JP4277424B2 - Control device for continuously variable transmission for vehicle - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両用無段変速機の制御装置に係り、特に、動力伝達を行う摩擦力を適切に制御して滑りを回避しつつ摩擦によるエネルギー損失を低減する技術に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
(a) 走行用の動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に配設され、摩擦力を介して動力伝達を行うとともにその摩擦力を制御できる無段変速機と、(b) 前記動力源と駆動輪との間の動力伝達経路を接続、遮断する断続装置（例えば前後進切換装置のクラッチやブレーキなど）と、を有し、(c) 前記無段変速機の推定負荷トルクに基づいてその無段変速機の摩擦力を制御する車両用無段変速機の制御装置が知られている。特開平６−１０９１１５号公報に記載の装置はその一例で、無段変速機として溝幅が可変の一対のプーリに伝動ベルトが巻き掛けられたベルト式無段変速機が用いられているとともに、動力源と無段変速機との間に配設されたトルクコンバータのタービントルクを推定負荷トルクとして求め、プーリと伝動ベルトとの間の摩擦力に関与するベルト挟圧力を制御するようになっている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際にもタービントルクを推定負荷トルクとすると、実際の負荷トルクと推定負荷トルク（タービントルク）との誤差が大きくなり、必要以上のベルト挟圧力が作用して燃費等のエネルギー効率が低下したり、ベルト挟圧力が低くてベルト滑りが生じたりする可能性があった。すなわち、断続装置の係合過程では、その係合トルクが負荷トルクに対応するためタービントルクよりも小さい一方、その係合過程でアクセルが踏込み操作されると、断続装置が完全係合するまでの時間が長くなり、例えば係合ショックを抑制するためにアキュムレータを備えている場合には、アキュムレータの作動端で係合トルクが急に増加して完全係合する際に、動力源のイナーシャにより負荷トルクがタービントルクを越えて大きくなることがある。
【０００４】
本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際の無段変速機の摩擦力の適正化を図り、滑りを防止しつつ摩擦によるエネルギー損失を低減することにある。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するために、第１発明は、(a) 走行用の動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に配設され、摩擦力を介して動力伝達を行うとともにその摩擦力を制御できる無段変速機と、(b) 前記動力源と駆動輪との間の動力伝達経路を接続、遮断する断続装置と、を有し、(c) 前記無段変速機の推定負荷トルクに基づいてその無段変速機の摩擦力を制御する車両用無段変速機の制御装置において、(d) 前記断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際には、その接続に伴って前記無段変速機に作用する前記動力源のイナーシャを考慮して定められたその断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとする接続切換時負荷トルク算出手段を有し、且つ、 (e) その接続切換時負荷トルク算出手段は、アクセル操作された場合は前記動力源のイナーシャを考慮して定められた前記断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとし、アクセル操作されていない場合は前記動力源のイナーシャを考慮することなく定められた前記断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとすることを特徴とする。
【０００６】
第２発明は、(a) 走行用の動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に配設され、摩擦力を介して動力伝達を行うとともにその摩擦力を制御できる無段変速機と、 (b) 前記動力源と駆動輪との間の動力伝達経路を接続、遮断する断続装置と、を有し、 (c) 前記無段変速機の推定負荷トルクに基づいてその無段変速機の摩擦力を制御する車両用無段変速機の制御装置において、 (d) 前記断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際には、その接続に伴って前記無段変速機に作用する前記動力源のイナーシャを考慮して定められたその断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとする接続切換時負荷トルク算出手段を有し、且つ、 (e) その接続切換時負荷トルク算出手段は、アクセル操作量が予め定められた判定値以上の場合は前記動力源のイナーシャを考慮して定められた前記断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとし、アクセル操作量がその判定値より小さい場合は前記断続装置の係合トルクを前記推定負荷トルクとすることを特徴とする。
第３発明は、第１発明または第２発明の車両用無段変速機の制御装置において、(a) 前記走行用の動力源には流体継手が接続されており、(b) 前記断続装置が接続状態の場合に、前記流体継手の出力トルクを基本にして前記推定負荷トルクを算出する接続状態負荷トルク算出手段を備えていることを特徴とする。
【０００７】
第４発明は、第１発明〜第３発明の何れかの車両用無段変速機の制御装置において、前記断続装置は、車両を前進させる前進状態、後退させる後進状態、および動力伝達を遮断する遮断状態とに切り換えることができる前後進切換装置の構成要素である摩擦係合装置であることを特徴とする。
【０００８】
第５発明は、第１発明〜第４発明の何れかの車両用無段変速機の制御装置において、前記無段変速機は、溝幅が可変の一対のプーリと、その一対のプーリに巻き掛けられて摩擦力により動力伝達を行う伝動ベルトとを有するベルト式無段変速機で、そのプーリが伝動ベルトを挟圧するベルト挟圧力が前記推定負荷トルクに基づいて制御されることを特徴とする。
【０００９】
【発明の効果】
このような車両用無段変速機の制御装置においては、断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際には、その接続に伴って無段変速機に作用する動力源のイナーシャを考慮して定められた断続装置の伝達トルクを推定負荷トルクとして摩擦力が制御されるため、実際の負荷トルクと推定負荷トルクとの誤差が小さくなり、摩擦力が適切に制御されて滑りを防止しつつ摩擦によるエネルギー損失が低減される。すなわち、断続装置の係合過程（スリップ状態）では、断続装置の伝達トルク（係合トルクに対応）が推定負荷トルクとされることにより、無段変速機の摩擦力が低減されてエネルギー損失が低減される一方、断続装置の急係合などで動力源のイナーシャが無段変速機に作用しても、それに起因する無段変速機の滑りを防止することができるのである。
【００１０】
第３発明では、断続装置が完全係合させられた接続状態では、流体継手の出力トルクを基本にして推定負荷トルクを算出するようになっているため、接続状態においても無段変速機の滑りを防止しつつ摩擦力が必要最小限に制御されてエネルギー損失が低減される。
【００１１】
無段変速機としてベルト式無段変速機が用いられている第５発明では、断続装置の接続切換時に動力源のイナーシャに起因するベルト滑りが防止されて寿命が向上するとともに、係合過程ではその係合トルクに応じてベルト挟圧力が制御されることにより、過度の摩擦力によるエネルギー損失が低減される。
【００１２】
【発明の実施の形態】
走行用の動力源としては、燃料の燃焼によって駆動力を発生するガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関、或いは電気エネルギーで作動する電動モータなど、種々の動力源を採用できる。内燃機関および電動モータの両方を走行用の動力源として備えていても良い。
【００１３】
摩擦力を介して動力伝達を行うとともに摩擦力を制御できる無段変速機としては、第５発明のようにベルト式無段変速機が好適に用いられるが、トロイダル型無段変速機などの他の無段変速機を採用することもできる。ベルト挟圧力などの摩擦力の制御や変速比の制御は、例えば油圧シリンダなどの油圧制御で行うように構成され、変速比を制御する変速制御装置および摩擦力を制御する挟圧力制御装置は、油圧を制御する電磁開閉弁やリニアソレノイド弁などを含んで構成される。
【００１４】
ベルト式無段変速機の変速制御は、一対のプーリの何れか一方の油圧制御によって行われ、挟圧力制御は他方のプーリの油圧制御によって行われるが、一般に変速制御は動力源側に位置する入力側可変プーリが用いられ、ベルト挟圧力の制御は駆動輪側に位置する出力側可変プーリが用いられる。
【００１５】
変速制御装置は、例えば変速条件に従って目標変速比を求めて実際の変速比が目標変速比になるように制御したり、車速や出力軸回転速度などに応じて入力側の目標回転速度を求め、実際の入力軸回転速度が目標回転速度になるように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。入力側の目標回転速度は目標変速比に対応し、必ずしも目標変速比そのものを求める必要はない。
【００１６】
上記変速条件は、例えばアクセル操作量などの運転者の出力要求量および車速（出力軸回転速度に対応）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。なお、常に自動的に変速比が制御される必要はなく、所定車速以上の走行中など一定の条件下で運転者が手動操作で任意に変速比を変更できるようになっていても良い。
【００１７】
挟圧力制御装置は、例えば(a) 無段変速機に作用する推定負荷トルクを算出する推定負荷トルク算出手段と、(b) その推定負荷トルクに基づいて無段変速機の滑りを防止する上で必要な最低限の理論必要摩擦力を算出する理論必要摩擦力算出手段と、(c) 滑りに関与する物理量の変化特性やばらつきに応じて安全率を算出する安全率算出手段と、(d) 理論必要摩擦力を基準にして安全率を加味して最終の必要摩擦力を算出する必要摩擦力算出手段と、を有して構成される。油圧制御で摩擦力を制御する場合、上記理論必要摩擦力算出手段は、例えば理論必要油圧を算出する理論必要油圧算出手段にて構成され、必要摩擦力算出手段は、例えば必要油圧を算出する必要油圧算出手段にて構成される。
【００１８】
断続装置は、例えば動力源と無段変速機との間に配設されるが、無段変速機と駆動輪との間に配設されていても良い。また、この断続装置は、直結クラッチや反力を受ける反力ブレーキなどで、油圧式の摩擦係合装置が好適に用いられる。
【００１９】
断続装置の遮断状態から接続状態への切換えは、例えば車両を発進させるために運転者の操作に従って行われ、車両の停止状態で行われる場合が多いが、惰性走行時などの車両走行中に行われる場合も含む。車両停止時に接続状態へ切り換えられると、例えば動力源として内燃機関が設けられている場合、内燃機関の回転が停止してしまうため、トルクを伝達するとともに相対回転を許容するトルク伝達装置を無段変速機と動力源との間に配設することになる。トルク伝達装置としては、第３発明のようにトルクコンバータやフルードカップリング等の流体継手が好適に用いられるが、例えば所定の低車速以下ではクリープトルクを発生させるためにスリップ係合させられるとともに、所定の車速以上で完全係合させられる電磁クラッチ（発進クラッチ）などを用いることも可能である。本発明は走行中の断続装置の切換えのみに適用することも可能で、上記トルク伝達装置は必ずしも必須ではない。
【００２０】
接続切換時負荷トルク算出手段によって算出される断続装置の伝達トルクは、例えば遮断状態から接続状態への切換え開始時からの経過時間をパラメータとして予め実験等によって定められたマップや演算式などを用いて求められる。動力源のイナーシャは回転速度などによって異なるため、最も大きなイナーシャが発生する場合を想定して上記マップ等を設定するか、或いはエンジン回転速度やアクセル操作量（運転者の出力要求量）などのイナーシャに関与する物理量をパラメータとしてマップ等を設定することが望ましい。
【００２１】
断続装置の係合過程（スリップ状態）では、断続装置の係合トルクが伝達トルクに対応するため、例えば断続装置にアキュムレータが接続されている場合はその油圧特性に応じて上記マップ等を設定すれば良いし、リニアソレノイド弁によって油圧を直接制御する場合は、指令値を用いて算出することもできる。
【００２２】
動力源のイナーシャが影響するのは、例えば係合過程でアクセルが踏込み操作されて完全係合するまでの時間が長くなり、係合ショックを抑制するために設けられたアキュムレータが作動端に達して係合トルクが急に増加する際に断続装置が急に完全係合させられる場合であるため、通常のアキュムレータの作動範囲（係合トルクの漸増範囲）内で完全係合させられる場合と場合分けして伝達トルクを算出する。具体的には、断続装置の係合過程でアクセル操作量などの運転者の出力要求量が所定値以上になったか否か、或いは動力源の回転速度が所定値以上になったか否か、などにより係合トルクの漸増範囲内で完全係合するか否かを判断し、漸増範囲内で完全係合する場合は動力源のイナーシャを考慮することなく定められたマップなどで伝達トルク（係合トルクに対応）を求め、漸増範囲内で完全係合しない場合は動力源のイナーシャを考慮して定められたマップなどで伝達トルクを求めるのである。リニアソレノイド弁を用いて直接圧制御する場合も、アキュムレータと同様に所定時間を経過すると油圧を急に高くするようになっているのが普通であり、同様の制御を適用できる。
【００２３】
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。
