JP5455790B2

JP5455790B2 - Starting clutch control device

Info

Publication number: JP5455790B2
Application number: JP2010122397A
Authority: JP
Inventors: 雄紀米田
Original assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Current assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Priority date: 2010-05-28
Filing date: 2010-05-28
Publication date: 2014-03-26
Anticipated expiration: 2030-05-28
Also published as: JP2011247370A

Description

本発明は発進クラッチ制御装置、特にベルト式無段変速機を搭載した車両の発進クラッチの制御装置に関するものである。 The present invention relates to a starting clutch control device, and more particularly to a starting clutch control device for a vehicle equipped with a belt type continuously variable transmission.

従来より、エンジン動力を、トルクコンバータ、発進クラッチ、ベルト式無段変速機、駆動輪の順に伝達する車両がある。特に、タービン回転数センサがない車両の場合、発進クラッチ後の回転数はベルト式無段変速機の入力回転数センサ（プライマリプーリ回転数センサ）によって認識できるが、発進クラッチ前の回転数が不明なため、発進クラッチの同期ポイントを前後の回転数から判定することができない。 Conventionally, there are vehicles that transmit engine power in the order of a torque converter, a starting clutch, a belt-type continuously variable transmission, and driving wheels. In particular, in the case of a vehicle without a turbine speed sensor, the speed after the start clutch can be recognized by the input speed sensor (primary pulley speed sensor) of the belt type continuously variable transmission, but the speed before the start clutch is unknown. Therefore, the synchronization point of the starting clutch cannot be determined from the front and rear rotational speeds.

クラッチ係合制御の終了点（完全締結時）は、バラツキを考慮した上で同期が完了していると推定される時間で設定している。しかしながら、クラッチ系の経時変化、クラッチ構成部品の作動ばらつき等により、制御終了時点で同期完了していない場合には、高油圧でイナーシャトルクを瞬間的に吸収するために、ベルトに過大トルクが入力され、ショックの発生やベルト滑り、ひいてはベルトの寿命を低下させるという問題がある。 The end point of clutch engagement control (at the time of complete engagement) is set at a time estimated that synchronization is completed in consideration of variation. However, if the synchronization is not completed at the end of the control due to changes in the clutch system over time, variations in the operation of the clutch components, etc., excessive torque is input to the belt to instantaneously absorb the inertia torque at high hydraulic pressure. However, there is a problem that the occurrence of shock, belt slip, and consequently the life of the belt is reduced.

ところで、車両停止時にエンジンを自動停止させ、停車中の無駄な燃料消費や排出ガスの発生を抑えるアイドルストップ車が知られている。特に、エンジンにより駆動されるオイルポンプを備え、このオイルポンプを油圧源とする油圧を発進クラッチへ供給するアイドルストップ車においては、アイドルストップ中、オイルポンプも停止しているので、アイドルストップ復帰時において発進クラッチへの油圧を時間制御で供給すると、制御終了時点で同期完了していない状況が発生しやすい。 By the way, an idle stop vehicle is known in which the engine is automatically stopped when the vehicle is stopped to suppress wasteful fuel consumption and generation of exhaust gas while the vehicle is stopped. In particular, in an idle stop vehicle that has an oil pump driven by an engine and supplies oil pressure to the starting clutch using this oil pump as a hydraulic source, the oil pump is also stopped during idle stop. When the hydraulic pressure to the starting clutch is supplied by time control, a situation in which synchronization is not completed at the end of control tends to occur.

図７はアイドルストップ復帰時におけるエンジン回転数、タービン回転数、プライマリ回転数、クラッチ油圧（目標油圧と実油圧）の各時間変化を示す。時刻ｔ１でブレーキＯＦＦ又はアクセルＯＮ等によりアイドルストップが解除されると、エンジンが再始動されると共に、発進クラッチには初期圧が供給される。実際のクラッチ油圧は、エンジン再始動に伴いオイルポンプが駆動されるので、破線で示すように目標クラッチ圧に比べて遅れる。タービン回転数はエンジン回転数に引きずられて破線のように一旦持ち上がった後、クラッチへの伝達トルクの上昇に伴って降下する。初期圧段階の終了近くになってプライマリ回転数が上昇を開始し、時刻ｔ２で発進クラッチが同期すると、初期圧段階を終了し、スイープ段階（昇圧制御）へ移行する。スイープ段階では、クラッチ油圧が所定時間勾配で上昇し、タービン回転数とプライマリ回転数は同じ回転数を保ちながら徐々に上昇する。時刻ｔ３でスイープ段階を終了し、係合終了のための最大油圧が供給される。初期圧段階とスイープ段階の合計時間Ｔ１が予め設定されている。 FIG. 7 shows changes over time in engine speed, turbine speed, primary speed, and clutch oil pressure (target oil pressure and actual oil pressure) when returning to idle stop. When the idle stop is released at time t1 by brake OFF or accelerator ON, the engine is restarted and initial pressure is supplied to the starting clutch. The actual clutch hydraulic pressure is delayed from the target clutch pressure as shown by the broken line because the oil pump is driven as the engine restarts. The turbine rotational speed is dragged by the engine rotational speed and once lifted as indicated by the broken line, and then decreases as the torque transmitted to the clutch increases. When the primary rotational speed starts increasing near the end of the initial pressure stage and the starting clutch is synchronized at time t2, the initial pressure stage is ended and the process proceeds to the sweep stage (step-up control). In the sweep stage, the clutch hydraulic pressure rises with a predetermined time gradient, and the turbine rotational speed and the primary rotational speed gradually increase while maintaining the same rotational speed. At the time t3, the sweep phase is finished, and the maximum hydraulic pressure for completing the engagement is supplied. A total time T1 of the initial pressure stage and the sweep stage is set in advance.

時刻ｔ２で発進クラッチが同期している場合（同期時）には、時刻ｔ３において発進クラッチへ最大油圧を供給しても、タービン回転数及びプライマリ回転数に急激な落ち込みはない（図７の実線参照）。一方、時刻ｔ２で同期していない場合（非同期時）には、プライマリ回転数がタービン回転数と一致しない状態で上昇するので、時刻ｔ３において最大油圧を供給した時、イナーシャトルクを瞬間的に吸収するためにタービン回転数と共にプライマリ回転数に一時的な落ち込みが発生し、ショックやベルト滑りが発生する（図７の二点鎖線参照）。 When the starting clutch is synchronized at time t2 (during synchronization), even if the maximum hydraulic pressure is supplied to the starting clutch at time t3, there is no sudden drop in the turbine speed and the primary speed (solid line in FIG. 7). reference). On the other hand, when not synchronized at time t2 (asynchronous), the primary rotational speed rises in a state that does not coincide with the turbine rotational speed, so when the maximum hydraulic pressure is supplied at time t3, the inertia torque is instantaneously absorbed. Therefore, a temporary drop occurs in the primary rotational speed together with the turbine rotational speed, and shock and belt slip occur (see the two-dot chain line in FIG. 7).

特許文献１には、トルクコンバータと無段変速機との間に発進クラッチを配置した車両において、発進クラッチの係合タイミングをタービン回転数とプライマリ回転数とで判断するものが開示されている（特許文献１の図１６）。 Patent Document 1 discloses a vehicle in which a starting clutch is arranged between a torque converter and a continuously variable transmission, and the engagement timing of the starting clutch is determined from the turbine rotational speed and the primary rotational speed ( FIG. 16 of Patent Document 1).

特許文献２には、アイドルストップ後のエンジン再始動時に、発進クラッチの締結開始に十分な油圧発生状況と判断しても、発進クラッチの締結を開始せずに、エンジン再始動から予め定めたタイミングとなるまで所定時間を待ってから締結を開始するものが開示されている。 Patent Document 2 discloses a predetermined timing from engine restart without starting engagement of the start clutch even if it is determined that the hydraulic pressure is sufficiently generated to start engagement of the start clutch at engine restart after idle stop. A system is disclosed in which the fastening is started after waiting for a predetermined time until it becomes.

特許文献１では、発進クラッチの前後の回転数をタービン回転数とプライマリ回転数とで検出できるので、同期タイミングの検出は正確に行えるが、タービン回転数センサを有しない車両においては適用できない。 In Patent Document 1, since the rotation speed before and after the start clutch can be detected by the turbine rotation speed and the primary rotation speed, the synchronization timing can be detected accurately, but it cannot be applied to a vehicle having no turbine rotation speed sensor.

特許文献２の場合には、時間制御によって発進クラッチの係合を行うので、タービン回転数センサを有しない車両にも適用できる。しかしながら、単に発進クラッチの締結タイミングを遅らせるだけでは、発進遅れを招くという問題がある。また、所定時間が経過する迄の間は発進クラッチの非制御期間中であるため、その期間中において発進クラッチに意図しない油圧が供給されると、ベルト滑りが発生する懸念がある。 In the case of Patent Document 2, since the start clutch is engaged by time control, the invention can also be applied to a vehicle that does not have a turbine rotation speed sensor. However, simply delaying the start timing of the starting clutch causes a problem of starting delay. Further, since the start clutch is not controlled until the predetermined time elapses, belt slipping may occur if unintended hydraulic pressure is supplied to the start clutch during that period.

