JP4453198B2 - Shift control device for belt type continuously variable transmission - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、変速比を連続的に変化させることの可能なベルト式無段変速機における変速を制御するための装置に関し、特に低車速時の変速を制御するための装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
ベルト式の無段変速機は、Ｖ溝状のプーリ溝を備えた入力プーリと出力プーリとにベルトを巻掛け、一方のプーリのプーリ溝の溝幅を拡大すると同時に他方のプーリのプーリ溝の溝幅を狭くすることにより、それぞれのプーリに対するベルトの巻掛け半径（有効径）を連続的に変化させて変速比を無段階に設定するように構成されている。このベルト式無段変速機において伝達されるトルクは、ベルトとプーリとを相互に接触させる方向に作用する荷重に応じたトルクとなり、したがってベルトに張力を付与するようにプーリによってベルトを挟み付けている。
【０００３】
また、変速は、上記のように、プーリ溝の溝幅を拡大・縮小させることによりおこなうように構成されており、具体的には、各プーリを固定シーブと可動シーブとによって構成し、可動シーブをその背面側に設けた油圧アクチュエータにより軸線方向に前後動させることにより変速をおこなうように構成されている。
【０００４】
このようにベルト式無段変速機では、ベルトに張力を付与するためにプーリによってベルトを挟み付け、また変速を実行するためにプーリによるベルトの挟み付け状態を変更する。そのために、従来、例えば特開平１０−２５９８６５号公報に記載されているように、出力プーリ側の油圧アクチュエータには、エンジン負荷などに代表される要求トルクに応じた油圧を供給して必要な伝達トルク容量を確保し、また入力プーリ側の油圧アクチュエータには、変速をおこなうための油圧を供給し、入力プーリの溝幅を変更すると同時に出力プーリの溝幅を変更するように構成している。
【０００５】
そして、各プーリに対するベルトの巻掛け位置を変更する変速は、各プーリが回転しかつベルトが走行している状態で実行するが、プーリやベルトが停止している状態では、ベルトの滑りを伴わずにベルトの巻掛け位置を変更すること、すなわち変速をおこなうことができない。そのため、車両に搭載された無段変速機では、車両が急停止した場合に、車両の停止によって無段変速機が停止するので、停止までの時間が短時間の場合には、発進時に通常設定される最減速状態の変速比を設定するベルトの巻掛け状態に変化する以前に無段変速機が停止してしまい、発進時に設定される変速比より小さい変速比のままとなることがある。いわゆるベルト戻りが不良の状態である。
【０００６】
このようなベルト戻りの不良の状態で車両が発進すると、設定するべき変速比が最減速状態であるから、変速比のフィードバック制御により、変速比を最減速状態まで急速に変化させる変速が生じる。これは、上述した構成の無段変速機では、入力プーリの溝幅を急激に増大させることにより実行されるから、ベルトに緩みが生じ、それが原因でベルトとプーリとの間に滑りが生じる可能性がある。
【０００７】
一方、上記の公報に記載された無段変速機では、変速を実行するための入力プーリ側の油圧アクチュエータに、所定の車速まで増速する間、作動油を供給して緩速のアップシフトが生じるように制御している。これは、入力プーリ側の油圧アクチュエータからオイルが抜けて、その後のアップシフトの際に油圧アクチュエータにオイルが充満するのに要する時間が変速遅れとなることを防止するためである。このような低車速状態の緩速のアップシフト制御を、上述したいわゆるベルト戻り不良の状態で実施すれば、変速比のフィードバック制御による発進時の急激なダウンシフトが生じないので、ベルトの緩みやそれに起因する滑りを防止することができる。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記の緩速のアップシフトを生じさせる制御は、車速が所定の車速にまで増大する間、継続されるから、所定車速以下の低車速の状態で長時間走行すると、その間に上記の緩速のアップシフト制御により変速比が次第に低下する。その結果、全体としてのアップシフト量が大きくなって、駆動トルクが低下してしまうなどの可能性があった。
【０００９】
この発明は、上記の技術的課題に着目して成されたものであり、ベルト式無段変速機においてベルトの滑りと駆動力の低下とを防止することのできる変速制御装置を提供することを目的とするものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段およびその作用】
この発明は、上記の目的を達成するために、低車速状態でいわゆる緩速のアップシフトを生じさせる制御を、実質的なダウンシフトが生じる状態か否かによって実行し、あるいは実行しないように構成したことを特徴とするものである。具体的には、請求項１の発明は、ベルト巻掛け溝の溝幅を油圧アクチュエータによって変更可能な駆動側プーリと従動側プーリとにベルトが巻掛けられ、駆動側プーリの溝幅を前記油圧アクチュエータによって変更することにより変速をおこなうベルト式無段変速機の変速制御装置において、変速比が最減速状態にあるか否かを判断する最減速判断手段と、予め定めた車速以下の低車速状態で前記変速比が最減速状態にないことが前記最減速判断手段で判断されたときには前記駆動側プーリの溝幅が維持されもしくは僅かずつ狭くなるように前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油を制御し、かつ前記低車速状態で前記変速比が最減速状態にあることが前記最減速判断手段で判断されたときには変速比を最減速状態に維持するように前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油を制御する制御手段と、前記駆動側プーリの回転速度を検出する回転速度検出手段とを備え、前記制御手段は、前記回転速度検出手段で検出された前記駆動側プーリの回転速度が予め定めた回転速度以下の低速度の場合に、前記変速比が最減速状態であることが前記最減速判断手段で判断された場合であっても緩速のアップシフトが生じるように、前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油を制御するように構成されていることを特徴とする変速制御装置である。
【００１１】
したがって請求項１の発明では、低車速状態で変速比が最減速状態にないことが判断された場合には、緩速のアップシフトが生じるように変速制御される。そのため、最減速状態を設定する程度の低車速であっても、ダウンシフトが生じないので、すなわち駆動側プーリの有効径が減少しないので、ベルトの滑りが未然に回避される。また、低車速状態で最減速状態であることが判断された場合には、最減速状態を維持するように変速制御され、変速比が低下することがない。したがってベルトの滑りが生じることがなく、また変速比が小さくなるアップシフト制御がおこなわれないので、変速比の低下やそれに伴う駆動力の低下が回避される。
【００１３】
また、請求項１の発明では、変速を実行する駆動側プーリの油圧アクチュエータにおける作動油が、駆動側プーリの回転速度が低速であることにより排出しやすい状態であれば、前記駆動側プーリの溝幅が維持されもしくは僅かずつ狭くなるように作動油が制御される。具体的には、駆動側プーリの油圧アクチュエータに作動油が供給される。そのため、駆動側プーリの油圧アクチュエータにオイルが残るので、アップシフトするべく駆動側プーリの油圧アクチュエータに作動油を供給する際のアップシフトの遅れを防止もしくは抑制でき、運転性が向上する。
【００１４】
さらに、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記無段変速機に対する入力トルクの大小を判断する入力トルク判断手段を更に備え、前記制御手段は、前記変速比が最減速状態にあることが前記最減速判断手段で判断されたときに前記入力トルクが大きいことが前記入力トルク判断手段で判断された場合には、前記駆動側プーリの回転速度に関わらず、変速比を最減速状態に維持するように前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油を制御するように構成されていることを特徴とする変速制御装置である。
【００１５】
したがって請求項２の発明では、無段変速機に対する入力トルクが大きい場合には、変速比が最減速状態となるように変速制御される。駆動側プーリの回転速度が低速であることにより各プーリが僅かに回転する程度であれば、変速は極僅かしか発生しないが、入力トルクが大きいことによる動力伝達系統の捩れなどによって回転が生じるとベルトの掛かり位置が変化して変速が生じることがあるが、その変速制御は最減速状態に維持する制御であるから、アップシフトやそれに伴う変速比の低下が防止される。
【００１６】
さらにまた、請求項３の発明は、請求項１または２の発明における前記制御手段が、前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油の制御を、前記変速比を最減速状態に維持するようにフィードフォワード制御により実行することを特徴とする変速制御装置である。
【００１７】
したがって請求項３の発明では、変速比が最減速状態にある状態でダウンシフト制御を実行することになるので、変速比がそれ以上に増大することがなく、その結果、変速比の低下やそれに起因する駆動力の低下を確実に防止することができる。
【００１８】
そして、請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、減速度を判断する減速度判断手段を更に備え、前記制御手段が、前記最減速判断手段により前記変速比が最減速状態にないことが判断された場合に、予め定めた基準車速以下の車速で、前記駆動側プーリの溝幅が維持されもしくは僅かずつ狭くなるように前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して作動油を給排する制御を実行するとともに、その基準車速を、前記減速度判断手段で判断された減速が大きい場合に小さい場合より高車速に設定するように構成されていることを特徴とする変速制御装置である。
【００１９】
したがって請求項４の発明では、減速度が大きい場合、減速度が小さい場合よりも高車速の状態で前記駆動側プーリの溝幅が維持されもしくは僅かずつ狭くなるように変速制御される。減速度が大きければ大きいほど速いダウンシフトが生じるため、ベルトの滑りが生じやすい。また、低車速ほどベルトの滑りが生じやすい。そのため、減速度が大きい場合には、車速が相対的に高い状態で、変速比を最減速状態より小さい変速比に維持し、あるいはその変速比から緩速でアップシフトすることになる。その結果、ベルトの滑りが未然に防止され、また減速度が小さくてベルトの滑りが生じにくい状態では、相対的に低車速まで緩速のアップシフトが生じる制御が開始されないので、変速比が大きくなってベルトの戻りが良好になる。
【００２０】
そしてまた、請求項５の発明は、請求項１ないし４のいずれかの発明において、前記最減速判断手段が、前記駆動側プーリの回転速度に対応する回転速度と従動側プーリの回転速度に対応する回転速度とから求まる変速比が所定の変速比となった後、ダウンシフト速度が所定速度以上の状態が予め決めた時間以上継続した場合に変速比が最減速状態になったことを判断するように構成されていることを特徴とする変速制御装置である。
【００２１】
したがって請求項５の発明では、変速比が所定の値より大きく、その状態からある程度以上の速度でかつ所定時間以上、ダウンシフト制御が継続されると、最減速状態が設定されたことが判断される。そのため、回転数の検出誤差や製品の個体差などにより、誤差を生じやすい計算による最減速状態の検出に替わって、正確に最減速状態を判断することができる。
【００２２】
またさらに、請求項６の発明は、請求項５の発明において、前記駆動側プーリの回転速度に応じたパルス信号を出力する入力回転数センサと前記従動側プーリの回転速度に応じたパルス信号を出力する出力回転数センサとを更に備え、前記最減速判断手段は、前記変速比を算出するに際し、前記駆動側プーリの回転速度に対応する回転速度を計算するために使用するパルス数と従動側プーリの回転速度に対応する回転速度を計算するために使用するパルス数とを変速比に応じて変更するように構成されていることを特徴とする変速制御装置である。
【００２３】
したがって請求項６の発明では、パルス信号に基づいて駆動側プーリの回転速度に対応する回転速度と従動側プーリの回転速度に対応する回転速度とが計算される。変速比が大きいほど、駆動側プーリの回転速度に対応する回転速度が、従動側プーリの回転速度に対応する回転速度よりも速くなり、反対に変速比が小さければ、駆動側プーリの回転速度に対応する回転速度が、従動側プーリの回転速度に対応する回転速度より遅くなる。このように変速比に応じて駆動側と従動側との相対的な回転速度が大きく異なるから、変速比の計算に使用するパルス数が同じであれば、回転数の検出の応答性が駆動側と従動側とで異なってしまう。請求項７の発明では、変速比に応じて、回転数の計算に使用するパルス数を変更して、駆動側と従動側との回転数の検出の応答性を近似させ、もしくは同一にさせるので、変速比を精度よく求めることができる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明が対象とする変速機を搭載した車両の動力伝達系統の一例を説明すると、図５において、動力源１が変速機構２に連結され、その変速機構２の出力軸３がディファレンシャル４を介して左右の駆動輪５に連結されている。ここで、動力源１は、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あるいはモータなどの電動機、さらにはこれら内燃機関と電動機とを組み合わせた装置など、車両に使用可能な種々の動力源を含む。以下の説明では、動力源１として、燃料をシリンダの内部に直接噴射し、その噴射量およびタイミングを制御することにより均質燃焼や成層燃焼の可能ないわゆる直噴ガソリンエンジン、あるいはスロットル開度を電気的に自由に制御できる電子スロットルバルブを備えたガソリンエンジンを採用した例を説明する。