図１は、本発明が適用された車両用駆動装置１０の骨子図である。この車両用駆動装置１０は横置き型で、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用いられる内燃機関としてエンジン１２を備えている。エンジン１２の出力は、トルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車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。
【００２４】
エンジン１２は、吸入空気量を電気的に調整する電気式スロットル弁３０を備えており、運転者の出力要求量を表すアクセル操作量θACC などに応じてエンジンＥＣＵ（電子制御ユニット）１１０（図２参照）により電気式スロットル弁３０の開閉制御や燃料噴射制御等のエンジン出力制御が行われることにより、エンジン１２の出力が増減制御される。また、エンジン１２の吸気管３１にはブレーキブースタ３２が接続され、吸気管３１内の負圧によってブレーキペダル３３の踏込み操作力（ブレーキ力）を助勢するようになっている。
【００２５】
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流体継手である。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、それ等を一体的に連結して一体回転させることができるようになっている。上記ポンプ翼車１４ｐには、ベルト式無段変速機１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧を発生する機械式のオイルポンプ２８が設けられている。
【００２６】
前後進切換装置１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置にて構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３４はサンギヤ１６ｓに連結され、ベルト式無段変速機１８の入力軸３６はキャリア１６ｃに連結されている。そして、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓとの間に配設された直結クラッチ３８が係合させられると、前後進切換装置１６は一体回転させられてタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進方向の駆動力が駆動輪２４Ｒ、２４Ｌに伝達される。リングギヤ１６ｒとハウジングとの間に配設された反力ブレーキ４０が係合させられるとともに上記直結クラッチ３８が開放されると、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆回転させられ、後進方向の駆動力が駆動輪２４Ｒ、２４Ｌに伝達される。また、直結クラッチ３８および反力ブレーキ４０が共に開放されると、エンジン１２とベルト式無段変速機１８との間の動力伝達が遮断される。直結クラッチ３８および反力ブレーキ４０は何れも油圧式摩擦係合装置で、エンジン１２とベルト式無段変速機１８との間の動力伝達経路を接続、遮断できる断続装置に相当する。
【００２７】
ベルト式無段変速機１８は、上記入力軸３６に設けられたＶ溝幅が可変の入力側可変プーリ４２と、出力軸４４に設けられたＶ溝幅が可変の出力側可変プーリ４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。可変プーリ４２、４６は、Ｖ溝幅を変更する油圧シリンダを備えて構成されており、入力側可変プーリ４２の油圧シリンダの油圧が変速制御回路５０（図２参照）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。
【００２８】
図３は、上記変速制御回路５０の一例で、変速比γを小さくするアップシフト用の電磁開閉弁５２および流量制御弁５４と、変速比γを大きくするダウンシフト用の電磁開閉弁５６および流量制御弁５８とを備えている。そして、アップシフト用の電磁開閉弁５２がＣＶＴコントローラ８０（図２参照）によりデューティ制御されると、モジュレータ圧ＰＭを減圧した所定の制御圧ＰVUが流量制御弁５４に出力され、その制御圧ＰVUに対応して調圧されたライン圧ＰＬが供給路６０から入力側可変プーリ４２の油圧シリンダに供給されることにより、そのＶ溝幅が狭くなって変速比γが小さくなる。また、ダウンシフト用の電磁開閉弁５６がＣＶＴコントローラ８０によりデューティ制御されると、モジュレータ圧ＰＭを減圧した所定の制御圧ＰVDが流量制御弁５８に出力され、その制御圧ＰVDに対応してドレーンポート５８ｄが開かれることにより、入力側可変プーリ４２内の作動油が排出路６２から所定の流量でドレーンされてＶ溝幅が広くなり、変速比γが大きくなる。なお、変速比γが略一定で入力側可変プーリ４２に対する作動油の供給が必要ない場合でも、油漏れによる変速比変化を防止するため、流量制御弁５４は所定の流通断面積でライン油路６４と供給路６０とを連通させ、所定の油圧を作用させるようになっている。
【００２９】
また、出力側可変プーリ４６の油圧シリンダの油圧は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように、挟圧力制御回路７０（図２参照）により調圧制御される。図４は、挟圧力制御回路７０の一例で、前記オイルポンプ２８によりオイルタンク７２から汲み上げられた作動油は、リニアソレノイド弁７４に供給されるとともに、挟圧力制御弁７６を経て出力側可変プーリ４６の油圧シリンダに供給される。リニアソレノイド弁７４は、ＣＶＴコントローラ８０によって励磁電流が連続的に制御されることにより、オイルポンプ２８から供給された作動油の油圧を連続的に調圧して、制御圧ＰS を挟圧力制御弁７６に出力するもので、挟圧力制御弁７６から出力側可変プーリ４６の油圧シリンダに供給される作動油の油圧ＰO は、制御圧ＰS が高くなるに従って上昇させられ、それに伴ってベルト挟圧力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大させられる。
【００３０】
リニアソレノイド弁７４にはまた、カットバック弁７８のＯＮ時に制御圧ＰS がフィードバック室７４ａに供給される一方、カットバック弁７８のＯＦＦ時には、その制御圧ＰS の供給が遮断されてフィードバック室７４ａが大気に開放されるようになっており、カットバック弁７８のＯＮ時にはＯＦＦ時よりも制御圧ＰS 、更には油圧ＰO の特性が低圧側へ切り換えられる。カットバック弁７８は、前記トルクコンバータ１４のロックアップクラッチ２６のＯＮ（係合）時に、図示しない電磁弁から信号圧ＰONが供給されることによりＯＮに切り換えられるようになっている。
【００３１】
図２のＣＶＴコントローラ８０はマイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、上記ベルト式無段変速機１８の変速制御や挟圧力制御を行うもので、シフトポジションセンサ８２、アクセル操作量センサ８４、エンジン回転速度センサ８６、出力軸回転速度センサ８８、入力軸回転速度センサ９０、タービン回転速度センサ９２、油温センサ９４、油圧センサ９６などから、それぞれシフトレバー９８（図５参照）のシフトポジションＳＦＴＰ、アクセルペダルの操作量θACC 、エンジン回転速度ＮＥ、出力軸回転速度ＮＯＵＴ（車速Ｖに対応）、入力軸回転速度ＮＩＮ、タービン回転速度ＮＴ、ベルト式無段変速機１８の油圧回路の油温ＴO 、出力側可変プーリ４６の油圧ＰO などを表す信号が供給されるようになっている。
【００３２】
シフトレバー９８は運転者によって選択操作されるもので、シフトポジションＳＦＴＰとして前進走行用のＤレンジ、後進走行用のＲレンジ、動力伝達を遮断するＮレンジ、駐車用のＰレンジを備えている。そして、そのシフトレバー９８には図５に示すマニュアルシフトバルブ１００がケーブル等を介して接続されており、そのマニュアルシフトバルブ１００により油路が切り換えられることにより、Ｄレンジでは前記前後進切換装置１６の反力ブレーキ４０が開放されるとともに直結クラッチ３８が係合させられ、Ｒレンジでは直結クラッチ３８が開放されるとともに反力ブレーキ４０が係合させられ、ＮレンジおよびＰレンジでは直結クラッチ３８および反力ブレーキ４０が共に開放される。反力ブレーキ４０には、マニュアルシフトバルブ１００からリバースコントロールバルブ１０２を経て作動油が供給されるようになっており、リバースコントロールバルブ１０２は、シフトレバー９８がＲレンジへ操作され時だけ信号圧ＰR の供給が停止されてＯＮ状態になり、反力ブレーキ４０への作動油の供給が許容されるようになっている。また、直結クラッチ３８および反力ブレーキ４０には、それぞれアキュムレータ１０４、１０６が接続され、Ｎ→ＤシフトやＮ→Ｒシフトでそれ等のクラッチ３８やブレーキ４０が係合させられて駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ駆動力が伝達される際のシフトショックが軽減されるようになっている。なお、Ｐレンジでは、図示しないメカニカルパーキングロック機構により駆動輪２４Ｒ、２４Ｌの回転が機械的に阻止されるようになっている。
【００３３】
前記ＣＶＴコントローラ８０にはまたエンジンＥＣＵ（電子制御ユニット）１１０が接続され、ベルト式無段変速機１８の変速制御やベルト挟圧力の制御に必要な各種の情報、例えばエンジン１２の吸入空気量Ｑ、エンジン水温ＴＨＷ、オルタネータの電気負荷ＥＬＳ、アクセルＯＦＦのコースト走行時にエンジン１２に対する燃料供給を停止するフューエルカットの有無、減筒運転の有無、エアコンのＯＮ・ＯＦＦ、ロックアップクラッチ２６のＯＮ・ＯＦＦ、などに関する信号が供給されるようになっている。
【００３４】
また、ＣＶＴコントローラ８０は、図６に示すように機能的に変速制御手段１１２、入力状態判断手段１１４、挟圧力制御手段１１６を備えており、挟圧力制御手段１１６は更に推定入力トルク算出手段１１８、理論必要油圧算出手段１２０、安全率算出手段１２２、必要油圧算出手段１２４を備えている。
【００３５】
変速制御手段１１２は、図７に示すように運転者の出力要求量を表すアクセル操作量θACC および車速Ｖ（出力軸回転速度ＮＯＵＴに対応）をパラメータとして予め定められた変速マップから入力側の目標回転速度ＮＩＮＴを算出し、実際の入力軸回転速度ＮＩＮが目標回転速度ＮＩＮＴと一致するように、それ等の偏差に応じてベルト式無段変速機１８の変速制御、具体的には変速制御回路５０の電磁開閉弁５２、５６をフィードバック制御して、入力側可変プーリ４２の油圧シリンダに対する作動油の供給、排出を制御する。図７のマップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル操作量θACC が大きい程大きな変速比γになる目標回転速度ＮＩＮＴ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回転速度ＮＩＮＴは目標変速比に対応し、ベルト式無段変速機１８の最小変速比γmin と最大変速比γmax の範囲内で定められている。上記変速マップは、ＣＶＴコントローラ８０のマップ記憶装置（ＲＯＭなど）１２６に予め記憶されている。この変速制御手段１１２および変速制御回路５０を含んで変速制御装置が構成されている。
【００３６】
入力状態判断手段１１４および挟圧力制御手段１１６は、エンジン１２側から駆動輪２４Ｌ、２４Ｒ側へ動力が伝達される駆動状態か、駆動輪２４Ｌ、２４Ｒ側からエンジン１２側へ動力が伝達される被駆動状態（エンジンブレーキ状態）か、断続装置としての直結クラッチ３８および反力ブレーキ４０が共に開放されている遮断状態か、に場合分けしてベルト挟圧力すなわち出力側可変プーリ４６の油圧ＰO を制御するためのもので、具体的には図８のフローチャートに従って信号処理を行う。図８のフローチャートは所定のサイクルタイムで繰り返し実行されるもので、ステップＳ２〜Ｓ４は入力状態判断手段１１４によって実行され、ステップＳ５−１〜Ｓ５−４は挟圧力制御手段１１６の推定入力トルク算出手段１１８によって実行され、ステップＳ６−１〜Ｓ６−４は挟圧力制御手段１１６の理論必要油圧算出手段１２０によって実行され、ステップＳ７−１〜Ｓ７−４は挟圧力制御手段１１６の安全率算出手段１２２によって実行され、ステップＳ８は挟圧力制御手段１１６の必要油圧算出手段１２４によって実行される。
【００３７】
図８のステップＳ１では、ベルト挟圧力の制御に必要な各種の信号を読み込み、ステップＳ２では、シフトポジションＳＦＴＰがＮまたはＰレンジか否か、言い換えれば直結クラッチ３８および反力ブレーキ４０が共に開放された遮断状態か否かを判断する。そして、ＮまたはＰレンジの場合はステップＳ５−１以下を実行することにより、遮断状態の挟圧力制御を行う一方、ＮまたはＰレンジでない場合はステップＳ３でアイドル接点がＯＮか否かを判断する。アイドル接点は前記アクセル操作量センサ８４に内蔵されていて、アクセル操作量θACC が略０のアクセルＯＦＦ時にＯＮになるもので、アイドル接点がＯＦＦの場合は通常は駆動状態であり、ステップＳ５−４以下を実行して駆動状態の挟圧力制御を行う。また、アイドル接点がＯＮの場合は通常は被駆動状態であるが、更にステップＳ４でフューエルカットの有無を判断し、フューエルカット時にはステップＳ５−２以下を実行してフューエルカットＯＮ被駆動状態の挟圧力制御を行う一方、フューエルカットが実施されていない場合は、ステップＳ５−３以下を実行してフューエルカットＯＦＦ被駆動状態の挟圧力制御を行う。
【００３８】
本実施例では、アイドル接点がＯＮかＯＦＦかによって駆動状態か被駆動状態かを判断するようになっているが、アイドル接点がＯＮの場合でもクリープ走行等の低車速では駆動状態であるため、例えばタービン回転速度ＮＴとエンジン回転速度ＮＥとを比較することにより、駆動状態か被駆動状態かをより正確に判断するようにしても良い。すなわち、ＮＴ≦ＮＥであれば駆動状態で、ＮＴ＞ＮＥであれば被駆動状態と判断するのである。アイドル接点がＯＦＦのアクセル踏込み操作時でも、同様にして駆動状態か被駆動状態かをより正確に判断することができる。
【００３９】
ステップＳ５−１、Ｓ５−２、Ｓ５−３、Ｓ５−４は、何れも推定入力トルクＴＩＮＴを算出するステップで、ＮまたはＰレンジの場合のステップＳ５−１を除くステップＳ５−２、Ｓ５−３、Ｓ５−４は図９に示すフローチャートに従って信号処理を行う。図９のステップＲ１では、直結クラッチ３８または反力ブレーキ４０が係合過渡時か否かを、例えばそれ等の油圧やタービン回転速度ＮＴ、或いはＮ→Ｄシフト時またはＮ→Ｒシフト時からの経過時間などに基づいて判断し、係合過渡時であればステップＲ２以下を実行し、係合過渡時でなければステップＲ４以下を実行する。
