JP5273107B2

JP5273107B2 - Control device for continuously variable transmission

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Publication number: JP5273107B2
Application number: JP2010186156A
Authority: JP
Inventors: 裕也下里; 元宣木村; 太一鷲尾
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-08-23
Filing date: 2010-08-23
Publication date: 2013-08-28
Anticipated expiration: 2030-08-23
Also published as: JP2012042037A

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress the occurrence of an overshoot in transmission control during the start of a vehicle mounted with a continuously variable transmission. <P>SOLUTION: A control device of a continuously variable transmission previously reads a target input rotation speed during the start of a vehicle, calculates a feed forward control amount for rapidly starting the transmission control based on a transmission speed and an input torque of a transmission, and executes the feed forward control during the start of the vehicle based on the calculated feed forward control amount to increase transmission oil pressure during the start of the vehicle (during the start of the transmission). Such control allows the vehicle to start the transmission earlier than that in a case of executing only the feed back control. Consequently, the control device can suppress the continuously variable transmission using the lowest shift in terms of hardware as a maximum transmission ratio γmax during the start of the vehicle from occurring overshoot in the transmission control during the start of the vehicle. <P>COPYRIGHT: (C)2012,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両に搭載される無段変速機の制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission mounted on a vehicle.

エンジン（内燃機関）を搭載した車両において、エンジンが発生するトルク及び回転速度を車両の走行状態に応じて適切に駆動輪に伝達する変速機として、エンジンと駆動輪との間の変速比を自動的に最適設定する自動変速機が知られている。車両に搭載される自動変速機としては、例えば、クラッチやブレーキなどの摩擦係合要素と遊星歯車装置とを用いて変速比（ギヤ比）を設定する遊星歯車式変速機や、変速比を無段階に調整するベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：ＣｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙＶａｒｉａｂｌｅＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）がある。 In a vehicle equipped with an engine (internal combustion engine), the gear ratio between the engine and the drive wheel is automatically used as a transmission that properly transmits the torque and rotation speed generated by the engine to the drive wheel according to the running state of the vehicle. Automatic transmissions that are optimally set are known. As an automatic transmission mounted on a vehicle, for example, a planetary gear type transmission that sets a gear ratio (gear ratio) using a friction engagement element such as a clutch or a brake and a planetary gear device, or a gear ratio is not used. There is a belt-type continuously variable transmission (CVT) that adjusts in stages.

車両に搭載される無段変速機においては、例えば、アクセルペダルの踏み込み量に代表される駆動要求量、エンジン回転数や車速などの車両状態に基づいて目標入力回転数（目標変速比）を設定し、その目標入力回転数（目標変速比）と実際の入力回転数（実際の変速比）との偏差に基づくフィードバック制御によって変速比を制御している。例えば、ベルト式無段変速機では、実際の入力回転数（実入力回転数）が目標入力回転数となるように、プライマリプーリの油圧アクチュエータにおける作動油の流入出量をフィードバック制御（流量制御）することによって変速比を制御している（例えば、特許文献１参照）。 In a continuously variable transmission mounted on a vehicle, for example, a target input rotational speed (target speed ratio) is set based on the required driving amount represented by the amount of depression of the accelerator pedal, the vehicle state such as the engine rotational speed and the vehicle speed. The speed ratio is controlled by feedback control based on the deviation between the target input speed (target speed ratio) and the actual input speed (actual speed ratio). For example, in a belt-type continuously variable transmission, feedback control (flow rate control) of the amount of hydraulic oil flowing in and out of the hydraulic actuator of the primary pulley so that the actual input rotational speed (actual input rotational speed) becomes the target input rotational speed. Thus, the transmission ratio is controlled (see, for example, Patent Document 1).

このような流量制御を採用した無段変速機では、車両発進時の最大変速比γｍａｘ（変速比最ＬＯＷ）としてハード的最ＬＯＷを用いている。ハード的最ＬＯＷは、プライマリプーリの油圧アクチュエータの油圧を抜き（油圧ドレン）、プライマリプーリの可動シーブを、最後退位置を規定するストッパに当ててプーリ溝幅を最大にすることによって設定している。 In a continuously variable transmission that employs such a flow rate control, the hardware maximum LOW is used as the maximum gear ratio γmax (speed ratio maximum LOW) when the vehicle starts. The hardest LOW is set by releasing the hydraulic pressure of the hydraulic actuator of the primary pulley (hydraulic drain), and placing the movable sheave of the primary pulley against the stopper that defines the last retracted position to maximize the pulley groove width. .

特開２００６−３０８０６０号公報JP 2006-308060 A 特開２０１０−０４３６７６号公報JP 2010-043676 A 特開２００９−２３６１３３号公報JP 2009-236133 A

ところで、作動油の流量制御により変速が行われる無段変速機においては、車両発進の際の変速開始時に変速が遅れてオーバーシュートが発生する場合がある。すなわち、流量制御を採用した無段変速機において、車両発進時の最大変速比γｍａｘとして上記ハード的最ＬＯＷを用いている場合、そのハード的最ＬＯＷから外すのに大きな油圧が必要となる。ここで、上述の如く無段変速機の変速制御はフィードバック制御を基本としているため、ハード的最ＬＯＷから外すのに必要な油圧に到達するまでに時間がかかってしまい、その遅れ（変速遅れ）の発生により、目標入力回転数に対して実入力回転数がオーバーシュートする場合がある。 By the way, in a continuously variable transmission in which a shift is performed by controlling the flow rate of hydraulic oil, there is a case where the shift is delayed and an overshoot occurs at the start of the shift when the vehicle starts. That is, in a continuously variable transmission employing flow control, when the above-mentioned hardware maximum LOW is used as the maximum gear ratio γmax at the start of the vehicle, a large hydraulic pressure is required to remove the hardware maximum LOW. Here, since the speed change control of the continuously variable transmission is based on feedback control as described above, it takes time to reach the hydraulic pressure required to remove it from the hardware maximum LOW, and the delay (shift delay). As a result, the actual input speed may overshoot the target input speed.

本発明はそのような実情を考慮してなされたもので、作動油の流量制御により変速制御を行う無段変速機の制御装置において、車両発進時の変速制御にオーバーシュートが発生することを抑制することが可能な制御を実現することを目的とする。 The present invention has been made in view of such circumstances, and in a control device for a continuously variable transmission that performs shift control by controlling the flow rate of hydraulic oil, it is possible to suppress occurrence of overshoot in the shift control at the time of vehicle start. It aims at realizing the control which can be done.

本発明は、車両に搭載される無段変速機の変速制御に適用され、目標入力回転数と実際の入力回転数との偏差に基づいて変速比を制御するフィードバック制御と、フィードフォワード制御とが実行可能な無段変速機の制御装置を前提としており、このような無段変速機の制御装置において、車両発進時における変速制御の目標入力回転数を先読みし、現在の変速比と将来の変速比（例えば先読み目標入力回転数に基づいて先読みする将来変速比）とから変速速度を求め、その変速速度と当該無段変速機の入力トルクとに基づいてフィードフォワード制御量を求めて車両発進時にフィードフォワード制御を実行することを技術的特徴としている。 The present invention is applied to shift control of a continuously variable transmission mounted on a vehicle, and includes feedback control for controlling a gear ratio based on a deviation between a target input rotational speed and an actual input rotational speed, and feedforward control. A control device for a continuously variable transmission that can be executed is premised, and in such a continuously variable transmission control device, the target input rotational speed of the shift control at the start of the vehicle is pre-read, and the current gear ratio and the future gear shift A shift speed is obtained from a ratio (for example, a future speed ratio to be read in advance based on a pre-read target input rotation speed), and a feedforward control amount is obtained on the basis of the shift speed and an input torque of the continuously variable transmission. The technical feature is to execute feedforward control.

本発明によれば、車両発進時の目標入力回転数を先読みし、変速制御を早く開始させるためのフィードフォワード制御量を求めて車両発進時にフィードフォワード制御を実行しているので、車両発進時の変速油圧を大きくすることが可能となり、上記した偏差（目標入力回転数と実入力回転数との偏差）に基づくフィードバック制御のみを実行する場合よりも変速開始を早くすることができる。これによって車両発進時の最大変速比γｍａｘとしてハード的最ＬＯＷを用いる無段変速機において、車両発進時（変速開始時）の変速制御にオーバーシュートが発生することを抑制することができる。 According to the present invention, the target input rotational speed at the time of starting the vehicle is prefetched, the feedforward control amount for starting the shift control early is obtained, and the feedforward control is executed at the time of starting the vehicle. The shift hydraulic pressure can be increased, and the shift start can be made earlier than when only the feedback control based on the deviation (deviation between the target input rotation speed and the actual input rotation speed) is executed. As a result, in a continuously variable transmission that uses the hardware maximum LOW as the maximum gear ratio γmax at the start of the vehicle, it is possible to suppress the occurrence of overshoot in the shift control at the start of the vehicle (at the start of the shift).

しかも、変速速度と入力トルクとに基づいてフィードフォワード制御量を求めているので、入力トルクのばらつきを吸収することができ、オーバーシュートを安定して抑制することができる。また、変速速度のみに基づいてフィードフォワード制御量を求めた場合、変速速度が車両加速度（入力トルク）に依存するため、アクセル開度が異なっていても、フィードフォワード制御量はほぼ同等となる。そのため、アクセル開度によっては、フィードフォワード制御量が過大となってアンダーシュートが発生したり、フィードフォワード制御量不足によるオーバーシュートが発生したりする場合があるが、変速速度に加えて入力トルクを考慮してフィードフォワード制御量を求めることにより、そのようなアクセル開度の相違によるアンダーシュート・オーバーシュートを抑制することができる。 In addition, since the feedforward control amount is obtained based on the shift speed and the input torque, variations in the input torque can be absorbed and overshoot can be stably suppressed. Further, when the feedforward control amount is obtained based only on the shift speed, the shift speed depends on the vehicle acceleration (input torque). Therefore, even if the accelerator opening is different, the feedforward control amount is substantially the same. For this reason, depending on the accelerator opening, the feedforward control amount may become excessive and undershoot may occur, or overshoot may occur due to insufficient feedforward control amount. By calculating the feedforward control amount in consideration, undershoot and overshoot due to such a difference in accelerator opening can be suppressed.

