JP2008014362A - Controller of continuously variable transmission for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、油圧アクチュエータにより有効径が変化させられる一対のプーリとその一対のプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを有する車両用無段変速機の制御装置に係り、特に、登り方向への車両発進時におけるベルト挟圧力制御に関するものである。 The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission for a vehicle having a pair of pulleys whose effective diameter is changed by a hydraulic actuator and a transmission belt wound around the pair of pulleys. The present invention relates to belt clamping pressure control when starting.
駆動側プーリおよび従動側プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する車両用無段変速機の制御装置において、駆動側プーリの溝幅を変更する為の駆動側油圧アクチュエータと従動側プーリの溝幅を変更する為の従動側油圧アクチュエータとを備え、ベルトと両プーリとの間で滑りが発生しないように従動側油圧アクチュエータによりベルト挟圧力を制御すると共に、回転速度センサにより回転部材の回転速度が検出可能な所定車速を超える走行時にはその回転速度の目標値と実際値との偏差に基づいて駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御することによって駆動側プーリの溝幅を変更して無段変速機の変速を行う一方で、その回転速度が検出困難な所定車速以下の走行時には駆動側油圧アクチュエータに所定の油圧を作用させつつ駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機の変速比を所定の変速比とすることが良く知られている。 Drive-side hydraulic actuator and driven-side pulley for changing the groove width of the drive-side pulley in a control device for a continuously variable transmission for a vehicle having a drive-side pulley, a driven-side pulley, and a belt wound around both pulleys A driven side hydraulic actuator for changing the groove width of the belt, and the belt clamping pressure is controlled by the driven side hydraulic actuator so that no slip occurs between the belt and both pulleys. When traveling over a predetermined vehicle speed where the rotational speed can be detected, the groove width of the driving pulley is changed by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to the driving hydraulic actuator based on the deviation between the target value and the actual value of the rotational speed. While the speed of the continuously variable transmission is changed, the predetermined speed is applied to the drive side hydraulic actuator when the vehicle is traveling below a predetermined vehicle speed whose rotation speed is difficult to detect. To the gear ratio of the continuously variable transmission to a predetermined gear ratio in a state where confined hydraulic oil in the drive side hydraulic actuator while the action of hydraulic pressure is well known.
例えば、所定車速を超える車両走行の際には、作動油が駆動側油圧アクチュエータへ供給されることにより駆動側プーリの溝幅が狭くされて無段変速機がアップシフトされ、駆動側油圧アクチュエータの作動油が排出されることにより駆動側プーリの溝幅が広くされて無段変速機がダウンシフトされる。また、車両停止の際には、駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態とする所謂閉じ込み制御が行われることにより、無段変速機の変速比が最低速側変速比とされる、すなわちベルトが最減速状態に戻される。 For example, when the vehicle travels above a predetermined vehicle speed, the hydraulic oil is supplied to the drive-side hydraulic actuator, thereby narrowing the groove width of the drive-side pulley and upshifting the continuously variable transmission. As the hydraulic oil is discharged, the groove width of the driving pulley is widened and the continuously variable transmission is downshifted. Further, when the vehicle is stopped, so-called closing control is performed in which the hydraulic oil is confined in the drive side hydraulic actuator, so that the speed ratio of the continuously variable transmission is set to the minimum speed side speed ratio. That is, the belt is returned to the maximum deceleration state.
ところで、急勾配の登坂路で停止した後の登り方向への再発進時にブレーキが解除されて車両が発進方向と逆方向へずり下がった場合には、駆動方向と回転方向とが異なり同じベルト挟圧力であってもベルトの伝達トルク容量が相違することから、逆回転の正駆動時には正回転の正駆動時よりもベルトの伝達トルク容量が低下するので、平坦路等における発進時と同等のベルト挟圧力に制御されると、伝達トルク容量が不足してベルト滑りを生じるおそれがあった。 By the way, if the brake is released and the vehicle slips in the direction opposite to the starting direction when the vehicle restarts in the ascending direction after stopping on a steep uphill road, the driving direction and the rotating direction are different and the same belt Since the transmission torque capacity of the belt is different even under pressure, the belt transmission torque capacity is lower during reverse rotation forward drive than during forward rotation forward drive. When the clamping pressure is controlled, there is a possibility that the transmission torque capacity is insufficient and the belt slips.
このようなベルト滑りの発生を回避するために、例えば特許文献1には、路面勾配が予め設定された勾配以上の急登坂路である場合には、このときのベルト挟圧力を、予め記憶された関係から設定される通常のベルト挟圧力よりも高くする車両用ベルト式無段変速機の制御装置が提案されている。
In order to avoid the occurrence of such belt slip, for example, in
しかしながら、駆動側油圧アクチュエータに油圧が作用させられている例えば上記閉じ込み制御中のときのように、急勾配の再発進時にベルト挟圧力を通常よりも高くしなくとも車両がずり下がらない場合もあり、上記特許文献1に示されるように急登坂路であるからといってこのような場合にまで一律にベルト挟圧力を高くすると、伝達効率が悪化してエネルギ損失が大きくなって燃費が悪くなってしまう可能性があった。
However, when the hydraulic pressure is applied to the drive side hydraulic actuator, for example, during the above-described closing control, the vehicle may not slide down even if the belt clamping pressure is not higher than usual when the vehicle starts to reappear suddenly. Yes, as shown in the above-mentioned
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、登り方向への車両発進に際して、ベルト挟圧力の増大を必要最低限として燃費を向上する車両用無段変速機の制御装置を提供することにある。 The present invention has been made in the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to provide a continuously variable vehicle for improving fuel efficiency by increasing the belt clamping pressure to a minimum when starting a vehicle in an ascending direction. An object of the present invention is to provide a transmission control device.
