JP4700275B2

JP4700275B2 - Control device for continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4700275B2
Application number: JP2003408127A
Authority: JP
Inventors: 淳中山; 共人滝; 朋亮杉浦; 恵介鯵本
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2003-12-05
Filing date: 2003-12-05
Publication date: 2011-06-15
Anticipated expiration: 2023-12-05
Also published as: JP2005172008A

Description

本発明は車両に搭載されるベルト式無段変速機の制御装置に関し、特に、トルクコンバータとベルト式無段変速機との間に入力クラッチを備えた無段変速機の制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for a belt type continuously variable transmission mounted on a vehicle, and more particularly to a control device for a continuously variable transmission provided with an input clutch between a torque converter and a belt type continuously variable transmission.

自動車などの車両に用いられるベルト式無段変速機は、変速機入力軸に設けられる入力側のプライマリプーリと、変速機出力軸に設けられる出力側のセカンダリプーリと、これらのプーリに掛け渡される金属のベルトやチェーンなどの動力伝達要素とを有している。それぞれのプーリの溝幅を変化させて動力伝達要素のプーリに対する巻き付け径を変化させることによって変速比つまりプーリ比が無段階に変化し、入力軸の回転は変速比に応じた所定の回転数となって出力軸に伝達される。 BACKGROUND ART A belt type continuously variable transmission used in a vehicle such as an automobile is stretched over an input side primary pulley provided on a transmission input shaft, an output side secondary pulley provided on a transmission output shaft, and these pulleys. Power transmission elements such as metal belts and chains. By changing the groove width of each pulley and changing the winding diameter of the power transmission element around the pulley, the gear ratio, i.e., the pulley ratio, changes steplessly, and the rotation of the input shaft has a predetermined rotational speed corresponding to the gear ratio. Is transmitted to the output shaft.

プライマリプーリにはプライマリシリンダが設けられ、セカンダリプーリにはセカンダリシリンダが設けられており、それぞれのシリンダの油室に供給される油圧を調整することにより変速比が制御される。セカンダリシリンダにはオイルポンプからの作動油をセカンダリ圧調整弁によって調圧して得られるライン圧つまりセカンダリ圧Ｐsが供給される。プライマリシリンダにはセカンダリ圧Ｐsをプライマリ圧調整弁（圧力制御弁）により減圧調整して得られるプライマリ圧Ｐpが供給される。プライマリ圧Ｐpによって変速比が目標変速比となるようにプーリ溝幅が調整され、セカンダリ圧Ｐsによってセカンダリプーリには動力伝達に必要な締め付け力が加えられる。 The primary pulley is provided with a primary cylinder, and the secondary pulley is provided with a secondary cylinder, and the gear ratio is controlled by adjusting the hydraulic pressure supplied to the oil chamber of each cylinder. The secondary cylinder is supplied with the line pressure obtained by regulating the hydraulic oil from the oil pump by the secondary pressure regulating valve, that is, the secondary pressure Ps. A primary pressure Pp obtained by adjusting the secondary pressure Ps by a primary pressure adjusting valve (pressure control valve) is supplied to the primary cylinder. The pulley groove width is adjusted so that the transmission gear ratio becomes the target transmission gear ratio by the primary pressure Pp, and a tightening force necessary for power transmission is applied to the secondary pulley by the secondary pressure Ps.

そして、エンジンとベルト式無段変速機との間にエンジン出力を増幅するためのトルクコンバータと、エンジン動力を入力軸つまりプライマリ軸に伝達する締結状態と伝達を遮断する開放状態とに切り換えるためにプラネタリ式の前後進切換機構を構成する入力クラッチとを備えた車両においては、入力クラッチの油圧室にクラッチ圧を供給して入力クラッチを切り換えるようにしている。このクラッチ圧はライン圧をクラッチ圧調整弁により調圧して得られる（特許文献１および２参照）。
特開２００１−２４８６９９号公報特開平６−１０９１１４号公報 A torque converter for amplifying the engine output between the engine and the belt-type continuously variable transmission, and a switching state for transmitting engine power to the input shaft, that is, the primary shaft, and an open state for interrupting transmission. In a vehicle provided with an input clutch that constitutes a planetary forward / reverse switching mechanism, a clutch pressure is supplied to the hydraulic chamber of the input clutch to switch the input clutch. This clutch pressure is obtained by adjusting the line pressure with a clutch pressure adjusting valve (see Patent Documents 1 and 2).
JP 2001-248699 A JP-A-6-109114

このような無段変速機には、特許文献２に記載のように、一般に、タービン軸の回転数を検出するタービン回転数センサと、プライマリ軸の回転数を検出するプライマリ回転数センサと、セカンダリ軸の回転数を検出するセカンダリ回転数センサとが設けられており、タービン回転数とプライマリ回転数とに基づいて入力クラッチの作動状態（締結状態と開放状態）を判定し、プライマリ回転数とセカンダリ回転数とに基づいて変速制御を行っている。無段変速機の製造コスト低減のためにはタービン回転数センサを設けずに、プライマリ回転数センサとセカンダリ回転数センサとを設けた無段変速機も知られているが、この場合にはタービン回転数が不明なため、入力クラッチの締結判定をニュートラルレンジに切り換えられてからの時間が予め設定された時間を経過したときにクラッチ締結と判定している。 As described in Patent Document 2, such a continuously variable transmission generally includes a turbine rotation speed sensor that detects the rotation speed of the turbine shaft, a primary rotation speed sensor that detects the rotation speed of the primary shaft, and a secondary rotation speed sensor. A secondary rotational speed sensor that detects the rotational speed of the shaft is provided, and the operating state (engaged state and released state) of the input clutch is determined based on the turbine rotational speed and the primary rotational speed. Shift control is performed based on the rotational speed. In order to reduce the manufacturing cost of a continuously variable transmission, a continuously variable transmission having a primary rotational speed sensor and a secondary rotational speed sensor without a turbine rotational speed sensor is also known. Since the rotational speed is unknown, it is determined that the clutch is engaged when a predetermined time elapses after the input clutch engagement determination is switched to the neutral range.

しかし、時間によりクラッチ締結判定を行う場合には、入力クラッチの製造バラツキや経時変化などによりクラッチ締結時間が設定値と異なっていると、実際にはクラッチ締結が完了していないにも拘わらず、設定時間が経過したためにクラッチ締結と判定する場合がある。 However, when performing clutch engagement determination according to time, if the clutch engagement time differs from the set value due to manufacturing variations of the input clutch or changes over time, the clutch engagement is not actually completed, Since the set time has elapsed, it may be determined that the clutch is engaged.

ところで、クラッチ圧は入力クラッチの締結動作が完了したと判定されると、クラッチ圧を昇圧制御するようになっており、上述のように実際に入力クラッチが締結されていないにも拘わらずクラッチ締結と判定することによってクラッチ圧が昇圧されると、締結ショックが発生し運転者は違和感を持つことになる。 By the way, when it is determined that the engagement operation of the input clutch has been completed, the clutch pressure is controlled so that the clutch pressure is increased. As described above, the clutch is engaged even though the input clutch is not actually engaged. If the clutch pressure is increased by determining the above, a fastening shock occurs and the driver feels uncomfortable.

本発明の目的は、無段変速機のプライマリ軸とトルクコンバータのタービン軸との間に配置される入力クラッチの締結状態をタービン回転数センサにより検出し得るようにすることにある。 An object of the present invention is to enable a turbine rotational speed sensor to detect a fastening state of an input clutch disposed between a primary shaft of a continuously variable transmission and a turbine shaft of a torque converter.

本発明の他の目的は、プライマリ回転数センサを用いることなく、タービン回転数センサとセカンダリ回転数センサの２つの回転センサにより変速制御を行いつつ、入力クラッチの締結判定を確実に行うことによりクラッチ締結ショックの発生を防ぐことにある。 Another object of the present invention is to perform clutch control by reliably determining the engagement of the input clutch while performing shift control using two rotation sensors, the turbine rotation speed sensor and the secondary rotation speed sensor, without using the primary rotation speed sensor. It is to prevent the occurrence of a fastening shock.