【００２５】
このエンジン１は電気的に制御できるように構成されており、その制御のためのマイクロコンピュータを主体とする電子制御装置（Ｅ−ＥＣＵ）６が設けられている。この電子制御装置６は、少なくともエンジン１の出力を制御するように構成されており、その制御のためのデータとして出力軸回転数（エンジン回転数）ＮE とアクセル開度ＰＡなどの出力要求量とが入力されている。
【００２６】
この出力要求量は、要は、エンジン１の出力の増大・減少のための信号であり、運転者が操作するアクセルペダルなどの加減速操作装置７の操作量信号やその操作量を電気的に処理して得た信号を採用することができ、またそれ以外に、車速を設定車速に維持するためのクルーズコントロールシステム（図示せず）などからの出力要求量信号を含む。
【００２７】
また、変速機構２は、流体伝動機構８と、前後進切換機構９と、無段変速機（ＣＶＴ）１０とから構成されている。その流体伝動機構８は、要は、オイルなどの流体を介して入力側の部材と出力側の部材との間でトルクを伝達するように構成された装置であって、一例として、一般の車両に採用されているトルクコンバータを挙げることができる。また、この流体伝動機構８は、直結クラッチ１１を備えている。すなわち直結クラッチ１１は、入力側の部材と出力側の部材とを摩擦板などの機械的手段で直接連結するように構成されたクラッチであって、緩衝をおこなうためのコイルスプリングなどの弾性体からなるダンパー１２を備えている。
【００２８】
そして、動力源であるエンジン１によって回転させられ、その回転数に応じて吐出圧が高くなる油圧ポンプが、流体伝動機構８に接近した位置に設けられている。具体的には、流体伝動機構８と前後進切換機構９との間に配置されている。なお、車両が停止している状態であってもエンジン１を駆動させ続けるために流体伝動機構８を設けている場合には、車両の状態に基づいて自動的に断続される自動クラッチを、上記の流体伝動機構８に置換して使用することができる。
【００２９】
その流体伝動機構８の入力部材がエンジン１の出力部材に連結され、また流体伝動機構８の出力部材が前後進切換機構９の入力部材に連結されている。この前後進切換機構９は、一例としてダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成され、特には図示しないが、サンギヤとキャリヤとのいずれか一方を入力要素とし、かつ他方を出力要素とするとともに、リングギヤを選択的に固定するブレーキ手段と、サンギヤおよびキャリヤならびにリンクギヤの３要素のうちのいずれか２つの回転要素を選択的に連結して遊星歯車機構の全体を一体化するクラッチ手段とを備えている。すなわちそのクラッチ手段を係合させることに前進状態を設定し、また前記ブレーキ手段を係合させることにより後進状態を設定するように構成されている。
【００３０】
図５に示してある無段変速機１０は、その入力側の部材の回転数と出力側の部材の回転数との比率すなわち変速比を無段階に（連続的に）変化させることのできるベルト式無段変速機である。そのベルト式無段変速機１０の一例を図６を参照して簡単に説明すると、駆動側プーリ（プライマリープーリ）２０と、従動側プーリ（セカンダリープーリ）２１と、これらのプーリ２０，２１に巻き掛けられたベルト２２とを備えている。これらのプーリ２０，２１のそれぞれは、固定シーブ２３，２４と、その固定シーブ２３，２４に対して接近・離隔する可動シーブ２５，２６とからなり、可動シーブ２５，２６を固定シーブ２３，２４に対して接近する方向に押圧する油圧アクチュエータ２７，２８が設けられている。これら各シーブ２３，２４，２５，２６によって、ベルト２２を巻掛けるためのＶ溝状のベルト巻掛け溝（プーリ溝）が形成されている。
【００３１】
上記の駆動側プーリ２０が入力軸２９に取り付けられ、その入力軸２９と平行に配置された出力軸３０に従動側プーリ２１が取り付けられている。そして、従動側プーリ２１における油圧アクチュエータ２８には、アクセル開度ＰＡに代表される出力要求に基づいて求められる要求駆動力に応じた油圧が供給され、可動シーブ２６を固定シーブ２４側に押圧してベルト２２を挟み付けることにより、トルクを伝達するのに必要な張力をベルト２２に付与するようになっている。また、駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７には、入力軸２９の回転数を目標入力回転数に一致させる変速比となるように、作動油が給排されている。すなわち、各プーリ２０，２１における溝幅（固定シーブ２３，２４と可動シーブ２５，２６との間隔）を変化させることにより、各プーリ２０，２１に対するベルト２２の巻き掛け半径が大小に変化して変速が実行されるようになっている。より具体的には、実入力回転数と目標入力回転数との回転数偏差（制御偏差）に基づいて駆動側プーリ２０の作動油をフィードバック制御することにより変速が実行され、したがってその制御偏差が大きいほど、変速速度が速くなる。
【００３２】
駆動側プーリ２０に対する作動油の給排は、流量制御によっておこなわれる。そのためのバルブ機構は、図７に示すように構成されている。すなわち、駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７には、ライン圧ＰL を供給する第１流量制御弁３１と、ドレーンに接続された第２流量制御弁３２とが連通されている。第１流量制御弁３１は、アップシフトを実行するためのバルブであって、ライン圧ＰL が供給される入力ポート３３と前記油圧アクチュエータ２７に連通された出力ポート３４との間の流路をスプール３５によって開閉するように構成されている。そのスプール３５の一端側にはスプリング３６が配置されるとともに、そのスプール３５を挟んでスプリング３６とは反対側の端部に、信号圧を印加するための第１信号圧ポート３７が形成されている。また、スプリング３６が配置されている上記の一端側に信号圧を印加するための第２信号圧ポート３８が形成されている。
【００３３】
そして、第１信号圧ポート３７に、デューティ比に応じて出力圧が高くなる第１ソレノイドバルブ３９が接続され、また第２信号圧ポート３８に、デューティ比に応じて出力圧が高くなる第２ソレノイドバルブ４０が接続されており、各信号圧ポート３７，３８にこれらのソレノイドバルブ３９，４０の出力する信号圧が印加されるようになっている。すなわち、第１信号圧ポート３７に印加する油圧を高くして前記入力ポート３３を開くことにより、作動油が出力ポート３４から駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７に供給されて駆動側プーリ２０の溝幅が狭くなり、その結果、変速比が低下するようになっている。すなわちアップシフトされる。またその際の作動油の供給流量を増大させることにより、変速速度が速くなる。
【００３４】
また、第２流量制御弁３２は、ダウンシフトを実行するためのバルブであって、前記駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７に連通された第１ポート４１を、ライン圧ＰL を元圧にして調圧された油圧が供給される第２ポート４２とドレインポート４３とに、スプール４４によって選択的に連通させるように構成されている。そのスプール４４の一端側にはスプリング４５が配置されるとともに、その一端側に信号圧を印加するための第１信号圧ポート４６が形成されている。そのスプール４４を挟んでスプリング４５とは反対側の端部に、信号圧を印加するための第２信号圧ポート４７が形成されている。
【００３５】
そして、第１信号圧ポート４６に前記第１ソレノイドバルブ３９が接続され、また第２信号圧ポート４７に前記第２ソレノイドバルブ４０が接続されており、各信号圧ポート４６，４７にはこれらのソレノイドバルブ３９，４０の出力する信号圧が印加されるようになっている。すなわち、第２信号圧ポート４７に印加する油圧を高くして前記第１ポート４１をドレインポート４３に連通させることにより、駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７から作動油が排出されて駆動側プーリ２０の溝幅が広くなり、その結果、変速比が増大するようになっている。すなわちダウンシフトされる。またその際の作動油の排出流量を増大させることにより、変速速度が速くなる。
【００３６】
さらに、第２流量制御弁３２の第２ポート４２には、調圧弁４８が接続されている。この調圧弁４８は、スプリング４９によって押圧されているピストン５０の正面側に、ライン圧ＰL が供給される入力ポート５１が形成され、かつそのピストン５０の正面側と背面側とに連通した出力ポート５２とを有するバルブであって、その出力ポート５２が第２流量制御弁３２の第２ポート４２に連通されている。また入力ポート５１には開口面積の小さいダブルオリフィス５３を介してライン圧ＰL が供給されている。すなわちこの調圧弁４８は、ライン圧ＰL からスプリング４９の弾性力を減じた圧力の油圧が、その出力ポート５２すなわち第２流量制御弁３２の第２ポート４２に生じるように構成されている。
【００３７】
さらに具体的に説明すると、第１流量制御弁３１の入力ポート３３が閉じられた状態で、第２流量制御弁３２の第１ポート４１と第２ポート４２とが連通されると、調圧弁４８で調圧した作動油が第２ポート４２を介して駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７に供給される。その場合の流量はダブルオリフィス５３で制限された微少量である。その結果、油圧アクチュエータ２７の油圧が高くなるが、その油圧アクチュエータ２７の油圧が調圧弁４８におけるピストン５０の背面側に作用するので、その圧力が、ライン圧ＰL からスプリング４９の弾性力を減じた圧力になると、ピストン５０が入力ポート５１側に押圧されて入力ポート５１を閉じ、それ以上に作動油が供給されることを阻止する。したがって第１流量制御ポート３１から油圧アクチュエータ２７に作動油を供給せず、かつ第２流量制御弁３２から排出しないいわゆる閉じ込み（中込め）状態では、駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７の油圧が、調圧弁４８で調圧した油圧（ライン圧ＰL より低い圧力）に維持されるようになっている。
【００３８】
このような油圧の維持の状態は、閉じ込み制御中の不可避的なオイルの漏れが生じた場合も同様であり、油圧回路や油圧制御機器などからオイルの漏洩が生じて油圧アクチュエータ２７の油圧が低下した場合には、調圧弁４８の入力ポート５１から油圧アクチュエータ２７に作動油がわずかずつ供給され、調圧弁４８による調圧値に維持される。その結果、変速の状態としては、僅かながらアップシフト傾向となり、変速比が僅かずつ低下する緩速のアップシフトとなる。
【００３９】
上記の図６に示すベルト式無段変速機１０では、駆動側プーリ２０に対するベルト２２の巻き掛け半径が最小でかつ従動側プーリ２１に対するベルト２２の巻き掛け半径が最大の状態で、最低速側の変速比（最大変速比）γmax が設定され、また、これとは反対に駆動側プーリ２０に対するベルト２２の巻き掛け半径が最大でかつ従動側プーリ２１に対するベルト２２の巻き掛け半径が最小の状態で、最高速側の変速比（最小変速比）γmin が設定される。
【００４０】
上記の変速機構２における直結クラッチ１１の係合・解放ならびに滑りを伴う半係合の各状態の制御および前後進切換機構９での前後進の切り換えならびに無段変速機１０での変速比の制御は、基本的には、車両の走行状態に基づいて制御されるようになっている。その制御のためにマイクロコンピュータを主体として構成された電子制御装置（Ｔ−ＥＣＵ）１３が設けられている。
【００４１】
この電子制御装置１３は、前述したエンジン用の電子制御装置６とデータ通信可能に連結される一方、制御のためのデータとして車速ＳＰＤや変速機構２の入力回転数Ｎin、出力回転数Ｎout などのデータが入力されている。回転数センサ６０は、無段変速機１０での変速制御を実行するために、上記の駆動側プーリ２０や従動側プーリ２１などの回転数を検出するセンサであって、一例として、電磁ピックアップの先端側をパルスギヤの歯（それぞれ図示せず）が通過することにより、電磁ピックアップにパルス信号を発生させ、そのパルス信号の間隔やパルス幅などに基づいて上記の入力回転数Ｎinや出力回転数Ｎout を求めるように構成されている。このようなタイプの回転数センサ６０では、検出可能な最低回転数が数十ｒｐｍである。
【００４２】
また、変速機構２を停止状態（パーキングポジション：Ｐ）、後進状態（リバースポジション：Ｒ）、中立状態（ニュートラルポジション：Ｎ）、車両の走行状態に応じて変速比を自動的に設定して通常の走行をおこなう自動前進状態（ドライブポジション：Ｄ）、エンジン１のポンピングロスを制動力とする状態（ブレーキポジション：Ｂ）ならびに所定値以上の高速側の変速比の設定を禁止する状態（ＳＤポジション）の各状態（ポジション）を選択するシフト装置１４が設けられており、このシフト装置１４が電子制御装置１３に電気的に連結されている。
【００４３】