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) 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に駆動側プーリおよび従動側プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機が配設された車両において、前記駆動側プーリの溝幅を変更する為の駆動側油圧アクチュエータと前記従動側プーリの溝幅を変更する為の従動側油圧アクチュエータとを備え、前記駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排により変速を行うと共に、前記ベルトと前記両プーリとの間で滑りが発生しないように前記従動側油圧アクチュエータによりベルト挟圧力を制御する車両用無段変速機の制御装置であって、(b) 前記車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える坂路であるか否かを判定する急勾配判定手段と、(c) 車両発進に際して、前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けているか否かを判断する発進時駆動側油圧抜け判断手段と、(d) 登り方向への車両発進に際して、前記急勾配判定手段により所定勾配を超える坂路であると判定され、且つ前記発進時駆動側油圧抜け判断手段により前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、このときのベルト挟圧力を、予め記憶された関係から設定される通常のベルト挟圧力よりも高くする登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段とを、含むことにある。
To achieve this object, the gist of the invention according to
このようにすれば、登り方向への車両発進に際して、急勾配判定手段により車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える坂路であると判定され、且つ発進時駆動側油圧抜け判断手段により駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段によりこのときのベルト挟圧力が予め記憶された関係から設定される通常のベルト挟圧力よりも高くされるので、駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けて登り方向への車両発進時にベルト滑りが発生しやすい状態のときに限りベルト挟圧力が高くされ、ベルト挟圧力の増大を必要最低限として燃費を向上することができる。 In this way, when starting the vehicle in the ascending direction, the steep slope determining means determines that the road surface gradient on which the vehicle travels exceeds a predetermined slope, and the driving side hydraulic pressure drop-off determining means determines the drive side hydraulic pressure. On the condition that the hydraulic pressure in the actuator is judged to have dropped, the belt clamping pressure at this time is determined by the belt clamping pressure control means at the time of starting uphill road from the normal belt clamping pressure set from the relationship stored in advance. Therefore, the belt clamping pressure is increased only when the hydraulic pressure in the drive side hydraulic actuator is released and the belt slips easily when starting the vehicle in the climbing direction. Fuel consumption 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制御装置において、前記制御装置は、所定車速以下の車両状態では前記駆動側油圧アクチュエータに所定の油圧を作用させつつその駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として前記無段変速機の変速比を所定の変速比とするものであって、車両停止時に前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあるか否かを判断する最減速判断手段と、前記最減速判断手段により前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断されていることを条件として、車両発進に際して、前記無段変速機の変速比が最低速側変速比となるように前記駆動側油圧アクチュエータ内から作動油を排出するダウン変速作動を一時的に実行する発進時変速制御手段とを更に備え、前記発進時駆動側油圧抜け判断手段は、前記発進時変速制御手段によって前記ダウン変速作動が実行されているか否かに基づいて前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けているか否かを判断するものである。このようにすれば、所定車速以下の車両状態において駆動側油圧アクチュエータ内に作動油が閉じ込められた状態とされたときに、発進時に駆動側油圧アクチュエータに作用させられている油圧によってアップシフトが生じることを防止する為に発進時変速制御手段により無段変速機の変速比が最低速側変速比とされるように一時的にダウン変速作動が実行されているときに限りベルト挟圧力が高くされて、ベルト滑りの発生が回避されると共にベルト挟圧力の増大を必要最低限として燃費を向上することができる。 Here, according to a second aspect of the present invention, in the control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the first aspect, the control device applies a predetermined hydraulic pressure to the drive side hydraulic actuator in a vehicle state of a predetermined vehicle speed or less. The gear ratio of the continuously variable transmission is set to a predetermined gear ratio in a state in which hydraulic oil is confined in the drive side hydraulic actuator while acting, and the gear ratio of the continuously variable transmission is the lowest when the vehicle is stopped. Under the condition that the most deceleration determining means for determining whether or not the speed side gear ratio is present and that the speed ratio of the continuously variable transmission is determined to be the lowest speed side gear ratio by the most deceleration determining means, When starting the vehicle, a start shift control means for temporarily executing a down shift operation for discharging hydraulic oil from the drive side hydraulic actuator so that the transmission gear ratio of the continuously variable transmission becomes the lowest speed shift ratio. More The starting drive side hydraulic pressure drop determining means determines whether or not the hydraulic pressure in the drive side hydraulic actuator is released based on whether or not the downshift operation is being executed by the start shift speed control means. Is. In this way, when the hydraulic oil is confined in the drive side hydraulic actuator in a vehicle state below a predetermined vehicle speed, an upshift occurs due to the hydraulic pressure applied to the drive side hydraulic actuator at the start. In order to prevent this, the belt clamping pressure is increased only when the downshift operation is temporarily executed by the starting shift control means so that the transmission gear ratio of the continuously variable transmission is set to the lowest speed gear ratio. Thus, the occurrence of belt slip can be avoided and the fuel consumption can be improved by increasing the belt clamping pressure to the minimum necessary.
ここで、好適には、前記無段変速機において、所定車速例えば回転速度センサにより回転部材の回転速度が検出可能な車速を超える車両状態において実行される前記無段変速機の通常の変速制御は、例えば予め定められた変速条件に従って目標変速比を求め、実変速比がその目標変速比になるように駆動側プーリに一体的に設けられた駆動側油圧アクチュエータとしての駆動側油圧シリンダへの作動油の給排により駆動側プーリの溝幅を変更して変速比をフィードバック制御したり、車速や出力回転速度(駆動輪側回転速度)などに応じて入力側(駆動源側)の目標回転速度を求め、実際の入力回転速度がその目標回転速度になるように駆動側油圧シリンダへの作動油の給排により駆動側プーリの溝幅を変更して変速比をフィードバック制御したりするなど、種々の態様を採用できる。 Here, preferably, in the continuously variable transmission, the normal shift control of the continuously variable transmission performed in a vehicle state in which the vehicle speed exceeds a predetermined vehicle speed, for example, a rotation speed of a rotating member that can be detected by a rotation speed sensor. For example, the target gear ratio is obtained according to a predetermined gear ratio, and the drive side hydraulic cylinder is actuated as a drive side hydraulic actuator provided integrally with the drive side pulley so that the actual gear ratio becomes the target gear ratio. The gear ratio of the drive pulley is changed by changing the groove width of the drive pulley by supplying and discharging oil, and the target rotation speed on the input side (drive source side) according to the vehicle speed and output rotation speed (drive wheel rotation speed) Feedback control of the gear ratio by changing the groove width of the drive pulley by supplying and discharging hydraulic oil to the drive hydraulic cylinder so that the actual input rotation speed becomes the target rotation speed Etc. or it can employ various aspects.
上記予め定められた変速条件は、例えばアクセル操作量などの運転者の出力要求量(加速要求量)および車速(出力回転速度に対応)などの運転状態をパラメータとするマップや演算式などによって設定される。 The above-mentioned predetermined speed change conditions are set by a map or an arithmetic expression using, for example, driving conditions such as a driver output request amount (acceleration request amount) such as an accelerator operation amount and a vehicle speed (corresponding to an output rotation speed) as parameters. Is done.
また、所定車速以下の低車速走行時のような上記フィードバック制御が困難なときの車両状態において実行される駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機の変速比を所定の変速比とする油圧制御は、駆動側油圧シリンダの油圧および従動側油圧シリンダの油圧をそれぞれ独立に制御して所定の推力比τ(=従動側油圧シリンダの油圧×従動側油圧シリンダの受圧面積/駆動側油圧シリンダの油圧×駆動側油圧シリンダの受圧面積)となるように駆動側油圧シリンダの油圧を制御するものでも良いが、例えば従動側油圧シリンダの油圧がパイロット圧として導入される推力比コントロールバルブを有し、その推力比コントロールバルブから出力されるコントロール圧に基づいて駆動側油圧シリンダの油圧が制御されることにより、所定の推力比τとなるように構成することが望ましい。 Further, the gear ratio of the continuously variable transmission is set to a predetermined value as a state in which hydraulic oil is confined in a drive-side hydraulic actuator that is executed in a vehicle state when the feedback control is difficult such as when traveling at a low vehicle speed below a predetermined vehicle speed. In the hydraulic control for changing the gear ratio, the hydraulic pressure of the driving hydraulic cylinder and the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder are controlled independently, and a predetermined thrust ratio τ (= the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder × the pressure receiving area of the driven hydraulic cylinder / The hydraulic pressure of the drive side hydraulic cylinder may be controlled so that the hydraulic pressure of the drive side hydraulic cylinder x the pressure receiving area of the drive side hydraulic cylinder). For example, the thrust ratio control in which the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder is introduced as a pilot pressure The hydraulic pressure of the drive side hydraulic cylinder is controlled based on the control pressure output from the thrust ratio control valve. By Rukoto, it is desirable to configure such that a predetermined thrust ratio tau.