本発明の無段変速機の制御装置は、プライマリ軸に装着され溝幅が可変のプライマリプーリと、セカンダリ軸に装着されるとともに前記プライマリプーリに動力伝達要素を介して連結され溝幅が可変のセカンダリプーリと、トルクコンバータのタービン軸と前記プライマリ軸との間に装着される入力クラッチとを有する無段変速機において、前記タービン軸のタービン回転数を検出するタービン回転数センサと、前記セカンダリ軸のセカンダリ回転数を検出するセカンダリ回転数センサと、前記入力クラッチを締結状態と開放状態とに切り換える入力クラッチ制御手段と、前記プライマリプーリに設けられたプライマリシリンダの油室に供給されるプライマリ圧を調整するプライマリ圧調整弁と、ニュートラルレンジからドライブレンジまたはリバースレンジに切り換えられたときに前記入力クラッチの締結を開始し、前記入力クラッチの締結が完了するまでは、運転状態に基づいて算出された目標変速比に基づき目標プライマリ圧を算出し、前記目標プライマリ圧にプライマリ圧を制御することで変速比をフィードフォワード制御すると共に、車両が微速走行状態の時、タービン回転数とセカンダリ回転数との比が所定値以下となったときに前記入力クラッチの締結完了を判定し、前記入力クラッチが締結した状態のもとでは運転状態に基づいて算出された目標変速比に基づき目標プライマリ圧フィードフォワード値を算出し、タービン回転数とセカンダリ回転数とに基づいて算出された実変速比と前記目標変速比とに基づき目標プライマリ圧フィードバック値を算出し、前記目標プライマリ圧フィードフォワード値と前記目標プライマリ圧フィードバック値とを加算して目標プライマリ圧を算出し、前記目標プライマリ圧にプライマリ圧を制御することで変速比をフィードバック制御する変速機制御手段とを有することを特徴とする。
A control device for a continuously variable transmission according to the present invention includes a primary pulley that is attached to a primary shaft and has a variable groove width, and is attached to a secondary shaft and is connected to the primary pulley via a power transmission element and has a variable groove width. In a continuously variable transmission having a secondary pulley, an input clutch mounted between a turbine shaft of a torque converter and the primary shaft, a turbine rotational speed sensor for detecting the turbine rotational speed of the turbine shaft, and the secondary shaft A secondary rotational speed sensor for detecting the secondary rotational speed, input clutch control means for switching the input clutch between an engaged state and an open state, and a primary pressure supplied to an oil chamber of a primary cylinder provided in the primary pulley. a primary pressure regulating valve for adjusting and drive range from the neutral range The engagement of the input clutch begins when switched into the reverse range, until engagement of the input clutch is completed, calculates the target primary pressure based on the target speed ratio calculated based on operating conditions, the target By controlling the primary pressure to the primary pressure, the transmission ratio is feedforward controlled, and when the vehicle is running at a low speed, the ratio of the turbine speed to the secondary speed is less than a predetermined value when the input clutch The completion of engagement is determined, and the target primary pressure feedforward value is calculated based on the target speed ratio calculated based on the operating state under the state where the input clutch is engaged, and based on the turbine speed and the secondary speed A target primary pressure feedback value is calculated based on the actual gear ratio calculated in step (b) and the target gear ratio. It calculates a target primary pressure by adding a primary pressure feedforward value and the target primary pressure feedback value, to have a transmission control means for feedback controlling the gear ratio by controlling the primary pressure to the target primary pressure It is characterized by.

本発明の無段変速機の制御装置は、車両が停止状態のときに前記タービン回転数が所定値以下で、かつ前記タービン回転数が減少傾向であるときに前記入力クラッチの締結完了を判定することを特徴とする。
Control device for a continuously variable transmission of the present invention, determines the engagement completion of the input clutch when the when the vehicle is stopped in the stop state turbine speed is equal to or less than a predetermined value, and the turbine rotational speed is decreasing It is characterized by doing.

本発明の無段変速機の制御装置は、前記入力クラッチに締結信号を送ってから所定の時間が経過したときに前記入力クラッチの締結完了を判定することを特徴とする。 The control device for a continuously variable transmission according to the present invention is characterized in that the completion of the engagement of the input clutch is determined when a predetermined time has elapsed since the engagement signal was sent to the input clutch.

本発明にあっては、タービン回転数センサによりタービン軸の回転数を検出し、セカンダリ回転数センサによりセカンダリプーリの回転数を検出することにより、プライマリ軸の回転を直接検出することなく、入力クラッチが締結されたか否かを判定することができる。入力クラッチの締結完了は、車両が微速走行状態のもとではタービン回転数とセカンダリ回転数との比が所定値以下となったときに判定し、また車両が微速走行状態または停止状態のときにタービン回転数が所定値以下で、かつタービン回転数が減少傾向となったときに判定し、また入力クラッチに締結信号を送ってから所定の時間が経過したときに判定する。このように、入力クラッチが締結したことをタービン回転数とセカンダリ回転数とにより判定することができる。 In the present invention, the rotational speed of the turbine shaft is detected by the turbine rotational speed sensor, and the rotational speed of the secondary pulley is detected by the secondary rotational speed sensor, so that the input clutch can be detected without directly detecting the rotation of the primary shaft. It can be determined whether or not has been fastened. The completion of the input clutch engagement is determined when the ratio of the turbine rotational speed and the secondary rotational speed is equal to or less than a predetermined value when the vehicle is running at a slow speed, and when the vehicle is running at a slow speed or stopped. It is determined when the turbine rotational speed is less than or equal to a predetermined value and the turbine rotational speed tends to decrease, and is determined when a predetermined time has elapsed since the engagement signal was sent to the input clutch. Thus, it can be determined from the turbine rotational speed and the secondary rotational speed that the input clutch is engaged.

タービン回転数センサとセカンダリ回転数センサの２つのセンサからの信号に基づいて無段変速機の変速制御を行うとともに２つのセンサからの信号に基づいて入力クラッチの締結を判定することにより、クラッチ締結ショックの発生を確実に防止できる。 Clutch engagement is performed by performing shift control of the continuously variable transmission based on the signals from the two sensors, the turbine rotation speed sensor and the secondary rotation speed sensor, and determining the engagement of the input clutch based on the signals from the two sensors. The occurrence of shock can be reliably prevented.

無段変速機はプライマリ圧を圧力制御で調整し、入力クラッチが締結されると変速比はフィードバック制御され、入力クラッチが開放されると変速比はフィードフォワード制御されることになり、ニュートラルからドライブまたはリバースレンジに切り換えられたときには、入力クラッチの締結が完了してから変速比をフィードバック制御するようにしたので、クラッチの作動状態に応じて適切な変速制御を実行できる。 The continuously variable transmission adjusts the primary pressure by pressure control. When the input clutch is engaged, the transmission ratio is feedback controlled, and when the input clutch is released, the transmission ratio is feedforward controlled. Alternatively, when the reverse range is switched, the gear ratio is feedback-controlled after the engagement of the input clutch is completed, so that appropriate gear shift control can be executed according to the operating state of the clutch.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１はベルト式無段変速機を備えた車両の駆動系を示す概略図であり、図示するように無段変速機１０は変速機入力軸つまりプライマリ軸１１とこれに平行となった変速機出力軸つまりセカンダリ軸１２とを有している。プライマリ軸１１にはプライマリプーリ１３が設けられており、このプライマリプーリ１３はプライマリ軸１１に一体となった固定プーリ１３ａと、これに対向してプライマリ軸１１にボールスプラインなどにより軸方向に摺動自在に装着される可動プーリ１３ｂとを有し、プーリのコーン面間隔つまりプーリ溝幅が可変となっている。セカンダリ軸１２にはセカンダリプーリ１４が設けられており、このセカンダリプーリ１４はセカンダリ軸１２に一体となった固定プーリ１４ａと、これに対向してセカンダリ軸１２に可動プーリ１３ｂと同様にして軸方向に摺動自在に装着される可動プーリ１４ｂとを有し、プーリ溝幅が可変となっている。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic view showing a drive system of a vehicle equipped with a belt type continuously variable transmission. As shown in the figure, a continuously variable transmission 10 includes a transmission input shaft, that is, a primary shaft 11 and a transmission parallel to the transmission input shaft. An output shaft, that is, a secondary shaft 12 is provided. A primary pulley 13 is provided on the primary shaft 11, and the primary pulley 13 slides in the axial direction on the primary shaft 11 by a ball spline or the like so as to be opposed to the fixed pulley 13 a integrated with the primary shaft 11. The movable pulley 13b can be freely mounted, and the cone surface interval of the pulley, that is, the pulley groove width is variable. A secondary pulley 14 is provided on the secondary shaft 12, and the secondary pulley 14 is fixed to the fixed pulley 14 a integrated with the secondary shaft 12, and is opposed to the secondary shaft 12 in the axial direction in the same manner as the movable pulley 13 b. The movable pulley 14b is slidably mounted on the pulley, and the pulley groove width is variable.