特開２００６−２１９０８４号公報JP 2006-219084 A 特開２００７−２４１２９号公報JP 2007-24129 A

本発明の目的は、タービン回転数センサを有しない車両において、発進クラッチの係合ポイントを適切に制御し、ベルト滑りを抑制しつつ安定した発進性能を実現できる発進クラッチ制御装置を提供することにある。 An object of the present invention is to provide a starting clutch control device capable of appropriately controlling the engagement point of a starting clutch in a vehicle that does not have a turbine rotational speed sensor and realizing stable starting performance while suppressing belt slip. is there.

前記目的を達成するため、本発明は、エンジン動力を、トルクコンバータ、油圧式発進クラッチ、ベルト式無段変速機、駆動輪の順に伝達する車両であって、前記エンジンの回転数を検出するセンサと、前記ベルト式無段変速機のプライマリプーリの回転数を検出するセンサと、前記ベルト式無段変速機のセカンダリプーリの回転数を検出するセンサとを備え、前記トルクコンバータのタービン回転数を検出するセンサを有しない車両において、前記発進クラッチの係合制御を、前記発進クラッチを係合開始状態にするための初期圧を供給する初期圧段階、所定の時間勾配をもって油圧を上昇させるスイープ段階、前記発進クラッチを完全締結させる締結段階の順に実施する発進制御手段を設け、前記初期圧段階の開始から前記締結段階までの時間が予め設定されており、前記締結段階における前記プライマリプーリの回転数の変化を検出し、当該回転数の落ち込みが検出された場合に、次回の締結段階のタイミングを遅くするよう学習補正する学習補正手段を設けたことを特徴とする、発進クラッチ制御装置を提供する。 In order to achieve the above object, the present invention provides a vehicle for transmitting engine power in the order of a torque converter, a hydraulic start clutch, a belt-type continuously variable transmission, and drive wheels, and detecting a rotational speed of the engine. And a sensor for detecting the rotational speed of the primary pulley of the belt-type continuously variable transmission, and a sensor for detecting the rotational speed of the secondary pulley of the belt-type continuously variable transmission, the turbine speed of the torque converter being In a vehicle that does not have a sensor to detect, an initial pressure stage for supplying an initial pressure for engaging the start clutch, and a sweep stage for increasing the hydraulic pressure with a predetermined time gradient. , A start control means for carrying out in order of the engagement stage for completely engaging the start clutch, from the start of the initial pressure stage to the engagement stage Learning that corrects learning so as to delay the timing of the next engagement stage when time is set in advance and a change in the rotation speed of the primary pulley in the engagement stage is detected and a drop in the rotation speed is detected. Provided is a starting clutch control device characterized in that a correction means is provided.

本発明では、タービン回転数センサを有しないので、発進クラッチ前の回転数を検出することができず、発進クラッチの前後の回転数から係合状態（同期状態か否か）を判定することができない。しかし、発進クラッチが同期していない状態で締結段階になると、発進クラッチ後の回転数を検出するプライマリプーリの回転数センサの検出波形に落ち込みが現れることに着目した。すなわち、発進クラッチが同期していない状態で締結段階になると、高い油圧が発進クラッチへ供給され、イナーシャトルクを瞬間的に吸収するために、ベルトに過大トルクが入力され、ショックやベルト滑りが発生する。このとき、プライマリプーリの回転数センサの検出波形に落ち込みが現れるので、発進クラッチが同期していなかったことを後で判定できる。このような検出波形に落ち込みがあったときには、次回の締結段階のタイミングを遅くする（初期圧段階の開始から締結段階までの時間を長くする）よう学習補正することで、次回の発進クラッチの係合制御から非同期状態を緩和でき、ショックやベルト滑りの発生を抑制できる。 In the present invention, since the turbine rotational speed sensor is not provided, the rotational speed before the start clutch cannot be detected, and the engagement state (synchronized state) can be determined from the rotational speeds before and after the start clutch. Can not. However, we focused on the fact that when the starting clutch is engaged in a state where the starting clutch is not synchronized, a drop appears in the detection waveform of the rotation speed sensor of the primary pulley that detects the rotation speed after the starting clutch. In other words, when the starting clutch is not synchronized, the high hydraulic pressure is supplied to the starting clutch, and an excessive torque is input to the belt to instantaneously absorb inertia torque, causing shock and belt slippage. To do. At this time, since a drop appears in the detection waveform of the rotation speed sensor of the primary pulley, it can be determined later that the starting clutch has not been synchronized. When there is a drop in the detected waveform, the next start clutch engagement is corrected by learning correction so as to delay the timing of the next engagement stage (increase the time from the start of the initial pressure stage to the engagement stage). Asynchronous state can be alleviated from combined control, and occurrence of shock and belt slip can be suppressed.

学習補正の具体的方法としては、例えばプライマリプーリの回転数の落ち込み量を検出し、その落ち込み量がしきい値を越えた時に、次回の締結段階のタイミングを遅くする方法や、プライマリプーリの回転数の落ち込み回数を検出し、その落ち込み回数が所定回数を越えた時に、次回の締結段階のタイミングを遅くする方法などがある。なお、学習補正は、全ての発進の度に実施する必要はなく、例えば発進クラッチの締結段階におけるプライマリプーリの回転数センサの検出波形の落ち込みが複数回連続して検出された時のみ実施してもよい。 Specific methods of learning correction include, for example, detecting the amount of decrease in the primary pulley rotation speed, and delaying the timing of the next engagement stage when the amount of decrease exceeds a threshold, or rotating the primary pulley There is a method of detecting the number of drop times and delaying the timing of the next fastening stage when the number of drop times exceeds a predetermined number. Note that the learning correction does not have to be performed at every start, for example, only when a drop in the detected waveform of the rotation speed sensor of the primary pulley at the start clutch engagement stage is detected multiple times in succession. Also good.

学習補正手段は、締結段階においてプライマリプーリの回転数の落ち込みが検出されない状態が複数回繰り返された場合に、次回の締結段階のタイミングを早くするように学習補正してもよい。すなわち、本発明の学習補正は、プライマリプーリの回転数の落ち込みを検出したときに締結タイミングを遅くするものであるから、回転数の落ち込みを検出されないときに締結タイミングを固定化すると、締結タイミングが必要以上に遅れ、発進クラッチの制御時間が長くなる可能性がある。そのため、回転数の落ち込みが検出されない状態が複数回繰り返された場合には、次回の締結タイミングを早くするように学習補正することで、最適な締結タイミングを実現することが可能になる。なお、締結タイミングを早くする学習補正の条件として、回転数の落ち込みが検出されない状態が複数回繰り返された場合とした理由は、回転数の落ち込みが検出されない状態が１回でも発生した場合に、締結タイミングを早くする学習補正を実施すると、締結タイミングを遅くする学習補正と締結タイミングを早くする学習補正とが交互に繰り返され、ハンチング状態に陥るからである。 The learning correction means may perform learning correction so that the timing of the next engagement stage is advanced when a state in which a drop in the rotation speed of the primary pulley is not detected in the engagement stage is repeated a plurality of times. That is, the learning correction according to the present invention slows the fastening timing when a drop in the rotation speed of the primary pulley is detected. Therefore, if the fastening timing is fixed when a drop in the rotation speed is not detected, the fastening timing is reduced. There is a possibility that the start clutch control time will be longer due to a delay more than necessary. For this reason, when a state in which a drop in the rotational speed is not detected is repeated a plurality of times, it is possible to realize an optimum fastening timing by performing learning correction so as to advance the next fastening timing. In addition, as a condition for learning correction to accelerate the fastening timing, the reason that the state in which the drop in the rotational speed is not detected is repeated a plurality of times is that when the state in which the drop in the rotational speed is not detected occurs even once, This is because when the learning correction for increasing the fastening timing is performed, the learning correction for delaying the fastening timing and the learning correction for increasing the fastening timing are alternately repeated to fall into a hunting state.

本発明は、アイドルストップ車だけでなく、非アイドルストップ車においても適用できる。例えば、エンジンが回転している状態でＮ→Ｄ（Ｒ）レンジへ切り替えられた時、発進クラッチが締結されるが、その際にプライマリプーリの回転数の落ち込みを検出することで、締結タイミングを学習補正することができる。 The present invention can be applied not only to an idle stop vehicle but also to a non-idle stop vehicle. For example, when the engine is rotating and switched to the N → D (R) range, the starting clutch is engaged. At this time, by detecting a drop in the rotation speed of the primary pulley, the engagement timing is determined. Learning correction can be performed.