また、好適には、前記走行用動力源としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジンが広く用いられる。さらに、補助的な走行用動力源として、電動機等が上記エンジンに加えて用いられても良い。或いは、走行用動力源として電動機のみが用いられてもよい。 Preferably, an engine that is an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine is widely used as the driving power source. Furthermore, an electric motor or the like may be used in addition to the engine as an auxiliary driving power source. Alternatively, only an electric motor may be used as a driving power source.
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
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
前後進切換装置16は、前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1とダブルピニオン型の遊星歯車装置16pと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 /
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状態(動力伝達遮断状態)になる。
When the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward /
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駆動側プーリ(プライマリプーリ、プライマリシーブ)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従動側プーリ(セカンダリプーリ、セカンダリシーブ)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
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42aおよび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42bおよび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駆動側油圧シリンダ(プライマリプーリ側油圧シリンダ)42cおよび従動側油圧シリンダ(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、駆動側油圧シリンダ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NIN/出力軸回転速度NOUT)が連続的に変化させられる。また、従動側油圧シリンダ46cの油圧であるセカンダリ圧(以下、ベルト挟圧という)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、駆動側油圧シリンダ42cの油圧であるプライマリ圧(以下、変速圧という)Pinが生じるのである。
The variable pulleys 42 and 46 are fixed
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
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)ACR(°)およびエンジン12の回転速度(エンジン回転速度)NE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)NT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軸36の回転速度(入力軸回転速度)NINを表す信号、車速センサ(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軸44の回転速度(出力軸回転速度)NOUTすなわち出力軸回転速度NOUTに対応する車速Vを表す車速信号、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θTH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TW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等の油圧回路の油温TCVT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BON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)PSHを表す操作位置信号、加速度センサ76により検出された車両の前後方向の加速度Gを表す信号などが供給されている。
The
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SE、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78を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置80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82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ST例えば駆動側油圧シリンダ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SB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PLを制御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
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
「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
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、変速比制御、およびシフトレバー74の操作に伴う前進用クラッチC1或いは後進用ブレーキB1の係合油圧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従動側油圧シリンダ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、変速比γが連続的に変化させられるように駆動側油圧シリンダ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、変速圧Pinとベルト挟圧Pdとの比率を予め定められた関係とする推力比コントロールバルブ118、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120等を備えている。
FIG. 3 shows the main part of the
また、ライン油圧PL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)122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PSLT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。モジュレータ油圧PMは、制御油圧PSLT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PSLS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ソレノイド弁DS1の出力油圧である制御油圧PDS1およびソレノイド弁DS2の出力油圧である制御油圧PDS2の元圧となるものであって、ライン油圧PLを元圧としてモジュレータバルブ124により一定圧に調圧されるようになっている。出力油圧PLM2は、ライン油圧PLを元圧としてライン圧モジュレータNO.2バルブ126により制御油圧PSLTに基づいて調圧されるようになっている。
The line pressure P L as source pressure working oil pressure output (generated) from the
前記マニュアルバルブ120において、入力ポート120aには出力油圧PLM2が供給される。そして、シフトレバー74が「D」ポジション或いは「L」ポジションに操作されると、出力油圧PLM2が前進走行用出力圧として前進用出力ポート120fを経て前進用クラッチC1に供給され且つ後進用ブレーキB1内の作動油が後進用出力ポート120rから排出ポートEXを経て例えば大気圧にドレーン(排出)されるようにマニュアルバルブ120の油路が切り換えられ、前進用クラッチC1が係合させられると共に後進用ブレーキB1が解放させられる。
In the
また、シフトレバー74が「R」ポジションに操作されると、出力油圧PLM2が後進走行用出力圧として後進用出力ポート120rを経て後進用ブレーキB1に供給され且つ前進用クラッチC1内の作動油が前進用出力ポート120fから排出ポートEXを経て例えば大気圧にドレーン(排出)されるようにマニュアルバルブ120の油路が切り換えられ、後進用ブレーキB1が係合させられると共に前進用クラッチC1が解放させられる。
Further, when the
また、シフトレバー74が「P」ポジションおよび「N」ポジションに操作されると、入力ポート120aから前進用出力ポート120fへの油路および入力ポート120aから後進用出力ポート120rへの油路がいずれも遮断され且つ前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1内の作動油が何れもマニュアルバルブ120からドレーンされるようにマニュアルバルブ120の油路が切り換えられ、前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1が共に解放させられる。
When the
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PLを入力ポート114iから入出力ポート114jを経て駆動側プーリ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駆動側プーリ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PDS2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PDS1を受け入れる油室114dとを備えている。
The speed ratio control valve UP114 is up to close the suppliable and
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が入出力ポート116k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PDS1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PDS2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, whereby a downshift position where the input /
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閉じ状態では、入出力ポート114jと入出力ポート114kとが連通させられ、駆動側プーリ42(駆動側油圧シリンダ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閉じ状態では、入出力ポート116jと入出力ポート116kとが連通させられ、推力比コントロールバルブ118からの推力比制御油圧Pτが入出力ポート114kへ流通することが許容される。
In the transmission ratio control valve UP114 and the transmission ratio control valve DN116 thus configured, in the closed state in which the
また、制御油圧PDS1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PDS1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PLが制御油圧PDS1に対応する流量で入力ポート114iから入出力ポート114jを経て駆動側油圧シリンダ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、変速圧Pinが高められ、駆動側プーリ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。
Further, when the control oil pressure PDS1 is supplied to the
また、制御油圧PDS2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PDS2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、駆動側油圧シリンダ42cの作動油が制御油圧PDS2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から排出される。これにより、変速圧Pinが低められ、駆動側プーリ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。
When the control oil pressure PDS2 is supplied to the
このように、ライン油圧PLは変速圧Pinの元圧となるものであって、制御油圧PDS1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PLが駆動側油圧シリンダ42cへ供給されて変速圧Pinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧PS2が出力されると駆動側油圧シリンダ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 the shift pressure Pin A used as the basic pressure of the control oil pressure P DS1 is input to be output to the speed ratio control valve UP114 the line pressure P L is the driving side hydraulic cylinder 42c When the shift pressure Pin is increased and continuously upshifted and the control hydraulic pressure PS2 is output, the hydraulic oil in the drive side hydraulic cylinder 42c is discharged from the discharge port EX, and the shift pressure Pin is lowered. Downshifted continuously.