上述した無段変速機１０においても、比較的高車速側の変速比を設定して走行している状態で急停車すると、変速比が最大変速比に戻る前に無段変速機１０の回転が止まってしまうことがある。この状態では、駆動側プーリ２０の溝幅が最大にまで広がっていないので、発進時の最大変速比（最減速状態）を設定するべく駆動側プーリ２０における油圧アクチュエータ２７から作動油を排出すると、駆動側プーリ２０に対するベルト２２の巻き掛け半径が小さくなるから、ベルト２２がゆるんで滑りが生じることがある。
【００４４】
上記のベルト式無段変速機１０を対象とするこの発明に係る制御装置は、ベルトの滑りや駆動力の低下を防止するために、予め定めた車速Ｖa 以下の低車速状態では以下に説明する変速制御を実行するように構成されている。図１はその制御の一例を示すフローチャートであって、先ず、最減速指令が出力されているか否かが判断される（ステップＳ１）。無段変速機１０で設定する変速比は、基本的には、車速やアクセル開度などの車両の走行状態あるいは出力要求量などに基づいて決定されるが、エンジン１の回転数はアイドル回転数以上に維持する必要があるので、所定の車速以下の低車速状態では、一律に最減速状態（最も大きい変速比）を設定するように変速指令が出力される。したがってステップＳ１は、車速が予め定めた所定車速以下か否かの判断ステップに置き換えることができる。また、この判断は、前述した変速機構２のための電子制御装置１３からの変速信号の出力状態に基づいて判断することができる。
【００４５】
このステップＳ１で否定的に判断された場合には、変速制御として通常の制御が実行される（ステップＳ２）。すなわち、目標入力回転数と実入力回転数との回転数偏差に基づいて変速比がフィードバック制御される。
【００４６】
これとは反対にステップＳ１で肯定的に判断された場合、すなわち最減速指令が出力されている場合には、変速比が最減速状態になっているか否かが判断される（ステップＳ３）。すなわち、ベルト２２のプーリ２０，２１に対する掛かり位置が、最減速位置になっているか否かが判断される。
【００４７】
無段変速機１０で設定されている変速比は、基本的には、駆動側プーリ２０の回転数と従動側プーリ２１の回転数を前述した回転数センサ６０によって検出し、その検出結果に基づいて演算して求められるが、回転数の低い状態では、回転数センサ６０による回転数の検出精度が低く、またベルト２２の長さの公差や経時変化などの影響で最減速状態の算出に誤差が生じることがある。そこで、この発明に係る制御装置は、最減速状態を以下に述べるようにして判断する。
【００４８】
図２はその制御フローチャートの一例を示しており、先ず、検出された回転数から計算して求められた変速比が予め定めた変速比γ1 より大きいか否かが判断される（ステップＳ２０１）。この判断の基準となる変速比γ1 は、最減速状態の変速比より僅か小さい変速比である。
【００４９】
このステップＳ２０１で肯定的に判断された場合には、ダウンシフトのための指令信号が出力されているか否かが判断される（ステップＳ２０２）。このステップＳ２０２で肯定的に判断された場合には、そのダウンシフトの変速速度を指示する変速速度指令値が予め定めた基準値Δγ0 より大きいか否かが判断される（ステップＳ２０３）。
【００５０】
このステップＳ２０３で肯定的に判断された場合には、変速比がステップＳ２０１での判断基準の変速比γ1 より大きくなった時点からの経過時間が予め定めた基準時間τ0 を越えたか否かが判断される（ステップＳ２０４）。この基準時間τ0 は、変速速度が上記の基準値Δγ0 より大きいダウンシフトの場合に、前記の変速比γ1 から最減速状態に達するまでの時間に基づいて予め設定されている。したがってその基準時間τ0 が経過することにより、変速比が最減速状態になったことが判定される（ステップＳ２０５）。
【００５１】
上記の各判断ステップＳ２０１，Ｓ２０２，Ｓ２０３，Ｓ２０４のいずれかで否定的に判断された場合には、最減速状態とは判定されない（ステップＳ２０６）。
【００５２】
したがって図２に示す最減速状態の判定をおこなえば、誤差を含む検出された回転数に基づく計算のみによらず、ダウンシフトの状況をも加味して最減速状態を判定することになるので、正確に最減速状態を判定することができる。
【００５３】
上述したステップＳ２０１では、検出した回転速度（回転数）から計算した変速比が使用されるが、その回転速度は前述したようにパルス信号に基づいて検出するので、駆動側プーリ２０もしくはこれに対応する回転速度の検出応答性と従動側プーリ２１の回転速度の検出応答性とを揃えて検出精度を向上させるために、この発明に係る制御装置では、図３に示すようにして回転数の計算をおこなう。
【００５４】
図３に示す例は、回転速度の計算に使用するパルス信号の数を変速比に応じて変更するように構成した例であり、その時点で回転数から計算して求められた変速比が、予め定めた第一の基準変速比γ10より大きいか否かが判断される（ステップＳ３０１）。このステップＳ３０１で否定的に判断された場合には、その時点で回転数から計算して求められた変速比が、上記の第一の基準変速比γ10より小さい値の第二の基準変速比γ11（＜γ10）より大きいか否かが判断される（ステップＳ３０２）。すなわち変速比が、第一の基準変速比γ10より大きいか、第一の基準変速比γ10と第二の基準変速比γ11との間の変速比か、あるいは第二の基準変速比γ11より小さい変速比か否かの判断がおこなわれる。
【００５５】
変速比が大きいことにより、ステップＳ３０１で肯定的に判断された場合には、駆動側プーリ２０の回転速度に対応する入力回転数Ｎinを計算するために使用するパルス数として所定数Ｎp1のパルス信号が使用され、また従動側プーリ２１の回転速度に対応する出力回転数Ｎout を計算するために使用するパルス数として所定数Ｎp2（＜Ｎp1）のパルス信号が使用される（ステップＳ３０３）。
【００５６】
また、変速比が上記の各基準変速比γ10，γ11の間にあることによりステップＳ３０２で肯定的に判断された場合には、駆動側プーリ２０の回転速度に対応する入力回転数Ｎinを計算するために使用するパルス数として所定数Ｎp3のパルス信号が使用され、また従動側プーリ２１の回転速度に対応する出力回転数Ｎout を計算するために使用するパルス数として所定数Ｎp4のパルス信号が使用される（ステップＳ３０４）。ここで、Ｎp1＝Ｎp3であれば、Ｎp2＜Ｎp4に設定され、あるいはＮp1＞Ｎp3であれば、Ｎp2＝Ｎp4もしくはＮp2＜Ｎp4に設定される。
【００５７】
さらに、変速比が小さいことにより、ステップＳ３０２で否定的に判断された場合には、駆動側プーリ２０の回転速度に対応する入力回転数Ｎinを計算するために使用するパルス数として所定数Ｎp5のパルス信号が使用され、また従動側プーリ２１の回転速度に対応する出力回転数Ｎout を計算するために使用するパルス数として所定数Ｎp6のパルス信号が使用される（ステップＳ３０５）。ここで、Ｎp5は、ステップＳ３０４でのＮp3と等しいか、もしくは小さく設定され、Ｎp6は、ステップＳ３０４でのＮp4と等しいか、もしくは大きく設定されている。
【００５８】
結局、図３に示す回転数の算出の仕方では、変速比が大きい場合、すなわち出力側の回転数に対して入力側の回転数が相対的に大きい場合には、入力側の回転速度を計算するために使用するパルス数が、出力側の回転速度を計算するために使用するパルス数に対して相対的に多い数に設定される。その結果、入力側と出力側とのパルス信号の検出時間が相互に近似して回転数の検出応答性の相違がなくなり、もしくは抑制されるので、回転速度の検出精度すなわち変速比の検出精度が向上する。
【００５９】
以上のようにして変速比および最減速状態が判断される。その結果、図１に示すステップＳ３で肯定的に判断されると、入力回転数Ｎinが予め定めた基準回転数Ｎ0 （ｒｐｍ）より低回転数が否かが判断される（ステップＳ４）。この基準回転数Ｎ0 は、前述した回転数センサ６０で検出可能な回転数の範囲でかなり低い回転数である。
【００６０】
入力回転数Ｎinが低回転数であれば、入力軸２９と一体の駆動側プーリ２０およびその油圧アクチュエータ２７が低回転数が回転するから、油圧アクチュエータ２７の内部に残っているオイルに作用する遠心力が小さくなり、オイルが排出されやすくなる。したがってステップＳ４で肯定的に判断された場合には、エンジン負荷の一例であるアクセル開度が予め定めた基準開度ＰA0（％）より大きいか否かが判断される（ステップＳ５）。アクセル開度が大きければ、エンジン１のスロットル開度が大きく、エンジン１の出力トルクすなわち無段変速機１０の入力トルクが大きくなるので、ステップＳ５では、無段変速機１０の入力トルクが大きいか否かが判断される。
【００６１】
アクセル開度が大きく、そのための無段変速機１０の入力トルクが大きいことによりステップＳ５で肯定的に判断された場合には、緩速のダウンシフトが生じるように変速比がフィードフォーワード制御される（ステップＳ６）。具体的には、図７に示す油圧制御装置により駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７から作動油が僅かずつ排出される。したがってエンジン１の出力トルクが大きいことにより動力伝達系統（駆動系）に捩り変形などが生じて無段変速機１０の回転が所定以上に生じても、変速比が小さくなるアップシフトが生じることがない。
【００６２】
これに対してアクセル開度が小さいことによりステップＳ５で否定的に判断された場合には、変速制限が実行される（ステップＳ７）。これは、前述したいわゆる閉じ込み（中込め）制御であって、油圧系統でのオイルの漏れを僅か上回る作動油を駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７に供給して緩速のアップシフト状態とする制御である。この状態では、入力トルクが相対的に小さいことにより捩れなどに伴う回転およびそれに起因する変速が生じる可能性が低いので、このような変速制限をおこなっても実質的なアップシフトが生じることがなく、また、変速をおこなうための上記の油圧アクチュエータ２７にオイルを充満させておくことができるので、事後的に生じるアップシフトの際の変速遅れを未然に防止もしくは抑制することができる。
【００６３】
なお、駆動側プーリ２０の回転数あるいはこれに対応する回転数である入力回転数Ｎinが高回転数であることによりステップＳ４で否定的に判断された場合には、直ちにステップＳ６に進んでフィードフォワード制御による緩いダウンシフト制御が実行される。この場合は、駆動側プーリ２０の油圧アクチュエータ２７に作用する遠心力が大きく、その内部のオイルが抜けにくい一方、上記のステップＳ７におけるような閉じ込み制御を実行したのでは、アップシフトが生じてしまうからである。
【００６４】
一方、最減速状態となっていないことによりステップＳ３で否定的に判断された場合には、その時点の減速度（負の加速度）が予め定めた基準減速度αより大きいか否か、その基準減速度αより大きく減速されているか否かが判断される（ステップＳ８）。減速度が大きいことによりステップＳ８で肯定的に判断された場合には、指令するダウンシフト速度が速く、ベルト２２の滑りが生じやすい状態となっており、この場合、車速が予め定めた第一の基準車速Ｖ1 より低車速か否かが判断される（ステップＳ９）。ここで車速を判断するのは、低車速ほどベルト２２の滑りが生じやすいからであり、したがってステップＳ９で否定的に判断された場合には、相対的に高車速であってベルト２２の滑りが生じにくい状態になっているので、ステップＳ２に進んで前述した通常の制御、すなわちフィードバック制御による変速比の制御が実行される。
【００６５】
これに対して、ステップＳ９で肯定的に判断された場合には、車速が相対的に低いことによりベルト２２の滑りが生じやすくなっており、したがってこの場合は、前述したステップＳ７に進んで閉じ込み制御による変速制限が実行される。すなわち緩速のアップシフトが生じるように作動油が制御されるので、駆動側プーリ２０の溝幅が維持され、もしくは僅かずつ狭くされるので、ベルト２２の緩みやそれに起因するベルト２２の滑りが防止される。
【００６６】
さらに、減速度が上記の基準減速度α以下であることによりステップＳ８で否定的に判断された場合には、指令するダウンシフト速度が遅いため、ベルト２２の滑りが生じにくくなっている。したがってこの場合は、車速が上記の第一の基準車速Ｖ1 より小さい値の第二の基準車速Ｖ2 より低速か否かが判断される（ステップＳ１０）。そしてこのステップＳ１０で否定的に判断された場合、すなわち車速が第二の基準車速Ｖ2 まで低下していない場合には、ステップＳ２に進んで、フィードバック制御による通常の変速比の制御が実行される。この場合、第一の基準車速Ｖ1より低車速でかつ第二の基準車速Ｖ2 以上の車速で変速比のフィードバック制御が実行されるが、減速度が相対的に小さくて指令するダウンシフト速度が遅いので、ベルト２２の滑りを防止もしくは抑制することができる。
【００６７】
これとは反対に車速が第二の基準車速Ｖ2 より低車速であることによりステップＳ１０で肯定的に判断された場合には、ステップＳ７に進んで閉じ込み制御による変速制限が実行される。すなわち緩速のアップシフトが生じるように作動油が制御される。指令するダウンシフトが遅くても車速がかなり低下している状態であるから、ベルト２２の滑りが生じやすくなっており、この状態で閉じ込み制御による緩速のアップシフトが生じる制御が実行されるので、ベルト２２の滑りが確実に防止もしくは抑制される。
【００６８】
上記の図１のフローチャートによる制御を実行する場合の緩いダウンシフトの領域、および変速制限の領域、ならびに通常制御の領域を、車速とアクセル開度とをパラメータとして示せば、図４の（Ａ）および（Ｂ）のとおりである。図４の（Ａ）は、ステップＳ３で最減速状態の判断が成立した場合の各領域を示しており、フィードフォワード制御による緩いダウンシフトの領域は、所定車速Ｖa 以下の領域として設定されている。また、図４の（Ｂ）は、ステップＳ３で最減速状態の判断が成立しなかった場合の各領域を示している。この図４の（Ｂ）で第一の基準車速Ｖ1 と第二の基準車速Ｖ2 との間でかつアクセル開度がアイドル開度程度の低開度の領域では、減速度に応じて通常制御と変速制限制御とが選択して実行される。