本発明を適用する無段変速機として、プライマリプーリ及びセカンダリプーリと、プライマリプーリとセカンダリプーリとに巻き掛けられたベルトと、プライマリプーリの溝幅を変化させる油圧アクチュエータと、セカンダリプーリの溝幅を変化させる油圧アクチュエータとを備え、プライマリプーリの油圧アクチュエータの作動油の流入出量を制御することにより変速比が調整されるとともに、最大変速比γｍａｘを形成する際に前記プライマリプーリの可動シーブの位置が機械的に位置決め（ハード的最ＬＯＷに設定）されるベルト式無段変速機を挙げることができる。 As a continuously variable transmission to which the present invention is applied, a primary pulley and a secondary pulley, a belt wound around the primary pulley and the secondary pulley, a hydraulic actuator that changes a groove width of the primary pulley, and a groove width of the secondary pulley A hydraulic actuator to be changed, and the speed ratio is adjusted by controlling the amount of hydraulic oil flowing in and out of the primary pulley hydraulic actuator, and the position of the movable sheave of the primary pulley when the maximum speed ratio γmax is formed. Is a belt type continuously variable transmission that is mechanically positioned (set to the hardest LOW).

本発明によれば、車両発進時の変速制御にオーバーシュートが発生することを抑制することができる。 According to the present invention, it is possible to suppress the occurrence of overshoot in the shift control when the vehicle starts.

本発明を適用する無段変速機が搭載された車両の一例を示す概略構成図である。It is a schematic block diagram which shows an example of the vehicle carrying the continuously variable transmission to which this invention is applied. 油圧制御回路のうちベルト式無段変速機のプライマリプーリの油圧アクチュエータを制御する油圧制御回路の回路構成図である。It is a circuit block diagram of the hydraulic control circuit which controls the hydraulic actuator of the primary pulley of a belt-type continuously variable transmission among hydraulic control circuits. 油圧制御回路のうちベルト式無段変速機のベルトの挟圧力を制御する油圧制御回路の回路構成図である。It is a circuit block diagram of the hydraulic control circuit which controls the clamping pressure of the belt of a belt-type continuously variable transmission among hydraulic control circuits. ベルト式無段変速機の変速制御に用いるマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map used for the shift control of a belt-type continuously variable transmission. ベルト式無段変速機のベルト挟圧力制御に用いるマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map used for the belt clamping pressure control of a belt-type continuously variable transmission. ＥＣＵ等の制御系の構成を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the structure of control systems, such as ECU. 車両発進時の変速制御の一例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows an example of the shift control at the time of vehicle start. 車両発進時の変速制御の一例を示すタイミングチャートである。It is a timing chart which shows an example of the shift control at the time of vehicle start. クイックアプライ制御量の算出マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the calculation map of quick apply control amount. 無段変速機の変速比と推力比との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the transmission gear ratio and thrust ratio of a continuously variable transmission.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

図１は本発明を適用する車両の一例を示す概略構成図である。 FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an example of a vehicle to which the present invention is applied.

この例の車両は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両であって、走行用動力源であるエンジン（内燃機関）１、流体伝動装置としてのトルクコンバータ２、前後進切替装置３、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）４、減速歯車装置５、差動歯車装置６、及び、ＥＣＵ８などが搭載されており、そのＥＣＵ８により実行されるプログラムによって本発明の無段変速機の制御装置が実現される。 The vehicle in this example is an FF (front engine / front drive) type vehicle, which is an engine (internal combustion engine) 1 that is a driving power source, a torque converter 2 as a fluid transmission device, a forward / reverse switching device 3, and a belt type. A continuously variable transmission (CVT) 4, a reduction gear device 5, a differential gear device 6, an ECU 8, and the like are mounted, and the control device for the continuously variable transmission according to the present invention is realized by a program executed by the ECU 8. Is done.

エンジン１の出力軸であるクランクシャフト１１はトルクコンバータ２に連結されており、エンジン１の出力が、トルクコンバータ２から前後進切替装置３、ベルト式無段変速機４及び減速歯車装置５を介して差動歯車装置６に伝達され、左右の駆動輪７へ分配される。これらエンジン１、トルクコンバータ２、前後進切替装置３、ベルト式無段変速機４、及び、ＥＣＵ８の各部について以下に説明する。 A crankshaft 11, which is an output shaft of the engine 1, is connected to the torque converter 2, and the output of the engine 1 is transmitted from the torque converter 2 via the forward / reverse switching device 3, the belt type continuously variable transmission 4, and the reduction gear device 5. Are transmitted to the differential gear device 6 and distributed to the left and right drive wheels 7. The parts of the engine 1, the torque converter 2, the forward / reverse switching device 3, the belt-type continuously variable transmission 4, and the ECU 8 will be described below.

−エンジン−
エンジン１は、例えば多気筒ガソリンエンジンである。エンジン１に吸入される吸入空気量は電子制御式のスロットルバルブ１２により調整される。スロットルバルブ１２は運転者のアクセルペダル操作とは独立してスロットル開度を電子的に制御することが可能であり、その開度（スロットル開度）はスロットル開度センサ１０２によって検出される。また、エンジン１の冷却水温は水温センサ１０３によって検出される。 -Engine-
The engine 1 is a multi-cylinder gasoline engine, for example. The amount of intake air taken into the engine 1 is adjusted by an electronically controlled throttle valve 12. The throttle valve 12 can electronically control the throttle opening independently of the driver's accelerator pedal operation, and the opening (throttle opening) is detected by the throttle opening sensor 102. Further, the coolant temperature of the engine 1 is detected by a water temperature sensor 103.

スロットルバルブ１２のスロットル開度はＥＣＵ８によって駆動制御される。具体的には、エンジン回転数センサ１０１によって検出されるエンジン回転数Ｎｅ、及び、運転者のアクセルペダル踏み込み量（アクセル操作量Ａｃｃ）等のエンジン１の運転状態に応じた最適な吸入空気量（目標吸気量）が得られるようにスロットルバルブ１２のスロットル開度を制御している。より詳細には、スロットル開度センサ１０２を用いてスロットルバルブ１２の実際のスロットル開度を検出し、その実スロットル開度が、上記目標吸気量が得られるスロットル開度（目標スロットル開度）に一致するようにスロットルバルブ１２のスロットルモータ１３をフィードバック制御している。 The throttle opening of the throttle valve 12 is driven and controlled by the ECU 8. Specifically, the optimum intake air amount (in accordance with the operating state of the engine 1 such as the engine speed Ne detected by the engine speed sensor 101 and the accelerator pedal depression amount (accelerator operation amount Acc) of the driver). The throttle opening of the throttle valve 12 is controlled so as to obtain a target intake air amount. More specifically, the actual throttle opening of the throttle valve 12 is detected using the throttle opening sensor 102, and the actual throttle opening coincides with the throttle opening (target throttle opening) at which the target intake air amount can be obtained. Thus, the throttle motor 13 of the throttle valve 12 is feedback-controlled.

−トルクコンバータ−
トルクコンバータ２は、入力側のポンプインペラ２１、出力側のタービンランナ２２、及び、トルク増幅機能を発現するステータ２３などを備えており、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２との間で流体（作動油）を介して動力伝達を行う。ポンプインペラ２１はエンジン１のクランクシャフト１１に連結されている。タービンランナ２２はタービンシャフト２７を介して前後進切替装置３に連結されている。 -Torque converter-
The torque converter 2 includes an input-side pump impeller 21, an output-side turbine runner 22, a stator 23 that exhibits a torque amplifying function, and the like. A fluid (hydraulic oil) is provided between the pump impeller 21 and the turbine runner 22. ) To transmit power. The pump impeller 21 is connected to the crankshaft 11 of the engine 1. The turbine runner 22 is connected to the forward / reverse switching device 3 via the turbine shaft 27.

トルクコンバータ２には、当該トルクコンバータ２の入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチ２４が設けられている。ロックアップクラッチ２４は、係合側油室２５内の油圧と解放側油室２６内の油圧との差圧（ロックアップ差圧）を制御することにより完全係合・半係合（スリップ状態での係合）または解放される。 The torque converter 2 is provided with a lockup clutch 24 that directly connects the input side and the output side of the torque converter 2. The lock-up clutch 24 controls the differential pressure (lock-up differential pressure) between the hydraulic pressure in the engagement side oil chamber 25 and the hydraulic pressure in the release side oil chamber 26 to achieve full engagement and half engagement (in the slip state). Engagement) or release.

ロックアップクラッチ２４を完全係合させることにより、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２とが一体回転する。また、ロックアップクラッチ２４を所定のスリップ状態（半係合状態）で係合させることにより、駆動時には所定のスリップ量でタービンランナ２２がポンプインペラ２１に追随して回転する。一方、ロックアップ差圧を負に設定することによりロックアップクラッチ２４は解放状態となる。このロックアップクラッチ２４の係合または解放は、ＥＣＵ８及び油圧制御回路２０によって制御される。 By completely engaging the lockup clutch 24, the pump impeller 21 and the turbine runner 22 rotate integrally. Further, by engaging the lockup clutch 24 in a predetermined slip state (half-engaged state), the turbine runner 22 rotates following the pump impeller 21 with a predetermined slip amount during driving. On the other hand, by setting the lockup differential pressure to be negative, the lockup clutch 24 is released. Engagement or release of the lockup clutch 24 is controlled by the ECU 8 and the hydraulic control circuit 20.

そして、トルクコンバータ２にはポンプインペラ２１に連結して駆動される機械式のオイルポンプ（油圧発生源）１０が設けられている。このオイルポンプ１０はエンジン１によって駆動される。 The torque converter 2 is provided with a mechanical oil pump (hydraulic pressure generating source) 10 that is connected to and driven by the pump impeller 21. The oil pump 10 is driven by the engine 1.

−前後進切替装置−
前後進切替装置３は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構３０、フォワードクラッチ（前進用クラッチ）Ｃ１及びリバースブレーキ（後進用ブレーキ）Ｂ１を備えている。 -Forward / reverse switching device-
The forward / reverse switching device 3 includes a double pinion type planetary gear mechanism 30, a forward clutch (forward clutch) C1, and a reverse brake (reverse brake) B1.