プライマリプーリ１３とセカンダリプーリ１４との間には動力伝達要素としての金属製のベルト１５が掛け渡され、このベルト１５により２つのプーリ１３，１４は連結されており、両方のプーリ１３，１４の溝幅を変化させてそれぞれのプーリに対するベルト１５の巻き付け径の比率を変化させることにより、プライマリ軸１１の回転がセカンダリ軸１２に無段階に変速されて伝達される。ベルト１５のプライマリプーリ１３に対する巻き付け径をＲpとし、セカンダリプーリ１４に対する巻き付け径をＲsとすると、変速比つまりプーリ比ｉはｉ＝Ｒs／Ｒpとなる。セカンダリ軸１２の回転は減速歯車およびディファレンシャル装置１６を有する歯車列を介して駆動輪１７ａ，１７ｂに伝達されるようになっており、前輪駆動の場合には駆動輪１７ａ，１７ｂは前輪となる。 A metal belt 15 as a power transmission element is stretched between the primary pulley 13 and the secondary pulley 14, and the two pulleys 13 and 14 are connected by the belt 15. By changing the groove width and changing the ratio of the winding diameter of the belt 15 to each pulley, the rotation of the primary shaft 11 is continuously shifted and transmitted to the secondary shaft 12. Assuming that the winding diameter of the belt 15 around the primary pulley 13 is Rp and the winding diameter of the secondary pulley 14 is Rs, the transmission ratio, that is, the pulley ratio i is i = Rs / Rp. The rotation of the secondary shaft 12 is transmitted to the drive wheels 17a and 17b via a gear train having a reduction gear and a differential device 16. In the case of front wheel drive, the drive wheels 17a and 17b are front wheels.

プライマリ軸１１とエンジン１８のクランク軸１９との間にはトルクコンバータ２０が配置されている。トルクコンバータ２０はポンプインペラ２１が設けられてクランク軸１９に連結されるフロントカバー２２を有しており、ポンプインペラ２１に対向してコンバータ室内に組み込まれたタービンランナ２３は、トルクコンバータ出力軸であるタービン軸２４に固定されている。タービン軸２４にはタービン軸２４とクランク軸１９とを直結状態とするためのロックアップクラッチ２５が取り付けられている。 A torque converter 20 is disposed between the primary shaft 11 and the crankshaft 19 of the engine 18. The torque converter 20 has a front cover 22 provided with a pump impeller 21 and connected to the crankshaft 19. A turbine runner 23 incorporated in the converter chamber facing the pump impeller 21 is a torque converter output shaft. It is fixed to a certain turbine shaft 24. The turbine shaft 24 is provided with a lock-up clutch 25 for bringing the turbine shaft 24 and the crankshaft 19 into a direct connection state.

タービン軸２４にはクラッチドラム２６が固定され、このクラッチドラム２６内に設けられたクラッチハブ２７はプライマリ軸１１に固定されており、クラッチドラム２６とクラッチハブ２７との間に装着されたプレッシャプレートにより前進用クラッチつまり前進用摩擦係合機構２８が構成されている。この前進用摩擦係合機構２８は油圧ピストンによって締結状態と開放状態とに切り換えられる。プライマリ軸１１には太陽歯車２９が固定され、この太陽歯車２９とこれに同心状に設けられた環状歯車３０との間には、クラッチドラム２６に回転自在に装着された遊星歯車３１が配置されている。環状歯車３０とトランスミッションケースとの間に装着されたプレッシャプレートにより後退用ブレーキつまり後退用摩擦係合機構３２が構成されており、クラッチドラム２６を含めて上述した部材により前後進切換機構３３が構成されている。これにより、車両の前進走行時には前進用摩擦係合機構２８を締結状態とし後退用摩擦係合機構３２を開放状態とすると、エンジン出力はプライマリ軸１１に正転方向となって伝達され、車両の後退走行時には前進用摩擦係合機構２８を開放状態とし後退用摩擦係合機構３２を締結状態とすると、エンジン出力はプライマリ軸１１に逆転方向となって伝達される。前進用摩擦係合機構２８と後退用摩擦係合機構３２をいずれも開放状態とすると、エンジン出力はプライマリ軸１１に伝達されないニュートラル状態となる。したがって、前進用摩擦係合機構２８は前進走行時の入力クラッチとなり、後退用摩擦係合機構３２は後退走行時の入力クラッチとなる。 A clutch drum 26 is fixed to the turbine shaft 24, and a clutch hub 27 provided in the clutch drum 26 is fixed to the primary shaft 11, and a pressure plate mounted between the clutch drum 26 and the clutch hub 27. Thus, the forward clutch, that is, the forward friction engagement mechanism 28 is configured. The forward friction engagement mechanism 28 is switched between a fastening state and an open state by a hydraulic piston. A sun gear 29 is fixed to the primary shaft 11, and a planetary gear 31 rotatably mounted on the clutch drum 26 is disposed between the sun gear 29 and an annular gear 30 provided concentrically therewith. ing. A reverse brake, that is, a reverse friction engagement mechanism 32 is constituted by a pressure plate mounted between the annular gear 30 and the transmission case, and a forward / reverse switching mechanism 33 is constituted by the above-described members including the clutch drum 26. Has been. Thus, when the vehicle is traveling forward, when the forward friction engagement mechanism 28 is engaged and the reverse friction engagement mechanism 32 is opened, the engine output is transmitted to the primary shaft 11 in the normal rotation direction. If the forward frictional engagement mechanism 28 is opened and the reverse frictional engagement mechanism 32 is engaged during reverse running, the engine output is transmitted to the primary shaft 11 in the reverse direction. When both the forward friction engagement mechanism 28 and the reverse friction engagement mechanism 32 are in the open state, the engine output is in a neutral state where the engine output is not transmitted to the primary shaft 11. Accordingly, the forward friction engagement mechanism 28 becomes an input clutch during forward travel, and the reverse friction engagement mechanism 32 becomes an input clutch during reverse travel.

プライマリプーリ１３の溝幅を変化させるために、プライマリ軸１１にはプランジャ３４が固定され、このプランジャ３４の外周面に摺動自在に接触するプライマリシリンダ３５が可動プーリ１３ｂに固定されており、プランジャ３４とプライマリシリンダ３５とによりプライマリ油室３６が形成されている。一方、セカンダリプーリ１４の溝幅を変化させるために、セカンダリ軸１２にはプランジャ３７が固定され、このプランジャ３７の外周面に摺動自在に接触するセカンダリシリンダ３８が可動プーリ１４ｂに固定されており、プランジャ３７とセカンダリシリンダ３８とによりセカンダリ油室３９が形成されている。それぞれの溝幅はプライマリ油室３６に導入される作動油のプライマリ圧Ｐpと、セカンダリ油室３９に導入される作動油のセカンダリ圧Ｐsにより設定される。 In order to change the groove width of the primary pulley 13, a plunger 34 is fixed to the primary shaft 11, and a primary cylinder 35 slidably contacting the outer peripheral surface of the plunger 34 is fixed to the movable pulley 13b. A primary oil chamber 36 is formed by 34 and the primary cylinder 35. On the other hand, in order to change the groove width of the secondary pulley 14, a plunger 37 is fixed to the secondary shaft 12, and a secondary cylinder 38 slidably contacting the outer peripheral surface of the plunger 37 is fixed to the movable pulley 14b. The secondary oil chamber 39 is formed by the plunger 37 and the secondary cylinder 38. Each groove width is set by the primary pressure Pp of the hydraulic oil introduced into the primary oil chamber 36 and the secondary pressure Ps of the hydraulic oil introduced into the secondary oil chamber 39.

プライマリ油室３６とセカンダリ油室３９にはエンジンあるいは電動モータにより駆動される油圧ポンプ４１から吐出される作動油が供給されるようになっており、油圧ポンプ４１の吐出口に接続されたセカンダリ圧路４２は、セカンダリ油室３９に連通されるとともにセカンダリ圧調整弁４３のセカンダリ圧ポートに連通されている。このセカンダリ圧調整弁４３によって調圧されてセカンダリ油室３９に供給されるセカンダリ圧Ｐsにより、ベルト１５による動力伝達容量に見合った締め付け力がセカンダリプーリ１４に加えられる。 The primary oil chamber 36 and the secondary oil chamber 39 are supplied with hydraulic oil discharged from a hydraulic pump 41 driven by an engine or an electric motor, and a secondary pressure connected to the discharge port of the hydraulic pump 41. The path 42 communicates with the secondary oil chamber 39 and communicates with the secondary pressure port of the secondary pressure regulating valve 43. By the secondary pressure Ps that is regulated by the secondary pressure regulating valve 43 and supplied to the secondary oil chamber 39, a tightening force corresponding to the power transmission capacity by the belt 15 is applied to the secondary pulley 14.