【００４０】
係合過渡時でない場合、すなわち直結クラッチ３８または反力ブレーキ４０が完全係合させられている場合に実行するステップＲ４では、吸入空気量Ｑおよびエンジン回転速度ＮＥに基づいて、予め設定されたマップや演算式に従って推定エンジントルクＴＥを算出する。但し、被駆動状態では正確に算出できないため、エンジン１２のポンプ作用による推定エンジントルクＴＥをフューエルカットの有無などに応じて予めマップなどで設定しておく。ステップＲ５では、トルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝出力回転速度／入力回転速度）に基づいて、予め設定されたマップや演算式に従ってトルク比を算出し、上記推定エンジントルクＴＥに掛算するとともに、入力軸回転速度ＮＩＮの変化によって発生するエンジン１２等のイナーシャトルク分を加算することにより、推定タービントルクＴＴを算出する。ロックアップクラッチ２６がＯＮ（係合）の場合は、トルク比＝１．０である。そして、ステップＲ６で、推定タービントルクＴＴを推定入力トルクＴＩＮにする。なお、後進時は前後進切換装置１６を構成している遊星歯車装置のギヤ比を考慮して推定入力トルクＴＩＮが設定される。
【００４１】
本実施例では、ＣＶＴコントローラ８０による一連の信号処理のうち、上記ステップＲ４、Ｒ５、Ｒ６を実行する部分が接続状態負荷トルク算出手段として機能しており、推定タービントルクＴＴは流体継手の出力トルクに相当し、推定入力トルクＴＩＮは推定負荷トルクに相当する。
【００４２】
一方、係合過渡時に実行するステップＲ２では、シフトレバー９８がＤレンジかＲレンジかに応じて、直結クラッチ３８または反力ブレーキ４０の係合トルクに基づいて、前後進切換装置１６を構成している遊星歯車装置のギヤ比を考慮して予め定められたマップなどから入力軸３６に伝達される伝達トルクＴＤを算出し、ステップＲ３でその伝達トルクＴＤを推定入力トルクＴＩＮにする。すなわち、Ｎ→ＤシフトまたはＮ→Ｒシフト直後の係合過程（スリップ状態）では、それ等のクラッチ３８やブレーキ４０の係合トルクが伝達トルクＴＤに対応し、その伝達トルクＴＤがベルト式無段変速機１８への入力トルクになるため、係合過渡時においても適切な挟圧力制御を行うためには伝達トルクＴＤを求める必要がある。本実施例では、直結クラッチ３８、反力ブレーキ４０に何れもアキュムレータ１０４、１０６が接続されているため、それ等のアキュムレータ１０４、１０６の油圧特性に応じて定められたマップなどにより、Ｎ→ＤシフトまたはＮ→Ｒシフトからの経過時間などに基づいて算出できる。例えば図１０は、直結クラッチ３８が係合させられるＮ→Ｄシフト時のタイムチャートの一例で、係合トルクに対応するクラッチ係合油圧はアキュムレータ１０４の油圧特性に従って上昇させられるため、Ｎ→Ｄシフト時間ｔ0 からの経過時間に基づいてクラッチ係合油圧から伝達トルクＴＤを求めることができる。機械的なアキュムレータ１０４、１０６を使用せず、リニアソレノイド弁などで係合油圧を直接制御する場合は、その指令値から係合トルクを算出することができる。図１０の「入力トルク」は、ベルト式無段変速機１８に対する入力トルクである。
【００４３】
また、車両停止時のアクセルＯＦＦ状態でＮ→ＤまたはＮ→Ｒシフトが行われた場合には、それ等のアキュムレータ１０４、１０６の作動範囲である油圧漸増範囲内で滑らかに完全係合させられるが、その係合過程などでアクセルが踏込み操作されると完全係合するまでの時間が長くなり、アキュムレータ１０４、１０６が作動端に達して係合トルクが急に増加する際に急に完全係合させられ、エンジン１２等のイナーシャの影響が大きくなる。すなわち、図１０の実線はアクセル操作量θACC が略０のアクセルＯＦＦ時のもので、直結クラッチ３８は、アキュムレータ１０４のピストンが後退させられる時間ｔ1 〜ｔ2 の油圧漸増範囲内で完全係合させられてタービン回転速度ＮＴが０になるとともに、ベルト式無段変速機１８への入力トルクは比較的滑らかに上昇させられるのに対し、一点鎖線はＮ→Ｄシフト直後にアクセルが踏込み操作された場合で、エンジン回転速度ＮＥ更にはタービン回転速度ＮＴが吹き上がるため、時間ｔ1 〜ｔ2 の油圧漸増範囲内でクラッチ３８が完全係合できず、アキュムレータ１０４のピストンが作動端に達してクラッチ係合油圧がライン圧ＰＬまでステップ上昇させられる際に急係合させられるため、その係合時にエンジン１２のイナーシャなどで入力トルクが急増する。このため、本実施例ではベルト滑りを回避する上で、そのようなアクセル踏込み操作を前提として、図１０の入力トルクの欄に一点鎖線で示すような特性を有する伝達トルクマップが設定されている。この伝達トルクマップは、前記マップ記憶装置１２６に予め記憶されている。
【００４４】
なお、エンジン１２等のイナーシャを反映したアクセル操作量θACC やエンジン回転速度ＮＥなどをパラメータとして伝達トルクマップを設定し、ベルト式無段変速機１８への入力トルクに相当する伝達トルクＴＤを運転状態に応じて更に高い精度で算出できるようにすることも可能である。例えば、アクセルが踏込み操作されたか否かによって、図１０の入力トルクの欄に実線および一点鎖線で示すような２種類の伝達トルクマップを設定し、アクセル操作の有無によりそれ等を使い分けるようにしても良い。このようにアクセル操作の有無で伝達トルクマップを使い分ける場合が請求項１の一実施態様である。
【００４５】
また、前記ステップＲ１では、完全係合の際にエンジン１２等のイナーシャによって発生するトルク変動時間も係合過渡時と判定し、ステップＲ２以下が実行されるようになっている。但し、例えば係合トルクの漸増範囲内（例えば図１０の時間ｔ2 に達するまで）にタービン回転速度ＮＴなどから完全係合したと判断した場合は、直ちにステップＲ４へ移行するようにしても良いなど、種々の態様を採用できる。
【００４６】
本実施例では、ＣＶＴコントローラ８０による一連の信号処理のうち、上記ステップＲ２およびＲ３を実行する部分が接続切換時負荷トルク算出手段として機能しており、推定入力トルクＴＩＮは推定負荷トルクに相当する。
【００４７】
図９のステップＲ７では、推定入力トルクＴＩＮを例えば図１１に示すように入力状態に応じて別々に補正する。具体的には、駆動状態および被駆動状態では、エンジンフリクショントルク、オイルポンプ駆動トルク、エアコン駆動トルク、オルタネータ駆動トルクを考慮し、駆動状態（Ｓ５−４）ではそれ等のトルクを減算する一方、被駆動状態（Ｓ５−２、Ｓ５−３）ではそれ等のトルクを加算して、最終的な推定入力トルクＴＩＮＴを算出する。すなわち、オイルポンプ２８やエアコンのコンプレッサ、オルタネータ等の補機はエンジン１２によって駆動されるため、駆動状態ではエンジン１２の出力トルクからそれ等の駆動トルクを差し引いたトルクがベルト式無段変速機１８側へ伝達されるのである。また、車軸からの逆トルクでエンジン１２が回転駆動される被駆動状態では、上記オイルポンプ２８等の補機もその逆トルクで回転駆動されることになり、その反力（回転抵抗）がベルト式無段変速機１８の負荷になる。このため、エンジン１２のトルク（ポンプ作用による回転抵抗）にそれ等のトルクを加算したトルクがベルト式無段変速機１８の入力トルクになる。なお、これ等の補正を、推定タービントルクＴＴ、或いは推定エンジントルクＴＥを算出する段階で行うようにしても良い。
【００４８】
また、ＮレンジまたはＰレンジの遮断状態の場合（Ｓ５−１）は、ベルト式無段変速機１８への入力トルクが略０であるため、ベルト滑りを考慮する必要性が低く、別の設定方法が可能である。例えばエンジン停止時であれば、低温時のエンジン１２の始動性を向上させるために、エンジン１２の回転負荷になるオイルポンプ２８の負荷が小さくなるように、比較的小さな推定入力トルクＴＩＮＴを設定してベルト挟圧用の油圧を低圧にすることが望ましい。また、本実施例ではエンジン１２の吸気管負圧を利用してブレーキ力を助勢するブレーキブースタ３２を備えているため、Ｎレンジでも所定のブレーキ助勢力が得られるように所定の吸気管負圧を確保することが望ましく、電気式スロットル弁３０の開き量が小さくなるように、比較的小さな推定入力トルクＴＩＮＴを設定してベルト挟圧用の油圧を低圧にすることが望ましい。すなわち、ベルト挟圧用の油圧が高いと、オイルポンプ２８を回転駆動するための負荷が大きくなるため、所定のアイドル回転速度を維持するために電気式スロットル弁３０（またはアイドル回転速度制御用バルブ）を開き制御する必要があるが、このように電気式スロットル弁３０を開いて吸入空気量を多くすると、吸気管負圧が低くなってブレーキ助勢力が低下してしまうのである。
【００４９】
図８に戻って、ステップＳ６−１、Ｓ６−２、Ｓ６−３、Ｓ６−４は、何れも上記推定入力トルクＴＩＮＴに基づいて理論必要油圧ＰＢを算出する。この理論必要油圧ＰＢは、理論必要ベルト挟圧力に対応するもので、ベルト滑りを防止できる最低必要油圧であり、入力側可変プーリ４２から出力側可変プーリ４６へ動力伝達する駆動状態の場合（Ｓ６−４）、入力側可変プーリ４２のベルト掛かり径Ｒを用いて、基本的に次式(1) に従って求めることができる。Ｋは、プーリ面積や摩擦係数などのハード諸元、オイル密度などによって定まる係数で、ベルト掛かり径Ｒは変速比γから求めることができる。図１３は、推定入力トルクＴＩＮＴ、変速比γ、および理論必要油圧ＰＢの関係を示す概略図である。なお、(1) 式は簡略式で、遠心力などを考慮して更に厳密に求めることが望ましい。
ＰＢ＝Ｋ×（ＴＩＮＴ／Ｒ） ・・・(1)
【００５０】
出力側可変プーリ４６から入力側可変プーリ４２へ動力伝達する被駆動状態の場合（Ｓ６−２、Ｓ６−３）は、入力側可変プーリ４２側のベルト挟圧力を適切に制御する必要があるため、出力側可変プーリ４６と入力側可変プーリ４２との推力比αを予め定められたマップや演算式から求め、入力側可変プーリ４２側で所定のベルト挟圧力が得られる出力側可変プーリ４６の理論必要油圧ＰＢを次式(2) に従って算出する。推力比αを求めるマップや演算式は、予め実験などにより変速比γをパラメータとして設定されており、前記マップ記憶装置１２６に記憶されている。
ＰＢ＝Ｋ×α×（ＴＩＮＴ／Ｒ） ・・・(2)
【００５１】
また、ＮレンジまたはＰレンジの遮断状態の場合（Ｓ６−１）は、推定入力トルクＴＩＮＴそのものが正確でないとともに、エンジン１２等のイナーシャがベルト式無段変速機１８に影響しないためベルト滑りを考慮する必要性が低く、上記(1) 式、(2) 式のどちらを用いて理論必要油圧ＰＢを算出しても良い。また、この他の演算式から理論必要油圧ＰＢを算出しても良いが、この理論必要油圧ＰＢの算出式に基づいて、所定の油圧になるように前記推定入力トルクＴＩＮＴを設定することになる。推定入力トルクＴＩＮＴを設定することなく、ステップＳ６−１で直接理論必要油圧ＰＢを設定するようにしても良い。
【００５２】
ステップＳ７−１、Ｓ７−２、Ｓ７−３、Ｓ７−４では、安全率ＳＦを例えば図１２に示すように駆動状態か被駆動状態かによって別々に算出する。安全率ＳＦは、ベルト滑りに関与する物理量の変化特性やばらつきに拘らずベルト滑りが生じないように、前記理論必要油圧ＰＢに掛算されるもので、１．０を基準にして所定の安全係数をそれぞれ加算して求める。具体的には、駆動状態の場合（Ｓ７−４）は、エンジントルクの変動に関する安全係数ＳＦ1 、エンジン１２のフリクショントルクのばらつきに関する安全係数ＳＦ2 、伝動ベルト４８と可変プーリ４２、４６との間の摩擦係数のばらつきと温度特性に関する安全係数ＳＦ3 、悪路や段差乗り越え時等の路面からの逆入力に関する安全係数ＳＦ4 、をそれぞれ１．０に加算して安全率ＳＦを求める。また、被駆動状態の場合（Ｓ７−２、Ｓ７−３）は、前記推力比αのばらつきに関する安全係数ＳＦ5 を加算して安全率ＳＦを算出するが、フューエルカット時にはエンジントルクの変動が無いため、上記安全係数ＳＦ1 を加算する必要はない。フューエルカットＯＦＦ時の被駆動状態の場合、すなわちステップＳ７−３では安全係数ＳＦ1 を加算すれば良い。図１２の「○」は安全率ＳＦに反映されることを意味し、「×」は安全率ＳＦに反映されないことを意味し、「△」は、場合によって反映されることを意味する。
【００５３】
上記エンジントルクの変動に関する安全係数ＳＦ1 は、（エンジントルク＋トルク変動幅）／（エンジントルク）で求められるが、ロックアップクラッチ２６のＯＮ（係合）時にはトルク変動が大きくなるため、ロックアップクラッチ２６のＯＮ、ＯＦＦで場合分けし、ＯＮ時にはＯＦＦ時よりも大きな値にすることが望ましい。エンジン部品のフェールで減筒運転を行う場合もトルク変動が大きくなるため、正常時よりも大きな値にすることが望ましい。また、トルクコンバータ１４のダンパーは、一般に２段折れ特性となっており、エンジントルクが折れ点トルクより大きいと振動が大きくなるため、エンジントルク（推定エンジントルクＴＥ）が折れ点トルクよりも大きいか否かによって場合分けすることが望ましい。但し、被駆動状態ではエンジントルクが折れ点トルクを越えることはないため考慮する必要はない。その他の安全係数ＳＦ2 〜ＳＦ5 については、必ずしも場合分けする必要はなく、予め一定値を設定すれば良いが、必要に応じて場合分けすることも可能である。
【００５４】
なお、ＮレンジまたはＰレンジの遮断状態（Ｓ７−１）では、ベルト滑りを考慮する必要性が低く、ステップＳ７−１では安全率ＳＦ＝１．０にすれば良い。
【００５５】
そして、最後のステップＳ８では、ステップＳ６−１〜Ｓ６−４で求めた理論必要油圧ＰＢにステップＳ７−１〜Ｓ７−４で求めた安全率ＳＦを掛算して、必要油圧ＰＢＴを算出し、出力側可変プーリ４６の油圧ＰO が必要油圧ＰＢＴになるように、挟圧力制御回路７０のリニアソレノイド弁７４に対する励磁電流を制御する。本実施例では、挟圧力制御手段１１６および挟圧力制御回路７０を含んで挟圧力制御装置が構成されている。
【００５６】
このようなベルト式無段変速機の制御装置においては、ベルト滑りに関与する物理量の変化特性やばらつきに応じて設定される安全率ＳＦが駆動状態か被駆動状態かによって異なり、駆動状態ではエンジントルクの変動に関する安全係数ＳＦ1 が安全率ＳＦに反映されるのに対して、被駆動状態（フューエルカットＯＮ時）ではそのエンジントルクの変動に関する安全係数ＳＦ1 が安全率ＳＦに反映されないとともに、被駆動状態に特有の推力比αのばらつきに関する安全係数ＳＦ5 が安全率ＳＦに反映されるため、駆動状態か被駆動状態かによって必要油圧ＰＢＴの制御範囲が変更されて、ベルト滑りを回避しつつベルト挟圧力が適切に制御されるようになり、エネルギー損失を低減して燃費を向上させることができる。