例えば図4に示すようにアクセル開度Accをパラメータとして車速V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NIN *との予め記憶された関係(変速マップ)から実際の車速Vおよびアクセル開度Accで示される車両状態に基づいて設定される目標入力軸回転速度NIN *と実際の入力軸回転速度(以下、実入力軸回転速度という)NINとが一致するように、それ等の回転速度差(偏差)ΔNIN(=NIN *−NIN)に応じて無段変速機18の変速がフィードバック制御により実行される、すなわち駆動側油圧シリンダ42cに対する作動油の供給および排出により両可変プーリ42、46のV溝幅が変化させられて変速比γがフィードバック制御により連続的に変化させられる。
For example, as shown in FIG. 4, it is actually determined from a previously stored relationship (shift map) between the vehicle speed V and the target input shaft rotational speed N IN * that is the target input rotational speed of the continuously
図4の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Vが小さくアクセル開度Accが大きい程大きな変速比γになる目標入力軸回転速度NIN *が設定されるようになっている。また、車速Vは出力軸回転速度NOUTに対応するため、入力軸回転速度NINの目標値である目標入力軸回転速度NIN *は目標変速比γ*(=NIN */NOUT)に対応し、無段変速機18の最小変速比γminと最大変速比γmaxの範囲内で定められる。
The shift map in FIG. 4 corresponds to the shift conditions, and the target input shaft rotational speed N IN * is set such that the larger the vehicle speed V is and the larger the accelerator opening Acc is, the larger the gear ratio γ is. Further, since the vehicle speed V corresponds to the output shaft rotation speed N OUT, which is the target value of the input shaft rotational speed N IN target input shaft rotational speed N IN * is the target speed ratio γ * (= N IN * / N OUT) And is determined within the range of the minimum speed ratio γmin and the maximum speed ratio γmax of the continuously
また、制御油圧PDS1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PDS2に拘らずその変速比コントロールバルブDN116を閉じ状態としてダウンシフトを制限する一方、制御油圧PDS2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PDS1に拘らずその変速比コントロールバルブUP114を閉じ状態と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PDS1および制御油圧PDS2が共に供給されないときはもちろんであるが、制御油圧PDS1および制御油圧PDS2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閉じ状態とされる。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PDS1または制御油圧PDS2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
前記挟圧力コントロールバルブ110は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート110iを開閉してライン油圧PLを入力ポート110iから出力ポート110tを経て従動側プーリ46および推力比コントロールバルブ118へベルト挟圧Pdを供給可能にするスプール弁子110aと、そのスプール弁子110a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、そのスプリング110bを収容し且つスプール弁子110aに開弁方向の推力を付与するために制御油圧PSLSを受け入れる油室110cと、スプール弁子110a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、スプール弁子110aに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧PMを受け入れる油室110eとを備えている。
The clamping
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PSLSをパイロット圧としてライン油圧PL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PLはベルト挟圧Pdの元圧となるものである。
In the clamping
例えば図5に示すように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と必要油圧(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)から実際の変速比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決定(算出)されたベルト挟圧力Pd*が得られるように従動側油圧シリンダ46cのベルト挟圧Pdが制御され、このベルト挟圧Pdに応じてベルト挟圧力Pd*すなわち可変プーリ42、46と伝動ベルト48との間の摩擦力が増減させられる。
For example, as shown in FIG. 5, the accelerator opening degree Acc corresponding to the transmission torque is used as a parameter, and is experimentally obtained and stored in advance so as not to cause belt slip between the gear ratio γ and the required hydraulic pressure (belt clamping pressure) Pd *. From the relationship (belt clamping pressure map), the belt of the driven
前記推力比コントロールバルブ118は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート118iを開閉してライン油圧PLを入力ポート118iから出力ポート118tを経て変速比コントロールバルブDN116へ推力比制御油圧Pτを供給可能にするスプール弁子118aと、そのスプール弁子118aを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング118bと、そのスプリング118bを収容し且つスプール弁子118aに開弁方向の推力を付与するためにベルト挟圧Pdを受け入れる油室118cと、スプール弁子118aに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート118tから出力された推力比制御油圧Pτを受け入れるフィードバック油室118dとを備えている。
The thrust
このように構成された推力比コントロールバルブ118において、油室118cにおけるベルト挟圧Pdの受圧面積をa、フィードバック油室118dにおける推力比制御油圧Pτの受圧面積をb、スプリング118bの付勢力をFSとすると、次式(1)で平衡状態となる。
Pτ×b=Pd×a+FS ・・・(1)
従って、推力比制御油圧Pτは、次式(2)で表され、ベルト挟圧Pdに比例する。
Pτ=Pd×(a/b)+FS/b ・・・(2)
In the thrust
Pτ × b = Pd × a + F S (1)
Therefore, the thrust ratio control oil pressure Pτ is expressed by the following equation (2) and is proportional to the belt clamping pressure Pd.
Pτ = Pd × (a / b) + F S / b (2)
そして、制御油圧PDS1および制御油圧PDS2が共に供給されないか、或いは所定圧以上の制御油圧PDS1および所定圧以上の制御油圧PDS2がともに供給されて、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が何れも原位置に保持されている閉じ状態とされたときには、推力比制御油圧Pτが駆動側油圧シリンダ42cに供給されることから、変速圧Pinが推力比制御油圧Pτと一致させられる。つまり、推力比コントロールバルブ118により変速圧Pinとベルト挟圧Pdとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Pτすなわち変速圧Pinが出力される。
Then, the control oil pressure P or DS1 and the control pressure P DS2 is not supplied together, or the predetermined pressure or more control pressure P DS1 and the predetermined pressure or more control pressure P DS2 is both supplied, the speed ratio control valve UP114 and the speed ratio control when the valve DN116 has both been a closed state is held in the original position, consistent since the thrust ratio control oil pressure P tau is supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c, and the transmission pressure Pin thrust ratio control oil pressure P tau Be made. That is, the shift pressure Pin and the belt clamping pressure Pd kept in a predetermined relationship the ratio between the thrust ratio control oil pressure P tau i.e. the shift pressure Pin is outputted by the thrust
例えば、入力軸回転速度センサ56や車速センサ58の精度上所定車速V’以下の低車速状態では入力軸回転速度NINや車速Vの検出精度が劣ることから、このような低車速走行時や発進時には回転速度差(偏差)ΔNINを解消するための変速比γのフィードバック制御に替えて、例えば制御油圧PDS1および制御油圧PDS2を共に供給せず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を何れも閉じ状態とする所謂閉じ込み制御を実行する。これにより、低車速走行時や発進時には変速圧Pinとベルト挟圧Pdとの比率を予め定められた関係とするようにベルト挟圧Pdに比例する変速圧Pinが駆動側油圧シリンダ42cへ供給されて、車両停車時から極低車速時における伝動ベルト48のベルト滑りが防止されると共に、このとき例えば最大変速比γmaxに対応する推力比τ(=従動側油圧シリンダ推力WOUT/駆動側油圧シリンダ推力WIN;WOUTはベルト挟圧Pd×従動側油圧シリンダ46cの受圧面積、WINは変速圧Pin×駆動側油圧シリンダ42cの受圧面積)より大きな推力比τが可能なように上記式(2)の右辺第1項の(a/b)やFS/bが設定されていると、最大変速比γmax又はその近傍の変速比γmax’にて良好な発進が行われる。また、上記所定車速V’は、所定回転部材の回転速度例えば入力軸回転速度NINが検出不可能な回転速度となる車速Vとして予め定められたフィードバック制御を実行可能な下限の車速であって、例えば2km/h程度に設定されている。
For example, because of the accuracy of the input shaft
図6は、車速Vをパラメータとして変速比γと推力比τとの予め求められて記憶された関係であって、図示の関係になるように上記式(2)の右辺第1項の(a/b)が設定された場合の一例を示す図である。図6の一点鎖線で示した車速Vのパラメータは駆動側油圧シリンダ42cおよび従動側油圧シリンダ46cにおける遠心油圧を考慮して算出した推力比τであり、実線との交点(V0、V20、V50)にて閉じ込み制御時に保持可能な所定の変速比としての変速比γが求められる。例えば、この図6に示すように本実施例の無段変速機18においては、車速Vが0km/hすなわち車両停止中の閉じ込み制御時に所定の変速比として最大変速比γmaxが保持可能である。
FIG. 6 shows the relationship obtained and stored in advance between the speed ratio γ and the thrust ratio τ using the vehicle speed V as a parameter, and the first term (a It is a figure which shows an example when / b) is set. The parameter of the vehicle speed V shown by the one-dot chain line in FIG. 6 is a thrust ratio τ calculated in consideration of the centrifugal hydraulic pressure in the drive side hydraulic cylinder 42c and the driven side