遊星歯車機構３０のサンギヤ３１はトルクコンバータ２のタービンシャフト２７に一体的に連結されており、キャリア３３はベルト式無段変速機４の入力軸４０に一体的に連結されている。これらキャリア３３とサンギヤ３１とはフォワードクラッチＣ１を介して選択的に連結されている。また、リングギヤ３２はリバースブレーキＢ１を介してハウジング３００に選択的に固定されるようになっている。 The sun gear 31 of the planetary gear mechanism 30 is integrally connected to the turbine shaft 27 of the torque converter 2, and the carrier 33 is integrally connected to the input shaft 40 of the belt type continuously variable transmission 4. The carrier 33 and the sun gear 31 are selectively connected via a forward clutch C1. The ring gear 32 is selectively fixed to the housing 300 via the reverse brake B1.

フォワードクラッチＣ１及びリバースブレーキＢ１は、油圧制御回路２０によって係合・解放される油圧式の摩擦係合装置であって、フォワードクラッチＣ１が係合され、リバースブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切替装置３が一体回転状態となって前進用動力伝達経路が成立（達成）し、この状態で、前進方向の駆動力がベルト式無段変速機４側へ伝達される。 The forward clutch C1 and the reverse brake B1 are hydraulic friction engagement devices that are engaged / released by the hydraulic control circuit 20, and the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released to move forward and backward. The forward switching device 3 is integrally rotated to establish (achieve) the forward power transmission path. In this state, the forward driving force is transmitted to the belt type continuously variable transmission 4 side.

一方、リバースブレーキＢ１が係合され、フォワードクラッチＣ１が解放されると、前後進切替装置３によって後進用動力伝達経路が成立（達成）する。この状態で、ベルト式無段変速機４の入力軸４０がタービンシャフト２７に対して逆方向へ回転し、この後進方向の駆動力がベルト式無段変速機４側へ伝達される。また、フォワードクラッチＣ１及びリバースブレーキＢ１がともに解放されると、前後進切替装置３は動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。 On the other hand, when the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the forward / reverse switching device 3 establishes (achieves) a reverse power transmission path. In this state, the input shaft 40 of the belt-type continuously variable transmission 4 rotates in the reverse direction with respect to the turbine shaft 27, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the belt-type continuously variable transmission 4 side. Further, when both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 3 is in a neutral state (blocking state) that blocks power transmission.

−ベルト式無段変速機−
ベルト式無段変速機４は、図１に示すように、入力側のプライマリプーリ４１、出力側のセカンダリプーリ４２、及び、これらプライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２とに巻き掛けられた金属製のベルト４３などを備えている。 -Belt type continuously variable transmission-
As shown in FIG. 1, the belt-type continuously variable transmission 4 includes an input-side primary pulley 41, an output-side secondary pulley 42, and a metal belt wound around the primary pulley 41 and the secondary pulley 42. 43 and the like.

プライマリプーリ４１は、有効径が可変な可変プーリであって、入力軸４０に固定された固定シーブ４１１と、入力軸４０に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４１２とによって構成されている。セカンダリプーリ４２も同様に有効径が可変な可変プーリであって、出力軸４４に固定された固定シーブ４２１と、出力軸４４に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４２２とによって構成されている。 The primary pulley 41 is a variable pulley having a variable effective diameter, and a fixed sheave 411 fixed to the input shaft 40 and a movable sheave 412 disposed on the input shaft 40 in a state in which sliding is possible only in the axial direction. And is composed of. Similarly, the secondary pulley 42 is a variable pulley whose effective diameter is variable, and is a fixed sheave 421 fixed to the output shaft 44 and a movable sheave arranged on the output shaft 44 so as to be slidable only in the axial direction. 422.

プライマリプーリ４１の可動シーブ４１２側には、固定シーブ４１１と可動シーブ４１２との間のＶ溝幅を変更するための油圧アクチュエータ４１３が配置されている。また、セカンダリプーリ４２の可動シーブ４２２側にも同様に、固定シーブ４２１と可動シーブ４２２との間のＶ溝幅を変更するための油圧アクチュエータ４２３が配置されている。 A hydraulic actuator 413 for changing the V groove width between the fixed sheave 411 and the movable sheave 412 is disposed on the movable sheave 412 side of the primary pulley 41. Similarly, a hydraulic actuator 423 for changing the V groove width between the fixed sheave 421 and the movable sheave 422 is also arranged on the movable sheave 422 side of the secondary pulley 42.

以上の構造のベルト式無段変速機４において、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御することにより、プライマリプーリ４１及びセカンダリプーリ４２の各Ｖ溝幅が変化してベルト４３の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（γ＝プライマリプーリ回転数（入力軸回転数）Ｎｉｎ／セカンダリプーリ回転数（出力軸回転数）Ｎｏｕｔ）が連続的に変化する。また、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧は、ベルト滑りが生じない所定の挟圧力でベルト４３が挟圧されるように制御される。これらの制御はＥＣＵ８及び油圧制御回路２０によって実行される。 In the belt type continuously variable transmission 4 having the above-described structure, by controlling the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41, the V groove widths of the primary pulley 41 and the secondary pulley 42 change, and the engagement diameter of the belt 43 ( The effective gear ratio) is changed, and the gear ratio γ (γ = primary pulley rotation speed (input shaft rotation speed) Nin / secondary pulley rotation speed (output shaft rotation speed) Nout) continuously changes. The hydraulic pressure of the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 is controlled such that the belt 43 is clamped with a predetermined clamping pressure that does not cause belt slip. These controls are executed by the ECU 8 and the hydraulic control circuit 20.

−油圧制御回路−
油圧制御回路２０は、図１に示すように、変速速度制御部２０ａ、ベルト挟圧力制御部２０ｂ、ライン圧制御部２０ｃ、ロックアップクラッチ２４の係合（完全係合及び半係合）または解放を制御するロックアップ制御部２０ｄ、前後進切替装置３のフォワードクラッチＣ１及びリバースブレーキＢ１の係合または解放を制御するクラッチ圧力制御部２０ｅ、並びに、マニュアルバルブ２０ｆなどを備えている。なお、クラッチ圧力制御部２０ｅには、リニアソレノイドバルブＳＬＴにて制御されたライン圧が供給される。 -Hydraulic control circuit-
As shown in FIG. 1, the hydraulic control circuit 20 engages (releases fully or half-engages) or releases the shift speed control unit 20 a, the belt clamping pressure control unit 20 b, the line pressure control unit 20 c, and the lockup clutch 24. A lockup control unit 20d for controlling the engagement, a clutch pressure control unit 20e for controlling engagement or disengagement of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 of the forward / reverse switching device 3, a manual valve 20f, and the like. The clutch pressure control unit 20e is supplied with the line pressure controlled by the linear solenoid valve SLT.

また、油圧制御回路２０を構成する変速速度制御用の変速制御ソレノイドバルブＤＳ１及び変速制御ソレノイドバルブＤＳ２、ベルト挟圧力制御用のリニアソレノイドバルブＳＬＳ、ライン圧制御用のリニアソレノイドバルブＳＬＴ、並びに、ロックアップ係合圧制御用のデューティソレノイドバルブＤＳＵにはＥＣＵ８からの制御信号が供給される。 Further, the shift control solenoid valve DS1 and the shift control solenoid valve DS2 for controlling the shift speed constituting the hydraulic pressure control circuit 20, the linear solenoid valve SLS for controlling the belt clamping pressure, the linear solenoid valve SLT for controlling the line pressure, and the lock A control signal from the ECU 8 is supplied to the duty solenoid valve DSU for up engagement pressure control.

次に、油圧制御回路２０のうち、ベルト式無段変速機４のプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧制御回路（変速速度制御部２０ａの具体的な油圧回路構成）、及び、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧制御回路（ベルト挟圧力制御部２０ｂの具体的な油圧回路構成）について、図２及び図３を参照して説明する。 Next, in the hydraulic control circuit 20, the hydraulic control circuit of the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 of the belt-type continuously variable transmission 4 (specific hydraulic circuit configuration of the transmission speed control unit 20 a), and the secondary pulley 42 A hydraulic control circuit of the hydraulic actuator 423 (specific hydraulic circuit configuration of the belt clamping pressure control unit 20b) will be described with reference to FIGS.

まず、図３に示すように、オイルポンプ１０が発生した油圧はプライマリレギュレータバルブ２０３により調圧されてライン圧ＰＬが生成される。プライマリレギュレータバルブ２０３には、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１が出力する制御油圧がクラッチアプライコントロールバルブ２０４を介して供給され、その制御油圧をパイロット圧として作動する。 First, as shown in FIG. 3, the hydraulic pressure generated by the oil pump 10 is regulated by the primary regulator valve 203 to generate the line pressure PL. The primary regulator valve 203 is supplied with the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLT) 201 via the clutch apply control valve 204, and operates with the control hydraulic pressure as a pilot pressure.

なお、クラッチアプライコントロールバルブ２０４の切り替えにより、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２からの制御油圧がプライマリレギュレータバルブ２０３に供給され、その制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬが調圧される場合もある。これらリニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１及びリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２には、ライン圧ＰＬを元圧としてモジュレータバルブ２０５にて調圧された油圧が供給される。 Note that, by switching the clutch apply control valve 204, the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 202 is supplied to the primary regulator valve 203, and the line pressure PL may be regulated using the control hydraulic pressure as a pilot pressure. The linear solenoid valve (SLT) 201 and the linear solenoid valve (SLS) 202 are supplied with the hydraulic pressure regulated by the modulator valve 205 using the line pressure PL as the original pressure.

リニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１は、ＥＣＵ８が出力するＤｕｔｙ信号によって決まる電流値に応じて制御油圧を出力する。リニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１はノーマルオープンタイプのソレノイドバルブである。 The linear solenoid valve (SLT) 201 outputs a control oil pressure according to a current value determined by a duty signal output from the ECU 8. The linear solenoid valve (SLT) 201 is a normally open type solenoid valve.

また、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２は、ＥＣＵ８が出力するＤｕｔｙ信号によって決まる電流値に応じて制御油圧を出力する。このリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２も上記リニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１と同様にノーマルオープンタイプのソレノイドバルブである。 The linear solenoid valve (SLS) 202 outputs a control hydraulic pressure according to a current value determined by a duty signal output from the ECU 8. The linear solenoid valve (SLS) 202 is also a normally open type solenoid valve similar to the linear solenoid valve (SLT) 201.