本発明をアイドルストップ車に適用した場合、締結段階におけるプライマリプーリの回転数の落ち込み量が所定値以上の場合に、次回のアイドルストップを禁止してもよい。すなわち、プライマリプーリの回転数の落ち込み量が基準値を越えた場合には、ベルト滑りの発生量が大きいと考えられるので、アイドルストップ自体を禁止することで、ベルトの寿命低下を抑制することができる。 When the present invention is applied to an idle stop vehicle, the next idle stop may be prohibited when the amount of decrease in the rotation speed of the primary pulley at the engagement stage is equal to or greater than a predetermined value. In other words, if the amount of decrease in the rotation speed of the primary pulley exceeds the reference value, it is considered that the amount of belt slippage is large. Therefore, by prohibiting idle stop itself, it is possible to suppress a decrease in belt life. it can.

以上のように、本発明によれば、発進クラッチの締結段階におけるプライマリプーリの回転数の変化を検出し、この回転数の落ち込みが検出された場合に、次回の締結段階のタイミングを遅くするよう学習補正するので、タービン回転数センサを有しない車両において、発進クラッチの適切な係合タイミングに自動調整できる。そのため、締結段階におけるベルト滑りやショックの発生を緩和でき、耐久性の向上を実現できる。 As described above, according to the present invention, a change in the rotation speed of the primary pulley at the engagement stage of the starting clutch is detected, and the timing of the next engagement stage is delayed when a drop in the rotation speed is detected. Since the learning correction is performed, the vehicle can be automatically adjusted to an appropriate engagement timing of the starting clutch in a vehicle that does not have the turbine rotation speed sensor. Therefore, the occurrence of belt slip and shock at the fastening stage can be alleviated, and durability can be improved.

本発明に係る発進クラッチを有する車両の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the structure of the vehicle which has the starting clutch which concerns on this invention. 本発明に係る無段変速機の油圧制御装置の一例を示す回路図である。It is a circuit diagram showing an example of a hydraulic control device of a continuously variable transmission according to the present invention. ソレノイド圧Ｐsls に対する、ライン圧Ｐ_L 、クラッチモジュレータ圧Ｐcm、クラッチ制御圧、及びセカンダリ圧の各特性を示す図である。It is a figure which shows each characteristic of line pressure P _{L with} respect to solenoid pressure Psls, clutch modulator pressure Pcm, clutch control pressure, and secondary pressure. 本発明に係るアイドルストップ復帰時における発進クラッチ制御の一例のタイムチャート図である。It is a time chart figure of an example of starting clutch control at the time of idling stop return concerning the present invention. 本発明に係る発進クラッチ制御の一例のフローチャート図である。It is a flowchart figure of an example of the starting clutch control which concerns on this invention. 本発明に係る発進クラッチ制御の他の例のフローチャート図である。It is a flowchart figure of the other example of the starting clutch control which concerns on this invention. 従来のアイドルストップ復帰時における発進クラッチ制御の一例のタイムチャート図である。It is a time chart figure of an example of starting clutch control at the time of the conventional idling stop return.

図１は本発明に係る発進クラッチ制御装置を備えた車両の構成の一例を示す。エンジン１の出力軸１ａは、無段変速機２を介してドライブシャフト（出力軸）３２に接続されている。無段変速機２には、トルクコンバータ３、変速装置４、油圧制御装置７及びエンジン１により駆動されるオイルポンプ６などが設けられている。 FIG. 1 shows an example of the configuration of a vehicle provided with a starting clutch control device according to the present invention. An output shaft 1 a of the engine 1 is connected to a drive shaft (output shaft) 32 via a continuously variable transmission 2. The continuously variable transmission 2 is provided with a torque converter 3, a transmission 4, a hydraulic control device 7, an oil pump 6 driven by the engine 1, and the like.

無段変速機２は、トルクコンバータ３のタービン軸５の回転を正逆切り替えてプライマリ軸１０に伝達する前後進切替装置８、プライマリプーリ１１とセカンダリプーリ２１との間にベルト１５を巻き掛けた変速装置４、セカンダリ軸２０の動力をドライブシャフト３２に伝達するデファレンシャル装置３０などで構成されている。 The continuously variable transmission 2 has a belt 15 wound between a forward / reverse switching device 8 that forward / reversely switches the rotation of the turbine shaft 5 of the torque converter 3 and transmits the rotation to the primary shaft 10, and the primary pulley 11 and the secondary pulley 21. The transmission 4 includes a differential device 30 that transmits the power of the secondary shaft 20 to the drive shaft 32.

前後進切替装置８は、遊星歯車機構８０と逆転ブレーキＢ１と直結クラッチＣ１とで構成されている。遊星歯車機構８０のサンギヤ８１がタービン軸５に連結され、リングギヤ８２がプライマリ軸１０に連結されている。逆転ブレーキＢ１はピニオンギヤ８３を支えるキャリア８４とトランスミッションケースとの間に設けられ、直結クラッチＣ１はキャリア８４とサンギヤ８１との間に設けられている。直結クラッチＣ１を解放して逆転ブレーキＢ１を締結すると、前進走行状態となり、逆に、逆転ブレーキＢ１を解放して直結クラッチＣ１を締結すると、後進走行状態となる。 The forward / reverse switching device 8 includes a planetary gear mechanism 80, a reverse brake B1, and a direct coupling clutch C1. A sun gear 81 of the planetary gear mechanism 80 is connected to the turbine shaft 5, and a ring gear 82 is connected to the primary shaft 10. The reverse brake B1 is provided between the carrier 84 supporting the pinion gear 83 and the transmission case, and the direct coupling clutch C1 is provided between the carrier 84 and the sun gear 81. When the direct clutch C1 is released and the reverse brake B1 is engaged, the vehicle travels forward. Conversely, when the reverse brake B1 is released and the direct clutch C1 is engaged, the vehicle travels backward.

プライマリプーリ１１は、プライマリ軸１０上に一体に形成された固定シーブ１１ａと、プライマリ軸１０上に軸方向移動自在に、かつ一体回転可能に支持された可動シーブ１１ｂとを備えている。可動シーブ１１ｂの背後には、プライマリ軸１０に固定されたシリンダ１２が設けられ、可動シーブ１１ｂとシリンダ１２との間に油室１３が形成されている。油室１３へ供給される作動油を、後述するレシオコントロール弁７６，７７で流量制御することにより、変速制御が実施される。 The primary pulley 11 includes a fixed sheave 11a integrally formed on the primary shaft 10, and a movable sheave 11b supported on the primary shaft 10 so as to be axially movable and integrally rotatable. A cylinder 12 fixed to the primary shaft 10 is provided behind the movable sheave 11 b, and an oil chamber 13 is formed between the movable sheave 11 b and the cylinder 12. Shift control is performed by controlling the flow rate of the hydraulic oil supplied to the oil chamber 13 with ratio control valves 76 and 77 described later.

セカンダリプーリ２１は、セカンダリ軸２０上に一体に形成された固定シーブ２１ａと、セカンダリ軸２０上に軸方向移動自在に、かつ一体回転可能に支持された可動シーブ２１ｂとを備えている。可動シーブ２１ｂの背後には、セカンダリ軸２０に固定されたピストン２２が設けられ、可動シーブ２１ｂとピストン２２との間に油室２３が形成されている。この油室２３への供給油圧（セカンダリ圧）を制御することにより、トルク伝達に必要なベルト挟圧力が与えられる。なお、油室２３には初期挟圧力を与えるバイアススプリング２４が配置されている。 The secondary pulley 21 includes a fixed sheave 21a formed integrally on the secondary shaft 20, and a movable sheave 21b supported on the secondary shaft 20 so as to be axially movable and integrally rotatable. A piston 22 fixed to the secondary shaft 20 is provided behind the movable sheave 21 b, and an oil chamber 23 is formed between the movable sheave 21 b and the piston 22. By controlling the hydraulic pressure (secondary pressure) supplied to the oil chamber 23, a belt clamping pressure necessary for torque transmission is applied. In addition, a bias spring 24 for providing an initial clamping pressure is disposed in the oil chamber 23.

セカンダリ軸２０の一方の端部はエンジン側に向かって延び、この端部に出力ギヤ２７が固定されている。出力ギヤ２７はデファレンシャル装置３０のリングギヤ３１に噛み合っており、デファレンシャル装置３０から左右に延びるドライブシャフト３２に動力が伝達され、車輪が駆動される。 One end portion of the secondary shaft 20 extends toward the engine side, and the output gear 27 is fixed to this end portion. The output gear 27 meshes with the ring gear 31 of the differential device 30, and power is transmitted from the differential device 30 to the drive shaft 32 extending left and right to drive the wheels.