【００６９】
ここで上記の具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、図１に示すステップＳ３の機能的手段およびその具体的な制御内容である図２に示すステップＳ２０１ないしステップＳ２０５の機能的手段が、この発明における最減速判断手段に相当する。また、図１に示すステップＳ３ないしステップＳ１０の機能的手段が、この発明の制御手段に相当する。さらに図１のステップＳ４の機能的手段が、この発明における回転速度検出手段に相当し、ステップＳ５の機能的手段が、請求項２における入力トルク判断手段に相当する。さらにまた図１に示すステップＳ８の機能的手段が、請求項４における減速度判断手段に相当する。一方、図５に示す回転数センサ６０が、請求項６における入力回転数センサおよび出力回転数センサに相当し、図３に示すステップＳ３０１ないしステップＳ３０５の機能的手段が、請求項６における最減速判断手段に相当する。
【００７０】
なお、この発明は上述した具体例に限定されないのであって、トルクコンバータなどの流体伝動機構８を介さずに動力源に連結されているベルト式無段変速機の制御装置に適用することができる。また、モータを動力源とする車両の無段変速機を制御する制御装置にも適用できるのであり、したがって図５に示す前後進切換機構９は設けられていなくてもよい。さらに、ベルト２２の張力や変速比を制御するための油圧制御装置は、図７に示す構成の油圧回路を備えたものに限定されない。
【００７１】
【発明の効果】
以上説明したように請求項１の発明によれば、低車速状態でかつ変速比が最減速状態にないことが判断された場合には、緩速のアップシフトが生じるように変速制御されるため、最減速状態を設定する程度の低車速であっても、ダウンシフトが生じないので、すなわち駆動側プーリの有効径が減少しないので、ベルトの滑りを未然に防止もしくは抑制することができ、また、低車速状態で最減速状態であることが判断された場合には、最減速状態を維持するように変速制御され、変速比が低下することがないので、ベルトの滑りを防止もしくは抑制でき、かつ変速比が小さくなるアップシフト制御がおこなわれないので、変速比の低下やそれに伴う駆動力の低下を回避することができる。さらに、請求項１の発明によれば、変速を実行する駆動側プーリの油圧アクチュエータにおける作動油を、駆動側プーリの回転速度が低速であることにより排出しやすい状態であれば、緩速のアップシフトが生じるように作動油が供給されるため、駆動側プーリの油圧アクチュエータにオイルが残るので、アップシフトするべく駆動側プーリの油圧アクチュエータに作動油を供給する際のアップシフトの遅れを防止もしくは抑制でき、その結果、運転性を向上させることができる。
【００７３】
さらに、請求項２の発明によれば、入力トルクが大きいことに起因して動力伝達系統の捩れなどによって回転が生じる可能性がある場合、最減速状態を維持するように制御されるので、アップシフトを確実に防止することができる。
【００７４】
さらにまた、請求項３の発明によれば、変速比が最減速状態にある状態でダウンシフト制御を実行することになるので、変速比がそれ以上に増大することがなく、その結果、変速比の低下やそれに起因する駆動力の低下を確実に防止することができる。
【００７５】
そして、請求項４の発明によれば、減速度が大きい場合には、車速が相対的に高い状態で、変速比を最減速状態より小さい変速比に維持し、あるいはその変速比から緩速でアップシフトすることになるので、ベルトの滑りを未然に防止もしくは抑制することができ、また減速度が小さくてベルトの滑りが生じにくい状態では、相対的に低車速までは緩速のアップシフトが生じる制御が開始されないので、変速比が大きくなってベルトの戻りが良好になる。
【００７６】
そしてまた、請求項５の発明によれば、変速比が所定の値より大きく、その状態からある程度以上の速度でかつ所定時間以上、ダウンシフト制御が継続されると、最減速状態が設定されたことが判断されるため、回転数の検出誤差や製品の個体差などにより、誤差を生じやすい計算による最減速状態の検出に替わって、正確に最減速状態を判断することができる。
【００７７】
またさらに、請求項６の発明によれば、変速比に応じて、回転数の計算に使用するパルス数を変更して、駆動側と従動側との回転数の検出の応答性を近似させ、もしくは同一にさせるので、変速比を精度よく求めることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 この発明に係る変速制御装置で実行される制御例を示すフローチャートである。
【図２】 最減速状態を判定するためのフローチャートの一例を示す図である。
【図３】 回転数を計算するために使用するパルス数を変速比に応じて変更するためのフローチャートの一例を示す図である。
【図４】 この発明の制御装置による制御領域を模式的に示す線図である。
【図５】 この発明で対象とする車両の駆動系統およびその制御系統を模式的に示すブロック図である。
【図６】 その無段変速機の一例を模式的に示す図である。
【図７】 この発明で対象とする無段変速機における変速制御のための油圧回路の一部を示す油圧回路図である。
【符号の説明】
１…エンジン、 ２…変速機構、 ６…電子制御装置、 １０…無段変速機、１３…電子制御装置、 ２０…駆動側プーリ、 ２１…従動側プーリ、 ２２…ベルト、 ２７…油圧アクチュエータ、 ３１…第１流量制御弁、 ３２…第２流量制御弁、 ３９…第１ソレノイドバルブ、 ４０…第２ソレノイドバルブ、 ６０…回転数センサ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a device for controlling a shift in a belt type continuously variable transmission capable of continuously changing a gear ratio, and more particularly to a device for controlling a shift at a low vehicle speed.
[0002]
[Prior art]
A belt-type continuously variable transmission is configured by winding a belt around an input pulley and an output pulley having a V-groove pulley groove to increase the width of the pulley groove of one pulley and at the same time the pulley groove of the other pulley. By narrowing the groove width, the belt winding radius (effective diameter) with respect to each pulley is continuously changed to set the transmission ratio steplessly. The torque transmitted in this belt type continuously variable transmission is a torque corresponding to the load acting in the direction in which the belt and the pulley come into contact with each other. Therefore, the belt is clamped by the pulley so as to apply tension to the belt. Yes.
[0003]
In addition, as described above, the gear shifting is performed by enlarging / reducing the groove width of the pulley groove. Specifically, each pulley is constituted by a fixed sheave and a movable sheave. Is configured to perform a shift by moving it back and forth in the axial direction by a hydraulic actuator provided on the back side thereof.
[0004]
As described above, in the belt-type continuously variable transmission, the belt is clamped by the pulley in order to apply tension to the belt, and the belt clamped state by the pulley is changed in order to execute the shift. Therefore, conventionally, as described in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 10-259865, the hydraulic actuator on the output pulley side is supplied with a hydraulic pressure corresponding to a required torque represented by an engine load or the like and necessary transmission is performed. The torque capacity is ensured, and the hydraulic actuator on the input pulley side is supplied with hydraulic pressure for shifting, and the groove width of the output pulley is changed simultaneously with changing the groove width of the input pulley.
[0005]
The speed change for changing the belt winding position with respect to each pulley is executed while each pulley is rotating and the belt is running. However, when the pulley or the belt is stopped, the belt slips. Without changing the belt winding position, that is, shifting cannot be performed. Therefore, in the continuously variable transmission installed in the vehicle, when the vehicle suddenly stops, the continuously variable transmission stops when the vehicle stops, so if the time to stop is short, it is normally set when starting The continuously variable transmission may stop before changing to the belt-wound state that sets the speed ratio in the most decelerated state, and may remain smaller than the speed ratio set at the start. The so-called belt return is in a poor state.
[0006]
When the vehicle starts in such a state where the belt return is poor, the speed ratio to be set is the most decelerated state, so that a speed change that rapidly changes the speed ratio to the most decelerated state occurs by the feedback control of the speed ratio. This is executed in the continuously variable transmission having the above-described configuration by abruptly increasing the groove width of the input pulley, so that the belt is loosened, which causes slippage between the belt and the pulley. there is a possibility.