なお、図２及び図３に示す油圧制御回路において、モジュレータバルブ２０６は、モジュレータバルブ２０５が出力する油圧を一定の圧力に調圧して、後述する変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５、及び、ベルト挟圧力制御バルブ３０３などに供給する。 2 and FIG. 3, the modulator valve 206 adjusts the hydraulic pressure output from the modulator valve 205 to a constant pressure, and a shift control solenoid valve (DS1) 304, a shift control solenoid valve, which will be described later. (DS2) 305 and the belt clamping pressure control valve 303 are supplied.

［変速制御］
次に、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧制御回路について説明する。図２に示すように、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３にはアップシフト用変速制御バルブ３０１が接続されている。 [Shift control]
Next, a hydraulic control circuit for the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 will be described. As shown in FIG. 2, an upshift transmission control valve 301 is connected to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41.

アップシフト用変速制御バルブ３０１には、バルブボディ内において軸方向に移動可能なスプール弁子３１１が設けられている。スプール弁子３１１の一端側（図２の上端側）にはスプリング（圧縮コイルばね）３１２が配置されており、このスプール弁子３１１を挟んでスプリング３１２とは反対側の端部に、第１油圧ポート３１５が形成されている。また、スプリング３１２が配置されている上記の一端側に第２油圧ポート３１６が形成されている。 The upshift transmission control valve 301 is provided with a spool valve element 311 that is movable in the axial direction within the valve body. A spring (compression coil spring) 312 is disposed on one end side (the upper end side in FIG. 2) of the spool valve element 311, and the first end is located on the opposite side to the spring 312 across the spool valve element 311. A hydraulic port 315 is formed. A second hydraulic port 316 is formed on the one end side where the spring 312 is disposed.

第１油圧ポート３１５には、ＥＣＵ８が出力するＤｕｔｙ信号（ＤＳ１変速Ｄｕｔｙ（アップシフトＤｕｔｙ））によって決まる電流値に応じて制御油圧を出力する変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が接続されており、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が出力する制御油圧が第１油圧ポート３１５に印加される。第２油圧ポート３１６には、ＥＣＵ８が出力するＤｕｔｙ信号（ＤＳ２変速Ｄｕｔｙ（ダウンシフトＤｕｔｙ））によって決まる電流値に応じて制御油圧を出力する変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が接続されており、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が出力する制御油圧が第２油圧ポート３１６に印加される。 The first hydraulic pressure port 315 is connected to a shift control solenoid valve (DS1) 304 that outputs a control hydraulic pressure according to a current value determined by a duty signal (DS1 shift duty (upshift duty)) output from the ECU 8. The control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS1) 304 is applied to the first hydraulic pressure port 315. The second hydraulic pressure port 316 is connected to a shift control solenoid valve (DS2) 305 that outputs a control hydraulic pressure in accordance with a current value determined by a duty signal (DS2 shift duty (downshift duty)) output from the ECU 8. The control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is applied to the second hydraulic pressure port 316.

さらに、アップシフト用変速制御バルブ３０１には、ライン圧ＰＬが供給される入力ポート３１３、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に接続（連通）される入出力ポート３１４及び出力ポート３１７が形成されており、スプール弁子３１１がアップシフト位置（図２の右側位置）にあるときには、出力ポート３１７が閉鎖され、ライン圧ＰＬが入力ポート３１３から入出力ポート３１４を経てプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に供給される。一方、スプール弁子３１１が閉じ位置（図２の左側位置）にあるときには、入力ポート３１３が閉鎖され、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３が入出力ポート３１４を介して出力ポート３１７に連通する。 Further, the upshift transmission control valve 301 is formed with an input port 313 to which the line pressure PL is supplied, an input / output port 314 and an output port 317 that are connected (communication) to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41. When the spool valve element 311 is in the upshift position (right position in FIG. 2), the output port 317 is closed, and the line pressure PL is supplied from the input port 313 to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 via the input / output port 314. Is done. On the other hand, when the spool valve element 311 is in the closed position (left side position in FIG. 2), the input port 313 is closed, and the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 communicates with the output port 317 via the input / output port 314.

ダウンシフト用変速制御バルブ３０２には、バルブボディ内において軸方向に移動可能なスプール弁子３２１が設けられている。スプール弁子３２１の一端側（図２の下端側）にはスプリング（圧縮コイルばね）３２２が配置されているとともに、その一端側に第１油圧ポート３２６が形成されている。また、スプール弁子３２１を挟んでスプリング３２２とは反対側の端部に第２油圧ポート３２７が形成されている。第１油圧ポート３２６には、上記変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が接続されており、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が出力する制御油圧が第１油圧ポート３２６に印加される。第２油圧ポート３２７には、上記変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が接続されており、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が出力する制御油圧が第２油圧ポート３２７に印加される。 The downshift transmission control valve 302 is provided with a spool valve element 321 that can move in the axial direction within the valve body. A spring (compression coil spring) 322 is disposed on one end side (lower end side in FIG. 2) of the spool valve element 321, and a first hydraulic port 326 is formed on one end side thereof. A second hydraulic port 327 is formed at the end opposite to the spring 322 across the spool valve element 321. The first hydraulic pressure port 326 is connected to the shift control solenoid valve (DS1) 304, and the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS1) 304 is applied to the first hydraulic pressure port 326. The shift control solenoid valve (DS2) 305 is connected to the second hydraulic pressure port 327, and the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is applied to the second hydraulic pressure port 327.

さらに、ダウンシフト用変速制御バルブ３０２には、入力ポート３２３、入出力ポート３２４及び排出ポート３２５が形成されている。入力ポート３２３にはバイパスコントロールバルブ３０６が接続されており、そのバイパスコントロールバルブ３０６にてライン圧ＰＬを調圧した油圧が供給される。そして、このようなダウンシフト用変速制御バルブ３０２において、スプール弁子３２１がダウンシフト位置（図２の左側位置）にあるときには入出力ポート３２４が排出ポート３２５に連通する。一方、スプール弁子３２１が閉じ位置（図２の右側位置）にあるときには入出力ポート３２４が閉鎖される。なお、ダウンシフト用変速制御バルブ３０２の入出力ポート３２４は、アップシフト用変速制御バルブ３０１の出力ポート３１７に接続されている。 Further, the downshift transmission control valve 302 is formed with an input port 323, an input / output port 324, and a discharge port 325. A bypass control valve 306 is connected to the input port 323, and a hydraulic pressure obtained by adjusting the line pressure PL by the bypass control valve 306 is supplied. In such a downshift transmission control valve 302, the input / output port 324 communicates with the discharge port 325 when the spool valve element 321 is in the downshift position (left side position in FIG. 2). On the other hand, when the spool valve element 321 is in the closed position (right side position in FIG. 2), the input / output port 324 is closed. The input / output port 324 of the downshift transmission control valve 302 is connected to the output port 317 of the upshift transmission control valve 301.

以上の図２の油圧制御回路において、ＥＣＵ８が出力するＤＳ１変速Ｄｕｔｙ（アップシフト変速指令）に応じて変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が作動し、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が出力する制御油圧がアップシフト用変速制御バルブ３０１の第１油圧ポート３１５に供給されると、その制御油圧に応じた推力によって、スプール弁子３１１がアップシフト位置側（図２の上側）に移動する。このスプール弁子３１１の移動（アップシフト側への移動）により、作動油（ライン圧ＰＬ）が制御油圧に対応する流量で入力ポート３１３から入出力ポート３１４を経てプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に供給されるとともに、出力ポート３１７が閉鎖されてダウンシフト変速制御バルブ３０２への作動油の流通が阻止される。これによって変速制御圧が高められ、プライマリプーリ４１のＶ溝幅が狭くなって変速比γが小さくなる（アップシフト）。 In the hydraulic control circuit of FIG. 2 described above, the shift control solenoid valve (DS1) 304 operates in response to the DS1 shift duty (upshift shift command) output from the ECU 8, and the shift control solenoid valve (DS1) 304 outputs. When the control hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic port 315 of the upshift transmission control valve 301, the spool valve element 311 moves to the upshift position side (upper side in FIG. 2) by the thrust according to the control hydraulic pressure. Due to the movement of the spool valve element 311 (movement toward the upshift side), the hydraulic oil (line pressure PL) flows from the input port 313 to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 through the input / output port 314 at a flow rate corresponding to the control hydraulic pressure. At the same time, the output port 317 is closed and the flow of hydraulic oil to the downshift transmission control valve 302 is blocked. As a result, the transmission control pressure is increased, the V groove width of the primary pulley 41 is reduced, and the transmission ratio γ is reduced (upshift).

なお、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が出力する制御油圧がダウンシフト用変速制御バルブ３０２の第１油圧ポート３２６に供給されると、スプール弁子３２１が図２の上側に移動し、入出力ポート３２４が閉鎖される。 When the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS1) 304 is supplied to the first hydraulic port 326 of the downshift transmission control valve 302, the spool valve element 321 moves upward in FIG. Port 324 is closed.

一方、ＥＣＵ８が出力するＤＳ２変速Ｄｕｔｙ（ダウンシフト変速指令）に応じて変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が作動し、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が出力する制御油圧がアップシフト用変速制御バルブ３０１の第２油圧ポート３１６に供給されると、その制御油圧に応じた推力によって、スプール弁子３１１がダウンシフト位置側（図２の下側）に移動する。このスプール弁子３１１の移動（ダウンシフト側への移動）により、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３内の作動油が制御油圧に対応する流量でアップシフト用変速制御バルブ３０１の入出力ポート３１４に流入する。このアップシフト用変速制御バルブ３０１に流入した作動油は出力ポート３１７及びダウンシフト用変速制御バルブ３０２の入出力ポート３２４を経て排出ポート３２５から排出される。これによって変速制御圧が低められ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くなって変速比γが大きくなる（ダウンシフト）。 On the other hand, the shift control solenoid valve (DS2) 305 is operated according to the DS2 shift duty (downshift shift command) output from the ECU 8, and the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is the shift control for upshift. When supplied to the second hydraulic pressure port 316 of the valve 301, the spool valve element 311 moves to the downshift position side (lower side in FIG. 2) by thrust according to the control hydraulic pressure. By the movement of the spool valve element 311 (movement toward the downshift side), the hydraulic oil in the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 flows into the input / output port 314 of the upshift transmission control valve 301 at a flow rate corresponding to the control hydraulic pressure. To do. The hydraulic fluid flowing into the upshift transmission control valve 301 is discharged from the discharge port 325 through the output port 317 and the input / output port 324 of the downshift transmission control valve 302. As a result, the transmission control pressure is reduced, the V groove width of the input side variable pulley 42 is increased, and the transmission ratio γ is increased (downshift).