エンジン１及び無段変速機２は電子制御装置１００によって制御される。電子制御装置１００には、エンジン回転数センサ１０１、車速センサ（又はセカンダリプーリ回転数センサ）１０２、スロットル開度（又はアクセル開度）センサ１０３、シフトポジションセンサ１０４、プライマリプーリ回転数センサ１０５、ブレーキセンサ１０６、ＣＶＴ油温センサ１０７及びセカンダリ圧を検出する油圧センサ１０８からそれぞれ検出信号が入力されている。入力信号として、その他の信号を入力してもよいことは勿論である。プライマリプーリ回転数センサ１０５によって、発進クラッチ（例えばＢ１）の後の回転数を検出できる。なお、発進クラッチ前の回転数を検出するタービン回転数センサは備えていない。プライマリプーリ回転数センサ１０５及び車速センサ１０２の検出信号により、プーリ比を計算できる。図１では説明を簡単にするため、単一の電子制御装置１００によってエンジン１と無段変速機２の両方を制御する例を示したが、実際には個別の電子制御装置によって制御され、両電子制御装置は通信用バスによって相互に連携している。 The engine 1 and the continuously variable transmission 2 are controlled by the electronic control unit 100. The electronic control unit 100 includes an engine speed sensor 101, a vehicle speed sensor (or secondary pulley speed sensor) 102, a throttle opening (or accelerator opening) sensor 103, a shift position sensor 104, a primary pulley speed sensor 105, a brake Detection signals are input from the sensor 106, the CVT oil temperature sensor 107, and the hydraulic pressure sensor 108 that detects the secondary pressure. Of course, other signals may be input as the input signal. The primary pulley rotational speed sensor 105 can detect the rotational speed after the starting clutch (for example, B1). In addition, the turbine rotation speed sensor which detects the rotation speed before a start clutch is not provided. The pulley ratio can be calculated from the detection signals of the primary pulley rotation speed sensor 105 and the vehicle speed sensor 102. For the sake of simplicity, FIG. 1 shows an example in which both the engine 1 and the continuously variable transmission 2 are controlled by a single electronic control unit 100. However, in actuality, both are controlled by separate electronic control units. The electronic control devices are linked to each other via a communication bus.

電子制御装置１００は、車両停止時でかつ所定の条件が成立したときにエンジン１を自動停止（アイドルストップ）させ、所定の条件が不成立となったときにエンジン１を再始動させるアイドルストップ制御手段を有する。アイドルストップを許可する条件としては、例えばブレーキＯＮ（ブレーキペダルの踏み込み）などがある。但し、エンジン水温が低いときや、電気負荷が大きいとき、アクセルペダルが踏まれているときには、アイドルストップを許可しない。一方、アイドルストップ復帰（エンジン再始動）条件としては、例えばブレーキＯＦＦ、アクセルペダル踏み込み、車速信号の入力などがある。アイドルストップ許可条件及び復帰条件は公知であるため、ここでは詳しい説明を省略する。 The electronic control unit 100 automatically stops the engine 1 when the vehicle is stopped and a predetermined condition is satisfied (idle stop), and restarts the engine 1 when the predetermined condition is not satisfied. Have As a condition for permitting the idle stop, for example, there is a brake ON (depressing the brake pedal). However, idling stop is not permitted when the engine water temperature is low, the electric load is large, or the accelerator pedal is depressed. On the other hand, idle stop return (engine restart) conditions include, for example, brake OFF, accelerator pedal depression, and input of a vehicle speed signal. Since the idle stop permission condition and the return condition are known, detailed description thereof is omitted here.

電子制御装置１００は、油圧制御装置７に内蔵されたソレノイド弁を制御している。油圧制御装置７は、オイルポンプ６、プライマリ油室１３、セカンダリ油室２３、逆転ブレーキＢ１、直結クラッチＣ１とそれぞれ配管を介して接続されている。電子制御装置１００は、車速とスロットル開度とに応じて予め設定された変速マップに従って目標プーリ比又はプライマリ回転数を決定し、油圧制御装置７内のソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２を制御することによって、無段変速機２のプライマリ油室１３への供給油量を調整し、プーリ比又はプライマリ回転数を目標値へとフィードバック制御している。また、エンジントルクと変速比とからベルト伝達トルクを求め、ベルト滑りを発生させない最低限のベルト挟圧力となるように、油圧制御装置７内のソレノイド弁ＳＬＳを制御することによって、セカンダリ油室２３への供給油圧（セカンダリ圧）を目標値へとフィードバック制御している。この際、油圧センサ１０８で実際のセカンダリ圧が検出される。さらに、油圧制御装置７内のソレノイド弁ＳＬＳは、逆転ブレーキＢ１及び直結クラッチＣ１への供給油圧（過渡圧）を制御する機能を備えている。 The electronic control device 100 controls a solenoid valve built in the hydraulic control device 7. The hydraulic control device 7 is connected to the oil pump 6, the primary oil chamber 13, the secondary oil chamber 23, the reverse brake B1, and the direct coupling clutch C1 through pipes. The electronic control unit 100 determines the target pulley ratio or the primary rotation speed according to a preset shift map according to the vehicle speed and the throttle opening, and controls the solenoid valves DS1 and DS2 in the hydraulic control unit 7 to The amount of oil supplied to the primary oil chamber 13 of the continuously variable transmission 2 is adjusted, and the pulley ratio or the primary rotational speed is feedback controlled to the target value. Further, the secondary oil chamber 23 is obtained by obtaining the belt transmission torque from the engine torque and the gear ratio, and controlling the solenoid valve SLS in the hydraulic control device 7 so as to obtain the minimum belt clamping pressure that does not cause belt slip. The feed hydraulic pressure (secondary pressure) is fed back to the target value. At this time, the actual secondary pressure is detected by the hydraulic pressure sensor 108. Further, the solenoid valve SLS in the hydraulic control device 7 has a function of controlling the hydraulic pressure (transient pressure) supplied to the reverse brake B1 and the direct coupling clutch C1.

本実施例では、油圧制御装置７がプーリ１１，２１、逆転ブレーキＢ１及び直結クラッチＣ１の油圧を制御する例を示したが、この他にトルクコンバータ３に内蔵されたロックアップクラッチ３ａの制御やライン圧制御などの他の機能を備えていてもよい。なお、油圧制御装置７の油圧源は、エンジン１によって駆動されるオイルポンプ６のみであり、電動ポンプなどの格別のオイルポンプは備えていない。 In the present embodiment, an example in which the hydraulic control device 7 controls the hydraulic pressures of the pulleys 11 and 21, the reverse brake B1 and the direct coupling clutch C1 has been shown, but in addition to this, control of the lockup clutch 3a incorporated in the torque converter 3 Other functions such as line pressure control may be provided. Note that the hydraulic pressure source of the hydraulic control device 7 is only the oil pump 6 driven by the engine 1, and no special oil pump such as an electric pump is provided.

図２は油圧制御装置７の一例の油圧回路を示す。図２において、７１はレギュレータ弁、７２はクラッチモジュレータ弁、７３はソレノイドモジュレータ弁、７４はガレージシフト弁、７５はマニュアル弁、７６はアップシフト用レシオ制御弁、７７はダウンシフト用レシオ制御弁、７８はレシオチェック弁、７９は挟圧コントロール弁である。また、ＳＬＳはライン圧の調圧制御、逆転ブレーキＢ１及び直結クラッチＣ１の過渡制御、及びセカンダリプーリ２１の油室２３の調圧制御を行うため、ソレノイド圧Ｐsls を出力するソレノイド弁、ＤＳ１はアップシフト用信号圧Ｐds1 を調圧制御するアップシフト用ソレノイド弁、ＤＳ２はダウンシフト用信号圧Ｐds2 を調圧制御するダウンシフト用ソレノイド弁である。本実施形態では、ソレノイド弁ＳＬＳは常開型のリニアソレノイド弁、ソレノイド弁ＤＳ１，ＤＳ２は共に常閉型のデューティソレノイド弁を使用している。 FIG. 2 shows a hydraulic circuit as an example of the hydraulic control device 7. In FIG. 2, 71 is a regulator valve, 72 is a clutch modulator valve, 73 is a solenoid modulator valve, 74 is a garage shift valve, 75 is a manual valve, 76 is an upshift ratio control valve, 77 is a downshift ratio control valve, 78 is a ratio check valve and 79 is a clamping pressure control valve. The SLS controls the line pressure, controls the reverse brake B1 and the direct coupling clutch C1, and controls the pressure in the oil chamber 23 of the secondary pulley 21, so that the solenoid valve that outputs the solenoid pressure Psls, DS1 is up. An upshift solenoid valve that regulates and controls the shift signal pressure Pds1, DS2 is a downshift solenoid valve that regulates and controls the downshift signal pressure Pds2. In the present embodiment, the solenoid valve SLS uses a normally open linear solenoid valve, and the solenoid valves DS1 and DS2 both use a normally closed duty solenoid valve.

図２では、プライマリプーリ１１、セカンダリプーリ２１、逆転ブレーキＢ１及び直結クラッチＣ１に関する油圧回路だけを示してあるが、トルクコンバータ３に内蔵されたロックアップクラッチ３ａの油圧回路等については、本発明と直接関係がないので省略する。なお、油圧制御装置７の油圧源は、エンジン１によって駆動されるオイルポンプ６のみであり、電動ポンプなどの格別のオイルポンプは備えていない。 In FIG. 2, only the hydraulic circuit relating to the primary pulley 11, the secondary pulley 21, the reverse brake B1 and the direct coupling clutch C1 is shown. However, the hydraulic circuit of the lock-up clutch 3a built in the torque converter 3 is the same as that of the present invention. Omitted because there is no direct relationship. Note that the hydraulic pressure source of the hydraulic control device 7 is only the oil pump 6 driven by the engine 1, and no special oil pump such as an electric pump is provided.