【００５７】
また、本実施例では駆動状態、被駆動状態だけでなく、遮断状態か否かを判断して遮断状態の場合には必要油圧ＰＢＴを別個に設定して油圧ＰO を低圧に調圧するようになっているため、エンジン負荷が低減されて低温時のエンジン始動性が向上するとともに、Ｎレンジでもブレーキブースタ３２によりブレーキ助勢力が好適に得られるようになる。
【００５８】
また、本実施例ではフューエルカットの有無で被駆動状態が場合分けされており、フューエルカット時にはエンジントルクの変動に関する安全係数ＳＦ1 を加算することなく安全率ＳＦが算出されるため、その分だけ必要油圧ＰＢＴの値が低くなってエネルギー損失が低減される。
【００５９】
一方、本実施例ではＮ→ＤシフトまたはＮ→Ｒシフト時に直結クラッチ３８または反力ブレーキ４０が係合させられる際には、その係合に伴ってベルト式無段変速機１８に作用するエンジン１２等のイナーシャを考慮して定められた伝達トルクＴＤを推定入力トルクＴＩＮとして必要油圧ＰＢＴすなわちベルト挟圧力が制御されるため、実際の入力トルクと推定入力トルクＴＩＮ（或いはＴＩＮＴ）との誤差が小さくなり、ベルト挟圧力すなわち伝動ベルト４８と可変プーリ４２、４６との間の摩擦力が適切に制御されて滑りを防止しつつ摩擦によるエネルギー損失が低減される。すなわち、クラッチ３８やブレーキ４０の係合過程（スリップ状態）では、その伝達トルクＴＤ（係合トルクに対応）が推定入力トルクＴＩＮとされることにより、摩擦力が低減されてエネルギー損失が低減される一方、アクセルの踏込み操作などでクラッチ３８やブレーキ４０が急係合させられ、エンジン１２等のイナーシャがベルト式無段変速機１８に作用しても、それに起因するベルト式無段変速機１８の滑りが防止されて伝動ベルト４８の寿命が向上する。
【００６０】
また、断続装置であるクラッチ３８またはブレーキ４０が完全係合させられた接続状態では、推定タービントルクＴＴを基本にして推定入力トルクＴＩＮＴが算出されるようになっているため、接続状態においてもベルト式無段変速機１８の滑りを防止しつつ摩擦力が必要最小限に制御されてエネルギー損失が低減される。
【００６１】
次に、本発明の別の実施例を説明する。
図１４は、前記図９のフローチャートの代わりに用いられて推定入力トルクＴＩＮＴを算出するもので、ステップＱ１およびＱ２では、前記ステップＲ４、Ｒ５と同様にして推定エンジントルクＴＥ、推定タービントルクＴＴを算出する。ステップＱ３では、前記ステップＲ１と同様にして直結クラッチ３８または反力ブレーキ４０が係合過渡時か否かを判断し、係合過渡時でなければステップＱ１０で前記ステップＲ６と同様に推定タービントルクＴＴを推定入力トルクＴＩＮとする。ＣＶＴコントローラ８０による一連の信号処理のうち、上記ステップＱ１、Ｑ２、およびＱ１０を実行する部分は接続状態負荷トルク算出手段として機能している。
【００６２】
ステップＱ３の判断がＹＥＳの場合、すなわち係合過渡時の場合には、ステップＱ４でアクセル操作量θACC が予め定められた判定値Ａ以上か否かを判断する。判定値Ａは、アクセルの踏込み操作でエンジン１２の回転速度ＮＥが所定値以上になり、アキュムレータ１０４、１０６の油圧漸増範囲（作動範囲）内でクラッチ３８やブレーキ４０が完全係合できなくなって、完全係合時にエンジン１２等のイナーシャがベルト式無段変速機１８に対して大きく影響するか否かを判断するためのもので、Ｄレンジ、Ｒレンジ毎に予め一定値が設定されている。そして、判定値Ａ以上の場合、すなわちエンジン１２等のイナーシャがベルト式無段変速機１８に対して大きく影響する場合は、ステップＱ５、Ｑ６を実行し、前記ステップＲ２、Ｒ３と同様にしてエンジン１２等のイナーシャを考慮した伝達トルクＴＤを求めて推定入力トルクＴＩＮとする。
【００６３】
一方、アクセル操作量θACC が判定値Ａより小さい場合、すなわちエンジン１２等のイナーシャがベルト式無段変速機１８に殆ど影響しない場合は、ステップＱ７を実行し、例えば前記図１０のクラッチ係合油圧の欄に実線で示すような特性を有する係合トルクマップに従って係合トルクＴＫを算出する。そして、前記推定タービントルクＴＴと係合トルクＴＫとを比較し、ＴＫ≦ＴＴすなわちクラッチ３８やブレーキ４０がスリップ係合させられている場合は、ステップＱ９で係合トルクＴＫを推定入力トルクＴＩＮとし、ＴＫ＞ＴＴの場合、すなわち完全係合させられている場合は、ステップＱ１０で推定タービントルクＴＴを推定入力トルクＴＩＮにする。なお、上記係合トルクＴＫは、前後進切換装置１６を構成している遊星歯車装置のギヤ比を考慮して求められる。また、油圧ＰO などから係合トルクＴＫを算出するようにしても良い。
【００６４】
そして、最後のステップＱ１１では、前記ステップＲ７と同様に推定入力トルクＴＩＮから推定入力トルクＴＩＮＴを算出する。
【００６５】
本実施例では、アクセル操作量θACC により完全係合時にエンジン１２等のイナーシャが影響するか否かを判断し、イナーシャが影響する場合は前記実施例と同様にイナーシャを考慮した伝達トルクＴＤを推定入力トルクＴＩＮとしてベルト挟圧力を制御するが、イナーシャが殆ど影響しない場合は係合トルクＴＫを算出し、推定タービントルクＴＴ以下の場合はその係合トルクＴＫを推定入力トルクＴＩＮとしてベルト挟圧力を制御するため、イナーシャによるベルト滑りを防止しつつ、イナーシャが殆ど影響しない場合のベルト挟圧力を低減してエネルギー損失を更に低減することができる。
本実施例は請求項２の一実施態様に相当し、ＣＶＴコントローラ８０による一連の信号処理のうち、ステップＱ５〜Ｑ９を実行する部分は接続切換時負荷トルク算出手段として機能している。
【００６６】
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、これ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。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用された車両用駆動装置の骨子図である。
【図２】図１の車両用駆動装置におけるベルト式無段変速機の制御系統を説明するブロック線図である。
【図３】図２の変速制御回路の具体例を示す回路図である。
【図４】図２の挟圧力制御回路の具体例を示す回路図である。
【図５】図１の前後進切換装置のクラッチおよびブレーキを係合、開放する油圧回路の一例を示す図である。
【図６】図２のＣＶＴコントローラが備えている機能を説明するブロック線図である。
【図７】図６の変速制御手段によって行われる変速制御において目標回転速度ＮＩＮＴを求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。
【図８】図６の入力状態判断手段および挟圧力制御手段によって行われるベルト挟圧力制御を具体的に説明するフローチャートである。
【図９】図８のステップＳ５−２〜Ｓ５−４で推定入力トルクＴＩＮＴを算出する際の信号処理を具体的に説明するフローチャートである。
【図１０】Ｎ→Ｄシフトの際に係合させられる直結クラッチの係合油圧やタービン回転速度、入力トルクの変化を、アクセルＯＦＦ時とアクセルが踏込み操作された場合とを比較して示すタイムチャートである。
【図１１】図９のステップＲ７で行われる推定入力トルクの補正の具体的内容を説明する図である。
【図１２】図８のステップＳ７−１〜Ｓ７−４で算出される安全率ＳＦの具体的内容を説明する図である。
【図１３】図８のステップＳ６−１〜Ｓ６−４で算出される理論必要油圧ＰＢと、推定入力トルクＴＩＮＴおよび変速比γとの関係を示す図である。
【図１４】図９の代わりに用いられて推定入力トルクＴＩＮＴを算出するフローチャートを示す図である。
【符号の説明】
１０：車両用駆動装置 １２：エンジン（動力源） １４：トルクコンバータ（流体継手） １６：前後進切換装置 １８：ベルト式無段変速機 ３８：直結クラッチ（断続装置） ４０：反力ブレーキ（断続装置） ４２：入力側可変プーリ ４６：出力側可変プーリ ４８：伝動ベルト ８０：ＣＶＴコントローラ ＴＤ：伝達トルク ＴＫ：係合トルク ＴＴ：タービントルク（流体継手の出力トルク） ＴＩＮ、ＴＩＮＴ：推定入力トルク（推定負荷トルク）
ステップＲ２、Ｒ３、Ｑ５、Ｑ６、Ｑ７、Ｑ８、Ｑ９：接続切換時負荷トルク算出手段
ステップＲ４、Ｒ５、Ｒ６、Ｑ１、Ｑ２、Ｑ１０：接続状態負荷トルク算出手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly to a technique for reducing energy loss due to friction while appropriately controlling a friction force for transmitting power to avoid slipping.
[0002]
[Prior art]
(a) a continuously variable transmission that is disposed in a power transmission path between a driving power source and driving wheels and that can transmit power via a frictional force and control the frictional force; and (b) the power An intermittent device (for example, a clutch or brake of a forward / reverse switching device) that connects and disconnects the power transmission path between the power source and the drive wheels, and (c) based on the estimated load torque of the continuously variable transmission A control device for a continuously variable transmission for a vehicle that controls the frictional force of the continuously variable transmission is known. The apparatus described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-109115 is an example thereof, and a belt-type continuously variable transmission in which a transmission belt is wound around a pair of pulleys having a variable groove width is used as a continuously variable transmission. The turbine torque of the torque converter disposed between the power source and the continuously variable transmission is obtained as an estimated load torque, and the belt clamping pressure related to the frictional force between the pulley and the transmission belt is controlled. Yes.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, if the turbine torque is assumed to be the estimated load torque even when the interrupting device is switched from the disconnected state to the connected state, the error between the actual load torque and the estimated load torque (turbine torque) increases, and the belt clamping pressure is more than necessary. As a result, there is a possibility that energy efficiency such as fuel consumption may be reduced, or belt slipping may occur due to low belt clamping pressure. That is, in the engagement process of the interrupting device, the engagement torque corresponds to the load torque and is smaller than the turbine torque. On the other hand, when the accelerator is depressed in the engagement process, the interrupting device is completely engaged. For example, when an accumulator is provided to suppress the engagement shock, the load is increased by the inertia of the power source when the engagement torque suddenly increases at the operating end of the accumulator and complete engagement occurs. Torque can increase beyond turbine torque.