なお、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が出力する制御油圧がダウンシフト用変速制御バルブ３０２の第２油圧ポート３２７に供給されると、スプール弁子３２１が図２の下側に移動し、入出力ポート３２４と排出ポート３２５とが連通する。 When the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is supplied to the second hydraulic port 327 of the downshift transmission control valve 302, the spool valve element 321 moves downward in FIG. The output port 324 and the discharge port 325 communicate with each other.

以上のように、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４から制御油圧が出力されると、アップシフト用変速制御バルブ３０１から作動油がプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に供給されて変速制御圧が連続的にアップシフトされる。また、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５から制御油圧が出力されると、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３内の作動油がダウンシフト用変速制御バルブ３０２の排出ポート３２５から排出されて変速制御圧が連続的にダウンシフトされる。 As described above, when the control hydraulic pressure is output from the shift control solenoid valve (DS1) 304, hydraulic oil is supplied from the upshift shift control valve 301 to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41, and the shift control pressure is continuously increased. Upshifted to When the control hydraulic pressure is output from the shift control solenoid valve (DS2) 305, the hydraulic oil in the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 is discharged from the discharge port 325 of the downshift shift control valve 302, and the shift control pressure is increased. Downshifted continuously.

そして、この例では、例えば図４に示すように、運転者の出力要求量を表すアクセル操作量Ａｃｃ及び車速Ｖをパラメータとして予め設定された変速線マップから入力側の目標入力回転数Ｎｉｎｔを算出し、実際の入力回転数Ｎｉｎが目標入力回転数Ｎｉｎｔと一致するように、それらの偏差（Ｎｉｎｔ−Ｎｉｎ）に応じてベルト式無段変速機４の変速制御（公知のフィードバック制御）、すなわち、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に対する作動油の供給・排出によって変速制御圧（プライマリシーブ圧Ｐｉｎ）が制御され、変速比γが連続的に変化する。 In this example, as shown in FIG. 4, for example, the target input rotational speed Nint on the input side is calculated from a preset shift line map using the accelerator operation amount Acc representing the driver's requested output amount and the vehicle speed V as parameters. Then, the shift control (known feedback control) of the belt-type continuously variable transmission 4 according to the deviation (Nint−Nin) so that the actual input rotational speed Nin matches the target input rotational speed Nint, that is, The transmission control pressure (primary sheave pressure Pin) is controlled by supplying / discharging hydraulic oil to / from the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41, and the transmission ratio γ continuously changes.

なお、図４の変速線マップは変速条件に相当し、ＥＣＵ８のＲＯＭ８２（図６参照）内に記憶されている。この図４のマップにおいて、車速Ｖが小さくてアクセル操作量Ａｃｃが大きい程、大きな変速比γになる目標入力回転数Ｎｉｎｔが設定されるようになっている。また、車速Ｖはセカンダリプーリ回転数（出力軸回転数）Ｎｏｕｔに対応するため、プライマリプーリ回転数（入力軸回転数）Ｎｉｎの目標値である目標入力回転数Ｎｉｎｔは目標変速比に対応し、ベルト式無段変速機４の最小変速比γｍｉｎと最大変速比γｍａｘの範囲内で設定されている。 Note that the shift line map in FIG. 4 corresponds to shift conditions, and is stored in the ROM 82 (see FIG. 6) of the ECU 8. In the map of FIG. 4, the target input rotational speed Nint is set such that the larger the gear ratio γ is, the smaller the vehicle speed V is and the greater the accelerator operation amount Acc is. Further, since the vehicle speed V corresponds to the secondary pulley rotational speed (output shaft rotational speed) Nout, the target input rotational speed Nint, which is the target value of the primary pulley rotational speed (input shaft rotational speed) Nin, corresponds to the target gear ratio, The belt type continuously variable transmission 4 is set within the range of the minimum speed ratio γmin and the maximum speed ratio γmax.

ここで、この例のベルト式無段変速機４では、車両発進時の最大変速比γｍａｘ（最低車速側の変速比（最ＬＯＷ））として上記したハード的最ＬＯＷを用いている。 Here, in the belt type continuously variable transmission 4 of this example, the above-mentioned hardware maximum LOW is used as the maximum gear ratio γmax (minimum vehicle speed side gear ratio (maximum LOW)) at the start of the vehicle.

［ベルト挟圧力制御］
次に、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧制御回路について図３を参照して説明する。 [Belt clamping pressure control]
Next, a hydraulic control circuit of the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 will be described with reference to FIG.

図３に示すように、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３にはベルト挟圧力制御バルブ３０３が接続されている。 As shown in FIG. 3, a belt clamping pressure control valve 303 is connected to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42.

ベルト挟圧力制御バルブ３０３には、バルブボディ内において軸方向に移動可能なスプール弁子３３１が設けられている。スプール弁子３３１の一端側（図３の下端側）にはスプリング（圧縮コイルばね）３３２が配置されているとともに、その一端側に第１油圧ポート３３５が形成されている。また、スプール弁子３３１を挟んでスプリング３３２とは反対側の端部に第２油圧ポート３３６が形成されている。 The belt clamping pressure control valve 303 is provided with a spool valve element 331 that is movable in the axial direction within the valve body. A spring (compression coil spring) 332 is disposed on one end side (lower end side in FIG. 3) of the spool valve element 331, and a first hydraulic port 335 is formed on one end side thereof. A second hydraulic port 336 is formed at the end opposite to the spring 332 across the spool valve element 331.

第１油圧ポート３３５にはリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が接続されており、そのリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧が第１油圧ポート３３５に印加される。第２油圧ポート３３６にはモジュレータバルブ２０６からの油圧が印加される。 A linear solenoid valve (SLS) 202 is connected to the first hydraulic pressure port 335, and a control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 is applied to the first hydraulic pressure port 335. The hydraulic pressure from the modulator valve 206 is applied to the second hydraulic pressure port 336.

さらに、ベルト挟圧力制御バルブ３０３には、ライン圧ＰＬが供給される入力ポート３３３、及び、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に接続（連通）される出力ポート３３４が形成されている。 Further, the belt clamping pressure control valve 303 is formed with an input port 333 to which the line pressure PL is supplied and an output port 334 connected (communication) to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42.

この図３の油圧制御回路において、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧が増大すると、ベルト挟圧力制御バルブ３０３のスプール弁子３３１が図３の上側に移動する。この場合、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に供給される油圧が増大し、ベルト挟圧力が増大する。一方、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧が低下すると、ベルト挟圧力制御バルブ３０３のスプール弁子３３１が図３の下側に移動する。この場合、セカンダリプーリ４２の油圧シリンダに供給される油圧が低下し、ベルト挟圧力が低下する。 In the hydraulic control circuit of FIG. 3, when the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 increases from a state where a predetermined hydraulic pressure is supplied to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42, the belt clamping pressure control valve 303. The spool valve element 331 moves upward in FIG. In this case, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 increases, and the belt clamping pressure increases. On the other hand, when the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 decreases from the state where the predetermined hydraulic pressure is supplied to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42, the spool valve element 331 of the belt clamping pressure control valve 303 is shown in FIG. 3 Move down. In this case, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder of the secondary pulley 42 decreases, and the belt clamping pressure decreases.

このようにして、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧制御してセカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に供給することによってベルト挟圧力が増減する。 In this way, the belt clamping pressure is increased or decreased by adjusting the line pressure PL using the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 as a pilot pressure and supplying it to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42.

そして、この例では、例えば図５に示すように、伝達トルクに対応するアクセル開度Ａｃｃ及び変速比γ（γ＝Ｎｉｎ／Ｎｏｕｔ）をパラメータとし、ベルト滑りが生じないように予め設定された必要油圧（ベルト挟圧力に相当）のマップに従って、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧を制御することにより、ベルト式無段変速機４のベルト挟圧力、つまり、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧を調圧制御することによって行われる。図５のマップは挟圧力制御条件に相当し、ＥＣＵ８のＲＯＭ８２（図６参照）内に記憶されている。 In this example, as shown in FIG. 5, for example, the accelerator opening Acc and the gear ratio γ (γ = Nin / Nout) corresponding to the transmission torque are used as parameters, and it is necessary to set in advance so that belt slip does not occur. By controlling the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 according to a map of hydraulic pressure (equivalent to belt clamping pressure), the belt clamping pressure of the belt-type continuously variable transmission 4, that is, the hydraulic actuator of the secondary pulley 42 This is done by controlling the pressure of the hydraulic pressure at 423. The map in FIG. 5 corresponds to the clamping pressure control condition and is stored in the ROM 82 (see FIG. 6) of the ECU 8.

−ＥＣＵ−
ＥＣＵ８は、図６に示すように、ＣＰＵ８１、ＲＯＭ８２、ＲＡＭ８３及びバックアップＲＡＭ８４などを備えている。 -ECU-
The ECU 8 includes a CPU 81, a ROM 82, a RAM 83, a backup RAM 84, and the like as shown in FIG.

ＲＯＭ８２には、各種制御プログラムや、それら各種制御プログラムを実行する際に参照されるマップ等が記憶されている。ＣＰＵ８１は、ＲＯＭ８２に記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて演算処理を実行する。また、ＲＡＭ８３はＣＰＵ８１での演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶するメモリであり、バックアップＲＡＭ８４はエンジン１の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する不揮発性のメモリである。 The ROM 82 stores various control programs, maps that are referred to when the various control programs are executed, and the like. The CPU 81 executes arithmetic processing based on various control programs and maps stored in the ROM 82. The RAM 83 is a memory for temporarily storing calculation results in the CPU 81 and data input from each sensor. The backup RAM 84 is a non-volatile memory for storing data to be saved when the engine 1 is stopped. is there.

これらＣＰＵ８１、ＲＯＭ８２、ＲＡＭ８３、及び、バックアップＲＡＭ８４はバス８７を介して互いに接続されるとともに、入力インターフェース８５及び出力インターフェース８６に接続されている。 The CPU 81, ROM 82, RAM 83, and backup RAM 84 are connected to each other via a bus 87 and are connected to an input interface 85 and an output interface 86.