図２の油圧回路のうち、ガレージシフト弁７４と挟圧コントロール弁７９を除く弁は本発明と直接関係がないので、以下に簡単に説明する。レギュレータ弁７１は、オイルポンプ６の吐出圧を所定のライン圧Ｐ_L に調圧する弁であり、クラッチモジュレータ弁７２は、直結クラッチＣ１および逆転ブレーキＢ１への供給圧（Ｐ_C1，Ｐ_B1）の元圧となるクラッチモジュレータ圧Ｐcmを出力する弁である。ソレノイドモジュレータ弁７３は、クラッチモジュレータ圧Ｐcmを調圧して、一定のソレノイドモジュレータ圧Ｐsmを発生する弁である。マニュアル弁７５はシフトレバーと機械的に連結された手動操作弁であり、Ｐ、Ｒ、Ｎ、Ｄ、Ｓ、Ｂの各レンジに切り換えられ、ガレージシフト弁７４から供給される油圧を直結クラッチＣ１又は逆転ブレーキＢ１に選択的に導く。アップシフト用レシオ制御弁７６及びダウンシフト用レシオ制御弁７７は、アップシフト用信号圧Ｐds1 とダウンシフト用信号圧Ｐds2 との相対関係によってプライマリ油室１３に給排される作動油量を調整する流量制御弁である。レシオチェック弁７８は、閉じ込み制御のために、プライマリ油室１３を流量制御から油圧制御に切り替えて、プライマリ油室１３の油圧とセカンダリ油室２３の油圧との比率を予め設定された関係に保持するための弁である。 In the hydraulic circuit of FIG. 2, the valves other than the garage shift valve 74 and the clamping pressure control valve 79 are not directly related to the present invention, and will be briefly described below. The regulator valve 71 is a valve that regulates the discharge pressure of the oil pump 6 to a predetermined line pressure P _L , and the clutch modulator valve 72 is the supply pressure (P _C1 , P _B1 ) of the direct coupling clutch C1 and the reverse brake B1. This is a valve that outputs a clutch modulator pressure Pcm as a source pressure. The solenoid modulator valve 73 is a valve that regulates the clutch modulator pressure Pcm to generate a constant solenoid modulator pressure Psm. The manual valve 75 is a manually operated valve mechanically connected to the shift lever. The manual valve 75 is switched to each range of P, R, N, D, S, and B, and the hydraulic pressure supplied from the garage shift valve 74 is directly coupled to the clutch C1. Alternatively, it is selectively guided to the reverse brake B1. The upshift ratio control valve 76 and the downshift ratio control valve 77 adjust the amount of hydraulic oil supplied to and discharged from the primary oil chamber 13 according to the relative relationship between the upshift signal pressure Pds1 and the downshift signal pressure Pds2. This is a flow control valve. The ratio check valve 78 switches the primary oil chamber 13 from the flow rate control to the hydraulic control for closing control, and the ratio between the hydraulic pressure of the primary oil chamber 13 and the hydraulic pressure of the secondary oil chamber 23 is set in a preset relationship. It is a valve for holding.

ガレージシフト弁７４は、シフトレバーをＮ→Ｄ又はＮ→Ｒへ切り替えた時（ガレージシフト時）に、直結クラッチＣ１及び逆転ブレーキＢ１への供給圧を過渡制御できるように油路を切り替えるための切替弁である。図２の中心線より左側が過渡状態、右側が保持状態である。スプリング７４ａによって一方向に付勢されたスプール７４ｂを備えており、スプリング荷重と同方向にアップシフト用信号圧Ｐds1 とダウンシフト用信号圧Ｐds2 とが入力される信号ポート７４ｃ，７４ｄが形成されている。カウンタポート７４ｈには、スプリング荷重と対向方向にソレノイドモジュレータ圧Ｐsmが入力されている。ガレージシフト時にはソレノイド弁ＤＳ１，ＤＳ２は共にＯＮとなるので、信号ポート７４ｃ，７４ｄに入力される信号圧Ｐds1 ，Ｐds2 も共にＯＮになり、スプール７４ｂはソレノイドモジュレータ圧Ｐsmに抗して下方へ移動し、左側の過渡状態になる。そのため、ポート７４ｅに入力されたソレノイド圧Ｐsls が出力ポート７４ｆから出力され、マニュアル弁７５を介して直結クラッチＣ１又は逆転ブレーキＢ１へ供給される。このソレノイド圧Ｐsls によって、直結クラッチＣ１又は逆転ブレーキＢ１を後述する初期段階、スイープ段階へと係合制御することができる。信号圧Ｐds1 ，Ｐds2 の少なくとも一方がＯＦＦになると、スプール７４ｂはソレノイドモジュレータ圧Ｐsmによって上方へ移動し、右側の保持状態になる。そのため、ポート７４ｇに入力されたクラッチモジュレータ圧Ｐcmが出力ポート７４ｆから出力され、マニュアル弁７５を介して直結クラッチＣ１又は逆転ブレーキＢ１へ供給される。つまり、直結クラッチＣ１又は逆転ブレーキＢ１は締結段階となる。そのため、リニアソレノイド弁ＳＬＳの作動如何にかかわらず直結クラッチＣ１又は逆転ブレーキＢ１の締結状態を保持できる。アイドルストップ復帰時には、ガレージシフト弁７４は過渡位置に保持され、リニアソレノイド弁ＳＬＳによって制御されたソレノイド圧Ｐsls が逆転ブレーキＢ１又は直結クラッチＣ１に供給される。このソレノイド圧Ｐsls によって、発進クラッチＢ１の初期圧段階において、クラッチ伝達トルクがベルト伝達トルク容量を上回らないように、発進クラッチＢ１の油圧を制御してもよい。これにより、アイドルストップ復帰時のベルト滑りを防止できる。 The garage shift valve 74 is for switching the oil passage so that the supply pressure to the direct coupling clutch C1 and the reverse brake B1 can be transiently controlled when the shift lever is switched from N → D or N → R (at the time of garage shift). It is a switching valve. The left side of the center line in FIG. 2 is the transient state, and the right side is the holding state. A spool 74b urged in one direction by a spring 74a is provided, and signal ports 74c and 74d to which an upshift signal pressure Pds1 and a downshift signal pressure Pds2 are input in the same direction as the spring load are formed. Yes. A solenoid modulator pressure Psm is input to the counter port 74h in a direction opposite to the spring load. Since the solenoid valves DS1 and DS2 are both ON during the garage shift, the signal pressures Pds1 and Pds2 input to the signal ports 74c and 74d are both ON, and the spool 74b moves downward against the solenoid modulator pressure Psm. The left side will be in a transient state. Therefore, the solenoid pressure Psls input to the port 74e is output from the output port 74f and supplied to the direct coupling clutch C1 or the reverse brake B1 via the manual valve 75. With this solenoid pressure Psls, the direct coupling clutch C1 or the reverse brake B1 can be controlled to be engaged in an initial stage and a sweep stage described later. When at least one of the signal pressures Pds1 and Pds2 is turned OFF, the spool 74b is moved upward by the solenoid modulator pressure Psm, and is held on the right side. Therefore, the clutch modulator pressure Pcm input to the port 74g is output from the output port 74f and supplied to the direct coupling clutch C1 or the reverse brake B1 via the manual valve 75. That is, the direct clutch C1 or the reverse brake B1 is in the engagement stage. Therefore, the engagement state of the direct clutch C1 or the reverse brake B1 can be maintained regardless of the operation of the linear solenoid valve SLS. At the time of idling stop return, the garage shift valve 74 is held at the transition position, and the solenoid pressure Psls controlled by the linear solenoid valve SLS is supplied to the reverse brake B1 or the direct coupling clutch C1. With this solenoid pressure Psls, the hydraulic pressure of the starting clutch B1 may be controlled so that the clutch transmission torque does not exceed the belt transmission torque capacity at the initial pressure stage of the starting clutch B1. Thereby, the belt slip at the time of idling stop return can be prevented.