セカンダリ圧路４２はプライマリ圧調整弁（圧力制御弁）４４のセカンダリ圧ポートに連通油路４５を介して接続されており、このプライマリ圧調整弁４４のプライマリ圧ポートはプライマリ圧路４６を介してプライマリ油室３６に連通されている。このプライマリ圧調整弁４４によって減圧調整されるプライマリ圧Ｐpにより、プライマリプーリ１３の溝幅が変化して変速比が制御される。プライマリ圧Ｐpはセカンダリ圧Ｐsを減圧調整して得られるので、セカンダリ圧Ｐsよりも低圧となるが、プライマリシリンダ３５の内径はセカンダリシリンダ３８の内径よりも大きく設定されているので、プライマリ圧Ｐpがセカンダリ圧Ｐsより低い圧力でもプライマリプーリ１３に対して所望の変速比を得ることができる。セカンダリ圧調整弁４３およびプライマリ圧調整弁４４は、それぞれ電磁ソレノイド弁であり、ソレノイド４３ａ，４４ａに供給される電流値やデューティ値を制御することによりセカンダリ圧Ｐsとプライマリ圧Ｐpが調整される。 The secondary pressure passage 42 is connected to a secondary pressure port of a primary pressure adjustment valve (pressure control valve) 44 via a communication oil passage 45, and the primary pressure port of the primary pressure adjustment valve 44 is connected via a primary pressure passage 46. The primary oil chamber 36 is communicated. The primary pressure Pp, which is reduced by the primary pressure adjusting valve 44, changes the groove width of the primary pulley 13 to control the gear ratio. Since the primary pressure Pp is obtained by reducing the secondary pressure Ps, the primary pressure Pp is lower than the secondary pressure Ps. However, since the inner diameter of the primary cylinder 35 is set larger than the inner diameter of the secondary cylinder 38, the primary pressure Pp is A desired gear ratio can be obtained for the primary pulley 13 even at a pressure lower than the secondary pressure Ps. The secondary pressure adjusting valve 43 and the primary pressure adjusting valve 44 are electromagnetic solenoid valves, respectively, and the secondary pressure Ps and the primary pressure Pp are adjusted by controlling the current value and the duty value supplied to the solenoids 43a and 44a.

タービン軸２４の回転数Ｎtを検出するためのタービン回転数センサ４７と、セカンダリ軸１２の回転数Ｎsecを検出するためのセカンダリ回転数センサ４８とがそれぞれトランスミッションケースに設けられている。前進走行レンジ（Ｄレンジ）または後退走行レンジ（Ｒレンジ）が選択されてそれぞれ入力クラッチとしての前進用摩擦係合機構２８または後退用摩擦係合機構３２の一方が締結状態となるとタービン回転数はプライマリ回転数と一致し、ニュートラルレンジ（Ｎレンジ）では入力クラッチが開放され、タービン回転数はプライマリ回転数とは相違するので、タービン回転数センサ４７は入力クラッチが締結されているときはプライマリ回転数Ｎpを検出し、入力クラッチが開放されているときはタービン回転数Ｎtを検出することになる。 A turbine rotation speed sensor 47 for detecting the rotation speed Nt of the turbine shaft 24 and a secondary rotation speed sensor 48 for detecting the rotation speed Nsec of the secondary shaft 12 are respectively provided in the transmission case. When either the forward travel range (D range) or the reverse travel range (R range) is selected and one of the forward friction engagement mechanism 28 or the reverse friction engagement mechanism 32 serving as an input clutch is engaged, the turbine speed is Since the input clutch is disengaged in the neutral range (N range) and the turbine rotational speed is different from the primary rotational speed in accordance with the primary rotational speed, the turbine rotational speed sensor 47 performs primary rotation when the input clutch is engaged. The number Np is detected, and when the input clutch is released, the turbine speed Nt is detected.

図２は、図１に示す無段変速機におけるプライマリプーリ１３の目標回転数Ｎpと車速Ｖとの関係を示す変速制御特性線図であり、たとえば、Ｄレンジが選択されクラッチが締結された状態のもとでアクセルペダルを全開として加速したときには、プライマリプーリ１３の目標回転数Ｎpは変速比が最大変速比であるローＲ_LのままＡ点まで達し、その後は、変速比が最小変速比であるオーバードライブＲ_O側に変速されるとともに若干回転を上昇させながら車速Ｖを増加させて最高速点Ｂに達する。この状態からアクセルペダルを戻したり、ブレーキングを行った場合には変速比がオーバードライブＲ_O側に固定されたままＣ，Ｄを経て減速し、さらに最低変速ラインに沿って変速比がオーバードライブからロー側に変速されてＥ点に達し、ブレーキングによってローのまま車両が停止する。実際の走行では、車両の走行状態に応じて、ロー側の変速比Ｒ_Lとオーバードライブ側の変速比Ｒ_Oとの間であって、符号ＡからＥで示される太線の範囲内で自由に変速比が設定される。 FIG. 2 is a shift control characteristic diagram showing the relationship between the target rotational speed Np of the primary pulley 13 and the vehicle speed V in the continuously variable transmission shown in FIG. 1, for example, the state where the D range is selected and the clutch is engaged. When the accelerator pedal is fully opened under the acceleration, the target rotational speed Np of the primary pulley 13 reaches point A with the speed ratio being low _RL , which is the maximum speed ratio, and thereafter the speed ratio is at the minimum speed ratio. increasing the vehicle speed V while increasing slightly rotated together with the shift to a overdrive R _O side reaches the fastest point B. Or releases the accelerator pedal from the state, C remains the gear ratio is fixed to the overdrive R _O side when performing braking and decelerating through D, the gear ratio is an overdrive further along the lowest transmission line Is shifted to the low side to reach point E, and the vehicle stops while braking due to braking. In actual traveling, it is between the low-side transmission ratio R _L and the overdrive-side transmission ratio R _O according to the traveling state of the vehicle, and is freely within the range of the thick lines indicated by reference signs A to E. A gear ratio is set.

図２において、点ＡＥ間のローＲ_Lと点ＣＤ間のオーバードライブＲ_Oとの間に示される複数の細い実線は、それぞれ変速比が一定の場合の目標回転数と車速との関係を示す特性線図である。また、点ＡＢ間の最高変速ラインと点ＤＥ間の最低変速ラインとの間に示される複数の破線は、それぞれ所定のスロットル開度に対応した車速Ｖとプライマリプーリ１３の目標回転数Ｎpとの関係を示す変速ラインである。したがって、たとえば前進走行時に運転者のアクセルペダル操作によって図２に符号Ｆで示すスロットル開度が設定されたときには、このスロットル開度と車速とによりプライマリプーリ１３の目標回転数が算出されるとともに、セカンダリ回転数センサ４８により検出されたセカンダリ回転数によって目標変速比が算出される。算出された目標変速比と、プライマリ回転数およびセカンダリ回転数から求められる実際の変速比とを比較して目標変速比となるように変速比のフィードバック制御が行われる。このようにＤレンジが選択されクラッチが締結された走行時にはタービン回転数センサ４７により検出されるタービン軸回転数はプライマリ回転数に対応することになるので、変速比がフィードバック制御される。後退走行時にも同様にフィードバック制御される。 2, a plurality of thin solid line shown between the overdrive R _O between the low R _L and the point CD between points AE, respectively gear ratio shows the relationship between the target speed and the vehicle speed in the case of certain It is a characteristic diagram. A plurality of broken lines shown between the highest speed change line between the points AB and the lowest speed change line between the points DE indicate the vehicle speed V corresponding to a predetermined throttle opening and the target rotational speed Np of the primary pulley 13, respectively. It is a transmission line showing the relationship. Therefore, for example, when the throttle opening indicated by the symbol F in FIG. 2 is set by the driver's accelerator pedal operation during forward traveling, the target rotational speed of the primary pulley 13 is calculated from the throttle opening and the vehicle speed. The target gear ratio is calculated based on the secondary rotational speed detected by the secondary rotational speed sensor 48. The calculated target speed ratio is compared with the actual speed ratio obtained from the primary speed and the secondary speed, and the speed ratio feedback control is performed so that the target speed ratio is obtained. In this way, when the D range is selected and the clutch is engaged, the turbine shaft rotational speed detected by the turbine rotational speed sensor 47 corresponds to the primary rotational speed, so that the gear ratio is feedback-controlled. Similarly, feedback control is performed during reverse running.