[0004]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and its purpose is to optimize the frictional force of the continuously variable transmission when the interrupting device is switched from the disconnected state to the connected state, thereby preventing slippage. It is to reduce energy loss due to friction while preventing.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve such an object, the first invention is (a) disposed in a power transmission path between a driving power source and a drive wheel to transmit power via a frictional force and to reduce the frictional force. A continuously variable transmission that can be controlled, and (b) an intermittent device that connects and disconnects a power transmission path between the power source and the drive wheels, and (c) an estimated load torque of the continuously variable transmission. In the control device for a continuously variable transmission for a vehicle that controls the frictional force of the continuously variable transmission based on (d) when the interrupting device is switched from the disconnected state to the connected state, Connection switching load torque calculation means using the transmission torque of the intermittent device determined in consideration of inertia of the power source acting on the step transmission as the estimated load torqueAnd (e) The connection switching load torque calculation means uses the transmission torque of the intermittent device determined in consideration of the inertia of the power source when the accelerator is operated as the estimated load torque, and the power when the accelerator is not operated. The transmission torque of the intermittent device determined without considering the inertia of the source is used as the estimated load torque.
[0006]
  The second invention is(a) A continuously variable transmission that is disposed in a power transmission path between the driving power source and the drive wheels, and that can transmit the power via the friction force and control the friction force; (b) An intermittent device that connects and disconnects a power transmission path between the power source and the drive wheel; (c) In the control device for a continuously variable transmission for a vehicle that controls the frictional force of the continuously variable transmission based on the estimated load torque of the continuously variable transmission, (d) When the interrupting device is switched from the interrupted state to the connected state, the estimated transmission torque of the interrupting device determined in consideration of the inertia of the power source acting on the continuously variable transmission along with the connection A load torque calculating means for connection switching as load torque, and (e) ThatWhen the accelerator operation amount is equal to or greater than a predetermined determination value, the connection switching load torque calculation means uses the transmission torque of the intermittent device determined in consideration of inertia of the power source as the estimated load torque, When the amount is smaller than the determination value, the engagement torque of the interrupting device is set as the estimated load torque.
  First3The invention is the first inventionOrSecond inventionFor vehiclesIn the control device for a continuously variable transmission, (a) a fluid coupling is connected to the driving power source, and (b) when the intermittent device is in a connected state, the output torque of the fluid coupling is used as a basis. And connecting state load torque calculating means for calculating the estimated load torque.
[0007]
  First4The invention is from the first invention to the first3In the control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to any one of the inventions, the intermittent device can be switched between a forward state in which the vehicle moves forward, a reverse state in which the vehicle moves backward, and a cut-off state in which power transmission is interrupted. It is a friction engagement device which is a component of the device.
[0008]
  First5The invention is from the first invention to the first4In the control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to any one of the inventions, the continuously variable transmission includes a pair of pulleys having a variable groove width, and a transmission that is wound around the pair of pulleys and transmits power by a frictional force. A belt-type continuously variable transmission having a belt is characterized in that the belt clamping pressure at which the pulley clamps the transmission belt is controlled based on the estimated load torque.
[0009]
【The invention's effect】
In such a control device for a continuously variable transmission for a vehicle, when the interrupting device is switched from the disconnected state to the connected state, the inertia of the power source acting on the continuously variable transmission accompanying the connection is considered. Since the frictional force is controlled using the transmission torque of the specified interrupting device as the estimated load torque, the error between the actual load torque and the estimated load torque is reduced, and the frictional force is controlled appropriately to prevent slipping. Energy loss due to is reduced. That is, in the engagement process (slip state) of the intermittent device, the transmission torque (corresponding to the engagement torque) of the intermittent device is set to the estimated load torque, so that the frictional force of the continuously variable transmission is reduced and energy loss is reduced. On the other hand, even if the inertia of the power source acts on the continuously variable transmission due to the sudden engagement of the interrupting device, it is possible to prevent the continuously variable transmission from slipping due to the inertia.
[0010]
  First3In the invention, the estimated load torque is calculated based on the output torque of the fluid coupling in the connected state in which the intermittent device is completely engaged, so that the continuously variable transmission is prevented from slipping even in the connected state. However, the frictional force is controlled to the minimum necessary, and the energy loss is reduced.
[0011]
  A belt type continuously variable transmission is used as a continuously variable transmission.5In the invention, the belt slippage due to the inertia of the power source is prevented at the time of switching the connection of the interrupting device, the life is improved, and the belt clamping pressure is controlled in accordance with the engagement torque in the engagement process. Energy loss due to the frictional force is reduced.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
As the power source for traveling, various power sources such as an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine that generates a driving force by combustion of fuel, or an electric motor that operates with electric energy can be adopted. Both the internal combustion engine and the electric motor may be provided as power sources for traveling.
[0013]
  As a continuously variable transmission that can transmit power through frictional force and control frictional force,5Although a belt type continuously variable transmission is preferably used as in the invention, other continuously variable transmissions such as a toroidal type continuously variable transmission may be employed. Friction force control such as belt clamping pressure and speed ratio control are configured to be performed by hydraulic control such as a hydraulic cylinder, for example, and a transmission control device that controls the gear ratio and a clamping pressure control device that controls friction force are: An electromagnetic on-off valve or a linear solenoid valve for controlling hydraulic pressure is included.
[0014]
The shift control of the belt type continuously variable transmission is performed by hydraulic control of one of the pair of pulleys, and the clamping pressure control is performed by hydraulic control of the other pulley, but the shift control is generally located on the power source side. An input side variable pulley is used, and an output side variable pulley located on the drive wheel side is used for controlling the belt clamping pressure.
[0015]
The speed change control device, for example, obtains the target speed ratio according to the speed condition and performs control so that the actual speed ratio becomes the target speed ratio, or obtains the input side target speed according to the vehicle speed, the output shaft speed, etc. Various modes such as feedback control so that the actual input shaft rotation speed becomes the target rotation speed can be adopted. The target rotational speed on the input side corresponds to the target gear ratio, and it is not always necessary to obtain the target gear ratio itself.
[0016]
The speed change condition is set by a map or an arithmetic expression using the driver's output request amount such as an accelerator operation amount and a driving state such as a vehicle speed (corresponding to the output shaft rotation speed) as parameters. Note that the gear ratio need not always be automatically controlled, and the driver may arbitrarily change the gear ratio by manual operation under certain conditions such as during traveling at a predetermined vehicle speed or higher.
[0017]
For example, the clamping pressure control device includes (a) estimated load torque calculating means for calculating an estimated load torque acting on the continuously variable transmission, and (b) preventing slippage of the continuously variable transmission based on the estimated load torque. The theoretical required friction force calculation means for calculating the minimum theoretical required friction force required in (c), (c) a safety factor calculation means for calculating the safety factor according to the change characteristics and variations of physical quantities involved in slip, and (d And a required friction force calculating means for calculating the final required friction force in consideration of the safety factor with reference to the theoretical required friction force. In the case of controlling the frictional force by hydraulic control, the theoretical required frictional force calculating means is composed of, for example, theoretically required hydraulic pressure calculating means for calculating the theoretically required hydraulic pressure, and the required frictional force calculating means needs to calculate, for example, the required hydraulic pressure. It is comprised by a hydraulic pressure calculation means.
[0018]
The intermittent device is disposed between the power source and the continuously variable transmission, for example, but may be disposed between the continuously variable transmission and the drive wheels. The interrupting device is a direct coupling clutch or a reaction force brake that receives a reaction force, and a hydraulic friction engagement device is preferably used.
[0019]
  The switching of the interrupting device from the disconnected state to the connected state is performed according to the driver's operation to start the vehicle, for example, and is often performed when the vehicle is stopped. This includes cases where When the vehicle is switched to the connected state when the vehicle is stopped, for example, when an internal combustion engine is provided as a power source, the rotation of the internal combustion engine stops. Therefore, a torque transmission device that transmits torque and allows relative rotation is continuously set. It is disposed between the transmission and the power source. As a torque transmission device,3As in the invention, a fluid coupling such as a torque converter or a fluid coupling is preferably used. For example, slip engagement is performed to generate creep torque at a predetermined low vehicle speed or less, and complete engagement at a predetermined vehicle speed or higher. It is also possible to use an electromagnetic clutch (starting clutch) that can be made to operate. The present invention can be applied only to switching of the intermittent device during traveling, and the torque transmission device is not necessarily essential.
[0020]
The transmission torque of the intermittent device calculated by the connection switching load torque calculation means uses, for example, a map or an arithmetic expression determined in advance by an experiment or the like using the elapsed time from the start of switching from the disconnected state to the connected state as a parameter. Is required. Since the inertia of the power source varies depending on the rotation speed, etc., the above map is set assuming that the largest inertia occurs, or inertia such as engine rotation speed and accelerator operation amount (driver's output request amount) It is desirable to set a map or the like using the physical quantity involved in the parameter as a parameter.
[0021]
In the engagement process (slip state) of the interrupting device, the engagement torque of the interrupting device corresponds to the transmission torque. For example, when an accumulator is connected to the interrupting device, the above map or the like is set according to the hydraulic characteristics of the accumulator. In addition, when the hydraulic pressure is directly controlled by the linear solenoid valve, it can be calculated using the command value.
[0022]
  The inertia of the power source has an effect, for example, because the time until the accelerator is fully depressed and engaged completely during the engagement process increases, and the accumulator provided to suppress the engagement shock reaches the operating end. Since the intermittent device suddenly fully engages when the engagement torque suddenly increases, it is divided from the case where it is completely engaged within the normal accumulator operating range (gradual increase range of the engagement torque). To calculate the transmission torqueTo do.Specifically, whether or not the driver's output request amount such as the accelerator operation amount has exceeded a predetermined value during the engagement of the intermittent device, or whether or not the rotational speed of the power source has exceeded a predetermined value, etc. To determine whether or not to fully engage within the gradually increasing range of the engaging torque, and when fully engaging within the gradually increasing range, the transmission torque (engaged) is determined by a map or the like that does not take into account the inertia of the power source. Torque), and if not fully engaged within the gradual increase range, the transmission torque is obtained using a map or the like determined in consideration of the inertia of the power source. Even in the case of direct pressure control using a linear solenoid valve, the hydraulic pressure is usually suddenly increased after a predetermined time has passed, like the accumulator, and the same control can be applied.
[0023]
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle drive device 10 to which the present invention is applied. The vehicle drive device 10 is of a horizontal type and is suitably employed in an FF (front engine / front drive) type vehicle, and includes an engine 12 as an internal combustion engine used as a driving power source. The output of the engine 12 is transmitted from the torque converter 14 to the differential gear device 22 via the forward / reverse switching device 16, the belt-type continuously variable transmission (CVT) 18, and the reduction gear 20 to the left and right drive wheels 24L and 24R. Distributed.
[0024]
The engine 12 includes an electric throttle valve 30 that electrically adjusts an intake air amount, and an accelerator operation amount θ that represents a driver's required output amount.ACCThe engine ECU (electronic control unit) 110 (see FIG. 2) performs engine output control such as opening / closing control of the electric throttle valve 30 and fuel injection control in accordance with the engine output, and the output of the engine 12 is controlled to increase or decrease. . A brake booster 32 is connected to the intake pipe 31 of the engine 12 so as to assist the depression operation force (brake force) of the brake pedal 33 by the negative pressure in the intake pipe 31.
[0025]
The torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft of the engine 12 and a turbine impeller 14t connected to the forward / reverse switching device 16 via a turbine shaft 34, and transmits power through a fluid. Is a fluid coupling. Further, a lock-up clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t so that they can be integrally connected to rotate integrally. The pump impeller 14p includes a mechanical oil pump 28 that generates hydraulic pressure for controlling the shift of the belt-type continuously variable transmission 18, generating belt clamping pressure, or supplying lubricating oil to each portion. Is provided.
[0026]
The forward / reverse switching device 16 is constituted by a double pinion type planetary gear device, the turbine shaft 34 of the torque converter 14 is connected to the sun gear 16s, and the input shaft 36 of the belt type continuously variable transmission 18 is connected to the carrier 16c. It is connected. Then, when the direct coupling clutch 38 disposed between the carrier 16c and the sun gear 16s is engaged, the forward / reverse switching device 16 is rotated integrally so that the turbine shaft 34 is directly coupled to the input shaft 36, and the forward movement direction is increased. The driving force is transmitted to the driving wheels 24R and 24L. When the reaction force brake 40 disposed between the ring gear 16r and the housing is engaged and the direct coupling clutch 38 is released, the input shaft 36 is rotated in the reverse direction with respect to the turbine shaft 34, and is moved in the reverse direction. The driving force is transmitted to the driving wheels 24R and 24L. When both the direct clutch 38 and the reaction force brake 40 are released, the power transmission between the engine 12 and the belt type continuously variable transmission 18 is interrupted. Each of the direct coupling clutch 38 and the reaction force brake 40 is a hydraulic friction engagement device, and corresponds to an intermittent device that can connect and disconnect the power transmission path between the engine 12 and the belt type continuously variable transmission 18.