入力インターフェース８５には、エンジン回転数センサ１０１、スロットル開度センサ１０２、水温センサ１０３、タービン回転数センサ１０４、プライマリプーリ回転数センサ１０５、セカンダリプーリ回転数センサ１０６、アクセル開度センサ１０７、ＣＶＴ油温センサ１０８、ブレーキペダルセンサ１０９、及び、シフトレバー９のレバーポジション（操作位置）を検出するレバーポジションセンサ１１０などが接続されており、その各センサの出力信号、つまり、エンジン１の回転数（エンジン回転数）Ｎｅ、スロットルバルブ１２のスロットル開度θｔｈ、エンジン１の冷却水温Ｔｗ、タービンシャフト２７の回転数（タービン回転数）Ｎｔ、プライマリプーリ回転数（入力軸回転数）Ｎｉｎ、セカンダリプーリ回転数（出力軸回転数）Ｎｏｕｔ、アクセルペダルの操作量（アクセル関度）Ａｃｃ、油圧制御回路２０の油温（ＣＶＴ油温Ｔｈｃ）、常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無（ブレーキＯＮ・ＯＦＦ）、及び、シフトレバー９のレバーポジション（操作位置）などを表す信号がＥＣＵ８に供給される。 The input interface 85 includes an engine speed sensor 101, a throttle opening sensor 102, a water temperature sensor 103, a turbine speed sensor 104, a primary pulley speed sensor 105, a secondary pulley speed sensor 106, an accelerator position sensor 107, and a CVT oil. A temperature sensor 108, a brake pedal sensor 109, a lever position sensor 110 for detecting a lever position (operation position) of the shift lever 9, and the like are connected. Output signals of the sensors, that is, the rotation speed of the engine 1 ( Engine speed Ne), throttle opening θth of throttle valve 12, engine coolant temperature Tw, turbine shaft 27 speed (turbine speed) Nt, primary pulley speed (input shaft speed) Nin, secondary pulley speed Number (output shaft rotation Number) Nout, accelerator pedal operation amount (accelerator degree of engagement) Acc, oil temperature of hydraulic control circuit 20 (CVT oil temperature Thc), presence / absence of operation of foot brake as a normal brake (brake ON / OFF), and shift A signal representing the lever position (operation position) of the lever 9 is supplied to the ECU 8.

出力インターフェース８６には、スロットルモータ１３、燃料噴射装置１４、点火装置１５及び油圧制御回路２０などが接続されている。 The output interface 86 is connected to the throttle motor 13, the fuel injection device 14, the ignition device 15, the hydraulic control circuit 20, and the like.

ここで、ＥＣＵ８に供給される信号のうち、タービン回転数Ｎｔは、前後進切替装置３のフォワードクラッチＣ１が係合する前進走行時にはプライマリプーリ回転数（入力軸回転数）Ｎｉｎと一致し、セカンダリプーリ回転数（出力軸回転数）Ｎｏｕｔは車速Ｖに対応する。また、アクセル操作量Ａｃｃは運転者の出力要求量を表している。 Here, among the signals supplied to the ECU 8, the turbine rotational speed Nt coincides with the primary pulley rotational speed (input shaft rotational speed) Nin during forward travel in which the forward clutch C1 of the forward / reverse switching device 3 is engaged, The pulley rotation speed (output shaft rotation speed) Nout corresponds to the vehicle speed V. The accelerator operation amount Acc represents the driver's requested output amount.

また、シフトレバー９は、駐車のためのパーキング位置「Ｐ」、後進走行のためのリバース位置「Ｒ」、動力伝達を遮断するニュートラル位置「Ｎ」、前進走行のためのドライブ位置「Ｄ」、前進走行時にベルト式無段変速機４の変速比γを手動操作で増減できるマニュアル位置「Ｍ」などの各位置に選択的に操作されるようになっている。 The shift lever 9 includes a parking position “P” for parking, a reverse position “R” for reverse traveling, a neutral position “N” for interrupting power transmission, a drive position “D” for forward traveling, During forward running, the gear ratio γ of the belt type continuously variable transmission 4 is selectively operated to each position such as a manual position “M” where the manual operation can increase or decrease the speed ratio γ.

マニュアル位置「Ｍ」には、変速比γを増減するためのダウンシフト位置やアップシフト位置、あるいは、変速範囲の上限（変速比γが小さい側）が異なる複数の変速レンジを選択できる複数のレンジ位置等が備えられている。 The manual position “M” includes a plurality of ranges in which a downshift position and an upshift position for increasing / decreasing the speed ratio γ, or a plurality of speed ranges in which the upper limit of the speed range (the side where the speed ratio γ is smaller) are different can be selected. Position etc. are provided.

レバーポジションセンサ１１０は、例えば、パーキング位置「Ｐ」、リバース位置「Ｒ」、ニュートラル位置「Ｎ」、ドライブ位置「Ｄ」、マニュアル位置「Ｍ」やアップシフト位置、ダウンシフト位置、あるいはレンジ位置等へシフトレバー９が操作されたことを検出する複数のＯＮ・ＯＦＦスイッチ等を備えている。なお、変速比γを手動操作で変更するために、シフトレバー９とは別にステアリングホイール等にダウンシフトスイッチやアップシフトスイッチ、あるいはレバー等を設けることも可能である。 The lever position sensor 110 is, for example, a parking position “P”, a reverse position “R”, a neutral position “N”, a drive position “D”, a manual position “M”, an upshift position, a downshift position, or a range position. A plurality of ON / OFF switches for detecting that the shift lever 9 is operated are provided. In order to change the gear ratio γ manually, a downshift switch, an upshift switch, or a lever can be provided on the steering wheel or the like separately from the shift lever 9.

そして、ＥＣＵ８は、上記した各種のセンサの出力信号などに基づいて、エンジン１の出力制御、上述したベルト式無段変速機４の変速速度制御及びベルト挟圧力制御、並びにロックアップクラッチ２４の係合・解放制御などを実行する。さらに、ＥＣＵ８は、下記の［車両発進時の変速制御］を実行する。 Then, the ECU 8 controls the output of the engine 1, the shift speed control and belt clamping pressure control of the belt-type continuously variable transmission 4, and the lock-up clutch 24 based on the output signals of the various sensors described above. Execute release / release control. Further, the ECU 8 executes the following [shift control when starting the vehicle].

−車両発進時の変速制御−
まず、車両発進時の最大変速比γｍａｘ（最低車速側の変速比（最ＬＯＷ））としてハード的最ＬＯＷを用いるベルト式無段変速機においては、例えば、プライマリプーリ４１の固定シーブ４１１と可動シーブ４１２との間のＶ溝幅を最大として最大変速比γｍａｘを形成するための可動シーブ４１２の位置が機械的に位置決め（ストッパ当て）されており、車両発進時には、アクセル開度Ａｃｃに応じた変速開始車速となるまでは変速比γがハード的最ＬＯＷの状態で走行することになる。そして、その後にハード的最ＬＯＷ（最大変速比γｍａｘ）から高車速側変速比への変速が開始されるが、その変速開始時においてハード的最ＬＯＷから外すのに（ハード的最ＬＯＷから高車速側変速比に移行するのに）、大きな油圧が必要になる。ここで、ベルト式無段変速機の変速制御はフィードバック制御を基本としているため、ハード的最ＬＯＷから外すのに必要な油圧に到達するまでに時間がかかってしまい、その遅れ（変速遅れ）の発生により、目標入力回転数に対して実入力回転数がオーバーシュートする場合がある。 -Shift control at vehicle start-
First, in a belt-type continuously variable transmission that uses a hardware maximum LOW as the maximum transmission ratio γmax (minimum vehicle speed side transmission ratio (maximum LOW)) when the vehicle starts, for example, the fixed sheave 411 of the primary pulley 41 and the movable sheave The position of the movable sheave 412 for forming the maximum gear ratio γmax with the width of the V groove between the gear 412 and the gear 412 as a maximum is mechanically positioned (stopper contact). Until the start vehicle speed is reached, the vehicle travels in a state where the gear ratio γ is the hardest LOW. After that, the shift from the hardware maximum LOW (maximum transmission ratio γmax) to the high vehicle speed side transmission ratio is started, but at the start of the shift, the shift from the hardware maximum LOW (from the hardware maximum LOW to the high vehicle speed) is started. A large hydraulic pressure is required to shift to the side gear ratio. Here, since the shift control of the belt-type continuously variable transmission is based on feedback control, it takes time to reach the hydraulic pressure necessary to remove it from the hardware maximum LOW, and the delay (shift delay) Due to the occurrence, the actual input rotational speed may overshoot the target input rotational speed.

このような点を考慮し、この例では、車両発進時の最大変速比γｍａｘとしてハード的最ＬＯＷを用いるベルト式無段変速機４において、車両発進時の変速制御にフィードフォワードを組み入れることによりオーバーシュートが発生することを抑制する点に特徴がある。その具体的な制御（車両発進時の変速制御）の例について図７のフローチャート及び図８のタイミングチャートを参照して説明する。図７の制御ルーチンはＥＣＵ８において実行される。 Considering these points, in this example, in the belt-type continuously variable transmission 4 that uses the hardest maximum LOW as the maximum gear ratio γmax at the start of the vehicle, it is overloaded by incorporating feedforward into the shift control at the start of the vehicle. It is characterized by suppressing the occurrence of shoots. An example of the specific control (shift control when starting the vehicle) will be described with reference to the flowchart of FIG. 7 and the timing chart of FIG. The control routine of FIG. 7 is executed in the ECU 8.

ステップＳＴ１０１において、アクセル開度センサ１０７の出力信号に基づいて「アクセルＯＮ」であるか否かを判定し、その判定結果が否定判定である場合はリターンする。ステップＳＴ１０１の判定結果が肯定判定である場合はステップＳＴ１０２に進む。 In step ST101, it is determined whether or not “accelerator is ON” based on the output signal of the accelerator opening sensor 107. If the determination result is negative, the process returns. If the determination result of step ST101 is affirmative, the process proceeds to step ST102.