これに対して、運転者によりニュートラルレンジが選択されクラッチが締結されると、タービン回転数センサ４７により検出される回転数はプライマリ回転数に対応しないので、フィードバック制御を行うことなくフィードフォワード制御が行われる。このフィードフォワード制御においては、図２において点を付したようにＣ−Ｄ線およびＤ−Ｅ線上の値となるように、走行時の車速に応じてプライマリプーリ１３の目標回転数が設定され、その目標回転数に応じた変速比が設定される。このように変速比は、入力クラッチが締結された時にフィードバック制御を実行する入力クラッチ締結時モードと、入力クラッチが開放された時にフィードフォワード制御のみを実行する入力クラッチ開放時モードとに切り換えて制御される。 On the other hand, when the neutral range is selected by the driver and the clutch is engaged, the rotational speed detected by the turbine rotational speed sensor 47 does not correspond to the primary rotational speed, so that feedforward control is performed without performing feedback control. Done. In this feedforward control, the target rotational speed of the primary pulley 13 is set according to the vehicle speed during travel so that the values on the CD line and the DE line as indicated by the dots in FIG. A gear ratio corresponding to the target rotational speed is set. Thus, the gear ratio is controlled by switching between an input clutch engagement mode in which feedback control is executed when the input clutch is engaged and an input clutch release mode in which only feedforward control is executed when the input clutch is released. Is done.

図３は無段変速機の制御回路を示すブロック図であり、ＣＶＴ制御ユニット５０には運転者により操作されるセレクトレバー５１からの信号が入力され、Ｄレンジ、Ｒレンジ、Ｎレンジなどのいずれのレンジが選択されたかが判定される。また、ＣＶＴ制御ユニット５０には、タービン回転数センサ４７、セカンダリ回転数センサ４８およびエンジン回転数センサ５２からの信号と、車速およびアクセル開度の信号が送られる。なお、車速は車速センサによって求めるようにしても良く、セカンダリ回転数から算出するようにしても良い。 FIG. 3 is a block diagram showing a control circuit of a continuously variable transmission. A signal from a select lever 51 operated by a driver is input to the CVT control unit 50, and any of the D range, R range, N range, etc. It is determined whether the range is selected. The CVT control unit 50 is also supplied with signals from the turbine speed sensor 47, the secondary speed sensor 48 and the engine speed sensor 52, and signals of the vehicle speed and the accelerator opening. The vehicle speed may be obtained by a vehicle speed sensor or may be calculated from the secondary rotation speed.

ＣＶＴ制御ユニット５０は、車速とアクセル開度、又は車速に基づいてプライマリプーリ１３の目標回転数を算出する目標プライマリ回転数算出部５３と、目標回転数とセカンダリ回転数とに基づいて目標変速比を算出する目標変速比算出部５４とを有している。目標変速比が求められると、これに基づいて油圧比算出部５５において目標プライマリ圧フィードフォワード値Ppと目標セカンダリ圧Psとの油圧比（Pp/Ps）が算出され、この油圧比に目標セカンダリ圧Psを乗算することにより目標プライマリ圧算出部５６により目標プライマリ圧フィードフォワード値Ｐｐが求められる。ニュートラル時等のクラッチが開放されている時のフィードフォワード制御においては、目標プライマリ圧算出部５６で求められた目標プライマリ圧フィードフォワード値に基づいて、プライマリ圧調整弁４４のソレノイド４４ａに制御信号が送られる。 The CVT control unit 50 includes a target primary rotational speed calculation unit 53 that calculates a target rotational speed of the primary pulley 13 based on the vehicle speed and the accelerator opening, or the vehicle speed, and a target gear ratio based on the target rotational speed and the secondary rotational speed. And a target gear ratio calculation unit 54 that calculates When the target gear ratio is obtained, a hydraulic ratio (Pp / Ps) between the target primary pressure feedforward value Pp and the target secondary pressure Ps is calculated based on the target gear ratio, and the target secondary pressure is calculated as the hydraulic ratio. The target primary pressure feedforward value Pp is obtained by the target primary pressure calculation unit 56 by multiplying by Ps. In feed forward control when the clutch is released, such as at neutral, a control signal is sent to the solenoid 44a of the primary pressure regulating valve 44 based on the target primary pressure feed forward value obtained by the target primary pressure calculation unit 56. Sent.

ＤレンジまたはＲレンジでクラッチが締結されている車両走行時に目標プライマリ圧フィードフォワード値Ｐpに目標プライマリ圧フィードバック値を加算して変速比をフィードバック制御するために、ＣＶＴ制御ユニット５０はセカンダリ回転数とタービン回転数とにより実変速比を算出する実変速比算出部５７を有し、実変速比と目標変速比とに基づいて目標プライマリ圧フィードバック値がフィードバック値算出部５８により算出され、算出結果は加算部５９において目標プライマリ圧フィードフォワード値Ｐpに加算されて変速比はフィードバック制御される。目標プライマリ圧フィードバック値が加算された目標プライマリ圧に基づいて、プライマリ圧調整弁４４のソレノイド４４ａに制御信号が送られ、プライマリプーリ１３の溝幅が調整される。 In order to perform feedback control of the gear ratio by adding the target primary pressure feedback value to the target primary pressure feedforward value Pp when the vehicle is running with the clutch engaged in the D range or the R range, the CVT control unit 50 sets the secondary rotational speed to An actual transmission ratio calculation unit 57 that calculates an actual transmission ratio based on the turbine speed is calculated. A target primary pressure feedback value is calculated by the feedback value calculation unit 58 based on the actual transmission ratio and the target transmission ratio. The speed change ratio is feedback-controlled by adding to the target primary pressure feedforward value Pp in the adding unit 59. Based on the target primary pressure to which the target primary pressure feedback value has been added, a control signal is sent to the solenoid 44a of the primary pressure adjustment valve 44 to adjust the groove width of the primary pulley 13.

ＣＶＴ制御ユニット５０は入力トルク算出部６１と必要セカンダリ圧算出部６２とを有し、エンジン回転数とアクセル開度とに基づいてエンジンからプライマリ軸１１に入力される入力トルクが算出され、目標変速比に基づいて必要セカンダリ圧が算出される。これらの算出値は目標セカンダリ圧算出部６３に送られて、入力トルクと必要セカンダリ圧とに基づいて目標セカンダリ圧が算出され、算出された目標セカンダリ圧に基づいて前述した目標プライマリ圧算出部５６において目標プライマリ圧が算出されるとともに、セカンダリ圧調整弁４３のソレノイド４３ａに制御信号が送られてセカンダリプーリ１４には動力伝達容量に見合った締め付け力が加えられる。なお、ＣＶＴ制御ユニット５０は、制御信号を演算するマイクロプロセッサと、制御プログラム、演算式およびマップデータやテーブルデータなどの制御データを格納するＲＯＭと、一時的にデータを格納するＲＡＭや入出力ポートなどを有し、図３のＣＶＴ制御ユニット５０においては制御ユニットの有する機能がブロックで示されている。 The CVT control unit 50 includes an input torque calculation unit 61 and a required secondary pressure calculation unit 62, and an input torque input from the engine to the primary shaft 11 is calculated based on the engine speed and the accelerator opening, and the target shift The required secondary pressure is calculated based on the ratio. These calculated values are sent to the target secondary pressure calculation unit 63, the target secondary pressure is calculated based on the input torque and the required secondary pressure, and the target primary pressure calculation unit 56 described above based on the calculated target secondary pressure. The target primary pressure is calculated and a control signal is sent to the solenoid 43a of the secondary pressure regulating valve 43, and a tightening force corresponding to the power transmission capacity is applied to the secondary pulley 14. The CVT control unit 50 includes a microprocessor that calculates control signals, a ROM that stores control data such as control programs, arithmetic expressions, and map data and table data, and RAMs and input / output ports that temporarily store data. In the CVT control unit 50 of FIG. 3, the functions of the control unit are shown by blocks.

セレクトレバー５１によりＤレンジやＲレンジが選択され入力クラッチが締結されると、入力クラッチ締結時モード用に格納された目標回転マップつまり目標回転数制御データが読み出されて車速とアクセル開度とに基づいて目標プライマリ回転数が目標プライマリ回転数算出部５３において算出される。一方、Ｎレンジが選択され入力クラッチが開放されると、入力クラッチ開放時モード用に格納された目標回転テーブルつまり目標回転数制御データが読み出されて車速に基づいて目標プライマリ回転数が算出され、図２においてＣ−Ｄ−Ｅの線上の目標プライマリ回転数が車速に応じて設定される。 When the D range or R range is selected by the select lever 51 and the input clutch is engaged, the target rotation map stored for the input clutch engagement mode, that is, the target rotation speed control data is read, and the vehicle speed and accelerator opening Based on the above, the target primary rotational speed calculation unit 53 calculates the target primary rotational speed. On the other hand, when the N range is selected and the input clutch is released, the target rotation table stored for the input clutch release mode, that is, the target rotation speed control data is read, and the target primary rotation speed is calculated based on the vehicle speed. In FIG. 2, the target primary rotational speed on the line CDE is set according to the vehicle speed.