[0027]
The belt type continuously variable transmission 18 includes an input side variable pulley 42 having a variable V groove width provided on the input shaft 36, an output side variable pulley 46 having a variable V groove width provided on the output shaft 44, and A transmission belt 48 wound around the variable pulleys 42 and 46 is provided, and power is transmitted through a frictional force between the variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48. The variable pulleys 42 and 46 are configured to include a hydraulic cylinder that changes the V groove width, and the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder of the input side variable pulley 42 is controlled by the shift control circuit 50 (see FIG. 2). The V-groove width of both variable pulleys 42 and 46 is changed to change the engagement diameter (effective diameter) of the transmission belt 48, and the gear ratio γ (= input shaft rotational speed NIN / output shaft rotational speed NOUT) continuously changes. Be made.
[0028]
FIG. 3 shows an example of the speed change control circuit 50. The up / down electromagnetic on-off valve 52 and the flow rate control valve 54 for reducing the speed ratio γ, and the downshift electromagnetic on / off valve 56 and the flow rate for increasing the speed ratio γ. And a control valve 58. When the up / down electromagnetic on-off valve 52 is duty controlled by the CVT controller 80 (see FIG. 2), a predetermined control pressure P obtained by reducing the modulator pressure PM is obtained.VUIs output to the flow control valve 54 and its control pressure PVUIs supplied from the supply path 60 to the hydraulic cylinder of the input side variable pulley 42, the width of the V groove is reduced and the speed ratio γ is reduced. Further, when the downshift electromagnetic shut-off valve 56 is duty-controlled by the CVT controller 80, a predetermined control pressure P obtained by reducing the modulator pressure PM is obtained.VDIs output to the flow control valve 58 and its control pressure PVDWhen the drain port 58d is opened correspondingly, the hydraulic oil in the input-side variable pulley 42 is drained from the discharge path 62 at a predetermined flow rate, the V groove width is widened, and the speed ratio γ is increased. Even when the transmission gear ratio γ is substantially constant and it is not necessary to supply hydraulic oil to the input-side variable pulley 42, the flow rate control valve 54 has a predetermined flow cross-sectional area with a line oil passage in order to prevent the transmission gear ratio from being changed. 64 and the supply path 60 are communicated with each other so that a predetermined hydraulic pressure is applied.
[0029]
The hydraulic pressure of the hydraulic cylinder of the output-side variable pulley 46 is regulated by a clamping pressure control circuit 70 (see FIG. 2) so that the transmission belt 48 does not slip. FIG. 4 shows an example of the clamping pressure control circuit 70. The hydraulic oil pumped up from the oil tank 72 by the oil pump 28 is supplied to the linear solenoid valve 74, and also passes through the clamping pressure control valve 76 to be output side variable pulley. It is supplied to 46 hydraulic cylinders. The linear solenoid valve 74 continuously regulates the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied from the oil pump 28 by continuously controlling the exciting current by the CVT controller 80, thereby controlling the control pressure PSIs output to the clamping pressure control valve 76, and hydraulic pressure P of the hydraulic oil supplied from the clamping pressure control valve 76 to the hydraulic cylinder of the output-side variable pulley 46 is output.OIs the control pressure PSAs the pressure increases, the belt clamping pressure, that is, the frictional force between the variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is increased.
[0030]
The linear solenoid valve 74 also has a control pressure P when the cutback valve 78 is ON.SIs supplied to the feedback chamber 74a, and when the cutback valve 78 is OFF, the control pressure PSIs cut off and the feedback chamber 74a is opened to the atmosphere. When the cutback valve 78 is ON, the control pressure P is higher than when the cutback valve 78 is OFF.SFurthermore, the hydraulic pressure POIs switched to the low pressure side. When the lockup clutch 26 of the torque converter 14 is turned on (engaged), the cutback valve 78 receives a signal pressure P from a solenoid valve (not shown).ONIs switched to ON by being supplied.
[0031]
The CVT controller 80 shown in FIG. 2 includes a microcomputer, and performs signal processing in accordance with a program stored in advance in the ROM while utilizing the temporary storage function of the RAM, so that the belt-type continuously variable transmission 18 is provided. Shift control and clamping pressure control are performed. Shift position sensor 82, accelerator operation amount sensor 84, engine rotation speed sensor 86, output shaft rotation speed sensor 88, input shaft rotation speed sensor 90, turbine rotation speed sensor 92, oil temperature The shift position SFTP of the shift lever 98 (see FIG. 5) and the operation amount θ of the accelerator pedal from the sensor 94 and the hydraulic sensor 96, respectively.ACC, Engine rotational speed NE, output shaft rotational speed NOUT (corresponding to vehicle speed V), input shaft rotational speed NIN, turbine rotational speed NT, oil temperature T of the hydraulic circuit of belt type continuously variable transmission 18O, Hydraulic pressure P of output side variable pulley 46OA signal representing such as is supplied.
[0032]
The shift lever 98 is selected and operated by the driver, and includes a forward driving D range, a reverse driving R range, an N range for blocking power transmission, and a parking P range as shift positions SFTP. A manual shift valve 100 shown in FIG. 5 is connected to the shift lever 98 via a cable or the like. When the oil passage is switched by the manual shift valve 100, the forward / reverse switching device 16 is operated in the D range. The reaction brake 40 is released and the direct clutch 38 is engaged. In the R range, the direct clutch 38 is released and the reaction brake 40 is engaged. In the N range and P range, the direct clutch 38 and Both reaction force brakes 40 are released. The reaction force brake 40 is supplied with hydraulic oil from the manual shift valve 100 via the reverse control valve 102, and the reverse control valve 102 has a signal pressure P only when the shift lever 98 is operated to the R range.RIs stopped and turned ON, and the supply of hydraulic oil to the reaction force brake 40 is allowed. Further, accumulators 104 and 106 are connected to the direct coupling clutch 38 and the reaction force brake 40, respectively, and the clutch 38 and the brake 40 are engaged by N → D shift or N → R shift to drive wheels 24L, The shift shock when the driving force is transmitted to 24R is reduced. In the P range, rotation of the drive wheels 24R and 24L is mechanically blocked by a mechanical parking lock mechanism (not shown).
[0033]
An engine ECU (electronic control unit) 110 is also connected to the CVT controller 80, and various information necessary for the shift control of the belt-type continuously variable transmission 18 and the control of the belt clamping pressure, such as the intake air amount Q of the engine 12, for example. , Engine water temperature THW, alternator electric load ELS, fuel cut to stop fuel supply to engine 12 during coasting with accelerator off, presence of reduced cylinder operation, air conditioner on / off, lockup clutch 26 on / off , Etc. are supplied.
[0034]
Further, as shown in FIG. 6, the CVT controller 80 functionally includes a shift control means 112, an input state determination means 114, and a clamping pressure control means 116. The clamping pressure control means 116 further includes an estimated input torque calculation means 118. , Theoretical required oil pressure calculating means 120, safety factor calculating means 122, and required oil pressure calculating means 124 are provided.
[0035]
As shown in FIG. 7, the shift control means 112 has an accelerator operation amount θ representing the driver's requested output amount.ACCFurther, the target rotational speed NINT on the input side is calculated from a predetermined shift map using the vehicle speed V (corresponding to the output shaft rotational speed NOUT) as a parameter so that the actual input shaft rotational speed NIN matches the target rotational speed NINT. In response to these deviations, the shift control of the belt-type continuously variable transmission 18, specifically, the electromagnetic on-off valves 52 and 56 of the shift control circuit 50 are feedback-controlled, and the operation of the input side variable pulley 42 with respect to the hydraulic cylinder Control oil supply and discharge. The map in FIG. 7 corresponds to the shift conditions, and the vehicle speed V is small and the accelerator operation amount θACCThe target rotational speed NINT at which the gear ratio γ is increased as the value of is increased is set. Since the vehicle speed V corresponds to the output shaft rotational speed NOUT, the target rotational speed NINT, which is the target value of the input shaft rotational speed NIN, corresponds to the target speed ratio, and the minimum speed ratio γmin of the belt-type continuously variable transmission 18 and It is determined within the range of the maximum gear ratio γmax. The shift map is stored in advance in a map storage device (ROM or the like) 126 of the CVT controller 80. A shift control device is configured including the shift control means 112 and the shift control circuit 50.
[0036]
The input state determination unit 114 and the clamping pressure control unit 116 are in a driving state in which power is transmitted from the engine 12 side to the drive wheels 24L and 24R, or in a state in which power is transmitted from the drive wheels 24L and 24R side to the engine 12 side. The belt clamping pressure, that is, the hydraulic pressure P of the output-side variable pulley 46 is divided into a driving state (engine brake state) or a shut-off state in which both the direct coupling clutch 38 and the reaction force brake 40 as an interrupting device are opened.OSpecifically, signal processing is performed according to the flowchart of FIG. The flowchart of FIG. 8 is repeatedly executed at a predetermined cycle time. Steps S2 to S4 are executed by the input state determination unit 114, and steps S5-1 to S5-4 are calculation of the estimated input torque of the clamping pressure control unit 116. Steps S6-1 to S6-4 are executed by the theoretical required hydraulic pressure calculation means 120 of the clamping pressure control means 116, and steps S7-1 to S7-4 are safety factor calculation means of the clamping pressure control means 116. 122, and step S8 is executed by the required hydraulic pressure calculation means 124 of the clamping pressure control means 116.
[0037]
In step S1 of FIG. 8, various signals necessary for controlling the belt clamping pressure are read. In step S2, whether the shift position SFTP is in the N or P range, in other words, both the direct clutch 38 and the reaction force brake 40 are both released. It is determined whether or not the interrupted state is set. In the case of the N or P range, step S5-1 and subsequent steps are executed to perform the clamping pressure control in the cut-off state. On the other hand, if it is not in the N or P range, it is determined whether the idle contact is ON in step S3. . The idle contact is built in the accelerator operation amount sensor 84, and the accelerator operation amount θACCIs turned ON when the accelerator is OFF, and when the idle contact is OFF, it is normally in the driving state, and step S5-4 and subsequent steps are executed to perform the clamping pressure control in the driving state. When the idle contact is ON, it is normally in a driven state. However, in step S4, the presence or absence of a fuel cut is determined, and in the case of a fuel cut, step S5-2 and the subsequent steps are executed to hold the fuel cut ON driven state. While pressure control is performed, if fuel cut is not performed, step S5-3 and subsequent steps are executed to perform pinching pressure control in the fuel cut OFF driven state.
[0038]
In this embodiment, whether the driving state or the driven state is determined based on whether the idle contact is ON or OFF, but even when the idle contact is ON, it is in a driving state at a low vehicle speed such as creep running, For example, the driving state or the driven state may be more accurately determined by comparing the turbine rotational speed NT and the engine rotational speed NE. That is, if NT ≦ NE, it is determined to be in the driving state, and if NT> NE, it is determined to be in the driven state. Similarly, even when the accelerator is depressed with the idle contact OFF, it is possible to more accurately determine whether the driving state or the driven state.
[0039]
Steps S5-1, S5-2, S5-3, and S5-4 are all steps for calculating the estimated input torque TINT. Steps S5-2 and S5- except for step S5-1 in the N or P range. 3, S5-4 performs signal processing according to the flowchart shown in FIG. In step R1 in FIG. 9, whether or not the direct coupling clutch 38 or the reaction force brake 40 is in an engagement transition is determined from, for example, the hydraulic pressure, the turbine rotational speed NT, the N → D shift, or the N → R shift. Judgment is made based on the elapsed time or the like, and if the engagement is transitional, step R2 and subsequent steps are executed. If not, the step R4 and subsequent steps are executed.
[0040]
In step R4, which is executed when the engagement is not in transition, that is, when the direct clutch 38 or the reaction force brake 40 is completely engaged, a map set in advance based on the intake air amount Q and the engine rotational speed NE. The estimated engine torque TE is calculated according to the calculation formula. However, since it cannot be accurately calculated in the driven state, the estimated engine torque TE due to the pump action of the engine 12 is set in advance on a map or the like according to the presence or absence of fuel cut. In step R5, based on the speed ratio e (= output rotational speed / input rotational speed) of the torque converter 14, a torque ratio is calculated according to a preset map or arithmetic expression, and multiplied by the estimated engine torque TE. The estimated turbine torque TT is calculated by adding the inertia torque generated by the change in the input shaft rotational speed NIN such as the engine 12. When the lockup clutch 26 is ON (engaged), the torque ratio is 1.0. In step R6, the estimated turbine torque TT is set to the estimated input torque TIN. Note that, during reverse travel, the estimated input torque TIN is set in consideration of the gear ratio of the planetary gear unit constituting the forward / reverse switching device 16.
[0041]
In this embodiment, of the series of signal processing performed by the CVT controller 80, the portion that executes the above steps R4, R5, and R6 functions as a connected state load torque calculation means, and the estimated turbine torque TT is the output torque of the fluid coupling. The estimated input torque TIN corresponds to the estimated load torque.