挟圧コントロール弁７９は、セカンダリ油室２３の油圧を制御するための圧力制御弁であり、スプリングによって一方向に付勢されたスプールを備えている。スプリング荷重と対向する一端側の信号ポート７９ａにソレノイドモジュレータ弁７３から一定圧Ｐsmが供給されている。入力ポート７９ｂにはライン圧Ｐ_L が供給されており、出力ポート７９ｃはセカンダリ油室２３と接続され、出力圧はポート７９ｄにフィードバックされている。スプリングが収容された他端側の信号ポート７９ｅにはソレノイド圧Ｐsls が供給される。そのため、信号ポート７９ｅに入力されたソレノイド圧Ｐsls を所定の増幅度で増幅した油圧をセカンダリ油室２３に供給することができる。セカンダリ油室２３の油圧（セカンダリ圧）は油圧センサ１０８によって検出され、検出された油圧に基づいてベルト伝達トルクを計算で求めることができる。ベルト伝達トルクの計算方法としては、例えば油圧センサ１０８によってセカンダリ油圧を検出し、そのセカンダリ油圧と受圧面積とからベルト挟圧を計算し、さらにベルト挟圧、ベルトとプーリとの摩擦係数、ベルト巻き掛け径などからベルト伝達トルクを計算することができる。 The clamping pressure control valve 79 is a pressure control valve for controlling the hydraulic pressure of the secondary oil chamber 23, and includes a spool biased in one direction by a spring. A constant pressure Psm is supplied from the solenoid modulator valve 73 to the signal port 79a at one end facing the spring load. Line pressure P _L is supplied to the input port 79b, the output port 79c is connected to the secondary oil chamber 23, and the output pressure is fed back to the port 79d. Solenoid pressure Psls is supplied to the signal port 79e on the other end side in which the spring is accommodated. Therefore, the hydraulic pressure obtained by amplifying the solenoid pressure Psls input to the signal port 79e with a predetermined amplification degree can be supplied to the secondary oil chamber 23. The oil pressure (secondary pressure) in the secondary oil chamber 23 is detected by the oil pressure sensor 108, and the belt transmission torque can be obtained by calculation based on the detected oil pressure. As a method for calculating the belt transmission torque, for example, the secondary oil pressure is detected by the oil pressure sensor 108, the belt clamping pressure is calculated from the secondary hydraulic pressure and the pressure receiving area, the belt clamping pressure, the friction coefficient between the belt and the pulley, the belt winding The belt transmission torque can be calculated from the hung diameter or the like.

図３にソレノイド圧Ｐsls に対する、ライン圧Ｐ_L 、クラッチモジュレータ圧Ｐcm、クラッチ制御圧、及びセカンダリ圧の各特性を示す。ライン圧Ｐ_L はソレノイド圧Ｐsls にほぼ比例した油圧に調圧される。クラッチモジュレータ圧Ｐcmは、ソレノイド圧Ｐsls が所定値に達するまではライン圧Ｐ_L と同圧であり、所定値を超えると一定圧に制御される。また、逆転ブレーキＢ１又は直結クラッチＣ１には過渡状態においてソレノイド圧Ｐsls が直接供給されるので、クラッチ制御圧はソレノイド圧Ｐsls そのものとなる。セカンダリ圧はソレノイド圧Ｐsls に比例し、油圧ライン圧Ｐ_L より僅かに低い油圧に調圧される。図３に示したように、クラッチ制御圧とセカンダリ圧は共にソレノイド圧Ｐsls によって制御されるが、常にセカンダリ圧がクラッチ制御圧を上回るように設定されている。セカンダリ圧は、油圧センサ１０８によって検出される。 FIG. 3 shows characteristics of the line pressure P _L , the clutch modulator pressure Pcm, the clutch control pressure, and the secondary pressure with respect to the solenoid pressure Psls. The line pressure P _L is adjusted to a hydraulic pressure substantially proportional to the solenoid pressure Psls. The clutch modulator pressure Pcm is the same as the line pressure P _L until the solenoid pressure Psls reaches a predetermined value, and is controlled to a constant pressure when the pressure exceeds the predetermined value. Further, since the solenoid pressure Psls is directly supplied to the reverse brake B1 or the direct coupling clutch C1 in a transient state, the clutch control pressure becomes the solenoid pressure Psls itself. The secondary pressure is proportional to the solenoid pressure Psls and is adjusted to a hydraulic pressure slightly lower than the hydraulic line pressure P _L. As shown in FIG. 3, although both the clutch control pressure and the secondary pressure are controlled by the solenoid pressure Psls, the secondary pressure is always set to exceed the clutch control pressure. The secondary pressure is detected by the hydraulic pressure sensor 108.

図４は、本発明におけるアイドルストップ復帰（エンジン再始動）時の発進クラッチ（Ｂ１）の係合制御の一例を示す。時刻ｔ１で所定のアイドルストップ復帰条件を満足すると、アイドルストップ復帰指令が出力され、エンジン回転数が上昇し始める。そして、発進クラッチに対して初期圧段階の制御を開始する。初期圧段階の制御方法として、例えば油圧センサ１０８によって検出されたセカンダリ油圧に基づいてベルト伝達可能トルクを計算し、発進クラッチの伝達トルクが計算されたベルト伝達トルクを上回らないように、目標クラッチ圧を設定してもよい。目標クラッチ圧の設定は、ソレノイド弁ＳＬＳへの指示電流で設定できる。時刻ｔ１０で目標クラッチ圧が初期圧に相当する所定値まで上昇すると、それ以後、発進クラッチのクラッチ油圧を、予め決められた初期圧に相当する所定値に保持し、急激なクラッチ伝達トルクの上昇を抑制する。このように目標クラッチ圧をベルト伝達トルクに応じて設定すれば、発進クラッチが先に係合してベルト滑りが発生するのを抑制できる。 FIG. 4 shows an example of engagement control of the starting clutch (B1) at the time of idle stop return (engine restart) in the present invention. When a predetermined idle stop return condition is satisfied at time t1, an idle stop return command is output and the engine speed starts to increase. Then, the control of the initial pressure stage is started for the starting clutch. As a control method in the initial pressure stage, for example, the belt transmission possible torque is calculated based on the secondary hydraulic pressure detected by the hydraulic sensor 108, and the target clutch pressure is set so that the transmission torque of the starting clutch does not exceed the calculated belt transmission torque. May be set. The target clutch pressure can be set by an instruction current to the solenoid valve SLS. When the target clutch pressure rises to a predetermined value corresponding to the initial pressure at time t10, thereafter, the clutch hydraulic pressure of the starting clutch is maintained at a predetermined value corresponding to the predetermined initial pressure, and the clutch transmission torque increases rapidly. Suppress. If the target clutch pressure is set according to the belt transmission torque in this way, it is possible to suppress the occurrence of belt slip due to the start clutch being engaged first.

本発明における初期圧段階とは、発進クラッチを係合開始状態にするための制御であるが、アイドルストップ復帰時はオイルポンプの吐出圧自体が低いので、実油圧が目標クラッチ圧に追従しにくい。そのため、上述のようなベルト伝達トルクを上回らないような目標クラッチ圧に設定することなく、最初から一定の初期圧を目標クラッチ圧としても構わない。また、初期圧段階の開始時に短時間だけ初期圧より高いプリチャージ油圧を供給し、ピストン室への作動油の充填を促進させ、無効ストロークの解消時間を短縮するようにしてもよい。 In the present invention, the initial pressure stage is control for bringing the starting clutch into an engagement start state, but the actual oil pressure hardly follows the target clutch pressure because the discharge pressure of the oil pump itself is low at the time of idling stop return. . Therefore, a constant initial pressure may be set as the target clutch pressure from the beginning without setting the target clutch pressure so as not to exceed the belt transmission torque as described above. In addition, a precharge hydraulic pressure higher than the initial pressure may be supplied for a short time at the start of the initial pressure stage to promote the filling of the hydraulic fluid into the piston chamber, thereby shortening the invalid stroke elimination time.

時刻ｔ２で初期圧段階を終了すると、初期圧から一定時間勾配で昇圧するスイープ段階に移行する。スイープ段階では、ソレノイド弁ＳＬＳに時間と共に上昇する指示電流を供給し、クラッチ圧を時間と共に徐々に上昇させる。時刻ｔ２において、発進クラッチが同期状態であれば、スイープ段階でタービン回転数とプライマリ回転数とが一致したまま上昇するので、時刻ｔ３で発進クラッチに最大油圧を供給しても、ショックはなく、プライマリ回転数の落ち込みもない。しかし、時刻ｔ２で同期していない場合には、スイープ段階でプライマリ回転数がタービン回転数と乖離したまま上昇するので、時刻ｔ３で発進クラッチに最大油圧を供給した時、ショックやプライマリ回転数の落ち込みが発生する（図７参照）。 When the initial pressure stage is completed at time t2, the process proceeds to a sweep stage in which the pressure is increased from the initial pressure with a constant time gradient. In the sweep stage, an instruction current that increases with time is supplied to the solenoid valve SLS, and the clutch pressure is gradually increased with time. At time t2, if the starting clutch is in a synchronized state, the turbine speed and the primary speed increase at the sweep stage while increasing, so even if the maximum hydraulic pressure is supplied to the starting clutch at time t3, there is no shock. There is no drop in the primary speed. However, if not synchronized at time t2, the primary rotational speed rises while deviating from the turbine rotational speed at the sweep stage. Therefore, when the maximum hydraulic pressure is supplied to the starting clutch at time t3, the shock and primary rotational speed Depression occurs (see FIG. 7).