図４（Ａ）は入力クラッチが締結されたときの図３に示した油圧比算出部５５における油圧比の算出回路を示すブロック図であり、図４（Ｂ）は入力クラッチが開放されたときの図３に示した油圧比算出部５５における油圧比の算出回路を示すブロック図である。入力クラッチが締結されているときには、図４（Ａ）に示すように、ＣＶＴ制御ユニット５０は最大伝達トルク算出部６４により求められた最大伝達トルクと入力トルクとに基づいてトルク比を算出するトルク比算出部６５を有し、トルク比と目標変速比とに基づいて入力クラッチ締結時モード用の油圧比制御データつまり油圧比テーブル６６を読み出して入力クラッチ締結時用の油圧比を算出する。 FIG. 4A is a block diagram showing a hydraulic ratio calculation circuit in the hydraulic ratio calculation unit 55 shown in FIG. 3 when the input clutch is engaged, and FIG. 4B is a diagram when the input clutch is released. FIG. 4 is a block diagram showing a hydraulic pressure ratio calculating circuit in a hydraulic pressure ratio calculating unit 55 shown in FIG. 3. When the input clutch is engaged, as shown in FIG. 4A, the CVT control unit 50 calculates the torque ratio based on the maximum transmission torque obtained by the maximum transmission torque calculation unit 64 and the input torque. A ratio calculation unit 65 is provided to read the hydraulic ratio control data for the input clutch engagement mode, that is, the hydraulic ratio table 66, based on the torque ratio and the target transmission ratio, and calculate the hydraulic ratio for the input clutch engagement.

一方、入力クラッチが開放されているときには、図３に示す目標変速比算出部５４により求められた目標変速比に基づいて入力クラッチ開放時モード用の油圧比制御データつまり油圧比マップ６７を読み出して油圧比を算出するとともに、この算出値に補正係数算出部６８により算出された補正値が乗算される。この補正値は急ブレーキ時には変速比を早急に低速段側に戻す必要があるため、急ブレーキ時やＡＢＳ作動時などの特別な走行状態の時には通常時を基準として設定された油圧比が補正される。つまり、ブレーキＯＮ時には車速と加速度から補正係数が設定され、急ブレーキの度合いが強くなればなる程、つまり減速の加速度が大きければ大きい程、補正係数は小さく設定されてプライマリ圧を小さくして低速段側に早く戻される。また、車速が小さければ小さい程、補正係数は小さく設定される。一方、ブレーキＯＦＦ時には車速に応じて補正係数が設定されるが、その補正係数としては基準値に近い値が設定される。ＡＢＳがＯＮのときは車速に応じて補正係数が設定されるが、ブレーキＯＮ時と同様な補正係数が設定されている。さらに、ＡＢＳがＯＮされかつシフトホールド時（Ｓ／Ｈ）には別の補正係数が設定される。 On the other hand, when the input clutch is disengaged, the hydraulic ratio control data for the input clutch disengagement mode, that is, the hydraulic ratio map 67 is read based on the target gear ratio obtained by the target gear ratio calculation unit 54 shown in FIG. While calculating the hydraulic pressure ratio, the calculated value is multiplied by the correction value calculated by the correction coefficient calculating unit 68. Because this correction value requires that the gear ratio be quickly returned to the low speed stage during sudden braking, the hydraulic ratio set based on the normal time is corrected during special driving conditions such as during sudden braking or ABS operation. The In other words, when the brake is on, a correction coefficient is set based on the vehicle speed and acceleration. The higher the degree of sudden braking, that is, the greater the acceleration of deceleration, the smaller the correction coefficient is set and the primary pressure is reduced to lower the speed. It is quickly returned to the stage side. Further, the smaller the vehicle speed is, the smaller the correction coefficient is set. On the other hand, a correction coefficient is set according to the vehicle speed when the brake is off, and a value close to the reference value is set as the correction coefficient. When ABS is ON, a correction coefficient is set according to the vehicle speed, but the same correction coefficient as when the brake is ON is set. Further, another correction coefficient is set when the ABS is turned on and the shift is held (S / H).

このように、本発明の制御装置はプライマリ圧を圧力制御で調整すると共に、入力クラッチが締結されたときには変速比のフィードバック制御を実行する入力クラッチ締結時モードと、入力クラッチが開放されたときには変速比のフィードバック制御は行わずフィードフォワード制御のみを実行する入力クラッチ開放時モードとを有しているので、プライマリ回転センサを用いることなく、タービン回転数センサ４７とセカンダリ回転数センサ４８とにより変速比を制御することが可能となる。 As described above, the control device according to the present invention adjusts the primary pressure by pressure control and performs the input clutch engagement mode in which the feedback control of the transmission ratio is executed when the input clutch is engaged, and the speed change when the input clutch is released. Since there is an input clutch disengagement mode in which only feedforward control is performed without performing ratio feedback control, the gear ratio is controlled by the turbine rotational speed sensor 47 and the secondary rotational speed sensor 48 without using the primary rotational sensor. Can be controlled.

ここで、上述のように、入力クラッチが締結したときには、変速比の制御モードは入力クラッチ開放時モードから入力クラッチ締結時モードに切り換えられることになるため、入力クラッチの締結判定を確実にする必要がある。 Here, as described above, when the input clutch is engaged, the gear ratio control mode is switched from the input clutch release mode to the input clutch engagement mode, so it is necessary to make sure that the input clutch is engaged. There is.

図５は入力クラッチの制御回路を示すブロック図であり、前進用摩擦係合機構２８の油圧室２８ａおよび後退用摩擦係合機構３２の油圧室３２ａには、供給油路７０ａを介して油圧ポンプ４１からの作動油が供給されるとともに、排出油路７０ｂを介してそれぞれの油圧室２８ａ，２８ｂ内の作動油が排出されるようになっている。供給油路７０ａおよび排出流路７０ｂとそれぞれの油圧室２８ａ，３２ａとの間には流路切換弁７１，７２が設けられている。供給油路７０ａにはそれぞれの油圧室２８ａ，３２ａに供給される油圧を調整するための圧力調整弁７３が設けられている。流路切換弁７１，７２および圧力調整弁７３は、それぞれのソレノイドに供給される信号により作動するようになっており、それぞれのソレノイドにはクラッチ制御部７４から制御信号が送られる。このクラッチ制御部７４は図３に示したＣＶＴ制御ユニット５０内に組み込まれており、セレクトレバー５１と、ブレーキスイッチ７５からの信号によりそれぞれの弁７１〜７３に制御信号を送り、入力クラッチを構成する前進用摩擦係合機構２８と後退用摩擦係合機構３２の作動を制御する。 FIG. 5 is a block diagram showing an input clutch control circuit. The hydraulic chamber 28a of the forward friction engagement mechanism 28 and the hydraulic chamber 32a of the reverse friction engagement mechanism 32 are connected to a hydraulic pump via a supply oil passage 70a. The hydraulic oil from 41 is supplied, and the hydraulic oil in each of the hydraulic chambers 28a and 28b is discharged through the discharge oil passage 70b. Flow path switching valves 71 and 72 are provided between the supply oil path 70a and the discharge flow path 70b and the respective hydraulic chambers 28a and 32a. The supply oil passage 70a is provided with a pressure adjusting valve 73 for adjusting the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chambers 28a and 32a. The flow path switching valves 71 and 72 and the pressure adjusting valve 73 are operated by signals supplied to the respective solenoids, and a control signal is sent from the clutch control unit 74 to each solenoid. The clutch control unit 74 is incorporated in the CVT control unit 50 shown in FIG. 3, and sends control signals to the valves 71 to 73 in response to signals from the select lever 51 and the brake switch 75 to form an input clutch. The operation of the forward friction engagement mechanism 28 and the reverse friction engagement mechanism 32 is controlled.

図６（Ａ）はブレーキが操作されて車両が停止した状態でＮレンジからＤレンジに切り換えられたときにおける締結完了判定の方式を示すタイムチャートであり、図６（Ｂ）は車両が微速走行状態のもとでＮレンジからＤレンジに切り換えられたときにおける締結完了判定の方式を示すタイムチャートである。図６（Ａ）に示すように、セレクトレバーがＤレンジに切り換えられると、図１に示した前進用摩擦係合機構２８の油圧室２８ａに対して圧力調整弁７３により調圧されたクラッチ圧が供給され、タービン回転数Ｎtは低下することになる。このときのタービン回転数の減少度が所定の減少度以下であり、タービン回転数Ｎtが所定値Ｎt1以下の回転数となったときに締結完了と判定される。このときには、車両がほぼ停止していた状態となっているので、プライマリプーリ１３はほぼ停止した状態となっている。 FIG. 6A is a time chart showing a method for determining the completion of engagement when the brake is operated and the vehicle is stopped to switch from the N range to the D range. FIG. 6B is a time chart showing the vehicle running at a slow speed. It is a time chart which shows the method of the completion determination of fastening when it switches from N range to D range under a state. As shown in FIG. 6A, when the select lever is switched to the D range, the clutch pressure adjusted by the pressure adjusting valve 73 with respect to the hydraulic chamber 28a of the forward friction engagement mechanism 28 shown in FIG. Is supplied, and the turbine speed Nt decreases. At this time, the degree of decrease in the turbine rotational speed is equal to or less than the predetermined degree of decrease, and when the turbine rotational speed Nt becomes the rotational speed equal to or smaller than the predetermined value Nt1, it is determined that the engagement is completed. At this time, since the vehicle is almost stopped, the primary pulley 13 is almost stopped.