[0042]
On the other hand, in step R2 to be executed at the transition of engagement, the forward / reverse switching device 16 is configured based on the engagement torque of the direct coupling clutch 38 or the reaction force brake 40 depending on whether the shift lever 98 is in the D range or the R range. The transmission torque TD transmitted to the input shaft 36 is calculated from a predetermined map or the like in consideration of the gear ratio of the planetary gear device being used, and the transmission torque TD is set to the estimated input torque TIN in step R3. That is, in the engagement process (slip state) immediately after the N → D shift or the N → R shift, the engagement torque of the clutch 38 and the brake 40 corresponds to the transmission torque TD, and the transmission torque TD is not belt type. Since it becomes the input torque to the step transmission 18, it is necessary to obtain the transmission torque TD in order to perform proper clamping pressure control even during the engagement transition. In this embodiment, since the accumulators 104 and 106 are connected to the direct coupling clutch 38 and the reaction force brake 40, N → D is determined by a map or the like determined according to the hydraulic characteristics of the accumulators 104 and 106. It can be calculated based on the elapsed time from the shift or the N → R shift. For example, FIG. 10 is an example of a time chart during N → D shift in which the direct coupling clutch 38 is engaged. Since the clutch engagement hydraulic pressure corresponding to the engagement torque is increased according to the hydraulic characteristics of the accumulator 104, N → D. Shift time t0From the clutch engagement hydraulic pressure, the transmission torque TD can be obtained based on the elapsed time from. When the engagement hydraulic pressure is directly controlled by a linear solenoid valve or the like without using the mechanical accumulators 104 and 106, the engagement torque can be calculated from the command value. “Input torque” in FIG. 10 is input torque to the belt type continuously variable transmission 18.
[0043]
Further, when the N → D or N → R shift is performed in the accelerator OFF state when the vehicle is stopped, the full engagement is smoothly performed within the gradually increasing hydraulic pressure range that is the operating range of the accumulators 104 and 106. However, when the accelerator is stepped on during the engagement process, the time until complete engagement becomes longer, and when the accumulators 104 and 106 reach the operating end and the engagement torque suddenly increases, the complete engagement suddenly occurs. And the influence of the inertia of the engine 12 and the like is increased. That is, the solid line in FIG.ACCIs the time when the accelerator is OFF, and the direct coupling clutch 38 has a time t during which the piston of the accumulator 104 is retracted.1~ T2As the turbine rotational speed NT becomes zero and the input torque to the belt-type continuously variable transmission 18 is raised relatively smoothly, the one-dot chain line indicates N → When the accelerator is stepped on immediately after the D shift, the engine speed NE and the turbine speed NT are increased, so the time t1~ T2Since the clutch 38 cannot be fully engaged within the gradually increasing hydraulic pressure range and the piston of the accumulator 104 reaches the operating end and the clutch engagement hydraulic pressure is stepped up to the line pressure PL, the clutch 38 is suddenly engaged. Sometimes the input torque increases rapidly due to the inertia of the engine 12 or the like. For this reason, in this embodiment, in order to avoid belt slip, on the premise of such an accelerator stepping operation, a transmission torque map having characteristics shown by a one-dot chain line is set in the column of input torque in FIG. . This transmission torque map is stored in advance in the map storage device 126.
[0044]
  The accelerator operation amount θ reflecting the inertia of the engine 12 or the likeACCIt is also possible to set a transmission torque map using the engine rotational speed NE as a parameter and to calculate the transmission torque TD corresponding to the input torque to the belt-type continuously variable transmission 18 with higher accuracy according to the driving state. Is possible. For example, depending on whether or not the accelerator is depressed, two types of transmission torque maps as shown by the solid line and the alternate long and short dash line are set in the input torque column of FIG. Also good. Thus, there is a case where the transmission torque map is properly used depending on whether or not the accelerator is operated.1It is one embodiment.
[0045]
In Step R1, the torque fluctuation time generated by the inertia of the engine 12 or the like at the time of complete engagement is also determined as the engagement transition time, and Step R2 and the subsequent steps are executed. However, for example, within the gradually increasing range of the engagement torque (for example, the time t in FIG.2If it is determined from the turbine rotational speed NT or the like that the engine has been completely engaged (until the time reaches (5)), various modes can be adopted, such as immediately shifting to step R4.
[0046]
In the present embodiment, of the series of signal processing performed by the CVT controller 80, the portion that executes the above steps R2 and R3 functions as connection switching load torque calculation means, and the estimated input torque TIN corresponds to the estimated load torque. .
[0047]
In step R7 in FIG. 9, the estimated input torque TIN is corrected separately according to the input state, for example, as shown in FIG. Specifically, in the driving state and the driven state, engine friction torque, oil pump driving torque, air conditioner driving torque, and alternator driving torque are taken into consideration, and in the driving state (S5-4), those torques are subtracted. In the driven state (S5-2, S5-3), these torques are added to calculate the final estimated input torque TINT. That is, since auxiliary machines such as the oil pump 28, the compressor of the air conditioner, and the alternator are driven by the engine 12, the torque obtained by subtracting the driving torque from the output torque of the engine 12 in the driving state is the belt type continuously variable transmission 18. It is transmitted to the side. Further, in a driven state in which the engine 12 is rotationally driven by the reverse torque from the axle, the auxiliary machines such as the oil pump 28 are also rotationally driven by the reverse torque, and the reaction force (rotational resistance) is generated by the belt. It becomes a load of the type continuously variable transmission 18. For this reason, the torque obtained by adding these torques to the torque of the engine 12 (rotational resistance due to the pump action) becomes the input torque of the belt type continuously variable transmission 18. These corrections may be performed at the stage of calculating the estimated turbine torque TT or the estimated engine torque TE.
[0048]
In the N range or P range shut-off state (S5-1), the input torque to the belt-type continuously variable transmission 18 is substantially zero, so there is little need to consider belt slipping. A method is possible. For example, when the engine is stopped, in order to improve the startability of the engine 12 at low temperatures, a relatively small estimated input torque TINT is set so that the load of the oil pump 28 that becomes the rotational load of the engine 12 is reduced. Therefore, it is desirable to reduce the pressure for belt clamping. Further, in the present embodiment, the brake booster 32 that assists the braking force by using the intake pipe negative pressure of the engine 12 is provided, so that a predetermined intake pipe negative pressure is obtained so that a predetermined brake assisting force can be obtained even in the N range. It is desirable to ensure that the opening amount of the electric throttle valve 30 is small, and it is desirable to set a relatively small estimated input torque TINT to reduce the belt clamping pressure. That is, when the belt clamping pressure is high, the load for rotationally driving the oil pump 28 increases, so the electric throttle valve 30 (or the idle rotation speed control valve) is used to maintain a predetermined idle rotation speed. However, if the electric throttle valve 30 is opened and the amount of intake air is increased in this way, the intake pipe negative pressure is lowered and the brake assisting force is reduced.
[0049]
Returning to FIG. 8, in steps S6-1, S6-2, S6-3, and S6-4, the theoretical required hydraulic pressure PB is calculated based on the estimated input torque TINT. This theoretically required hydraulic pressure PB corresponds to the theoretically required belt clamping pressure, and is the minimum required hydraulic pressure that can prevent belt slippage. In the driving state in which power is transmitted from the input side variable pulley 42 to the output side variable pulley 46 (S6). -4) Using the belt engagement diameter R of the input side variable pulley 42, it can be basically obtained according to the following equation (1). K is a coefficient determined by hardware specifications such as pulley area and friction coefficient, oil density, and the like, and the belt engagement diameter R can be obtained from the gear ratio γ. FIG. 13 is a schematic diagram showing the relationship between the estimated input torque TINT, the gear ratio γ, and the theoretical required hydraulic pressure PB. Note that equation (1) is a simple equation, and it is desirable to obtain it more strictly in consideration of centrifugal force and the like.
PB = K × (TINT / R) (1)
[0050]
In the driven state where power is transmitted from the output side variable pulley 46 to the input side variable pulley 42 (S6-2, S6-3), it is necessary to appropriately control the belt clamping pressure on the input side variable pulley 42 side. The thrust ratio α between the output-side variable pulley 46 and the input-side variable pulley 42 is obtained from a predetermined map or arithmetic expression, and the output-side variable pulley 46 can obtain a predetermined belt clamping pressure on the input-side variable pulley 42 side. The theoretically required hydraulic pressure PB is calculated according to the following equation (2). A map and an arithmetic expression for obtaining the thrust ratio α are set in advance using a speed ratio γ as a parameter through experiments or the like, and are stored in the map storage device 126.
PB = K × α × (TINT / R) (2)
[0051]
In the N range or P range cutoff state (S6-1), the estimated input torque TINT itself is not accurate, and the inertia of the engine 12 and the like does not affect the belt type continuously variable transmission 18, so that belt slip is considered. Therefore, the theoretically required hydraulic pressure PB may be calculated by using either of the above formulas (1) and (2). Further, the theoretically required hydraulic pressure PB may be calculated from another arithmetic expression, but the estimated input torque TINT is set so as to become a predetermined hydraulic pressure based on the calculation formula of the theoretically required hydraulic pressure PB. . The theoretically required hydraulic pressure PB may be directly set in step S6-1 without setting the estimated input torque TINT.
[0052]
In steps S7-1, S7-2, S7-3, and S7-4, the safety factor SF is calculated separately depending on whether it is in a driven state or a driven state, for example, as shown in FIG. The safety factor SF is multiplied by the theoretical required hydraulic pressure PB so that the belt slip does not occur regardless of the change characteristic or variation of the physical quantity involved in the belt slip. Is obtained by adding each. Specifically, in the driving state (S7-4), the safety factor SF regarding the engine torque fluctuation SF.1, Safety factor SF regarding variation of friction torque of engine 122, A friction coefficient between the transmission belt 48 and the variable pulleys 42 and 46, and a safety factor SF regarding temperature characteristicsThree, Safety factor SF regarding reverse input from the road surface, such as when overcoming rough roads or stepsFourAre respectively added to 1.0 to obtain the safety factor SF. In the case of the driven state (S7-2, S7-3), the safety factor SF regarding the variation of the thrust ratio α.FiveIs added to calculate the safety factor SF. However, since the engine torque does not fluctuate during fuel cut, the safety factor SF1There is no need to add. In the driven state when the fuel cut is OFF, that is, in step S7-3, the safety factor SF1Can be added. “◯” in FIG. 12 means that it is reflected in the safety factor SF, “×” means that it is not reflected in the safety factor SF, and “Δ” means that it is reflected in some cases.
[0053]
Safety factor SF regarding engine torque fluctuations1Is calculated by (engine torque + torque fluctuation range) / (engine torque), but the torque fluctuation increases when the lock-up clutch 26 is ON (engaged). When ON, it is desirable to set a larger value than when OFF. When the reduced cylinder operation is performed by the failure of the engine parts, the torque fluctuation increases, so it is desirable to set a larger value than normal. Further, the damper of the torque converter 14 generally has a two-stage folding characteristic, and if the engine torque is larger than the breakpoint torque, the vibration becomes large, so whether the engine torque (estimated engine torque TE) is larger than the breakpoint torque. It is desirable to classify cases according to whether or not. However, since the engine torque does not exceed the breakpoint torque in the driven state, there is no need to consider. Other safety factors SF2~ SFFiveAs for, it is not always necessary to divide the case, and a constant value may be set in advance, but it is also possible to divide the case as necessary.
[0054]
Note that in the N range or P range shut-off state (S7-1), there is little need to consider belt slip, and in step S7-1, the safety factor SF may be set to 1.0.
[0055]
In the final step S8, the required hydraulic pressure PBT is calculated by multiplying the theoretically required hydraulic pressure PB obtained in steps S6-1 to S6-4 by the safety factor SF obtained in steps S7-1 to S7-4. Hydraulic pressure P of output side variable pulley 46OThe exciting current for the linear solenoid valve 74 of the clamping pressure control circuit 70 is controlled so that the required hydraulic pressure PBT becomes. In this embodiment, the clamping pressure control device includes the clamping pressure control means 116 and the clamping pressure control circuit 70.
[0056]
In such a belt type continuously variable transmission control device, the safety factor SF set in accordance with the change characteristic and variation of the physical quantity involved in belt slip differs depending on whether it is in a driven state or a driven state. Safety factor SF for torque fluctuation1Is reflected in the safety factor SF, while in the driven state (when the fuel cut is ON), the safety factor SF regarding the fluctuation of the engine torque1Is not reflected in the safety factor SF, and the safety factor SF regarding the variation of the thrust ratio α peculiar to the driven stateFiveIs reflected in the safety factor SF, the control range of the required hydraulic pressure PBT is changed depending on whether it is in the driven state or the driven state, and the belt clamping pressure is appropriately controlled while avoiding belt slipping, resulting in energy loss. The fuel consumption can be improved by reducing
[0057]
Further, in this embodiment, not only the driving state and the driven state, but also determining whether or not it is in the cutoff state, and in the cutoff state, the necessary hydraulic pressure PBT is set separately to set the hydraulic pressure POSince the engine load is reduced and the engine startability at low temperatures is improved, the brake booster 32 can suitably obtain the brake assisting force even in the N range.