[0007]
On the other hand, in the continuously variable transmission described in the above publication, hydraulic oil is supplied to the hydraulic actuator on the input pulley side for performing a shift while increasing the speed to a predetermined vehicle speed, and a slow upshift is performed. Control to occur. This is to prevent the oil from being removed from the hydraulic actuator on the input pulley side and the time required for the oil to be filled in the hydraulic actuator during the subsequent upshift is prevented from causing a shift delay. If such a slow upshift control at a low vehicle speed is performed in the above-described state of poor belt return, there is no sudden downshift at the start by the feedback control of the gear ratio. The slip resulting from it can be prevented.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, the control that causes the above-mentioned slow speed upshift is continued while the vehicle speed increases to a predetermined vehicle speed. Therefore, when the vehicle travels for a long time at a low vehicle speed equal to or lower than the predetermined vehicle speed, The speed ratio is gradually reduced by the upshift control of the speed. As a result, there is a possibility that the upshift amount as a whole increases and the driving torque decreases.
[0009]
The present invention has been made paying attention to the above technical problem, and provides a shift control device capable of preventing belt slippage and driving force reduction in a belt-type continuously variable transmission. It is the purpose.
[0010]
[Means for Solving the Problem and Action]
  In order to achieve the above object, the present invention provides a low vehicle speed state.So-called looseThe control for causing the high speed upshift is executed or not executed depending on whether or not a substantial downshift occurs. Specifically, according to the first aspect of the present invention, a belt is wound around a driving pulley and a driven pulley that can change the groove width of the belt winding groove by a hydraulic actuator, and the groove width of the driving pulley is set to the hydraulic pressure. In a speed change control device for a belt-type continuously variable transmission that changes speed by an actuator, a speed reduction determination means for determining whether or not the speed ratio is in a speed reduction state, and a low vehicle speed state equal to or lower than a predetermined vehicle speed When the speed reduction determining means determines that the gear ratio is not in the maximum deceleration state.Maintains the groove width of the drive pulley or narrows it little by littleAs described above, the hydraulic oil supplied to and discharged from the hydraulic actuator of the driving pulley is controlled, and the speed ratio is determined when the speed reduction determining means determines that the speed ratio is in the maximum deceleration state at the low vehicle speed state. Control means for controlling hydraulic oil supplied to and discharged from the hydraulic actuator of the driving pulley so as to maintain the maximum deceleration stateAnd a rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the drive pulley, wherein the control means is a low rotation speed of the drive pulley detected by the rotation speed detection means that is lower than a predetermined rotation speed. In the case of speed, the hydraulic actuator of the driving pulley is controlled so that a slow upshift occurs even when the speed reduction determining means determines that the speed ratio is in the maximum deceleration state. It is configured to control the hydraulic fluid to be supplied and dischargedA speed change control device characterized by the above.
[0011]
Therefore, in the first aspect of the invention, when it is determined that the speed ratio is not in the maximum deceleration state in the low vehicle speed state, the shift control is performed so that a slow upshift occurs. For this reason, even if the vehicle speed is low enough to set the maximum deceleration state, no downshift occurs, that is, the effective diameter of the driving pulley does not decrease, so that belt slippage is avoided. Further, when it is determined that the vehicle is in the maximum deceleration state at the low vehicle speed state, the transmission control is performed so as to maintain the maximum deceleration state, and the gear ratio does not decrease. Therefore, no slippage of the belt occurs, and no upshift control that reduces the gear ratio is performed, so that a reduction in the gear ratio and a corresponding reduction in driving force are avoided.
[0013]
Further, in claim 1In the invention, if the hydraulic oil in the hydraulic actuator of the driving pulley that performs the shift is in a state that is easy to be discharged due to the low rotation speed of the driving pulley.The groove width of the drive pulley is maintained or slightly narrowedThe hydraulic oil is controlled as follows. Specifically, hydraulic oil is supplied to the hydraulic actuator of the driving pulley. Therefore, since oil remains in the hydraulic actuator of the driving pulley, it is possible to prevent or suppress an upshift delay when supplying hydraulic oil to the hydraulic actuator of the driving pulley so as to perform an upshift, thereby improving drivability.
[0014]
  In addition, billingItem 2Invention claimsItem 1The invention further includes input torque determining means for determining the magnitude of the input torque for the continuously variable transmission, wherein the control means determines that the speed ratio is in a maximum deceleration state by the maximum deceleration determination means. When the input torque determining means determines that the input torque is large, the hydraulic actuator of the drive pulley so as to maintain the speed ratio at the maximum deceleration state regardless of the rotational speed of the drive pulley. It is the shift control apparatus characterized by controlling the hydraulic fluid supplied and discharged with respect to.
[0015]
  Therefore billingItem 2In the present invention, when the input torque to the continuously variable transmission is large, the shift control is performed so that the speed ratio is in the maximum deceleration state. If the rotation speed of the driving pulley is low and each pulley is slightly rotated, a slight shift occurs, but if the rotation occurs due to the twist of the power transmission system due to the large input torque, etc. Although the belt engagement position may change to cause a shift, the shift control is a control that maintains the maximum deceleration state, so that an upshift and a corresponding reduction in the gear ratio are prevented.
[0016]
  Furthermore, billingItem 3The invention claims1 or 2 inventionThe control means in theControl of the hydraulic oil supplied to and discharged from the hydraulic actuator of the driving pulley is performed by feedforward control so as to maintain the speed ratio in the maximum deceleration state.Is a shift control device.
[0017]
  Therefore billingItem 3In the invention, since the downshift control is executed in a state where the speed ratio is in the most decelerated state, the speed ratio does not increase any more. As a result, the speed ratio is reduced and the driving force resulting therefrom is reduced. A decrease can be reliably prevented.
[0018]
  And billingItem 4The invention does not have claim 1Of 3In any one of the inventions, the apparatus further includes deceleration determination means for determining a deceleration, and the control means is predetermined when the speed reduction determination means determines that the speed ratio is not in the maximum deceleration state. At vehicle speeds below the standard vehicle speedThe groove width of the drive pulley is maintained or slightly narrowedIn this way, control for supplying and discharging hydraulic oil to and from the hydraulic actuator of the driving pulley is performed, and the reference vehicle speed is set to a higher vehicle speed than when the deceleration determined by the deceleration determination means is large, compared to when the deceleration is small. It is comprised so that it may carry out.
[0019]
  Therefore billingItem 4In the invention, when the deceleration is large, the vehicle speed is higher than when the deceleration is small.The groove width of the driving pulley is maintained or slightly narrowedShift control is performed as described above. The greater the deceleration, the faster the downshift occurs, and the belt is more likely to slip. Also, the belt slips more easily as the vehicle speed is lower. Therefore, when the deceleration is large, the gear ratio is maintained at a gear ratio smaller than the maximum deceleration state with the vehicle speed being relatively high, or the gear ratio is upshifted at a slow speed. As a result, in a state where the belt slip is prevented and the deceleration is small and the belt slip is difficult to occur, the control that causes a slow upshift to a relatively low vehicle speed is not started, so the gear ratio is large. The belt returns better.
[0020]
  And also billingItem 5The invention does not have claim 14In any one of the aspects of the invention, the speed reduction ratio obtained from the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driving pulley and the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driven pulley is a predetermined speed ratio. And a shift control device configured to determine that the speed ratio has reached the maximum deceleration state when a state where the downshift speed is equal to or higher than a predetermined speed continues for a predetermined time or longer. .
[0021]
  Therefore billingItem 5In the present invention, when the gear ratio is larger than a predetermined value and the downshift control is continued for a predetermined time or more at a certain speed from the state, it is determined that the most decelerated state is set. Therefore, it is possible to accurately determine the most decelerating state instead of detecting the most decelerating state by calculation that is likely to cause an error due to an error in detecting the number of rotations or individual differences between products.
[0022]
  Still further, billingItem 6Invention claimsItem 5The invention further comprises an input rotational speed sensor that outputs a pulse signal corresponding to the rotational speed of the driving pulley and an output rotational speed sensor that outputs a pulse signal corresponding to the rotational speed of the driven pulley, The determination means calculates the number of pulses used to calculate the rotation speed corresponding to the rotation speed of the driving pulley and the rotation speed corresponding to the rotation speed of the driven pulley when calculating the speed ratio. It is configured to change the number of pulses used according to the gear ratio.CharacteristicIt is a speed control device.
[0023]
  Therefore billingItem 6In the invention, the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driving pulley and the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driven pulley are calculated based on the pulse signal. The larger the gear ratio, the faster the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driving pulley, the faster the rotational speed corresponding to the driven pulley, and the lower the gear ratio, the faster the rotational speed of the driving pulley. The corresponding rotational speed is slower than the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driven pulley. As described above, the relative rotational speeds of the driving side and the driven side are greatly different depending on the gear ratio. Therefore, if the number of pulses used for calculating the gear ratio is the same, the responsiveness in detecting the rotational speed is the driving side. And the driven side will be different. In the seventh aspect of the invention, the number of pulses used for the calculation of the rotational speed is changed in accordance with the gear ratio, so that the responsiveness of the rotational speed detection on the driving side and the driven side is approximated or made the same. The gear ratio can be obtained with high accuracy.
[0024]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, the present invention will be described based on specific examples. First, an example of a power transmission system of a vehicle equipped with a transmission targeted by the present invention will be described. In FIG. 5, a power source 1 is connected to a transmission mechanism 2, and an output shaft 3 of the transmission mechanism 2 is a differential 4. Are connected to the left and right drive wheels 5. Here, the power source 1 includes various power sources that can be used in a vehicle, such as an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine, or an electric motor such as a motor, and a device that combines these internal combustion engine and electric motor. In the following description, as the power source 1, fuel is directly injected into the cylinder, and the injection amount and timing are controlled to control the so-called direct injection gasoline engine capable of homogeneous combustion or stratified combustion, or the throttle opening degree. An example in which a gasoline engine equipped with an electronic throttle valve that can be freely controlled will be described.
[0025]
The engine 1 is configured to be electrically controllable, and an electronic control unit (E-ECU) 6 mainly including a microcomputer for the control is provided. The electronic control unit 6 is configured to control at least the output of the engine 1, and output control amount such as an output shaft rotational speed (engine rotational speed) NE and an accelerator opening degree PA as data for the control. Is entered.
[0026]
This output request amount is basically a signal for increasing / decreasing the output of the engine 1, and the operation amount signal of the acceleration / deceleration operation device 7 such as an accelerator pedal operated by the driver and the operation amount are electrically A signal obtained by processing can be used, and in addition, an output request amount signal from a cruise control system (not shown) for maintaining the vehicle speed at a set vehicle speed is included.
[0027]
The transmission mechanism 2 includes a fluid transmission mechanism 8, a forward / reverse switching mechanism 9, and a continuously variable transmission (CVT) 10. The fluid transmission mechanism 8 is basically a device configured to transmit torque between an input side member and an output side member via a fluid such as oil, and as an example, a general vehicle Can be cited as a torque converter employed in the above. The fluid transmission mechanism 8 includes a direct coupling clutch 11. In other words, the direct coupling clutch 11 is a clutch configured to directly connect an input side member and an output side member by mechanical means such as a friction plate, and is formed from an elastic body such as a coil spring for buffering. A damper 12 is provided.
[0028]
A hydraulic pump that is rotated by the engine 1 that is a power source and whose discharge pressure increases according to the number of rotations is provided at a position close to the fluid transmission mechanism 8. Specifically, it is disposed between the fluid transmission mechanism 8 and the forward / reverse switching mechanism 9. If the fluid transmission mechanism 8 is provided to keep the engine 1 driven even when the vehicle is stopped, the automatic clutch that is automatically engaged and disengaged based on the state of the vehicle is The fluid transmission mechanism 8 can be used as a substitute.
