt clamping pressure in step S3 is control for increasing the load of the belt 10 pressing the movable sheave on the drive pulley 6 to increase the speed change speed.
[0035]
When the belt clamping pressure is increased in step S3, the belt clamping pressure may be increased at a predetermined constant value. However, since the purpose is to execute the gear shifting at a speed that satisfies the gear shifting request, the clamping is performed according to the target gear ratio. The pressure may be increased. For example, as shown in FIG. 2, the relationship between the difference between the transmission ratio γ as a whole of the transmission and the target transmission ratio γt and the pressure increase amount of the hydraulic pressure Pd of the actuator 9 on the driven pulley 8 side is determined in advance. Based on the difference between the actual speed ratio γ at the time when the determination in S3 is established and the target speed ratio γt and FIG.
[0036]
Alternatively, as shown in FIG. 3, an increase amount of the clamping pressure (a pressure increase amount of the hydraulic pressure Pd) using the speed ratio γ of the transmission as a whole and the target value γt as parameters is prepared as a map, and step S3 is performed. The increase amount of the belt clamping pressure, that is, the pressure increase amount of the hydraulic pressure Pd of the actuator 9 may be determined based on the actual speed ratio γ and the target speed ratio γt at the time when the determination is made and the map of FIG.
[0037]
In the state where the belt clamping pressure is increased in this way, the shift is performed by the continuously variable transmission mechanism (the continuously variable transmission unit) 1 (step S4). This shift control can be performed in the same manner as the shift control normally performed in the continuously variable transmission. For example, the shift control is performed based on a target gear ratio determined based on a change in the traveling state of the vehicle such as a required drive amount. This is performed by setting a target value of the first-order lag and supplying and discharging the pressure oil to and from the actuator 8 on the drive pulley 6 side so as to achieve the target value.
[0038]
In this case, before the shift is determined, the belt clamping pressure is set to a relatively low pressure in accordance with the torque input to the continuously variable transmission mechanism 1 and within a range where the belt 10 does not slip. Therefore, the power transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism 1 is improved. Further, in the case of a gear shift in which the groove width of the drive pulley 6 is increased, the hydraulic pressure Pd in the actuator 9 on the driven pulley 8 side is increased to increase the belt clamping pressure (that is, the tension of the belt 10). The width increases quickly, and a shift without response delay is performed.
[0039]
The shift control is continued until the shift is completed, that is, until the determination in step S5 is affirmative. When the shift is completed and the determination is affirmative in step S5, the control for increasing the belt clamping pressure, specifically, The increase in the hydraulic pressure Pd in the actuator 9 on the driven pulley 8 side is released (step S6). This control may be hydraulic control for returning the hydraulic pressure Pd increased in step S3 to the original pressure, but may be replaced by maintaining the target speed ratio γt in the H mode, and Control for setting a hydraulic pressure determined according to the input torque may be used.
[0040]
Further, the hydraulic pressure reduction control in step S6 may be executed such that the pressure is reduced to the target pressure Pdt at the same time as the completion of the shift determination as shown in FIG. 4, for example. Alternatively, as shown in FIG. 5, after the determination of the end of the shift is established, the hydraulic pressure Pd may be controlled so as to gradually decrease the pressure at a predetermined gradient ΔPd.
[0041]
Therefore, according to the control device of the present invention configured to perform the above-described control, even when the so-called torque split mode is used to reduce the squeezing pressure in the continuously variable transmission mechanism 1, it is possible to reduce Temporarily increases the pinching pressure, so that it is possible to prevent or suppress a shift response delay. In addition, since the belt clamping pressure can be reduced except at the time of shifting, the power transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism 1 can be improved, and the fuel efficiency of the vehicle can be improved.
[0042]
Here, the relationship between the above specific example and the present invention will be briefly described. The functional means of step S2 shown in FIG. 1 corresponds to the shift determining means of the present invention, and the functional means of step S3 is This corresponds to transmission torque capacity correction means of the present invention.
[0043]