図7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。図7において、目標入力回転設定手段150は、例えば図4に示すような予め記憶された変速マップから実際の車速Vおよびアクセル開度Accで示される車両状態に基づいて入力軸回転速度NINの目標入力軸回転速度NIN *を逐次設定する。
FIG. 7 is a functional block diagram for explaining the main part of the control function by the
変速制御手段152は、実入力軸回転速度NINが前記目標入力回転設定手段150によって設定された目標入力軸回転速度NIN *と一致するように、すなわち回転速度差(偏差)ΔNIN(=NIN *−NIN)を解消するように、その回転速度差ΔNINに応じて無段変速機18の変速をフィードバック制御により実行する。すなわち、駆動側油圧シリンダ42cに対する作動油の流量を制御することにより両可変プーリ42、46のV溝幅を変化させる変速制御指令信号(油圧指令)ST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。
The shift control means 152 makes the actual input shaft rotational speed N IN coincide with the target input shaft rotational speed N IN * set by the target input rotational setting means 150, that is, the rotational speed difference (deviation) ΔN IN (= N IN * −N IN ), the shift of the continuously
ベルト挟圧力設定手段154は、例えば図5に示すような予め実験的に求められて記憶されたベルト挟圧力マップから、実際のアクセル開度Accおよび電子制御装置50により実際の入力軸回転速度NINおよび出力軸回転速度NOUTに基づいて算出される実変速比γ(=NIN/NOUT)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154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 154, for example, from the belt clamping pressure map obtained and stored experimentally in advance as shown in FIG. 5, for example, the actual accelerator opening Acc and the actual input shaft rotational speed N by the
ベルト挟圧力制御手段156は、前記ベルト挟圧力設定手段154により設定されたベルト挟圧力Pd*が得られるように従動側油圧シリンダ46cのベルト挟圧Pdを調圧する挟圧力制御指令信号SBを油圧制御回路100へ出力してベルト挟圧力Pd*を増減させる。
Belt clamping pressure control means 156, the belt clamping pressure setting means 154 clamping pressure control command signal S B for pressurizing regulates the belt clamping pressure Pd of the driven-side
油圧制御回路100は、上記変速制御指令信号ST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を作動させて駆動側油圧シリンダ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SB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
また、前記変速制御手段152は、前述の機能に加え、車速Vが前記所定車速V’以下であることを条件として、通常の変速制御としての回転速度差ΔNINを解消するための変速比γのフィードバック制御を行わず、推力比コントロールバルブ118により変速圧Pinとベルト挟圧Pdとの比率を予め定められた関係に保つ閉じ込み制御を実行する。すなわち、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を閉じ状態とすることによって、駆動側油圧シリンダ42c内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機18の変速比γを所定の変速比とする低車速用の変速制御のための変速指令(閉じ込み制御指令)信号ST’を油圧制御回路100へ出力して所定の変速比を成立させる。
In addition to the above-described function, the shift control means 152 is provided with a gear ratio γ for eliminating the rotational speed difference ΔN IN as a normal shift control on condition that the vehicle speed V is equal to or lower than the predetermined vehicle speed V ′. The feedback control is not performed, and the thrust
油圧制御回路100は、上記閉じ込み制御指令信号ST’に従って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が閉じ状態とされるようにソレノイド弁DS1およびソレノイド弁DS2を作動させず、推力比コントロールバルブ118から変速圧Pinとベルト挟圧Pdとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Pτを出力する。
The
本実施例の無段変速機18においては、前述したように車両停止中の閉じ込み制御時には変速比γが最大変速比γmaxとされる、すなわち伝動ベルト48が最減速位置に戻された状態(以下、最減速状態という)とされる。この閉じ込み制御においては推力比制御油圧Pτが駆動側油圧シリンダ42cに供給されていることから、閉じ込み制御後の車両発進の際に駆動側プーリ42の回転に伴い駆動側油圧シリンダ42c内に残っている可能性がある作動油によってアップシフトが生じるおそれがある。
In the continuously
そこで、前記変速制御手段152は、最減速判断手段158により伝動ベルト48が最減速状態にあると判断(推定)されて車両停止した後の車両発進の際には、通常の変速制御が実行可能となる車速Vが所定車速V’を超えるまで通常の変速制御に先だって、前記閉じ込み制御に替えて、駆動側プーリ42のV溝幅を最大幅として伝動ベルト48が最減速状態となるように駆動側油圧シリンダ42c内から作動油を排出するダウンシフトを一時的に実行するデューティダウン制御の為のデューティダウン制御指令信号ST”を油圧制御回路100へ出力する発進時変速制御手段としての機能を備える。このデューティダウン制御が実行されて駆動側油圧シリンダ42c内の作動油が排出されたとしても、車両停止の際に伝動ベルト48が最減速状態に戻されているときには駆動側プーリ42のV溝幅が増大されることはない。
Therefore, the shift control means 152 can execute normal shift control when the vehicle starts after the most deceleration determination means 158 determines (estimates) that the
油圧制御回路100は、上記デューティダウン制御指令信号ST”に従ってソレノイド弁DS1およびソレノイド弁DS2を作動させて駆動側油圧シリンダ42cから作動油を排出する。これによって、無段変速機18のアップシフトが防止されて変速比γが最大変速比γmaxに維持される。
The
前記最減速判断手段158は、閉じ込み制御が行われている車両停止時に、無段変速機18の変速比γが最大変速比(最低速側変速比)γmaxにあるか否か、すなわち伝動ベルト48が最減速状態にあるか否かを、例えば車両減速走行中に所定車速V’を超えている車速Vにおいて既に変速比γが最大変速比γmaxとなっている状態で車両停止したか否か、或いは車両減速走行中に所定車速V’を超えている車速Vにおいて変速比γが最大変速比γmaxとなっていないものの車両停止時には最大変速比γmaxとなっていると推定される最大変速比γmax近傍の所定変速比γmax’になっており且つ所定以上のダウンシフトとなっているか否かに基づいて判断する。
The most deceleration determination means 158 determines whether or not the speed ratio γ of the continuously
前記最減速判断手段158により伝動ベルト48が最減速状態にあると判断されているときには電子制御装置50によりベルト戻り判定フラグFbeltがONとされる一方、最減速判断手段158により伝動ベルト48が最減速状態にないと判断されているときには電子制御装置50によりベルト戻り判定フラグFbeltがOFFとされる。
When it is determined by the most deceleration determination means 158 that the
エンジン出力制御手段160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SE、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78や燃料噴射装置80や点火装置82へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段160は、アクセル開度Accに応じたスロットル開度θTH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78へ出力してエンジントルクTEを制御する。
The engine output control means 160 outputs an engine output control command signal S E , for example, a throttle signal, an injection signal, an ignition timing signal, etc., to the
ところで、急勾配の登坂路で停止した後の登り方向への再発進時(以下、急勾配発進時という)にブレーキが解除されて車両が発進方向と逆方向へずり下がった場合には、逆回転の正駆動時には正回転の正駆動時よりもベルトの伝達トルク容量が低下することから、平坦路における通常の発進時と同様に、前記ベルト挟圧力設定手段154により設定されたベルト挟圧力Pd*が得られるように前記ベルト挟圧力制御手段156により挟圧力制御指令信号SBが油圧制御回路100へ出力されると、伝達トルク容量が不足してベルト滑りを生じるおそれがある。このような路面勾配が所定勾配を超える急登坂路である再発進時には、このときのベルト挟圧Pdを通常設定されたベルト挟圧力Pd*よりも高くしてベルト滑りの発生を回避することが考えられる。
By the way, if the brakes are released and the vehicle slips in the direction opposite to the starting direction when the vehicle is re-started in the ascending direction after stopping on a steep uphill road (hereinafter referred to as a steep starting), Since the transmission torque capacity of the belt is lower at the time of positive rotation than that at the time of positive rotation, the belt clamping pressure Pd set by the belt clamping pressure setting means 154 is the same as in normal starting on a flat road. When * squeezing force control command signal S B is output to the
しかしながら、前述した閉じ込み制御中のときのように駆動側油圧シリンダ42cに油圧が作用させられているときには、急勾配発進時にベルト挟圧Pdを通常設定されたベルト挟圧力Pd*よりも高くしなくとも車両がずり下がらない場合もあり、一律にベルト挟圧Pdを高くすると伝達効率が悪化してエネルギ損失が大きくなり、燃費が悪くなってしまう可能性がある。 However, when the hydraulic pressure is applied to the drive side hydraulic cylinder 42c as in the above-described closing control, the belt clamping pressure Pd is set higher than the normally set belt clamping pressure Pd * at the time of steep start. In some cases, the vehicle may not slide down, and if the belt clamping pressure Pd is increased uniformly, the transmission efficiency deteriorates, energy loss increases, and fuel consumption may deteriorate.