[0029]
The input member of the fluid transmission mechanism 8 is connected to the output member of the engine 1, and the output member of the fluid transmission mechanism 8 is connected to the input member of the forward / reverse switching mechanism 9. The forward / reverse switching mechanism 9 is constituted by a double pinion type planetary gear mechanism as an example, and although not particularly shown, either one of the sun gear and the carrier is used as an input element and the other is used as an output element, and a ring gear is used. Brake means for selectively fixing, and clutch means for integrating the entire planetary gear mechanism by selectively connecting any two rotary elements of the sun gear, the carrier and the link gear. . That is, the forward movement state is set by engaging the clutch means, and the reverse movement state is set by engaging the brake means.
[0030]
The continuously variable transmission 10 shown in FIG. 5 is a belt that can continuously (continuously) change the ratio of the rotation speed of the input side member and the rotation speed of the output side member, that is, the gear ratio. Type continuously variable transmission. An example of the belt type continuously variable transmission 10 will be briefly described with reference to FIG. 6. A driving pulley (primary pulley) 20, a driven pulley (secondary pulley) 21, and these pulleys 20, 21 are wound around. And a belt 22 that is hung. Each of these pulleys 20 and 21 is composed of fixed sheaves 23 and 24 and movable sheaves 25 and 26 that approach and separate from the fixed sheaves 23 and 24. The movable sheaves 25 and 26 are fixed to the fixed sheaves 23 and 24, respectively. Are provided with hydraulic actuators 27 and 28 for pressing in the direction of approaching. These sheaves 23, 24, 25, and 26 form a V-groove belt winding groove (pulley groove) for winding the belt 22.
[0031]
The driving pulley 20 is attached to the input shaft 29, and the driven pulley 21 is attached to the output shaft 30 arranged in parallel with the input shaft 29. The hydraulic actuator 28 in the driven pulley 21 is supplied with hydraulic pressure corresponding to the required driving force obtained based on the output request represented by the accelerator opening PA, and presses the movable sheave 26 toward the fixed sheave 24 side. By sandwiching the belt 22, tension necessary for transmitting torque is applied to the belt 22. In addition, hydraulic oil is supplied to and discharged from the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20 so as to obtain a gear ratio that matches the rotational speed of the input shaft 29 with the target input rotational speed. That is, by changing the groove width (interval between the fixed sheaves 23 and 24 and the movable sheaves 25 and 26) in the pulleys 20 and 21, the wrapping radius of the belt 22 around the pulleys 20 and 21 is changed to be large or small. Shifting is executed. More specifically, the shift is executed by feedback control of the hydraulic oil of the driving pulley 20 based on the rotational speed deviation (control deviation) between the actual input rotational speed and the target input rotational speed. The larger the speed, the faster the speed change.
[0032]
The hydraulic oil is supplied to and discharged from the driving pulley 20 by flow control. The valve mechanism for that purpose is configured as shown in FIG. In other words, the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20 communicates with the first flow control valve 31 for supplying the line pressure PL and the second flow control valve 32 connected to the drain. The first flow control valve 31 is a valve for performing an upshift, and spools a flow path between an input port 33 to which a line pressure PL is supplied and an output port 34 communicated with the hydraulic actuator 27. 35 is configured to open and close. A spring 36 is disposed at one end of the spool 35, and a first signal pressure port 37 for applying a signal pressure is formed at an end opposite to the spring 36 across the spool 35. Yes. A second signal pressure port 38 for applying a signal pressure is formed on the one end side where the spring 36 is disposed.
[0033]
A first solenoid valve 39 whose output pressure increases according to the duty ratio is connected to the first signal pressure port 37, and a second output pressure which increases according to the duty ratio is connected to the second signal pressure port 38. A solenoid valve 40 is connected, and signal pressures output from the solenoid valves 39 and 40 are applied to the signal pressure ports 37 and 38, respectively. That is, by increasing the hydraulic pressure applied to the first signal pressure port 37 and opening the input port 33, hydraulic oil is supplied from the output port 34 to the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20, and the groove of the driving pulley 20. The width is narrowed, and as a result, the gear ratio is lowered. That is, it is upshifted. Further, by increasing the supply flow rate of hydraulic oil at that time, the speed change speed is increased.
[0034]
  The second flow rate control valve 32 is a valve for performing a downshift, and the first port 41 communicated with the hydraulic actuator 27 of the drive pulley 20 is connected to the line pressure PL.PressureThe spool 44 is configured to selectively communicate with the second port 42 and the drain port 43 to which the adjusted hydraulic pressure is supplied. A spring 45 is disposed on one end of the spool 44, and a first signal pressure port 46 for applying a signal pressure is formed on the one end. A second signal pressure port 47 for applying a signal pressure is formed at an end opposite to the spring 45 across the spool 44.
[0035]
The first solenoid valve 39 is connected to the first signal pressure port 46, and the second solenoid valve 40 is connected to the second signal pressure port 47. The signal pressure output from the solenoid valves 39 and 40 is applied. That is, by increasing the hydraulic pressure applied to the second signal pressure port 47 and causing the first port 41 to communicate with the drain port 43, hydraulic oil is discharged from the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20 and the driving pulley 20. As a result, the gear ratio is increased. That is, it is downshifted. Further, by increasing the discharge flow rate of the hydraulic oil at that time, the speed change speed is increased.
[0036]
Further, a pressure regulating valve 48 is connected to the second port 42 of the second flow rate control valve 32. This pressure regulating valve 48 has an input port 51 to which a line pressure PL is supplied formed on the front side of the piston 50 pressed by a spring 49, and an output port communicating with the front side and the back side of the piston 50. 52, the output port 52 of which is in communication with the second port 42 of the second flow control valve 32. The input port 51 is supplied with a line pressure PL via a double orifice 53 having a small opening area. That is, the pressure regulating valve 48 is configured such that a hydraulic pressure having a pressure obtained by subtracting the elastic force of the spring 49 from the line pressure PL is generated at the output port 52, that is, the second port 42 of the second flow control valve 32.
[0037]
More specifically, when the first port 41 and the second port 42 of the second flow rate control valve 32 are communicated with each other while the input port 33 of the first flow rate control valve 31 is closed, the pressure regulating valve 48. The hydraulic oil that has been adjusted in step S2 is supplied to the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20 via the second port 42. In this case, the flow rate is a very small amount limited by the double orifice 53. As a result, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 27 increases, but the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 27 acts on the back side of the piston 50 in the pressure regulating valve 48, so that the pressure reduces the elastic force of the spring 49 from the line pressure PL. When the pressure is reached, the piston 50 is pressed toward the input port 51 to close the input port 51, and the hydraulic oil is prevented from being supplied further. Therefore, in a so-called closed (inset) state in which hydraulic oil is not supplied from the first flow control port 31 to the hydraulic actuator 27 and is not discharged from the second flow control valve 32, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20 is The hydraulic pressure adjusted by the pressure adjusting valve 48 (pressure lower than the line pressure PL) is maintained.
[0038]
Such a state of maintaining the hydraulic pressure is the same when an unavoidable oil leakage occurs during the closing control, and the hydraulic actuator 27 has a hydraulic pressure due to the oil leakage from the hydraulic circuit or the hydraulic control device. When the pressure drops, hydraulic oil is supplied little by little from the input port 51 of the pressure regulating valve 48 to the hydraulic actuator 27, and the pressure regulation value by the pressure regulating valve 48 is maintained. As a result, the shift state tends to be slightly upshifted, and the speed is gradually increased so that the gear ratio is gradually decreased.
[0039]
In the belt-type continuously variable transmission 10 shown in FIG. 6 described above, the belt 22 has a minimum winding radius with respect to the driving pulley 20 and a maximum winding radius of the belt 22 with respect to the driven pulley 21, and the lowest speed side. Is set, and on the contrary, the wrapping radius of the belt 22 with respect to the driving pulley 20 is maximum and the wrapping radius of the belt 22 with respect to the driven pulley 21 is minimum. Thus, the speed ratio (minimum speed ratio) γmin on the highest speed side is set.
[0040]
Control of each state of engagement / release of the direct coupling clutch 11 and half-engagement with slip in the transmission mechanism 2 described above, switching of forward / reverse movement in the forward / reverse switching mechanism 9, and control of the gear ratio in the continuously variable transmission 10. Is basically controlled based on the running state of the vehicle. For this control, an electronic control unit (T-ECU) 13 composed mainly of a microcomputer is provided.
[0041]
The electronic control unit 13 is connected to the above-described engine electronic control unit 6 so as to be able to perform data communication. On the other hand, as data for control, the vehicle speed SPD, the input rotation speed Nin of the speed change mechanism 2, the output rotation speed Nout, and the like. Data has been entered. The rotation speed sensor 60 is a sensor that detects the rotation speed of the driving pulley 20 and the driven pulley 21 in order to execute the shift control in the continuously variable transmission 10. The pulse gear teeth (not shown respectively) pass through the tip side to generate a pulse signal in the electromagnetic pickup, and the input rotation speed Nin and output rotation speed Nout described above based on the interval and pulse width of the pulse signal. Is configured to ask for. In this type of rotation speed sensor 60, the minimum detectable rotation speed is several tens of rpm.
[0042]
In addition, the transmission mechanism 2 is normally set in accordance with the stopped state (parking position: P), the reverse state (reverse position: R), the neutral state (neutral position: N), and the traveling state of the vehicle. Auto advance state (driving position: D) in which the vehicle is traveling, a state in which the pumping loss of the engine 1 is used as a braking force (brake position: B), and a state in which the setting of the high speed side gear ratio exceeding a predetermined value is prohibited (SD position) ) Is selected, and the shift device 14 is electrically connected to the electronic control device 13.
[0043]
Also in the continuously variable transmission 10 described above, if the vehicle stops suddenly while setting a relatively high speed ratio, the rotation of the continuously variable transmission 10 stops before the speed ratio returns to the maximum speed ratio. May end up. In this state, since the groove width of the driving pulley 20 is not widened to the maximum, when hydraulic oil is discharged from the hydraulic actuator 27 in the driving pulley 20 in order to set the maximum gear ratio (starting deceleration state) at the start, Since the wrapping radius of the belt 22 around the driving pulley 20 is small, the belt 22 may be loosened and slip.
[0044]
The control device according to the present invention for the belt type continuously variable transmission 10 described above will be described below in a low vehicle speed state equal to or lower than a predetermined vehicle speed Va in order to prevent slipping of the belt and a decrease in driving force. The shift control is configured to be executed. FIG. 1 is a flowchart showing an example of the control. First, it is determined whether or not a maximum deceleration command is output (step S1). The speed ratio set by the continuously variable transmission 10 is basically determined based on the vehicle running state such as the vehicle speed and the accelerator opening, or the output request amount, but the engine 1 has an idling speed. Since it is necessary to maintain the above, a shift command is output so as to uniformly set the maximum deceleration state (the largest gear ratio) in a low vehicle speed state below a predetermined vehicle speed. Therefore, step S1 can be replaced with a step for determining whether or not the vehicle speed is equal to or lower than a predetermined vehicle speed. This determination can be made based on the output state of the shift signal from the electronic control unit 13 for the transmission mechanism 2 described above.
[0045]
If a negative determination is made in step S1, normal control is executed as shift control (step S2). That is, the speed ratio is feedback-controlled based on the rotational speed deviation between the target input rotational speed and the actual input rotational speed.
[0046]
On the contrary, if the determination in step S1 is affirmative, that is, if the most deceleration command is output, it is determined whether or not the gear ratio is in the most decelerated state (step S3). That is, it is determined whether or not the engagement position of the belt 22 with respect to the pulleys 20 and 21 is the maximum deceleration position.