ステップＳＴ１０２では、セカンダリプーリ回転数センサ１０６の出力信号から得られる車速Ｖに基づいて車両発進時制御（アクセルＯＮに伴う車両発進時制御）であるか否かを判定する。このステップＳＴ１０２の判定結果が否定判定である場合は、ステップＳＴ１２０においてフィードフォワード制御量を「０」に設定（ＦＦ制御量＝０）してステップＳＴ１０７に移行する。ステップＳＴ１０２の判定結果が肯定判定である場合はステップＳＴ１０３に進む。 In step ST102, based on the vehicle speed V obtained from the output signal of the secondary pulley rotation speed sensor 106, it is determined whether or not it is vehicle start time control (vehicle start time control accompanying accelerator ON). If the determination result in step ST102 is negative, the feedforward control amount is set to “0” (FF control amount = 0) in step ST120, and the process proceeds to step ST107. If the determination result of step ST102 is affirmative, the process proceeds to step ST103.

ステップＳＴ１０３では、セカンダリプーリ回転数センサ１０６の出力信号に基づいて出力軸回転数Ｎｏｕｔの変化量ΔＮｏｕｔ（車両加速度）を算出する。 In step ST103, a change amount ΔNout (vehicle acceleration) of the output shaft rotational speed Nout is calculated based on the output signal of the secondary pulley rotational speed sensor 106.

ステップＳＴ１０４では、予め設定した早だし時間Ｔ、上記出力軸回転数Ｎｏｕｔの変化量ΔＮｏｕｔ、及び、現在の車速Ｖａ（セカンダリプーリ回転数センサ１０６の出力信号から算出）を用いて、変速制御早だし車速Ｖｆ［Ｖｆ＝Ｖａ＋ΔＮｏｕｔ×Ｔ］を算出する。なお、早だし時間Ｔは、プライマリプーリ４１の油圧制御系の応答性などを考慮して、実験・計算等によって経験的に適合した値を用いる。 In step ST104, the speed change control is speeded up using a preset time T, the change amount ΔNout of the output shaft rotational speed Nout, and the current vehicle speed Va (calculated from the output signal of the secondary pulley rotational speed sensor 106). A vehicle speed Vf [Vf = Va + ΔNout × T] is calculated. Note that the expedient time T is a value that is empirically adapted by experiments and calculations in consideration of the responsiveness of the hydraulic control system of the primary pulley 41 and the like.

ステップＳＴ１０５では、上記ステップＳＴ１０４で算出した早だし車速Ｖｆ及び現在のアクセル開度Ａｃｃ（アクセル開度センサ１０７の出力信号から算出）に基づいて図４の変速線マップを参照して、早だし車速Ｖｆによる目標入力回転数（図８のｔｓ時点の値）を算出する（目標入力回転数の先読み）。この時点ｔｓ（図８において先読み目標入力回転数が一定になる時点）を変速開始タイミングとし、この時点ｔｓの変速比γ１（現在の変速比γ１：γ１＝［先読み目標入力回転数］／［早だし車速Ｖｆ」）を算出する。ここで、図８に示す時点ｔｓは、実際の目標入力回転数が一定になる時点ｔｒに対して上記早だし時間Ｔだけ前の時点となる。なお、車両発進時において変速開始タイミングｔｓに到達するまでの間は、車速Ｖが上昇してもハード的最ＬＯＷ（最大変速比γｍａｘ）が維持される。 In step ST105, the speed-up vehicle speed Vf calculated in step ST104 and the current accelerator position Acc (calculated from the output signal of the accelerator position sensor 107) are referred to the shift line map in FIG. The target input rotation speed (value at time ts in FIG. 8) by Vf is calculated (prefetching of the target input rotation speed). The time ts (the time when the prefetch target input rotational speed becomes constant in FIG. 8) is set as the shift start timing, and the speed ratio γ1 at this time ts (current speed ratio γ1: γ1 = [prefetch target input rotational speed] / [early However, the vehicle speed Vf ") is calculated. Here, the time point ts shown in FIG. 8 is a time point that is earlier than the time point T by which the actual target input rotation speed becomes constant. It should be noted that the hardware maximum LOW (maximum speed ratio γmax) is maintained even when the vehicle speed V increases until the shift start timing ts is reached when the vehicle starts.

ステップＳＴ１０６では、現在の変速比γ１と将来の変速比γ２とから変速速度を算出する。具体的には、まずは、（１）図８に示すｔｓ時点から時間Ｂ［ｍｓｅｃ］後の車速Ｖｆ２を現在の車速Ｖａ及び出力軸回転数Ｎｏｕｔの変化量ΔＮｏｕｔを用いて算出する（Ｖｆ２＝Ｖａ＋ΔＮｏｕｔ×Ｂ）。その算出した将来の車速Ｖｆ２及びアクセル開度Ａｃｃ（アクセル開度センサ１０７の出力信号から算出）に基づいて図４の変速線マップを参照して、将来（ｔｓ時点からＢ［ｍｓｅｃ］後）の車速Ｖｆ２時の目標入力回転数を算出し（目標入力回転数の先読み）、その算出した目標入力回転数と将来の車速Ｖｆ２とから将来の変速比γ２を算出する（γ２＝［先読み目標入力回転数］／［将来の車速Ｖｆ２］。次に、（２）先読みした変速比γ２と上記変速比γ１とから変速速度（図８に示す変速比γ１とγ２とを結ぶ直線の勾配（変速量｜γ１−γ２｜／Ｂ））を算出する。 In step ST106, a speed change speed is calculated from the current speed ratio γ1 and the future speed ratio γ2. Specifically, first, (1) the vehicle speed Vf2 after time B [msec] from the time point ts shown in FIG. 8 is calculated using the current vehicle speed Va and the change amount ΔNout of the output shaft rotational speed Nout (Vf2 = Va + ΔNout). × B). Based on the calculated future vehicle speed Vf2 and accelerator opening Acc (calculated from the output signal of accelerator opening sensor 107), referring to the shift line map of FIG. 4, the future (after B [msec] from the time ts). The target input speed at the vehicle speed Vf2 is calculated (prefetching the target input speed), and the future speed ratio γ2 is calculated from the calculated target input speed and the future vehicle speed Vf2 (γ2 = [prefetch target input speed). Number] / [future vehicle speed Vf2] Next, (2) the gradient of the straight line connecting the speed ratio (γ1 and γ2 shown in FIG. 8) (speed change amount | γ1-γ2 | / B)) is calculated.

そして、このようにして算出した変速速度とベルト式無段変速機４の入力トルクとに基づいて、図９に示すマップを参照して、車両発進時のフィードフォワード制御に用いるクイックアプライ制御量ＰｉｎＦＦ（ＦＦ制御用プライマリプーリ圧（変速開始時必要油圧：図８参照））を算出する。なお、将来の変速比γ２を算出する際の時間Ｂ［ｍｓｅｃ］は予め設定した固定値である。 Then, based on the shift speed calculated in this way and the input torque of the belt-type continuously variable transmission 4, with reference to the map shown in FIG. 9, the quick apply control amount PinFF used for the feedforward control at the time of starting the vehicle. (Primary pulley pressure for FF control (required hydraulic pressure at the start of shifting: see FIG. 8)) is calculated. The time B [msec] for calculating the future speed ratio γ2 is a fixed value set in advance.

ここで、図９のマップは、変速速度と入力トルクとをパラメータとして、入力トルクのばらつきの吸収、及び、ＦＦ制御量不足によるオーバーシュート（目標入力回転数に対する実入力回転数のオーバーシュート）やＦＦ制御量過大によるアンダーシュートを抑制することを考慮して、実験・計算等によって適合した値（ＦＦ制御量）をマップ化（２次元マップ）したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭ８２内に記憶されている。なお、図９のマップにおいて、変速速度及び入力トルクが大きい程、クイックアプライ制御量ＰｉｎＦＦが大きくなるように設定してもよいし、変速速度及び入力トルクに応じてクイックアプライ制御量ＰｉｎＦＦが他の傾向で増減するように設定してもよい。 Here, the map in FIG. 9 uses the shift speed and the input torque as parameters, absorbs variations in input torque, and overshoots due to insufficient FF control amount (overshoot of actual input speed relative to target input speed) In consideration of suppressing undershoot due to excessive FF control amount, a value (FF control amount) adapted by experiment and calculation is mapped (two-dimensional map) and stored in ROM 82 of ECU 8. ing. In the map of FIG. 9, the quick apply control amount PinFF may be set so as to increase as the shift speed and the input torque increase, or the quick apply control amount PinFF may vary depending on the shift speed and the input torque. You may set so that it may increase / decrease with a tendency.

また、ベルト式無段変速機４の入力トルクは、エンジントルク及びトルクコンバータ２のトルク比に基づいて算出することができる（入力トルク＝エンジントルク×トルクコンバータトルク比）。なお、エンジントルクは、例えばスロットル開度θｔｈ及びエンジン回転数Ｎｅから算出することができる。トルクコンバータ２のトルク比は、［プライマリ回転数（入力軸回転数）Ｎｉｎ／エンジン回転数Ｎｅ］から算出することができる。 The input torque of the belt type continuously variable transmission 4 can be calculated based on the engine torque and the torque ratio of the torque converter 2 (input torque = engine torque × torque converter torque ratio). The engine torque can be calculated from, for example, the throttle opening θth and the engine speed Ne. The torque ratio of the torque converter 2 can be calculated from [primary rotational speed (input shaft rotational speed) Nin / engine rotational speed Ne].

次に、ステップＳＴ１０７において、現在の目標入力回転数（図８のｔｓ以降の目標入力回転数）と、実入力回転数（プライマリプーリ回転数センサ１０５の出力信号から算出）との偏差を算出し、その偏差とフィードバックゲインとに基づくいわゆるフィードバック制御量（ＦＢ制御量）ＰｉｎＦＢを算出する（ステップＳＴ１０８）。 Next, in step ST107, a deviation between the current target input speed (target input speed after ts in FIG. 8) and the actual input speed (calculated from the output signal of the primary pulley speed sensor 105) is calculated. Then, a so-called feedback control amount (FB control amount) PinFB based on the deviation and the feedback gain is calculated (step ST108).