つまり、急勾配発進時にベルト滑りの発生を抑制する為にベルト挟圧Pdを高くする必要があるのは、前記変速制御手段152によるデューティダウン制御により駆動側油圧シリンダ42c内の作動油が排出されるときのように、すなわち閉じ込み制御中に駆動側油圧シリンダ42cに作用している所定の油圧としての推力比制御油圧Pτがデューティダウン制御により抜けているときのように、ベルト滑りに対して厳しい車両状態のときのみであり、急勾配発進時に一律にベルト挟圧Pdを高くすることは余分な領域での過剰な油圧アップとなる可能性がある。 That is, it is necessary to increase the belt clamping pressure Pd in order to suppress the occurrence of belt slip at the time of steep start. The hydraulic oil in the drive side hydraulic cylinder 42c is discharged by the duty down control by the shift control means 152. as Rutoki, namely the thrust ratio control oil pressure P of the in closing control as predetermined hydraulic pressure acting on the driving side hydraulic cylinder 42c tau is like when missing by the duty down control, to belt slippage This is only when the vehicle is in a severe vehicle condition, and it is possible that excessively increasing the belt clamping pressure Pd at the time of steep start will result in excessive oil pressure increase in an extra region.
そこで、前記ベルト挟圧力制御手段156は、急勾配発進時には、駆動側油圧シリンダ42c内の油圧が抜けていることを条件として、このときのベルト挟圧Pdを通常設定されたベルト挟圧力Pd*よりも高くしてベルト滑りの発生を回避する登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段として機能する。 Therefore, the belt clamping pressure control means 156 sets the belt clamping pressure Pd at this time as the normally set belt clamping pressure Pd * on the condition that the hydraulic pressure in the drive side hydraulic cylinder 42c is released at the time of steep start . It functions as a belt clamping pressure control means at the time of starting on an uphill road that is higher than that to avoid the occurrence of belt slip.
より具体的には、車両停止判定手段162は、車両が停止状態であるか否かを、例えば車速V(出力軸回転速度NOUT)が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定する。
More specifically, the vehicle
急勾配判定手段164は、車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える登坂路であるか否かを判定する。例えば、急勾配判定手段164は、前記車両停止判定手段162により車両が停止状態であると判定されているときに、路面勾配情報の1つである加速度センサ76により検出される前後加速度Gの絶対値が所定値G’を超えているか否かに基づいて路面勾配が所定勾配を超える登坂路であるか否かを判定する。上記所定値G’は、登り方向への再発進に際してアクセルペダル68操作のためにフットブレーキやパーキングブレーキ等が解除されると車両が逆行してしまうような急勾配を判定するための予め実験的に求められた判定値である。
The steep slope determination means 164 determines whether or not the road surface slope on which the vehicle travels is an uphill road that exceeds a predetermined slope. For example, the steep slope determination means 164 is the absolute value of the longitudinal acceleration G detected by the
発進時駆動側油圧抜け判断手段166は、車両発進に際して、駆動側油圧シリンダ42c内の油圧が抜けているか否かを判断する。例えば、発進時駆動側油圧抜け判断手段166は、車両発進に際して、前記変速制御手段152によりデューティダウン制御が実行されているか否かに基づいて、すなわち変速制御手段152によりデューティダウン制御指令信号ST”が油圧制御回路100へ出力されているか否かに基づいて、閉じ込み制御中に作用していた駆動側油圧シリンダ42c内の推力比制御油圧Pτが抜けているか否かを判断する。
The drive side hydraulic pressure drop determining means 166 at the start time determines whether or not the hydraulic pressure in the drive side hydraulic cylinder 42c is released when the vehicle starts. For example, the driving-time hydraulic pressure drop determining means 166 at the time of starting is based on whether or not duty down control is being executed by the speed change control means 152 when the vehicle starts, that is, the speed change control means 152 sets the duty down control command signal ST. Based on whether or not “” is output to the
前記ベルト挟圧力制御手段156は、登り方向への車両再発進に際して、前記急勾配判定手段164により路面勾配が所定勾配を超える登坂路であると判定され、且つ前記発進時駆動側油圧抜け判断手段166により駆動側油圧シリンダ42c内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、このときのベルト挟圧Pdを、前記ベルト挟圧力設定手段154により設定された通常のベルト挟圧力Pd*よりも所定値だけ高くする。この所定値は、通常のベルト挟圧力Pd*が得られる為のベルト挟圧Pdに加算する補正油圧値ΔPに対応するものであり、逆回転の正駆動時における伝動ベルト48の一時的すべりを防止するために、予め実験的に求められた一定値であってもよいし、路面勾配が大きくなるほどこの所定値が増加するように予め実験的に求められた関係から実際の路面勾配に基づいて算出される値であってもよい。
The belt clamping pressure control means 156 determines that the road slope is an uphill road with a road surface gradient exceeding a predetermined slope by the steep slope determination means 164 when the vehicle re-starts in the climbing direction, and the drive side hydraulic pressure drop determination means when starting. On the condition that the hydraulic pressure in the drive side hydraulic cylinder 42c is released by 166, the belt clamping pressure Pd at this time is changed to the normal belt clamping pressure Pd set by the belt clamping pressure setting means 154. * A higher value than * . This predetermined value corresponds to the correction hydraulic pressure value ΔP added to the belt clamping pressure Pd for obtaining the normal belt clamping pressure Pd * , and the temporary slip of the
図8は、電子制御装置50の制御作動の要部すなわちベルト挟圧Pdの増大を必要最低限として燃費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. 8 is a flowchart for explaining a control operation of the
先ず、前記車両停止判定手段162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、車両が停止状態であるか否かが、例えば車速V(出力軸回転速度NOUT)が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定される。 First, in step S1 corresponding to the vehicle stop determination means 162 (hereinafter, step is omitted), it is determined whether the vehicle is in a stopped state, for example, the vehicle speed V (output shaft rotational speed N OUT ) is zero. Judgment is made based on whether or not the predetermined speed is reached.