[0047]
The gear ratio set in the continuously variable transmission 10 is basically based on the detection result obtained by detecting the rotation speed of the driving pulley 20 and the rotation speed of the driven pulley 21 by the rotation speed sensor 60 described above. However, when the rotational speed is low, the rotational speed detection accuracy by the rotational speed sensor 60 is low, and an error in the calculation of the maximum deceleration state due to the tolerance of the length of the belt 22 and changes with time. May occur. Therefore, the control device according to the present invention determines the most decelerated state as described below.
[0048]
FIG. 2 shows an example of the control flowchart. First, it is determined whether or not the speed ratio calculated from the detected rotational speed is larger than a predetermined speed ratio γ1 (step S201). The speed ratio γ1 that serves as a reference for this determination is a speed ratio that is slightly smaller than the speed ratio in the most decelerated state.
[0049]
If the determination in step S201 is affirmative, it is determined whether or not a command signal for downshifting is output (step S202). If the determination in step S202 is affirmative, it is determined whether or not the shift speed command value for instructing the shift speed of the downshift is greater than a predetermined reference value Δγ0 (step S203).
[0050]
If an affirmative determination is made in step S203, it is determined whether or not the elapsed time from the time when the gear ratio becomes larger than the reference gear ratio γ1 in step S201 exceeds a predetermined reference time τ0. (Step S204). This reference time τ0 is preset based on the time required to reach the maximum deceleration state from the gear ratio γ1 when the shift speed is a downshift greater than the reference value Δγ0. Accordingly, when the reference time τ0 has elapsed, it is determined that the speed ratio has reached the maximum deceleration state (step S205).
[0051]
When a negative determination is made in any of the above determination steps S201, S202, S203, and S204, the maximum deceleration state is not determined (step S206).
[0052]
Therefore, if the determination of the most decelerated state shown in FIG. 2 is performed, the most decelerated state is determined not only by calculation based on the detected rotational speed including an error but also by taking into account the downshift condition. The maximum deceleration state can be accurately determined.
[0053]
In step S201 described above, the speed ratio calculated from the detected rotational speed (number of rotations) is used. Since the rotational speed is detected based on the pulse signal as described above, the driving pulley 20 or corresponding to this is used. In order to improve the detection accuracy by aligning the detection responsiveness of the rotational speed to be detected and the detection responsiveness of the rotational speed of the driven pulley 21, the control device according to the present invention calculates the rotational speed as shown in FIG. To do.
[0054]
The example shown in FIG. 3 is an example in which the number of pulse signals used for calculation of the rotational speed is changed according to the speed ratio, and the speed ratio calculated from the speed at that time is It is determined whether it is larger than a predetermined first reference speed ratio γ10 (step S301). If a negative determination is made in step S301, the second reference speed ratio γ11 having a speed ratio calculated by calculating from the rotational speed at that time is smaller than the first reference speed ratio γ10. It is determined whether it is larger than (<γ10) (step S302). In other words, the gear ratio is greater than the first reference gear ratio γ10, the gear ratio between the first reference gear ratio γ10 and the second reference gear ratio γ11, or less than the second reference gear ratio γ11. A determination is made as to whether it is a ratio.
[0055]
If the gear ratio is large and the determination in step S301 is affirmative, a pulse signal of a predetermined number Np1 is used as the number of pulses used to calculate the input rotational speed Nin corresponding to the rotational speed of the driving pulley 20. And a pulse signal of a predetermined number Np2 (<Np1) is used as the number of pulses used to calculate the output rotational speed Nout corresponding to the rotational speed of the driven pulley 21 (step S303).
[0056]
Further, when the speed ratio is between the above-mentioned reference speed ratios γ10 and γ11, if an affirmative determination is made in step S302, an input rotational speed Nin corresponding to the rotational speed of the driving pulley 20 is calculated. A pulse signal of a predetermined number Np3 is used as the number of pulses used for the purpose, and a pulse signal of a predetermined number Np4 is used as the number of pulses used to calculate the output rotation speed Nout corresponding to the rotation speed of the driven pulley 21. (Step S304). Here, if Np1 = Np3, Np2 <Np4 is set, or if Np1> Np3, Np2 = Np4 or Np2 <Np4.
[0057]
Further, if the speed ratio is small and a negative determination is made in step S302, a predetermined number Np5 is used as the number of pulses used to calculate the input rotational speed Nin corresponding to the rotational speed of the driving pulley 20. A pulse signal is used, and a pulse signal of a predetermined number Np6 is used as the number of pulses used to calculate the output rotation speed Nout corresponding to the rotation speed of the driven pulley 21 (step S305). Here, Np5 is set equal to or smaller than Np3 in step S304, and Np6 is set equal to or larger than Np4 in step S304.
[0058]
After all, in the method of calculating the rotational speed shown in FIG. 3, when the speed ratio is large, that is, when the rotational speed on the input side is relatively large relative to the rotational speed on the output side, the rotational speed on the input side is calculated. The number of pulses used for this is set to a relatively large number relative to the number of pulses used to calculate the rotational speed on the output side. As a result, the detection times of the pulse signals on the input side and the output side are approximated to each other, and the difference in the rotational speed detection responsiveness is eliminated or suppressed, so that the rotational speed detection accuracy, that is, the gear ratio detection accuracy is improved. improves.
[0059]
As described above, the gear ratio and the maximum deceleration state are determined. As a result, if a positive determination is made in step S3 shown in FIG. 1, it is determined whether or not the input rotation speed Nin is lower than a predetermined reference rotation speed N0 (rpm) (step S4). This reference rotational speed N0 is a considerably low rotational speed within the range of rotational speeds that can be detected by the rotational speed sensor 60 described above.
[0060]
If the input rotational speed Nin is a low rotational speed, the drive pulley 20 integrated with the input shaft 29 and its hydraulic actuator 27 rotate at a low rotational speed, so that the centrifugal force acting on the oil remaining in the hydraulic actuator 27 is affected. The force is reduced and the oil is easily drained. Therefore, if an affirmative determination is made in step S4, it is determined whether or not the accelerator opening, which is an example of the engine load, is greater than a predetermined reference opening PA0 (%) (step S5). If the accelerator opening is large, the throttle opening of the engine 1 is large, and the output torque of the engine 1, that is, the input torque of the continuously variable transmission 10 is large. In step S5, is the input torque of the continuously variable transmission 10 large? It is determined whether or not.
[0061]
If the accelerator opening is large and the input torque of the continuously variable transmission 10 for that is affirmatively determined in step S5, the gear ratio is feedforward controlled so that a slow downshift occurs. (Step S6). Specifically, the hydraulic oil is discharged little by little from the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20 by the hydraulic control device shown in FIG. Therefore, even if the output torque of the engine 1 is large, torsional deformation or the like occurs in the power transmission system (drive system) and the continuously variable transmission 10 rotates more than a predetermined value, an upshift that reduces the gear ratio may occur. Absent.
[0062]
On the other hand, if the accelerator opening is small and a negative determination is made in step S5, a shift restriction is executed (step S7). This is the so-called confinement (intermediate insertion) control described above, and hydraulic oil slightly exceeding oil leakage in the hydraulic system is supplied to the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20 to achieve a slow upshift state. Control. In this state, since the input torque is relatively small, there is a low possibility that a rotation associated with torsion or the like and a shift resulting therefrom will occur. Therefore, even if such a shift limitation is performed, a substantial upshift does not occur. In addition, since the hydraulic actuator 27 for performing a shift can be filled with oil, a shift delay at the time of an upshift that occurs afterwards can be prevented or suppressed in advance.
[0063]
If the input rotational speed Nin, which is the rotational speed of the driving pulley 20 or the rotational speed corresponding thereto, is determined to be a high rotational speed, a negative determination is made in step S4, the process immediately proceeds to step S6. Loose downshift control by forward control is performed. In this case, the centrifugal force acting on the hydraulic actuator 27 of the driving pulley 20 is large and it is difficult for the oil inside the oil to escape. On the other hand, if the closing control as in step S7 is executed, an upshift occurs. Because it ends up.
[0064]
On the other hand, if a negative determination is made in step S3 because the vehicle is not in the most decelerated state, whether or not the deceleration (negative acceleration) at that time is greater than a predetermined reference deceleration α, and the reference It is determined whether or not the vehicle is decelerating more than the deceleration α (step S8). If the determination is affirmative in step S8 due to the large deceleration, the commanded downshift speed is fast and the belt 22 is likely to slip, and in this case, the vehicle speed is set to a predetermined first speed. It is determined whether the vehicle speed is lower than the reference vehicle speed V1 (step S9). The reason why the vehicle speed is judged here is that the belt 22 is more likely to slip as the vehicle speed is lower. Therefore, if a negative judgment is made in step S9, the vehicle speed is relatively high and the belt 22 slips. Since it is difficult to occur, the routine proceeds to step S2 where the aforementioned normal control, that is, control of the gear ratio by feedback control is executed.
[0065]
On the other hand, if the determination in step S9 is affirmative, the belt 22 is likely to slip due to the relatively low vehicle speed. Therefore, in this case, the process proceeds to the above-described step S7 and closes. The shift limitation by the turning-in control is executed. That is, since the hydraulic oil is controlled so as to cause a slow upshift, the groove width of the driving pulley 20 is maintained or slightly narrowed, so that the belt 22 loosens and the belt 22 slips due to it. Is prevented.
[0066]
Further, if the deceleration is equal to or less than the reference deceleration α, a negative determination is made in step S8, the commanded downshift speed is slow, and therefore the belt 22 is less likely to slip. Therefore, in this case, it is determined whether or not the vehicle speed is lower than the second reference vehicle speed V2 having a value smaller than the first reference vehicle speed V1 (step S10). If a negative determination is made in step S10, that is, if the vehicle speed has not decreased to the second reference vehicle speed V2, the routine proceeds to step S2 where normal speed ratio control by feedback control is executed. . In this case, the feedback control of the gear ratio is executed at a vehicle speed lower than the first reference vehicle speed V1 and higher than the second reference vehicle speed V2, but the commanded downshift speed is slow because the deceleration is relatively small. Therefore, the slip of the belt 22 can be prevented or suppressed.
[0067]
On the other hand, if the vehicle speed is lower than the second reference vehicle speed V2, affirmative determination is made in step S10, the process proceeds to step S7, and the shift limitation by the closing control is executed. That is, the hydraulic oil is controlled so that a slow upshift occurs. Even if the commanded downshift is slow, the vehicle speed is considerably reduced, and therefore the belt 22 is likely to slip, and in this state, a control that causes a slow upshift by the closing control is executed. Therefore, the slip of the belt 22 is reliably prevented or suppressed.
[0068]
If the slow downshift region, the shift limitation region, and the normal control region when the control according to the flowchart of FIG. 1 is executed are shown using the vehicle speed and the accelerator opening as parameters, FIG. And (B). FIG. 4A shows each region when the determination of the most decelerated state is established in step S3, and the region of the gentle downshift by the feedforward control is set as a region below the predetermined vehicle speed Va. . FIG. 4B shows each region when the determination of the most decelerated state is not established in step S3. In FIG. 4B, in the low opening range between the first reference vehicle speed V1 and the second reference vehicle speed V2 and the accelerator opening is about the idle opening, normal control is performed according to the deceleration. The shift limit control is selected and executed.