In addition, this invention is not limited to the said specific example. That is, in the specific example described above, the example in which the belt clamping pressure is increased by increasing the hydraulic pressure Pd in the actuator 9 on the driven pulley 8 side has been described. However, the present invention is, in short, opposite to the pulley that increases the groove width. The control for increasing the belt squeezing pressure by the pulley on the side may be executed when the shift determination is established. Therefore, for example, in the case of an upshift in which the groove width of the driven pulley 8 is increased to reduce the belt winding radius, the hydraulic pressure may be controlled so as to increase the belt clamping pressure by the driving pulley 6. The transmission torque capacity correcting means in the present invention includes a functional means for selecting a pulley for controlling the clamping pressure or the hydraulic pressure according to the direction of the shift.
[0044]
In addition, the transmission targeted by the present invention is, in short, a torque transmission path via a continuously variable transmission mechanism and another power transmission path that does not include the continuously variable transmission mechanism that is in parallel with the transmission path. The transmission is not limited to the transmission having the configuration shown in FIG. Further, the present invention only needs to be configured to increase the belt tension during speed change in the so-called torque split mode to increase the transmission torque capacity. It may be configured to perform this by means.
[0045]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, the transmission torque capacity of the continuously variable transmission mechanism is increased at the time of shifting while traveling with the transmission torque capacity relatively lowered. The responsiveness of the shift can be improved, and the transmission torque capacity of the continuously variable transmission mechanism can be reduced except at the time of shifting, so that the power transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism can be improved, and thus the vehicle can be improved. Fuel efficiency can be improved.
[0046]
According to the second aspect of the present invention, the belt squeezing pressure is corrected at the time of gear shifting, and the pulley for which the belt squeezing pressure is corrected is selected according to the direction of gear shifting. As a result, the belt squeezing pressure at the pulley that reduces the belt winding radius can be reduced, and the shift response can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart illustrating an example of control by a control device according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram illustrating an example of a pressure increase amount of a hydraulic pressure for setting a clamping pressure.
FIG. 3 is a diagram illustrating an example of a map in which a pressure increase amount of a hydraulic pressure for setting a clamping pressure is determined.
FIG. 4 is a diagram showing an example of a control timing and a step-down pattern of a control to restore the hydraulic pressure.
FIG. 5 is a diagram showing another example of the timing of the control to return the hydraulic pressure and the pressure drop pattern.
FIG. 6 is a skeleton diagram schematically showing a configuration of a transmission to which the present invention can be applied.
FIG. 7 is an alignment chart of a planetary gear mechanism in the transmission.
FIG. 8 is a table collectively showing engagement and disengagement states of a clutch and a brake for setting each traveling range and a traveling mode in the transmission.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Continuously variable transmission mechanism, 2 ... Planetary gear mechanism, 6 ... Drive pulley, 8 ... Driven pulley, 10 ... Belt, 25 ... Electronic control unit (ECU).

Claims

A continuously variable transmission having a CVT power transmission path for transmitting power from a power source to an output member via a continuously variable transmission mechanism and another power transmission path for transmitting power to the output member without passing through the continuously variable transmission. In the control device of the machine,
Shift determining means for determining a shift by the continuously variable transmission mechanism in a state where the power output from the power source is divided into the CVT power transmission path and the other power transmission path and transmitted to the output member; ,
A control device for a continuously variable transmission, comprising: transmission torque capacity correction means for increasing a transmission torque capacity of the continuously variable transmission mechanism when a shift by the continuously variable transmission mechanism is determined.

The continuously variable transmission mechanism is configured such that a belt is wound around a driving pulley and a driven pulley, and a transmission torque capacity is changed according to a clamping pressure for clamping the belt between the pulleys, and 2. The capacity correcting means is configured to correct the squeezing force and select a pulley for correcting the squeezing force based on a direction of shifting by the continuously variable transmission mechanism. 3. The control device for a continuously variable transmission according to claim 1.