そして、ステップＳＴ１０９において、上記クイックアプライ制御量（ＦＦ制御量）ＰｉｎＦＦとフィードバック制御量ＰｉｎＦＢとから最終制御量を算出する。具体的には、ＦＦ制御量（変速開始時必要制御圧）ＰｉｎＦＦから上記変速制御ソレノイドバルブＤＳ１，ＤＳ２のデューティ比（ＦＦ制御指示値）を求めるとともに、ＦＢ制御量（作動油の流入出量）ＰｉｎＦＢから変速制御ソレノイドバルブＤＳ１，ＤＳ２のデューティ比（ＦＢ制御指示値）を求め、それら２つのデューティ比に基づいて最終の変速制御ソレノイドバルブＤＳ１，ＤＳ２（例えば［ＦＦ制御指示値＋ＦＢ制御指示値］）の算出して車両発進時の変速制御を実行する。 In step ST109, a final control amount is calculated from the quick apply control amount (FF control amount) PinFF and the feedback control amount PinFB. Specifically, the duty ratio (FF control command value) of the shift control solenoid valves DS1 and DS2 is obtained from the FF control amount (necessary control pressure at the start of shift) PinFF, and the FB control amount (inflow / outflow amount of hydraulic oil). The duty ratio (FB control instruction value) of the shift control solenoid valves DS1 and DS2 is obtained from PinFB, and the final shift control solenoid valves DS1 and DS2 (for example, [FF control instruction value + FB control instruction value]) based on these two duty ratios ) To calculate the shift control when the vehicle starts.

以上のように、この例の制御によれば、車両発進時の目標入力回転数を先読みし、変速制御を早く開始させるためのフィードフォワード制御量を求めて、車両発進時にフィードフォワード制御を実行することにより車両発進時（変速開始時）の変速油圧を大きくしているので、フィードバック制御のみを実行する場合よりも変速開始を早くすることができる。これによって、車両発進時の最大変速比γｍａｘ（最低車速側の変速比（最ＬＯＷ））としてハード的最ＬＯＷを用いるベルト式無段変速機４において、車両発進時の変速制御にオーバーシュートが発生することを抑制することができる。しかも、変速速度と入力トルクとに基づいてフィードフォワード制御量を算出しているので、オーバーシュートを安定して抑制することができる。この点について以下に説明する。 As described above, according to the control of this example, the target input rotational speed at the time of starting the vehicle is prefetched, the feedforward control amount for starting the shift control early is obtained, and the feedforward control is executed at the time of starting the vehicle. Thus, since the shift hydraulic pressure at the time of vehicle start (at the start of shift) is increased, the shift start can be made earlier than when only feedback control is executed. As a result, in the belt-type continuously variable transmission 4 that uses the hardware maximum LOW as the maximum transmission ratio γmax (minimum vehicle speed side transmission ratio (maximum LOW)) at the time of vehicle start, overshoot occurs in the shift control at the time of vehicle start-up. Can be suppressed. In addition, since the feedforward control amount is calculated based on the shift speed and the input torque, it is possible to stably suppress overshoot. This will be described below.

まず、ベルト式無段変速機４の変速比γは、図１０に示すように、プライマリシーブとセカンダリシーブとの推力比τ（推力比τ＝［セカンダリシーブ油圧×セカンダリ側油圧シリンダの受圧面積］／［プライマリシーブ油圧×プライマリ側油圧シリンダの受圧面積］）によって決まるため、そのセカンダリシーブの推力（セカンダリシーブ油圧）からプライマリシーブ油圧を算出している。しかしながら、セカンダリシーブ推力は入力トルクから決まるため、入力トルクが変動した場合、必要なプライマリシーブ油圧が変化する。つまり、入力トルクがばらつくと必要なプライマリシーブ油圧も変化してしまう。このような入力トルクのばらつきによる必要油圧（変速に必要な油圧）の変動がある場合に、変速速度のみでフィードフォワード制御量を設定した場合、その油圧変動に追従することができず、目標入力回転数に対する実際の入力回転数のオーバーシュートやアンダーシュートが発生する場合がある。 First, as shown in FIG. 10, the gear ratio γ of the belt-type continuously variable transmission 4 is a thrust ratio τ between the primary sheave and the secondary sheave (thrust ratio τ = [secondary sheave hydraulic pressure × secondary hydraulic cylinder pressure receiving area]). / [Primary sheave oil pressure x pressure receiving area of the primary side hydraulic cylinder]), the primary sheave oil pressure is calculated from the thrust of the secondary sheave (secondary sheave oil pressure). However, since the secondary sheave thrust is determined from the input torque, the required primary sheave oil pressure changes when the input torque fluctuates. That is, if the input torque varies, the required primary sheave oil pressure also changes. When the required hydraulic pressure (hydraulic pressure required for shifting) varies due to such variations in input torque, if the feedforward control amount is set only with the shifting speed, the hydraulic pressure variation cannot be followed and the target input There may be an overshoot or undershoot of the actual input speed relative to the speed.

また、変速速度は、車両加速度（入力トルク）に依存するため、アクセル開度Ａｃｃが異なっていても、フィードフォワード制御量はほぼ同等となる。そのため、アクセル開度によっては、フィードフォワード制御量が過大となってアンダーシュートが発生したり、フィードフォワード制御量不足によるオーバーシュートが発生したりする場合がある。 Further, since the shift speed depends on the vehicle acceleration (input torque), the feedforward control amount is almost equal even if the accelerator opening Acc is different. For this reason, depending on the accelerator opening, the feedforward control amount may be excessive and an undershoot may occur, or an overshoot due to a shortage of the feedforward control amount may occur.

以上のことから、変速速度のみを用いて変速開始時必要油圧を設定したフィードフォワード制御では、アンダーシュート・オーバーシュートの低減が難しい。 From the above, it is difficult to reduce undershoot and overshoot in feedforward control in which the required oil pressure at the start of shifting is set using only the shifting speed.

これに対し、変速速度と入力トルクとに基づいてフィードフォワード制御量を算出すると、入力トルクのばらつきを吸収することができるとともに、アクセル開度の相違によるアンダーシュート・オーバーシュートを抑制することができる結果、オーバーシュートを安定して抑制することができる。 On the other hand, when the feedforward control amount is calculated based on the shift speed and the input torque, it is possible to absorb variations in the input torque and to suppress undershoot / overshoot due to a difference in accelerator opening. As a result, overshoot can be stably suppressed.

−他の実施形態−
以上の例では、ガソリンエンジンを搭載した車両の無段変速機の制御装置に本発明を適用した例を示したが、本発明はこれに限られることなく、ディーゼルエンジン等の他のエンジンを搭載した車両の無段変速機の制御装置にも適用可能である。また、車両の動力源については、エンジン（内燃機関）のほか、電動モータ、あるいはエンジンと電動モータの両方を備えているハイブリッド形動力源であってもよい。 -Other embodiments-
In the above example, the present invention is applied to a continuously variable transmission control device for a vehicle equipped with a gasoline engine. However, the present invention is not limited to this, and other engines such as a diesel engine are mounted. The present invention can also be applied to a control device for a continuously variable transmission of a vehicle. In addition to the engine (internal combustion engine), the vehicle power source may be an electric motor or a hybrid power source including both the engine and the electric motor.

また、車両に搭載される無段変速機としては、上記したベルト式無段変速機に限られることなく、トロイダル式無段変速機などの他の形式の無段変速機であってもよい。 Further, the continuously variable transmission mounted on the vehicle is not limited to the belt type continuously variable transmission described above, and may be another type of continuously variable transmission such as a toroidal continuously variable transmission.

また、本発明の制御装置は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に限れられることなく、ＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）型車両、４輪駆動車にも適用できる。 The control device of the present invention is not limited to an FF (front engine / front drive) type vehicle, but can also be applied to an FR (front engine / rear drive) type vehicle and a four-wheel drive vehicle.

本発明は、車両等に搭載される無段変速機の制御に利用可能であり、さらに詳しくは、車両発進時の変速比をハード的最ＬＯＷに設定する無段変速機の発進時変速制御に利用することができる。 INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention can be used for control of a continuously variable transmission mounted on a vehicle or the like, and more specifically, for start-up shift control of a continuously variable transmission that sets a gear ratio at the time of vehicle start to a hardware maximum LOW. Can be used.

１エンジン
４ベルト式無段変速機
４１プライマリプーリ
４１１可動シーブ
４１３油圧アクチュエータ
４２セカンダリプーリ
４２１可動シーブ
４２３油圧アクチュエータ
４３ベルト
１０１エンジン回転数センサ
１０５プライマリプーリ回転数センサ
２０油圧制御回路
２１１アップシフト用変速制御バルブ
ＤＳ１アップシフト用変速ソレノイドバルブ
２１２ダウンシフト用変速制御バルブ
ＤＳ２ダウンシフト用変速ソレノイドバルブ
８ＥＣＵ DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine 4 Belt type continuously variable transmission 41 Primary pulley 411 Movable sheave 413 Hydraulic actuator 42 Secondary pulley 421 Movable sheave 423 Hydraulic actuator 43 Belt 101 Engine rotation speed sensor 105 Primary pulley rotation speed sensor 20 Hydraulic control circuit 211 Shift control for upshift Valve DS1 Shifting solenoid valve for upshift 212 Shifting control valve for downshifting DS2 Shifting solenoid valve for downshifting 8 ECU

Claims

This is applied to shift control of a continuously variable transmission mounted on a vehicle, and is capable of executing feedback control for controlling a gear ratio based on a deviation between a target input rotational speed and an actual input rotational speed, and feedforward control. In the control device for the step transmission,
Prefetching the target input rotational speed of the speed change control at the time of vehicle start, obtaining the speed change speed from the current speed change ratio and the future speed change ratio, and feedforward control based on the speed change speed and the input torque of the continuously variable transmission A control device for a continuously variable transmission, characterized in that a feedforward control is executed at the time of vehicle start after obtaining an amount.

In the control device for continuously variable transmission according to claim 1,
The continuously variable transmission mounted on the vehicle includes a primary pulley and a secondary pulley, a belt wound around the primary pulley and the secondary pulley, a hydraulic actuator that changes a groove width of the primary pulley, and a groove width of the secondary pulley. And a gear ratio is adjusted by controlling the amount of hydraulic oil flowing in and out of the hydraulic actuator of the primary pulley, and when the maximum gear ratio is formed, the movable sheave of the primary pulley is adjusted. A control device for a continuously variable transmission, which is a belt type continuously variable transmission whose position is mechanically positioned.