前記S1の判断が肯定される場合は前記急勾配判定手段164に対応するS2において、車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える登坂路であるか否かが、例えば車両の停止状態において加速度センサ76により検出される前後加速度Gの絶対値が所定値G’(正の値)を超えているか否かに基づいて判定される。見方を換えれば、このS2においては、登り方向への再発進に際して車両が停車している路面の勾配を判定するものであることから、レバーポジションPSHが「D」ポジション(レンジ)にあるときには正の値である前後加速度Gが正の値である所定値G’を超えているか否か、或いはレバーポジションPSHが「R」ポジション(レンジ)にあるときには負の値である前後加速度Gが負の値である所定値G’より小さいか否かが判定される。 If the determination in S1 is affirmative, in S2 corresponding to the steep slope determination means 164, whether or not the road surface gradient on which the vehicle travels is an uphill road that exceeds a predetermined gradient is determined by, for example, an acceleration sensor when the vehicle is stopped. It is determined based on whether or not the absolute value of the longitudinal acceleration G detected by 76 exceeds a predetermined value G ′ (positive value). In other words, in S2, since the slope of the road surface on which the vehicle is stopped is determined when the vehicle re-starts in the ascending direction, the lever position P SH is in the “D” position (range). If the longitudinal acceleration G, which is a positive value, exceeds a predetermined value G ′, which is a positive value, or if the lever position P SH is in the “R” position (range), the longitudinal acceleration G, which is a negative value, is It is determined whether or not the negative value is smaller than a predetermined value G ′.
前記S2の判断が肯定される場合は前記最減速判断手段158に対応するS3において、閉じ込み制御が行われている車両停止時に、無段変速機18の変速比γが最大変速比γmaxにあるか否か、すなわち伝動ベルト48が最減速状態にあるか否かが、例えば車両減速走行中に所定車速V’を超えている車速Vにおいて既に変速比γが最大変速比γmaxとなっている状態で車両停止したか否か、或いは車両減速走行中に所定車速V’を超えている車速Vにおいて変速比γが最大変速比γmaxとなっていないものの車両停止時には最大変速比γmaxとなっていると推定される最大変速比γmax近傍の所定変速比γmax’になっており且つ所定以上のダウンシフトとなっているか否かに基づいて判断される。
If the determination in S2 is affirmative, in S3 corresponding to the most deceleration determination means 158, the speed ratio γ of the continuously
前記S3の判断が肯定される場合は、車両停止した後の車両発進の際に伝動ベルト48が最減速状態とされるように一時的に前記デューティダウン制御指令信号ST”が油圧制御回路100へ出力されると共に、前記発進時駆動側油圧抜け判断手段166に対応するS4において、車両発進に際して、閉じ込み制御中に作用していた駆動側油圧シリンダ42c内の推力比制御油圧Pτが抜けているか否かが、前記デューティダウン制御指令信号ST”が油圧制御回路100へ出力されているか否かに基づいて判断される。
If the determination in S3 is affirmative, the duty-down control command signal S T ″ is temporarily set to the
前記S4の判断が肯定される場合は前記ベルト挟圧力制御手段156に対応するS5において、登り方向への車両再発進に際して、このときのベルト挟圧Pdが、例えば図5に示すようなベルト挟圧力マップから実際のアクセル開度Accおよび実変速比γに基づいて設定された通常のベルト挟圧力Pd*よりも所定値だけ高くされる。 If the determination in S4 is affirmative, in S5 corresponding to the belt clamping pressure control means 156, when the vehicle restarts in the ascending direction, the belt clamping pressure Pd at this time is, for example, as shown in FIG. It is made higher by a predetermined value than the normal belt clamping pressure Pd * set based on the actual accelerator opening Acc and the actual gear ratio γ from the pressure map.
前記S1、S2、S3、およびS4のうちのいずれかの判断が否定された場合は前記ベルト挟圧力制御手段156に対応するS6において、このときのベルト挟圧Pdが上記通常のベルト挟圧力Pd*より高くされることなく、その通常のベルト挟圧力Pd*が得られるように挟圧力制御指令信号SBが油圧制御回路100へ出力される。
If the determination of any of S1, S2, S3, and S4 is negative, in S6 corresponding to the belt clamping pressure control means 156, the belt clamping pressure Pd at this time is the normal belt clamping pressure Pd. without being higher than *, its normal belt clamping pressure Pd * is squeezing force control command signal S B so obtained is output to the
上述のように、本実施例によれば、登り方向への車両再発進に際して、急勾配判定手段164により車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える登坂路であると判定され、且つ発進時駆動側油圧抜け判断手段166により駆動側油圧シリンダ42c内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、ベルト挟圧力制御手段156によりこのときのベルト挟圧Pdがベルト挟圧力設定手段154により設定される通常のベルト挟圧力Pd*よりも所定値だけ高くされるので、駆動側油圧シリンダ42c内の油圧が抜けて登り方向への車両発進時にベルト滑りが発生しやすい状態のときに限りベルト挟圧Pdが高くされ、ベルト挟圧Pdの増大が必要最低限とされて燃費を向上することができる。 As described above, according to the present embodiment, when the vehicle restarts in the ascending direction, the steep slope determination means 164 determines that the road surface gradient on which the vehicle travels is an uphill road that exceeds a predetermined slope, and is driven at the time of start. On the condition that the hydraulic pressure in the drive side hydraulic cylinder 42c is determined to be released by the side hydraulic pressure release determining means 166, the belt clamping pressure control means 156 determines that the belt clamping pressure Pd at this time is the belt clamping pressure setting means 154. Is set to a predetermined value higher than the normal belt clamping pressure Pd * set by the belt, so that the belt is only in a state where the oil pressure in the drive side hydraulic cylinder 42c is released and the belt is likely to slip when the vehicle starts to climb. The pinching pressure Pd is increased, and an increase in the belt pinching pressure Pd is minimized, so that fuel efficiency can be improved.