一方、車両が微速で走行状態のもとでＮレンジからＤレンジに切り換えられたときには、図６（Ａ）に示すように、タービン回転数Ｎtの値によっては締結完了を判定することができないので、図６（Ｂ）に示すように、タービン回転数Ｎtとセカンダリ回転数Ｎsecとの比が設定値よりも小さくなったときに締結完了と判定する。つまり、（Ｎt／Ｎsec）＜αとなったときに締結完了と判定する。締結完了前においては、タービン回転数Ｎtはプライマリプーリ１３の回転数Ｎpと一致していないので、タービン回転数Ｎtとセカンダリ回転数Ｎsecとの比（Ｎt／Ｎsec）は変速比を示さないが、これを擬似的な変速比とすると、入力クラッチの締結進行に伴って擬似的な変速比は、図２に示す変速制御特性線図において変速比が最大変速比であるローＲ_Lの変速比に近づくことになる。擬似的な変速比が所定値α以下となって入力クラッチが締結状態となると、擬似的変速比は実際の変速比に対応することになり、図２に示されたローＲ_Lの変速特性線を横切るように変化する。 On the other hand, when the vehicle is switched from the N range to the D range under the traveling state at a slow speed, as shown in FIG. 6A, the completion of the engagement cannot be determined depending on the value of the turbine rotational speed Nt. As shown in FIG. 6B, it is determined that the engagement is completed when the ratio between the turbine rotational speed Nt and the secondary rotational speed Nsec becomes smaller than the set value. That is, it is determined that the fastening is completed when (Nt / Nsec) <α. Before the completion of the engagement, the turbine rotational speed Nt does not coincide with the rotational speed Np of the primary pulley 13, so the ratio (Nt / Nsec) between the turbine rotational speed Nt and the secondary rotational speed Nsec does not indicate a gear ratio. Assuming that this is a pseudo gear ratio, as the input clutch is engaged, the pseudo gear ratio becomes the low _RL gear ratio, which is the maximum gear ratio in the gear shift control characteristic diagram shown in FIG. It will approach. When the pseudo gear ratio is equal to or less than the predetermined value α and the input clutch is engaged, the pseudo gear ratio corresponds to the actual gear ratio, and the low _RL shift characteristic line shown in FIG. It changes so that it crosses.

図７は入力クラッチの作動状態に応じた変速制御モードの切換手順のアルゴリズムを示すフローチャートであり、図８は入力クラッチの締結判定手順のアルゴリズムを示すフローチャートであり、図９は図７に示された入力クラッチ締結時モードと入力クラッチ開放時モードのサブルーチンを示すフローチャートである。 FIG. 7 is a flowchart showing an algorithm of a shift control mode switching procedure according to the operation state of the input clutch, FIG. 8 is a flowchart showing an algorithm of an input clutch engagement determination procedure, and FIG. 9 is shown in FIG. 5 is a flowchart showing a subroutine of an input clutch engagement mode and an input clutch release mode.

図７に示すように、ステップＳ１においては入力クラッチが開放されているか否かを判定し、ステップＳ１で入力クラッチが開放されていると判定されたときには、ステップＳ２において変速比はフィードフォワード制御のみを実行する入力クラッチ開放時モードにより制御されて、そのモードによりプライマリ圧調整弁４４の作動が制御される（ステップＳ３）。一方、ステップＳ１において入力クラッチが締結されたと判定されたときには、ステップＳ４の入力クラッチ締結時モードが実行され、そのモードによりプライマリ圧調整弁４４の作動が制御される。 As shown in FIG. 7, it is determined in step S1 whether or not the input clutch is disengaged. If it is determined in step S1 that the input clutch is disengaged, the gear ratio is determined only in the feedforward control in step S2. The operation of the primary pressure regulating valve 44 is controlled in accordance with the input clutch disengagement mode for executing (step S3). On the other hand, when it is determined in step S1 that the input clutch has been engaged, the input clutch engagement mode of step S4 is executed, and the operation of the primary pressure regulating valve 44 is controlled by that mode.

図８に示すように、入力クラッチが締結完了したか否かのクラッチ締結判定を行うには、ＤレンジまたはＲレンジが選択されると、ステップＳ１１でタイマーＴをオンさせて、ステップＳ１２ではタイマーＴがオンしてから所定時間Ｔ１が経過しているか否かを判定する。ステップＳ１３ではブレーキが作動しているか否かを判定し、ステップＳ１４では車速Ｖが設定車速Ｖ１以下であるか否かを判定し、ステップＳ１５ではスロットル開度Ｔｈが設定開度Ｔｈ１以下であるか否かを判定し、ステップＳ１６ではタービン回転数Ｎtが設定回転数Ｎt1以下であるか否かを判定し、ステップＳ１７ではタービン回転数が減少しているか否かを判定する。これらのステップＳ１２〜Ｓ１７においてＹＥＳと判定されたときは、図６（Ａ）の判定方式に対応し、ステップＳ１８において締結完了と判定し、ステップＳ１９においてタイマーＴをリセットする。 As shown in FIG. 8, in order to make a clutch engagement determination as to whether or not the input clutch has been engaged, when the D range or the R range is selected, the timer T is turned on in step S11, and the timer is set in step S12. It is determined whether or not a predetermined time T1 has elapsed since T was turned on. In step S13, it is determined whether or not the brake is operating. In step S14, it is determined whether or not the vehicle speed V is less than or equal to the set vehicle speed V1. In step S16, it is determined whether the turbine speed Nt is equal to or less than the set speed Nt1, and in step S17, it is determined whether the turbine speed is decreasing. If YES is determined in these steps S12 to S17, it corresponds to the determination method of FIG. 6A, it is determined that the fastening is completed in step S18, and the timer T is reset in step S19.

一方、ステップＳ１３でブレーキが作動されていないと判定されたときには、ステップＳ２０で車速が設定車速Ｖ２以下であるか否かを判定し、ステップＳ２１ではタービン回転数Ｎtとセカンダリ回転数Ｎsecとの比が所定値α以下であるか否かを判定する。これらのステップＳ２０，Ｓ２１でＹＥＳと判定されたときは、図６（Ｂ）の判定方式に対応し、ステップＳ１８で締結完了と判定する。車速Ｖ２は約５km/h程度に設定されており、車速Ｖ１は約１〜２km/h程度以下のほぼ停止状態の車速に設定されている。車速がＶ２以上となっている状態でＮレンジからＤレンジに切り換えられたときには、ステップＳ１２において締結開始から所定の時間Ｔ１が経過したことが判定されると、締結完了が判定される。 On the other hand, when it is determined in step S13 that the brake is not operated, it is determined in step S20 whether the vehicle speed is equal to or lower than the set vehicle speed V2, and in step S21, the ratio between the turbine speed Nt and the secondary speed Nsec. Is less than or equal to a predetermined value α. If YES is determined in these steps S20 and S21, it corresponds to the determination method of FIG. The vehicle speed V2 is set to about 5 km / h, and the vehicle speed V1 is set to a substantially stopped vehicle speed of about 1 to 2 km / h or less. When the vehicle speed is V2 or higher and the vehicle is switched from the N range to the D range, if it is determined in step S12 that the predetermined time T1 has elapsed from the start of the engagement, the completion of the engagement is determined.

このように、車両が微速走行時にはタービン回転数とセカンダリ回転数とに基づいて入力クラッチの締結完了を判定し、車両の停止時にはタービン回転数に基づいて判定するようにしたので、入力クラッチの締結完了をプライマリプーリの回転数を検出することなく判定することができる。 As described above, when the vehicle is traveling at a low speed, the completion of the input clutch is determined based on the turbine rotational speed and the secondary rotational speed, and when the vehicle is stopped, the determination is based on the turbine rotational speed. Completion can be determined without detecting the rotational speed of the primary pulley.