なお、時刻ｔ３で発進クラッチに最大油圧を供給するのは、リニアソレノイド弁ＳＬＳの指示電流を最大値とするのではなく、デューティソレノイド弁ＤＳ１，ＤＳ２の少なくとも一方をＯＦＦすることで、ガレージシフト弁７４を図２の右側の保持状態に切り替え、発進クラッチへクラッチモジュレータ圧Ｐcmを直接供給することで行う。その理由は、リニアソレノイド弁ＳＬＳは発進クラッチの制御だけでなく、ライン圧やセカンダリ圧の調圧にも同時に利用されているからである。 Note that the maximum hydraulic pressure is supplied to the starting clutch at time t3, not by setting the indicated current of the linear solenoid valve SLS to the maximum value, but by turning off at least one of the duty solenoid valves DS1 and DS2 to turn on the garage shift valve. 74 is switched to the holding state on the right side of FIG. 2 and the clutch modulator pressure Pcm is directly supplied to the starting clutch. The reason is that the linear solenoid valve SLS is used not only for controlling the starting clutch but also for regulating the line pressure and the secondary pressure.

前回のアイドルストップ復帰時において、プライマリ回転数の落ち込みが検出された場合には、図４に示すように、今回のアイドルストップ復帰時に締結段階をΔＴだけ遅くするよう学習補正する。換言すれば、初期圧段階とスイープ段階の合計時間Ｔ１をΔＴ（例えば１００ｍｓ〜数１００ｍｓ）だけ延長補正する。ここでは、スイープ段階の制御時間をΔＴだけ延長しているが、初期圧段階の制御時間をΔＴだけ延長してもよいし、両方の段階の時間をそれぞれ延長してもよい。その結果、時刻ｔ２で同期していない場合でも、スイープ段階でタービン回転数とプライマリ回転数との乖離が低減され、時刻ｔ４で発進クラッチへ最大油圧を供給した時、ショックやプライマリ回転数の落ち込みが抑制される。もし、時刻ｔ４でプライマリ回転数の落ち込みが発生した時には、次回のアイドルストップ復帰時に合計時間Ｔ１をさらにΔＴだけ延長補正する。この学習補正を、プライマリ回転数の落ち込みが検出されなくなるまで繰り返す。 When a drop in the primary rotation speed is detected at the time of the previous idle stop return, as shown in FIG. 4, learning correction is performed so as to delay the engagement stage by ΔT at the time of the current idle stop return. In other words, the total time T1 of the initial pressure stage and the sweep stage is extended and corrected by ΔT (for example, 100 ms to several 100 ms). Here, the control time of the sweep stage is extended by ΔT, but the control time of the initial pressure stage may be extended by ΔT, or the times of both stages may be extended respectively. As a result, even when not synchronized at time t2, the difference between the turbine speed and the primary speed is reduced in the sweep stage, and when maximum hydraulic pressure is supplied to the starting clutch at time t4, a shock or a drop in the primary speed Is suppressed. If a drop in the primary rotational speed occurs at time t4, the total time T1 is further extended and corrected by ΔT at the next idle stop return. This learning correction is repeated until no drop in the primary rotational speed is detected.

一方、上述のような学習補正を繰り返すことにより、プライマリ回転数の落ち込みが検出されなくなった場合、発進クラッチＢ１が同期状態で締結されていることを意味するが、設定時間Ｔ１が長くなり過ぎている可能性もある。上述のように、本発明の油圧回路では、リニアソレノイド弁ＳＬＳを発進クラッチＢ１の係合制御とセカンダリ油圧の制御とに併用しているため、発進クラッチＢ１の係合制御の期間中はセカンダリ油圧（ベルト挟圧）が高めに調圧される傾向にある。そのため、セカンダリ油圧を必要最低限の油圧に調圧するためには、発進クラッチＢ１の係合制御をできるだけ短時間で終了することが望ましい。 On the other hand, if the decrease in the primary rotational speed is no longer detected by repeating the learning correction as described above, this means that the start clutch B1 is engaged in a synchronized state, but the set time T1 becomes too long. There is also a possibility. As described above, in the hydraulic circuit of the present invention, the linear solenoid valve SLS is used for both the engagement control of the starting clutch B1 and the control of the secondary hydraulic pressure, and therefore the secondary hydraulic pressure is applied during the period of the engagement control of the starting clutch B1. There is a tendency for the (belt clamping pressure) to be adjusted higher. Therefore, in order to adjust the secondary hydraulic pressure to the minimum required hydraulic pressure, it is desirable to end the engagement control of the start clutch B1 in as short a time as possible.

そこで、アイドルストップ復帰時においてプライマリ回転数の落ち込みが検出されない回数が所定回数（例えば３回）以上になれば、発進クラッチＢ１の設定時間Ｔ１が長くなり過ぎたと判定して、次回のアイドルストップ復帰時に設定時間Ｔ１をΔＴだけ短縮するよう学習補正し、この短縮補正をプライマリ回転数の落ち込みが発生するまで繰り返すのがよい。このΔＴは、延長時における時間ΔＴと異なる時間に設定してもよい。このようにして、発進クラッチの制御時間を、プライマリ回転数の落ち込みが発生しない最短時間に制御できる。 Therefore, if the number of times when the drop in the primary rotational speed is not detected at the time of idling stop return becomes a predetermined number (for example, three times) or more, it is determined that the set time T1 of the starting clutch B1 has become too long, and the next idling stop return Sometimes it is preferable to correct the learning so that the set time T1 is shortened by ΔT, and repeat this shortening until the primary rotational speed falls. This ΔT may be set to a time different from the time ΔT at the time of extension. In this way, the control time of the starting clutch can be controlled to the shortest time during which the primary rotational speed does not drop.

前述ではプライマリ回転数の落ち込みが所定しきい値以上になった時に、締結タイミングを遅くするよう学習補正する例について説明したが、プライマリ回転数の落ち込みが基準値（しきい値より大きな値）以上になった場合には、過大なベルト滑りが発生したと考えられるので、次回のアイドルストップを禁止するように構成してもよい。これによって、アイドルストップ復帰の度に連続してベルト滑りが発生する事態を解消できる。なお、イグニッションスイッチＯＦＦによりエンジンが停止した場合には、アイドルストップ禁止を解除してもよい。 In the above description, an example has been described in which the learning correction is performed so that the fastening timing is delayed when the drop in the primary rotation speed exceeds the predetermined threshold value. However, the drop in the primary rotation speed is greater than the reference value (a value greater than the threshold value). In such a case, it is considered that excessive belt slip has occurred, so that the next idle stop may be prohibited. As a result, it is possible to eliminate a situation in which belt slip occurs continuously every time the idle stop is returned. When the engine is stopped by turning off the ignition switch, the idle stop prohibition may be canceled.

さらに、アイドルストップの禁止条件として、プライマリ回転数の落ち込みが基準値以上になった場合に限らず、制御時間Ｔ１が基準時間（許容できる発進クラッチの係合制御時間）を越えてもプライマリ回転数の落ち込みを解消できない場合としてもよい。 Further, the idle stop prohibiting condition is not limited to the case where the drop in the primary rotational speed becomes equal to or greater than the reference value, and the primary rotational speed even if the control time T1 exceeds the reference time (allowable start clutch engagement control time). It may be a case where the decline in the price cannot be resolved.

次に、図５に従ってアイドルストップ中における発進クラッチの係合制御について説明する。制御がスタートすると、まずアイドルストップ復帰が可能であるかどうかを判定する（ステップＳ１）。アイドルストップ復帰不可の場合には、アイドルストップを継続する（ステップＳ２）。一方、アイドルストップ復帰可能の場合には、エンジンを再始動すると共に、発進クラッチの係合制御（初期圧段階〜スイープ段階）を実施する（ステップＳ３）。次に、制御開始からの時間をカウントし、その時間を設定時間Ｔ１と比較する（ステップＳ４）。経過時間が設定時間Ｔ１未満であれば係合制御を継続し、経過時間が設定時間Ｔ１以上になった時には、締結段階を実施する（ステップＳ５）。つまり、発進クラッチへ最大油圧を供給する。次に、締結段階からの経過時間がＴ２未満で、かつスロットル開度の変化率がＡ１未満であるかどうかを判定する（ステップＳ６）。Ｔ２は締結段階以後のプライマリ回転数の落ち込みを検出するための期間である。Ａ１はスロットル開度の変化が殆どないかどうかを判定するための基準値であり、Ａ１より小さい場合にはスロットル開度の変化がない（エンジン発生トルクが安定している）ことを意味する。ステップＳ６のいずれかが否定された場合には、以下の発進クラッチ制御を行うことなく終了する。 Next, the starting clutch engagement control during idle stop will be described with reference to FIG. When the control starts, it is first determined whether or not an idle stop return is possible (step S1). If it is impossible to return to idle stop, the idle stop is continued (step S2). On the other hand, when the idle stop recovery is possible, the engine is restarted and the start clutch engagement control (initial pressure stage to sweep stage) is performed (step S3). Next, the time from the start of control is counted, and the time is compared with the set time T1 (step S4). When the elapsed time is less than the set time T1, the engagement control is continued, and when the elapsed time becomes equal to or longer than the set time T1, the engagement stage is performed (step S5). That is, the maximum hydraulic pressure is supplied to the starting clutch. Next, it is determined whether the elapsed time from the engagement stage is less than T2 and the change rate of the throttle opening is less than A1 (step S6). T2 is a period for detecting a drop in the primary rotational speed after the fastening stage. A1 is a reference value for determining whether or not there is almost no change in the throttle opening, and if it is smaller than A1, it means that there is no change in the throttle opening (engine generated torque is stable). If any of the steps S6 is negative, the process is terminated without performing the following starting clutch control.