[0069]
  Here, the relationship between the above specific example and the present invention will be briefly described. The functional means of step S3 shown in FIG. 1 and the functional means of steps S201 to S205 shown in FIG. Corresponds to the most deceleration determination means in the present invention. Moreover, the functional means of step S3 thru | or step S10 shown in FIG. 1 correspond to the control means of this invention. Furthermore, the functional means of step S4 in FIG.To this inventionIt corresponds to the rotation speed detection means in the above, and the functional means in step S5 is claimed.In item 2This corresponds to the input torque determination means. Furthermore, the functional means of step S8 shown in FIG.In item 4This corresponds to deceleration determination means. On the other hand, the rotation speed sensor 60 shown in FIG.Item 63 corresponds to the input rotation speed sensor and the output rotation speed sensor, and the functional means of steps S301 to S305 shown in FIG.Item 6This corresponds to the most deceleration determination means.
[0070]
The present invention is not limited to the specific examples described above, and can be applied to a control device for a belt type continuously variable transmission that is connected to a power source without using a fluid transmission mechanism 8 such as a torque converter. . Further, the present invention can also be applied to a control device for controlling a continuously variable transmission of a vehicle using a motor as a power source, and therefore the forward / reverse switching mechanism 9 shown in FIG. 5 may not be provided. Furthermore, the hydraulic control device for controlling the tension and the gear ratio of the belt 22 is not limited to the one having the hydraulic circuit configured as shown in FIG.
[0071]
【The invention's effect】
  As described above, according to the first aspect of the present invention, when it is determined that the vehicle is in a low vehicle speed state and the gear ratio is not in the maximum deceleration state, the gear shift control is performed so that a slow upshift occurs. Even if the vehicle speed is low enough to set the maximum deceleration state, no downshift occurs, i.e., the effective diameter of the driving pulley does not decrease, so belt slippage can be prevented or suppressed in advance. When it is determined that the vehicle is in the most decelerated state at the low vehicle speed state, the shift control is performed so as to maintain the most decelerated state, and the gear ratio does not decrease, so that the belt slip can be prevented or suppressed, In addition, since the upshift control that reduces the gear ratio is not performed, it is possible to avoid a reduction in the gear ratio and a corresponding decrease in driving force.. Further, according to the first aspect of the present invention, if the hydraulic oil in the hydraulic actuator of the drive pulley that executes the shift is in a state where it can be easily discharged due to the low rotation speed of the drive pulley, the increase in the slow speed is achieved. Since hydraulic oil is supplied so as to cause a shift, oil remains in the hydraulic actuator of the driving pulley, so that an upshift delay when supplying hydraulic oil to the hydraulic actuator of the driving pulley to upshift is prevented or As a result, drivability can be improved.
[0073]
  In addition, billingItem 2According to the present invention, when there is a possibility that rotation may occur due to a torsion of the power transmission system due to a large input torque, it is controlled so as to maintain the maximum deceleration state, thereby reliably preventing an upshift. be able to.
[0074]
  Furthermore, billingItem 3According to the invention, since the downshift control is executed in a state where the speed ratio is in the most decelerated state, the speed ratio does not increase any more, and as a result, the speed ratio is reduced and the drive resulting therefrom. It is possible to reliably prevent a decrease in force.
[0075]
  And billingItem 4According to the invention, when the deceleration is large, the gear ratio is maintained at a gear ratio smaller than the maximum deceleration state with the vehicle speed being relatively high, or the gear ratio is upshifted at a slow speed. Therefore, it is possible to prevent or suppress the belt slip, and in a state where the deceleration is small and the belt slip hardly occurs, the control that causes the slow upshift is not started until the vehicle speed is relatively low. As a result, the gear ratio increases and the belt returns better.
[0076]
  And also billingItem 5According to the invention, when the gear ratio is larger than a predetermined value and the downshift control is continued for a predetermined time or more at a certain speed from the state, it is determined that the maximum deceleration state is set. Instead of detecting the most decelerating state by calculation that is likely to cause an error due to the detection error of the rotation speed or individual differences between products, the most decelerating state can be accurately determined.
[0077]
  Still further, billingItem 6According to the invention, the number of pulses used for calculation of the number of revolutions is changed according to the gear ratio, and the responsiveness of detection of the number of revolutions on the driving side and the driven side is approximated or made the same. The ratio can be obtained with high accuracy.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart showing an example of control executed by a shift control apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram illustrating an example of a flowchart for determining a maximum deceleration state.
FIG. 3 is a diagram showing an example of a flowchart for changing the number of pulses used for calculating the number of revolutions according to the gear ratio.
FIG. 4 is a diagram schematically showing a control region by the control device of the present invention.
FIG. 5 is a block diagram schematically showing a drive system and a control system of a vehicle that are the subject of the present invention.
FIG. 6 is a diagram schematically showing an example of the continuously variable transmission.
FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing a part of a hydraulic circuit for shift control in the continuously variable transmission targeted by the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 2 ... Transmission mechanism, 6 ... Electronic control unit, 10 ... Continuously variable transmission, 13 ... Electronic control unit, 20 ... Drive side pulley, 21 ... Driven side pulley, 22 ... Belt, 27 ... Hydraulic actuator, 31 ... 1st flow control valve, 32 ... 2nd flow control valve, 39 ... 1st solenoid valve, 40 ... 2nd solenoid valve, 60 ... Speed sensor.

Claims (6)

ベルト巻掛け溝の溝幅を油圧アクチュエータによって変更可能な駆動側プーリと従動側プーリとにベルトが巻掛けられ、駆動側プーリの溝幅を前記油圧アクチュエータによって変更することにより変速をおこなうベルト式無段変速機の変速制御装置において、
変速比が最減速状態にあるか否かを判断する最減速判断手段と、
予め定めた車速以下の低車速状態で前記変速比が最減速状態にないことが前記最減速判断手段で判断されたときには前記駆動側プーリの溝幅が維持されもしくは僅かずつ狭くなるように前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油を制御し、かつ前記低車速状態で前記変速比が最減速状態にあることが前記最減速判断手段で判断されたときには変速比を最減速状態に維持するように前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油を制御する制御手段と、
前記駆動側プーリの回転速度を検出する回転速度検出手段と
を備え、
前記制御手段は、前記回転速度検出手段で検出された前記駆動側プーリの回転速度が予め定めた回転速度以下の低速度の場合に、前記変速比が最減速状態であることが前記最減速判断手段で判断された場合であっても前記駆動側プーリの溝幅が維持されもしくは僅かずつ狭くなるように、前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油を制御するように構成されている
ことを特徴とするベルト式無段変速機の変速制御装置。A belt-type non-rotating belt in which a belt is wound around a driving pulley and a driven pulley whose width can be changed by a hydraulic actuator and the groove width of the driving pulley is changed by the hydraulic actuator. In the shift control device for a step transmission,
The most deceleration determining means for determining whether or not the gear ratio is in the most deceleration state;
The groove width of the drive pulley is maintained or slightly narrowed when the speed reduction determining means determines that the speed ratio is not in the maximum speed reduction state at a low vehicle speed state equal to or lower than a predetermined vehicle speed. The hydraulic oil supplied to and discharged from the hydraulic actuator of the drive pulley is controlled, and when the speed reduction determining means determines that the speed ratio is in the maximum deceleration state at the low vehicle speed state, the speed ratio is maximized. Control means for controlling hydraulic oil supplied to and discharged from the hydraulic actuator of the driving pulley so as to maintain a deceleration state ;
A rotational speed detecting means for detecting the rotational speed of the driving pulley;
With
The control means determines that the speed reduction ratio is in a maximum deceleration state when the rotation speed of the drive pulley detected by the rotation speed detection means is a low speed equal to or lower than a predetermined rotation speed. The hydraulic fluid supplied to and discharged from the hydraulic actuator of the driving pulley is controlled so that the groove width of the driving pulley is maintained or slightly narrowed even when judged by the means. shift control device for a belt type continuously variable transmission, characterized in Tei Rukoto. 前記無段変速機に対する入力トルクの大小を判断する入力トルク判断手段を更に備え、
前記制御手段は、前記変速比が最減速状態にあることが前記最減速判断手段で判断されたときに前記入力トルクが大きいことが前記入力トルク判断手段で判断された場合には、前記駆動側プーリの回転速度に関わらず、変速比を最減速状態に維持するように前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油を制御するように構成されていることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置。 An input torque determining means for determining the magnitude of the input torque for the continuously variable transmission ;
When the input torque determining unit determines that the input torque is large when the speed reduction determining unit determines that the speed ratio is in the maximum deceleration state , the control unit regardless of the rotational speed of the pulley, according to the gear ratio, characterized in that it is configured to control the hydraulic oil supply and discharge to the hydraulic actuators of the prior SL drive pulley so as to maintain the lowest deceleration state Item 4. A shift control device for a belt-type continuously variable transmission according to Item 1. 前記制御手段は、前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して給排する作動油の制御を、前記変速比を最減速状態に維持するようにフィードフォワード制御により実行することを特徴とする請求項１または２に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置。Before SL control means, claims and executes the control of the hydraulic oil supply and discharge to the hydraulic actuator of said drive pulley, the feedforward control to maintain the speed ratio on the outermost deceleration state Item 3. A shift control device for a belt type continuously variable transmission according to item 1 or 2 . 減速度を判断する減速度判断手段を更に備え、
前記制御手段は、前記最減速判断手段により前記変速比が最減速状態にないことが判断された場合に、予め定めた基準車速以下の車速で、前記駆動側プーリの溝幅が維持されもしくは僅かずつ狭くなるように前記駆動側プーリの油圧アクチュエータに対して作動油を給排する制御を実行するとともに、その基準車速を、前記減速度判断手段で判断された減速が大きい場合に小さい場合より高車速に設定するように構成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載のベルト式無段変速機の変速制御装置。 A deceleration determination means for determining deceleration;
Before SL control means, it said if it is determined the speed ratio is not in the lowest deceleration state by the maximum deceleration judgment means, the reference vehicle speed following speed a predetermined groove width of the drive pulley can be maintained or Control is performed to supply and discharge hydraulic fluid to and from the hydraulic actuator of the driving pulley so that the pressure is gradually reduced, and the reference vehicle speed is smaller than when the deceleration determined by the deceleration determining means is large. 4. The shift control device for a belt-type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the shift control device is configured to set a high vehicle speed . 前記最減速判断手段は、前記駆動側プーリの回転速度に対応する回転速度と従動側プーリの回転速度に対応する回転速度とから求まる変速比が所定の変速比となった後、ダウンシフト速度が所定速度以上の状態が予め決めた時間以上継続した場合に変速比が最減速状態になったことを判断するように構成されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載のベルト式無段変速機の変速制御装置。 The most decelerating determination means is configured such that after the speed ratio obtained from the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driving pulley and the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driven pulley becomes a predetermined speed ratio, the downshift speed is 5. The apparatus according to claim 1 , wherein the speed ratio is determined to be a maximum deceleration state when a state of a predetermined speed or more continues for a predetermined time or more . Shift control device for belt type continuously variable transmission. 前記駆動側プーリの回転速度に応じたパルス信号を出力する入力回転数センサと前記従動側プーリの回転速度に応じたパルス信号を出力する出力回転数センサとを更に備え、
前記最減速判断手段は、前記変速比を算出するに際し、前記駆動側プーリの回転速度に対応する回転速度を計算するために使用するパルス数と従動側プーリの回転速度に対応する回転速度を計算するために使用するパルス数とを変速比に応じて変更するように構成されていることを特徴とする請求項５に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置。 An input rotational speed sensor that outputs a pulse signal corresponding to the rotational speed of the driving pulley, and an output rotational speed sensor that outputs a pulse signal corresponding to the rotational speed of the driven pulley;
The most deceleration determination means calculates the number of pulses used to calculate the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driving pulley and the rotational speed corresponding to the rotational speed of the driven pulley when calculating the gear ratio. 6. The shift control device for a belt-type continuously variable transmission according to claim 5, wherein the number of pulses used for the operation is changed in accordance with a gear ratio .
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