図９（Ａ）に示すように、入力クラッチ締結時モードでは、ステップＳ３１でメモリに格納された入力クラッチ締結時用の目標回転テーブルを読み出し、ステップＳ３２で入力クラッチ締結時用の油圧比テーブルを読み出して、ステップＳ３３において油圧比を算出し、ステップＳ３４において目標プライマリ圧フィードフォワード値を算出する。算出された目標プライマリ圧フィードフォワード値に対して、ステップＳ３５において目標変速比と実変速比とに基づいて算出した目標プライマリ圧フィードバック値を加算する。そして、目標プライマリ圧フィードフォワード値に目標プライマリ圧フィードバック値が加算された目標プライマリ圧に基づいてプライマリ圧調整弁の作動を制御することにより、変速比はフィードバック制御される。 As shown in FIG. 9 (A), in the input clutch engagement mode, the input clutch engagement target rotation table stored in the memory is read in step S31, and the input clutch engagement hydraulic ratio table is stored in step S32. In step S33, the hydraulic pressure ratio is calculated, and in step S34, the target primary pressure feedforward value is calculated. The target primary pressure feedback value calculated based on the target gear ratio and the actual gear ratio in step S35 is added to the calculated target primary pressure feedforward value. The gear ratio is feedback-controlled by controlling the operation of the primary pressure regulating valve based on the target primary pressure obtained by adding the target primary pressure feedback value to the target primary pressure feedforward value.

一方、図９（Ｂ）に示すように、入力クラッチ開放時モードでは、ステップＳ４１で入力クラッチ開放時用のプライマリプーリの目標回転テーブルを読み出し、ステップＳ４２で入力クラッチ開放時用の油圧比テーブルを読み出して、ステップＳ４３において油圧比を算出し、ステップＳ４４において目標プライマリ圧フィードフォワード値、すなわち目標プライマリ圧を算出する。そして、算出された目標プライマリ圧に基づいてプライマリ圧調整弁の作動を制御することにより、変速比はフィードフォワード制御される。 On the other hand, as shown in FIG. 9B, in the input clutch disengagement mode, the target rotation table for the primary pulley for disengaging the input clutch is read in step S41, and the hydraulic ratio table for disengaging the input clutch is retrieved in step S42. In step S43, the hydraulic pressure ratio is calculated. In step S44, the target primary pressure feedforward value, that is, the target primary pressure is calculated. Then, by controlling the operation of the primary pressure adjusting valve based on the calculated target primary pressure, the gear ratio is feedforward controlled.

このように、プライマリ圧を圧力制御で調整する無段変速機でもって、入力クラッチが締結されているときには、変速比をフィードバック制御し、入力クラッチが開放されているときには変速比をフィードバック制御することなくフィードフォワード制御するので、プライマリ回転数センサを設けることなく、タービン回転数センサとセカンダリ回転数センサとを使用して、変速比を確実に制御することができる。また、ＮレンジからＤレンジまたはＲレンジに切り換えられたときには、確実に入力クラッチの締結判定を行うことができるのでモード切り替えを適切に行うことができ、入力クラッチの締結状態に応じた変速制御を実行することができる。 Thus, with a continuously variable transmission that adjusts the primary pressure by pressure control, the gear ratio is feedback controlled when the input clutch is engaged, and the gear ratio is feedback controlled when the input clutch is disengaged. Therefore, the gear ratio can be reliably controlled by using the turbine speed sensor and the secondary speed sensor without providing the primary speed sensor. In addition, when switching from the N range to the D range or the R range, it is possible to reliably perform the engagement determination of the input clutch, so that the mode can be switched appropriately, and the shift control according to the engagement state of the input clutch is performed. Can be executed.

本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能である。 The present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention.

ベルト式無断変速機を備えた車両の駆動系を示す概略図である。It is the schematic which shows the drive system of the vehicle provided with the belt-type continuously variable transmission. 図１の無段変速機におけるプライマリプーリの目標回転数と車速との関係を示す変速制御特性線図である。FIG. 2 is a shift control characteristic diagram showing a relationship between a target rotational speed of a primary pulley and a vehicle speed in the continuously variable transmission of FIG. 1. 無段変速機の制御回路を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control circuit of a continuously variable transmission. （Ａ）は入力クラッチが締結されたときの図３に示した油圧比算出部における油圧比の算出回路を示すブロック図であり、（Ｂ）は入力クラッチが開放されたときの図３に示した油圧比算出部における油圧比の算出回路を示すブロック図である。(A) is a block diagram showing a hydraulic pressure ratio calculation circuit in the hydraulic pressure ratio calculation section shown in FIG. 3 when the input clutch is engaged, (B) is shown in FIG. 3 when the input clutch is released. It is a block diagram which shows the calculation circuit of the hydraulic ratio in the hydraulic ratio calculation part. クラッチの制御回路を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control circuit of a clutch. （Ａ）はブレーキが操作されて車両が停止した状態でＮレンジからＤレンジに切り換えられたときにおける締結完了判定の方式を示すタイムチャートであり、（Ｂ）は車両が微速走行状態のもとでＮレンジからＤレンジに切り換えられたときにおける締結完了判定の方式を示すタイムチャートである。(A) is a time chart showing a method of determining completion of engagement when the brake is operated and the vehicle is stopped and switched from the N range to the D range, and (B) is a time chart showing that the vehicle is in a slow speed driving state. It is a time chart which shows the system of the completion determination of fastening when it switches from N range to D range in FIG. 入力クラッチ作動状態に応じた変速制御モードの切換手順のアルゴリズムを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the algorithm of the switching procedure of the shift control mode according to an input clutch operating state. 入力クラッチの締結判定手順のアルゴリズムを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the algorithm of the fastening determination procedure of an input clutch. 図７に示された入力クラッチ締結時モードと入力クラッチ開放時モードのサブルーチンを示すフローチャートである。FIG. 8 is a flowchart showing a subroutine of an input clutch engagement mode and an input clutch release mode shown in FIG. 7.

Explanation of symbols

１１プライマリ軸
１２セカンダリ軸
１３プライマリプーリ
１４セカンダリプーリ
１５ベルト
１８エンジン
２０トルクコンバータ
２４タービン軸
２８前進用摩擦係合機構（入力クラッチ）
３２後退用摩擦係合機構（入力クラッチ）
３６プライマリ油室
３９セカンダリ油室
４１油圧ポンプ
４７タービン回転数センサ
４８セカンダリ回転数センサ
５０ＣＶＴ制御ユニット（変速制御手段）
５１セレクトレバー
７４クラッチ制御部（クラッチ制御手段） 11 Primary shaft 12 Secondary shaft 13 Primary pulley 14 Secondary pulley 15 Belt 18 Engine 20 Torque converter 24 Turbine shaft 28 Forward friction engagement mechanism (input clutch)
32 Friction engagement mechanism for reverse (input clutch)
36 Primary oil chamber 39 Secondary oil chamber 41 Hydraulic pump 47 Turbine rotational speed sensor 48 Secondary rotational speed sensor 50 CVT control unit (shift control means)
51 Select lever 74 Clutch control section (clutch control means)

Claims

A primary pulley mounted on the primary shaft and having a variable groove width, a secondary pulley mounted on the secondary shaft and connected to the primary pulley via a power transmission element, the groove width being variable, the turbine shaft of the torque converter, and the primary In a continuously variable transmission having an input clutch mounted between the shaft and
A turbine speed sensor for detecting the turbine speed of the turbine shaft;
A secondary rotational speed sensor for detecting a secondary rotational speed of the secondary shaft;
Input clutch control means for switching the input clutch between an engaged state and an opened state;
A primary pressure adjusting valve for adjusting a primary pressure supplied to an oil chamber of a primary cylinder provided in the primary pulley;
Engagement of the input clutch is started when the neutral range is switched to the drive range or the reverse range, and until the engagement of the input clutch is completed, the target primary pressure is calculated based on the target speed ratio calculated based on the operating state. , And feed-forward control of the gear ratio by controlling the primary pressure to the target primary pressure,
When the vehicle is running at a low speed, the completion of the engagement of the input clutch is determined when the ratio of the turbine rotation speed to the secondary rotation speed is equal to or less than a predetermined value, and the driving state is established with the input clutch engaged. The target primary pressure feedforward value is calculated based on the target speed ratio calculated based on the target speed ratio, and the target primary pressure feedback based on the actual speed ratio calculated based on the turbine speed and the secondary speed and the target speed ratio. A gear shift that calculates a value, calculates the target primary pressure by adding the target primary pressure feedforward value and the target primary pressure feedback value, and controls the primary pressure to the target primary pressure to perform feedback control of the gear ratio A control device for a continuously variable transmission.

The control device for a continuously variable transmission according to claim 1, engagement completion of the input clutch when the when the vehicle is stopped in the stop state turbine speed is equal to or less than a predetermined value, and the turbine rotational speed is decreasing A control device for a continuously variable transmission.

The continuously variable transmission control device according to claim 1 or 2, wherein completion of engagement of the input clutch is determined when a predetermined time has elapsed since the engagement signal was transmitted to the input clutch. Transmission control device.