[0058]
Further, in this embodiment, the driven state is classified according to the presence or absence of the fuel cut, and the safety factor SF regarding the fluctuation of the engine torque at the time of the fuel cut.1Since the safety factor SF is calculated without adding the value, the value of the required hydraulic pressure PBT is lowered by that amount, and the energy loss is reduced.
[0059]
On the other hand, in this embodiment, when the direct clutch 38 or the reaction force brake 40 is engaged during N → D shift or N → R shift, the engine that acts on the belt-type continuously variable transmission 18 in accordance with the engagement. Since the required hydraulic pressure PBT, that is, the belt clamping pressure, is controlled using the transmission torque TD determined in consideration of the inertia of 12 or the like as the estimated input torque TIN, an error between the actual input torque and the estimated input torque TIN (or TINT) is The belt clamping pressure, that is, the frictional force between the transmission belt 48 and the variable pulleys 42 and 46 is appropriately controlled to prevent slipping and reduce energy loss due to friction. That is, in the engagement process (slip state) of the clutch 38 and the brake 40, the transmission torque TD (corresponding to the engagement torque) is set to the estimated input torque TIN, so that the frictional force is reduced and the energy loss is reduced. On the other hand, even if the clutch 38 or the brake 40 is suddenly engaged by an accelerator depressing operation or the like, and the inertia of the engine 12 or the like acts on the belt-type continuously variable transmission 18, the belt-type continuously variable transmission 18 resulting therefrom. Thus, the life of the transmission belt 48 is improved.
[0060]
Further, in the connected state in which the clutch 38 or the brake 40 as the interrupting device is completely engaged, the estimated input torque TINT is calculated on the basis of the estimated turbine torque TT. The frictional force is controlled to a necessary minimum while preventing slippage of the type continuously variable transmission 18, and energy loss is reduced.
[0061]
Next, another embodiment of the present invention will be described.
FIG. 14 is used instead of the flowchart of FIG. 9 to calculate the estimated input torque TINT. In steps Q1 and Q2, the estimated engine torque TE and the estimated turbine torque TT are calculated in the same manner as in steps R4 and R5. calculate. In step Q3, it is determined whether or not the direct coupling clutch 38 or the reaction force brake 40 is in an engagement transition in the same manner as in step R1. If not in an engagement transition, the estimated turbine torque is determined in step Q10 as in step R6. Let TT be the estimated input torque TIN. Of the series of signal processing performed by the CVT controller 80, the portion that executes the steps Q1, Q2, and Q10 functions as a connected state load torque calculating means.
[0062]
  If the determination in step Q3 is YES, that is, when the engagement is transitional, the accelerator operation amount θ is determined in step Q4.ACCIs greater than or equal to a predetermined determination value A. The determination value A is determined by the fact that the rotational speed NE of the engine 12 becomes equal to or higher than a predetermined value due to the depression of the accelerator, and the clutch 38 and the brake 40 cannot be completely engaged within the hydraulic pressure gradually increasing range (operation range) of the accumulators 104 and 106 This is for determining whether the inertia of the engine 12 or the like greatly affects the belt type continuously variable transmission 18 at the time of complete engagement. A constant value is set in advance for each of the D range and R range. If the determination value is equal to or greater than A, that is, if the inertia of the engine 12 or the like greatly affects the belt-type continuously variable transmission 18, steps Q5 and Q6 are executed, and the engine is performed in the same manner as steps R2 and R3. The transmission torque TD taking into account the inertia of 12 etc. is obtained and set as the estimated input torque TIN.The
[0063]
On the other hand, the accelerator operation amount θACCIs smaller than the judgment value A, that is, when the inertia of the engine 12 or the like hardly affects the belt-type continuously variable transmission 18, step Q7 is executed, for example, indicated by a solid line in the column of clutch engagement hydraulic pressure in FIG. The engagement torque TK is calculated according to the engagement torque map having such characteristics. Then, the estimated turbine torque TT is compared with the engagement torque TK. If TK ≦ TT, that is, if the clutch 38 or the brake 40 is slip-engaged, the engagement torque TK is set as the estimated input torque TIN in step Q9. When TK> TT, that is, when fully engaged, the estimated turbine torque TT is set to the estimated input torque TIN in step Q10. The engagement torque TK is determined in consideration of the gear ratio of the planetary gear device that constitutes the forward / reverse switching device 16. Also, the hydraulic pressure POThe engagement torque TK may be calculated from the above.
[0064]
In the final step Q11, the estimated input torque TINT is calculated from the estimated input torque TIN in the same manner as in step R7.
[0065]
  In this embodiment, the accelerator operation amount θACCThus, it is determined whether or not the inertia of the engine 12 or the like is affected at the time of complete engagement. When the inertia is affected, the transmission torque TD considering the inertia is used as the estimated input torque TIN to control the belt clamping pressure as in the above embodiment. However, when the inertia hardly affects, the engagement torque TK is calculated, and when the estimated turbine torque TT or less, the belt clamping pressure is controlled by using the engagement torque TK as the estimated input torque TIN. While preventing the energy loss, the belt clamping pressure when the inertia hardly affects can be reduced to further reduce the energy loss.
  This embodiment claims2In the series of signal processing performed by the CVT controller 80, the part that executes Steps Q5 to Q9 functions as a connection switching load torque calculation means.
[0066]
As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this is an embodiment to the last, and this invention implements in the aspect which added various change and improvement based on the knowledge of those skilled in the art. Can do.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle drive device to which the present invention is applied.
2 is a block diagram illustrating a control system of a belt type continuously variable transmission in the vehicle drive device of FIG. 1; FIG.
FIG. 3 is a circuit diagram showing a specific example of the shift control circuit of FIG. 2;
4 is a circuit diagram showing a specific example of the clamping pressure control circuit of FIG. 2. FIG.
FIG. 5 is a diagram showing an example of a hydraulic circuit for engaging and releasing a clutch and a brake of the forward / reverse switching device of FIG. 1;
6 is a block diagram for explaining functions provided in the CVT controller of FIG. 2; FIG.
7 is a diagram showing an example of a shift map used when obtaining a target rotational speed NINT in the shift control performed by the shift control means of FIG. 6; FIG.
FIG. 8 is a flowchart for specifically explaining belt clamping pressure control performed by the input state determination unit and the clamping pressure control unit of FIG. 6;
FIG. 9 is a flowchart specifically explaining signal processing when calculating an estimated input torque TINT in steps S5-2 to S5-4 in FIG.
FIG. 10 is a time chart showing changes in engagement hydraulic pressure, turbine rotation speed, and input torque of a direct coupling clutch engaged during an N → D shift, when the accelerator is OFF and when the accelerator is depressed. It is a chart.
FIG. 11 is a diagram for explaining the specific contents of the correction of the estimated input torque performed in step R7 of FIG.
12 is a diagram illustrating specific contents of a safety factor SF calculated in steps S7-1 to S7-4 in FIG.
13 is a diagram showing the relationship between theoretically required hydraulic pressure PB calculated in steps S6-1 to S6-4 in FIG. 8, estimated input torque TINT, and gear ratio γ.
FIG. 14 is a diagram showing a flowchart used in place of FIG. 9 to calculate an estimated input torque TINT.
[Explanation of symbols]
  DESCRIPTION OF SYMBOLS 10: Drive apparatus for vehicles 12: Engine (power source) 14: Torque converter (fluid coupling) 16: Forward / reverse switching device 18: Belt type continuously variable transmission 38: Direct coupling clutch (intermittent device) 40: Reaction force brake (intermittent) 42): Input side variable pulley 46: Output side variable pulley 48: Transmission belt 80: CVT controller TD: Transmission torqueTK: engagement torque    TT: Turbine torque (output torque of fluid coupling) TIN, TINT: Estimated input torque (estimated load torque)
  Steps R2, R3, Q5, Q6, Q7, Q8, Q9: Load torque calculation means at connection switching
  Steps R4, R5, R6, Q1, Q2, Q10: Connection state load torque calculating means

Claims (5)

走行用の動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に配設され、摩擦力を介して動力伝達を行うとともに該摩擦力を制御できる無段変速機と、
前記動力源と駆動輪との間の動力伝達経路を接続、遮断する断続装置と、
を有し、前記無段変速機の推定負荷トルクに基づいて該無段変速機の摩擦力を制御する車両用無段変速機の制御装置において、
前記断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際には、該接続に伴って前記無段変速機に作用する前記動力源のイナーシャを考慮して定められた該断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとする接続切換時負荷トルク算出手段を有し、
且つ、該接続切換時負荷トルク算出手段は、アクセル操作された場合は前記動力源のイナーシャを考慮して定められた前記断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとし、アクセル操作されていない場合は前記動力源のイナーシャを考慮することなく定められた前記断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとする
ことを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。 A continuously variable transmission that is disposed in a power transmission path between a driving power source and driving wheels and that can transmit power through frictional force and control the frictional force;
An intermittent device for connecting and disconnecting a power transmission path between the power source and the drive wheel;
A control device for a continuously variable transmission for a vehicle that controls the frictional force of the continuously variable transmission based on an estimated load torque of the continuously variable transmission;
When the interrupting device is switched from the interrupted state to the connected state, the estimated transmission torque of the interrupting device determined in consideration of the inertia of the power source acting on the continuously variable transmission accompanying the connection A load torque calculation means for connection switching as load torque;
In addition, the connection switching load torque calculation means uses the transmission torque of the intermittent device determined in consideration of inertia of the power source when the accelerator is operated as the estimated load torque, and when the accelerator is not operated. the estimated load torque and the control unit of the car dual CVT you characterized in that the transmission torque of the interrupter which is determined without considering the inertia of the power source. 走行用の動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に配設され、摩擦力を介して動力伝達を行うとともに該摩擦力を制御できる無段変速機と、
前記動力源と駆動輪との間の動力伝達経路を接続、遮断する断続装置と、
を有し、前記無段変速機の推定負荷トルクに基づいて該無段変速機の摩擦力を制御する車両用無段変速機の制御装置において、
前記断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際には、該接続に伴って前記無段変速機に作用する前記動力源のイナーシャを考慮して定められた該断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとする接続切換時負荷トルク算出手段を有し、
且つ、該接続切換時負荷トルク算出手段は、アクセル操作量が予め定められた判定値以上の場合は前記動力源のイナーシャを考慮して定められた前記断続装置の伝達トルクを前記推定負荷トルクとし、アクセル操作量が該判定値より小さい場合は前記断続装置の係合トルクを前記推定負荷トルクとする
ことを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。 A continuously variable transmission that is disposed in a power transmission path between a driving power source and driving wheels and that can transmit power through frictional force and control the frictional force;
An intermittent device for connecting and disconnecting a power transmission path between the power source and the drive wheel;
A control device for a continuously variable transmission for a vehicle that controls the frictional force of the continuously variable transmission based on an estimated load torque of the continuously variable transmission;
When the interrupting device is switched from the interrupted state to the connected state, the estimated transmission torque of the interrupting device determined in consideration of the inertia of the power source acting on the continuously variable transmission accompanying the connection A load torque calculation means for connection switching as load torque;
Further, the connection switching load torque calculation means uses the transmission torque of the intermittent device determined in consideration of inertia of the power source as the estimated load torque when the accelerator operation amount is equal to or greater than a predetermined determination value. , the accelerator operation amount control apparatus for vehicle dual CVT you characterized in that if less than該判value to the estimated load torque engagement torque of the interrupter. 前記走行用の動力源には流体継手が接続されており、
前記断続装置が接続状態の場合に、前記流体継手の出力トルクを基本にして前記推定負荷トルクを算出する接続状態負荷トルク算出手段を備えている
ことを特徴とする請求項１または２に記載の車両用無段変速機の制御装置。A fluid coupling is connected to the power source for traveling,
When the interrupter is in connection state, according to claim 1 or 2, characterized in that it comprises a connection state load torque calculating means for calculating the estimated load torque to an output torque of said torque to the basic Control device for continuously variable transmission for vehicle. 前記断続装置は、車両を前進させる前進状態、後退させる後進状態、および動力伝達を遮断する遮断状態とに切り換えることができる前後進切換装置の構成要素である摩擦係合装置である
ことを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の車両用無段変速機の制御装置。The intermittent device is a friction engagement device which is a component of a forward / reverse switching device capable of switching between a forward state in which the vehicle moves forward, a reverse state in which the vehicle moves backward, and a cutoff state in which power transmission is interrupted. The control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 3 . 前記無段変速機は、溝幅が可変の一対のプーリと、該一対のプーリに巻き掛けられて摩擦力により動力伝達を行う伝動ベルトとを有するベルト式無段変速機で、該プーリが該伝動ベルトを挟圧するベルト挟圧力が前記推定負荷トルクに基づいて制御される
ことを特徴とする請求項１〜４の何れか１項に記載の車両用無段変速機の制御装置。The continuously variable transmission is a belt-type continuously variable transmission having a pair of pulleys with variable groove widths and a transmission belt that is wound around the pair of pulleys and transmits power by frictional force. The control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 4 , wherein a belt clamping pressure for clamping a transmission belt is controlled based on the estimated load torque.
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