また、本実施例によれば、車両発進に際して、変速制御手段152によってデューティダウン制御が実行されているか否かに基づいて、閉じ込み制御中に作用していた駆動側油圧シリンダ42c内の推力比制御油圧Pτが抜けているか否かが発進時駆動側油圧抜け判断手段166により判断されるので、所定車速V’以下の車両状態において駆動側油圧シリンダ42c内に作動油が閉じ込められた状態とされたときに、発進時に駆動側油圧シリンダ42cに作用させられている推力比制御油圧Pτによってアップシフトが生じることを防止する為に変速制御手段152により無段変速機18の変速比γが最大変速比γmaxとされるように一時的にダウンシフトが実行されているときに限りベルト挟圧Pdが高くされて、ベルト滑りの発生が回避されると共にベルト挟圧Pdの増大を必要最低限として燃費を向上することができる。
Further, according to the present embodiment, when the vehicle starts, the thrust ratio in the drive side hydraulic cylinder 42c acting during the closing control is determined based on whether or not the duty reduction control is executed by the shift control means 152. Whether or not the control hydraulic pressure Pτ is lost is determined by the driving-side hydraulic pressure drop determining means 166 at the start, so that the hydraulic oil is confined in the drive-side hydraulic cylinder 42c in the vehicle state below the predetermined vehicle speed V ′. In order to prevent an upshift from occurring due to the thrust ratio control hydraulic pressure P τ applied to the drive side hydraulic cylinder 42c at the time of starting, the transmission ratio γ of the continuously
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、急勾配判定手段164は、加速度センサ76により検出される前後加速度Gに基づいて路面勾配が所定勾配を超える登坂路であるか否かを判定したが、前後加速度Gに基づかず登坂路を判定しても良い。例えば、基準加速度と実加速度とを比較することにより路面勾配を判定しても良いし、良く知られたナビゲーション装置に記憶された道路情報内に路面勾配が含まれている場合には、その道路情報から走行位置情報に基づいて現在の路面勾配を判定しても良い。
For example, in the above-described embodiment, the steep slope determining unit 164 determines whether or not the road surface gradient is an uphill road where the road surface gradient exceeds a predetermined gradient based on the longitudinal acceleration G detected by the
また、前述の実施例では、急勾配発進時において、閉じ込み制御により駆動側油圧シリンダ42c内に残っている作動油によってアップシフトが生じることを回避する為に駆動側油圧シリンダ42c内の油圧を抜く作動が実行されるときにベルト挟圧Pdが高くされたが、閉じ込み制御が実行されない無段変速機の制御装置であっても、変速比γが最大変速比γmaxとなるように駆動側油圧シリンダ42c内の油圧を抜く作動が実行されるような場合には、本発明は適用され得る。 Further, in the above-described embodiment, the hydraulic pressure in the drive side hydraulic cylinder 42c is reduced in order to avoid an upshift caused by the hydraulic oil remaining in the drive side hydraulic cylinder 42c due to the closing control at the time of steep start. Even when the belt clamping pressure Pd is increased when the pulling operation is executed, but the control device for the continuously variable transmission does not execute the closing control, the drive side is set so that the speed ratio γ becomes the maximum speed ratio γmax. The present invention can be applied to the case where the operation of releasing the hydraulic pressure in the hydraulic cylinder 42c is executed.
また、前述の実施例において、所定回転部材の回転速度として例示した入力軸回転速度NINやそれに関連する目標入力軸回転速度NIN *などは、それら入力軸回転速度NINなどに替えて、エンジン回転速度NEやそれに関連する目標エンジン回転速度NE *など、或いはタービン回転速度NTやそれに関連する目標タービン回転速度NT *などが用いられても良い。従って、入力軸回転速度センサ56等の回転速度センサは、制御する必要がある回転速度に合わせて適宜備えられれば良い。
In the above-described embodiment, the input shaft rotational speed N IN exemplified as the rotational speed of the predetermined rotating member and the target input shaft rotational speed N IN * related thereto are replaced with the input shaft rotational speed N IN and the like. The engine rotational speed NE and the related target engine rotational speed NE * may be used, or the turbine rotational speed NT and the related target turbine rotational speed NT * may be used. Accordingly, a rotational speed sensor such as the input shaft
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
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.
12:エンジン(走行用動力源)
18:無段変速機
24:駆動輪
42:駆動側プーリ
42c:駆動側油圧シリンダ(駆動側油圧アクチュエータ)
46:従動側プーリ
46c:従動側油圧シリンダ(従動側油圧アクチュエータ)
48:伝動ベルト(ベルト)
50:電子制御装置(制御装置)
152:変速制御手段(発進時変速制御手段)
156:ベルト挟圧力制御手段(登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段)
158:最減速判断手段
164:急勾配判定手段
166:発進時駆動側油圧抜け判断手段
12: Engine (power source for running)
18: continuously variable transmission 24: driving wheel 42: driving pulley 42c: driving hydraulic cylinder (driving hydraulic actuator)
46: driven
48: Transmission belt (belt)
50: Electronic control device (control device)
152: Shift control means (startup shift control means)
156: Belt clamping pressure control means (belt clamping pressure control means when starting uphill road)
158: Maximum deceleration determination means 164: Steep slope determination means 166: Drive side hydraulic pressure dropout determination means at start
Claims (2)
前記車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える坂路であるか否かを判定する急勾配判定手段と、
車両発進に際して、前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けているか否かを判断する発進時駆動側油圧抜け判断手段と、
登り方向への車両発進に際して、前記急勾配判定手段により所定勾配を超える坂路であると判定され、且つ前記発進時駆動側油圧抜け判断手段により前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、このときのベルト挟圧力を、予め記憶された関係から設定される通常のベルト挟圧力よりも高くする登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段と
を、含むことを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。 In a vehicle in which a continuously variable transmission having a driving pulley and a driven pulley and a belt wound around both pulleys is disposed on a power transmission path between a driving power source and driving wheels, the driving side A drive-side hydraulic actuator for changing the groove width of the pulley and a driven-side hydraulic actuator for changing the groove width of the driven-side pulley, and performing a shift by supplying and discharging hydraulic oil to and from the drive-side hydraulic actuator; A control device for a continuously variable transmission for a vehicle that controls a belt clamping pressure by the driven hydraulic actuator so that no slip occurs between the belt and both pulleys,
Steep slope determination means for determining whether or not the road surface gradient on which the vehicle travels is a slope that exceeds a predetermined gradient;
When starting the vehicle, the driving-side hydraulic pressure drop-off determining means for determining whether or not the hydraulic pressure in the driving-side hydraulic actuator is low;
When starting the vehicle in the ascending direction, it is determined by the steep slope determination means that the road exceeds a predetermined slope, and it is determined that the hydraulic pressure in the drive side hydraulic actuator has been released by the drive side hydraulic pressure drop determination means when starting. And a belt clamping pressure control means at the time of starting uphill road that makes the belt clamping pressure at this time higher than a normal belt clamping pressure set from a relationship stored in advance. A control device for a continuously variable transmission for a vehicle.
車両停止時に前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあるか否かを判断する最減速判断手段と、
前記最減速判断手段により前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断されていることを条件として、車両発進に際して、前記無段変速機の変速比が最低速側変速比となるように前記駆動側油圧アクチュエータ内から作動油を排出するダウン変速作動を一時的に実行する発進時変速制御手段とを更に備え、
前記発進時駆動側油圧抜け判断手段は、前記発進時変速制御手段によって前記ダウン変速作動が実行されているか否かに基づいて前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けているか否かを判断するものである請求項1の車両用無段変速機の制御装置。 The control device sets a transmission gear ratio of the continuously variable transmission to a predetermined value in a state where a predetermined hydraulic pressure is applied to the driving hydraulic actuator and the working oil is confined in the driving hydraulic actuator in a vehicle state of a predetermined vehicle speed or less. A gear ratio,
A minimum deceleration determination means for determining whether or not the speed ratio of the continuously variable transmission is at the minimum speed side gear ratio when the vehicle is stopped;
On the condition that the speed ratio of the continuously variable transmission is determined to be the lowest speed side gear ratio by the most deceleration determination means, the speed ratio of the continuously variable transmission is the lowest speed side speed ratio when starting the vehicle. And a start shift control means for temporarily executing a down shift operation for discharging hydraulic oil from the drive side hydraulic actuator so that
The starting drive side hydraulic pressure drop determining means determines whether or not the hydraulic pressure in the driving side hydraulic actuator is released based on whether or not the downshift operation is being executed by the starting shift control means. The control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1.
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