ステップＳ６が肯定された場合には、次にプライマリ回転数の落ち込みを検出する（ステップＳ７）。具体的には、プライマリ回転数の時間変化率を負のしきい値Ｂ１と比較し、そのしきい値Ｂ１より低い（落ち込み量が大きい）ときには、プライマリ回転数の落ち込みがあったと判定する。ステップＳ６が肯定された場合には、エンジン発生トルクが安定しているため、発進クラッチが同期しておればプライマリ回転数の落ち込みは発生しない筈であるが、プライマリ回転数の落ち込みがあった場合には、発進クラッチが同期していないことを意味するので、次回のアイドルストップ復帰時の係合制御時間Ｔ１をΔＴだけ延長する（ステップＳ８）。 If step S6 is affirmed, then a drop in the primary rotational speed is detected (step S7). Specifically, the rate of change of the primary rotational speed with time is compared with a negative threshold value B1, and when the primary rotational speed is lower than the threshold value B1 (the amount of sagging is large), it is determined that the primary rotational speed has fallen. If step S6 is affirmed, the engine generated torque is stable, and if the starting clutch is synchronized, the primary rotational speed will not decrease, but the primary rotational speed will decrease. Means that the starting clutch is not synchronized, so the engagement control time T1 at the time of the next idle stop return is extended by ΔT (step S8).

一方、プライマリ回転数の落ち込みがない場合には、その落ち込みがないアイドルストップ復帰回数を設定回数と比較し（ステップＳ９）、その回数が設定回数未満の場合には、係合制御時間Ｔ１を補正することなく保持する（ステップＳ１０）。一方、落ち込みがないアイドルストップ復帰回数が設定回数以上となった場合には、係合制御時間Ｔ１をΔＴだけ短縮する（ステップＳ１１）。短縮する際の補正時間ΔＴは、延長する際の補正時間ΔＴと異なってもよい。 On the other hand, when there is no drop in the primary rotational speed, the number of idle stop return without the drop is compared with the set number (step S9), and when the number is less than the set number, the engagement control time T1 is corrected. (Step S10). On the other hand, when the number of idle stop return times without depression is equal to or greater than the set number, the engagement control time T1 is shortened by ΔT (step S11). The correction time ΔT when shortening may be different from the correction time ΔT when extending.

図６は本発明にかかる発進クラッチの係合制御の他の例を示す。ここで、ステップＳ１〜Ｓ６までの動作は図５と同様であるため、省略する。ステップＳ６が肯定された場合には、次にプライマリ回転数の落ち込み量を基準値Ｂ２と比較する（ステップＳ２０）。この基準値Ｂ２は、ステップＳ７におけるしきい値Ｂ１より絶対値の大きな負の値に設定するのがよい。基準値より大きなプライマリ回転数の落ち込みがあった場合には、次回のアイドルストップを禁止し（ステップＳ２１）、基準値より大きなプライマリ回転数の落ち込みがない場合には、次回のアイドルストップを許可する（ステップＳ２２）。なお、図６に記載の制御を、図５に記載の制御と組み合わせても良い。すなわち、プライマリ回転数の落ち込み量が基準値より小さい場合には、アイドルストップを許可すると共に、ステップＳ８，Ｓ１０，Ｓ１１のような係合時間の学習補正を実施してもよい。 FIG. 6 shows another example of the engagement control of the starting clutch according to the present invention. Here, the operations from step S1 to S6 are the same as those in FIG. If step S6 is affirmed, the amount of decrease in the primary rotational speed is compared with the reference value B2 (step S20). This reference value B2 is preferably set to a negative value having a larger absolute value than the threshold value B1 in step S7. If there is a drop in the primary rotation speed greater than the reference value, the next idle stop is prohibited (step S21), and if there is no drop in the primary rotation speed greater than the reference value, the next idle stop is permitted. (Step S22). Note that the control described in FIG. 6 may be combined with the control described in FIG. That is, when the amount of decrease in the primary rotational speed is smaller than the reference value, idle stop may be permitted and engagement time learning correction as in steps S8, S10, and S11 may be performed.

前記実施例では、アイドルストップ復帰時に前進走行を開始する場合を想定したため、発進クラッチが逆転ブレーキＢ１である場合を説明したが、後進走行を開始する場合には、発進クラッチは直結クラッチＣ１になる。また、図４〜図６ではアイドルストップ復帰時における発進クラッチ制御について説明したが、エンジンが回転している状態でＮ→Ｄ（Ｒ）レンジへ切り替えた時にも同様に適用できる。すなわち、Ｄ（Ｒ）レンジへの切り替えに伴って発進クラッチの係合制御は初期段階〜スイープ段階〜締結段階へと移行するが、締結段階におけるプライマリプーリの回転数の落ち込みを検出することで、締結タイミングを学習補正してもよい。 In the above-described embodiment, it is assumed that the forward running is started at the time of idling stop return. Therefore, the case where the starting clutch is the reverse brake B1 has been described. . 4 to 6 describe the starting clutch control at the time of idling stop return, but the present invention can be similarly applied when the engine is rotating and switched to the N → D (R) range. That is, the engagement control of the start clutch shifts from the initial stage to the sweep stage to the engagement stage with the switching to the D (R) range, but by detecting a drop in the rotation speed of the primary pulley in the engagement stage, The fastening timing may be learned and corrected.

無段変速装置及び発進クラッチの油圧回路としては、図２に示すものに限らない。図２では、１個のリニアソレノイド弁ＳＬＳをセカンダリ圧制御（ベルト挟圧制御）と発進クラッチＢ１の係合制御とに併用する例を示したが、個別のソレノイド弁を用いて油圧制御を実施してもよい。 The hydraulic circuit for the continuously variable transmission and the starting clutch is not limited to that shown in FIG. FIG. 2 shows an example in which one linear solenoid valve SLS is used for secondary pressure control (belt clamping pressure control) and start clutch B1 engagement control. However, hydraulic control is performed using individual solenoid valves. May be.

１エンジン
２無段変速機
３トルクコンバータ
４無段変速機
５タービン軸
６オイルポンプ
７油圧制御装置
１１プライマリプーリ
２１セカンダリプーリ
８前後進切替装置
Ｂ１逆転ブレーキ（発進クラッチ）
Ｃ１直結クラッチ
１００電子制御装置
１０１エンジン回転数センサ
１０２セカンダリプーリ回転数センサ（車速センサ）
１０３スロットル開度センサ
１０４シフト位置センサ
１０５プライマリプーリ回転数センサ 1 Engine 2 Continuously variable transmission 3 Torque converter 4 Continuously variable transmission 5 Turbine shaft 6 Oil pump 7 Hydraulic control device 11 Primary pulley 21 Secondary pulley 8 Forward / reverse switching device B1 Reverse brake (starting clutch)
C1 Direct coupling clutch 100 Electronic control device 101 Engine speed sensor 102 Secondary pulley speed sensor (vehicle speed sensor)
103 Throttle opening sensor 104 Shift position sensor 105 Primary pulley rotation speed sensor

Claims

A vehicle that transmits engine power in the order of a torque converter, a hydraulic start clutch, a belt-type continuously variable transmission, and drive wheels,
A sensor for detecting the rotational speed of the engine;
A sensor for detecting a rotation speed of a primary pulley of the belt-type continuously variable transmission;
A sensor for detecting the rotational speed of the secondary pulley of the belt type continuously variable transmission,
In a vehicle having no sensor for detecting the turbine rotational speed of the torque converter,
Engagement control of the start clutch includes an initial pressure stage for supplying an initial pressure for bringing the start clutch into an engagement start state, a sweep stage for increasing hydraulic pressure with a predetermined time gradient, and an engagement for completely engaging the start clutch. Start control means to be implemented in the order of the stages,
The time from the start of the initial pressure stage to the fastening stage is preset,
A learning correction means is provided for detecting a change in the rotation speed of the primary pulley in the fastening stage and learning and correcting so as to delay the timing of the next fastening stage when a drop in the rotation speed is detected. A starting clutch control device.

Idle stop control means for automatically stopping the engine when a predetermined engine stop condition is satisfied,
2. The starting clutch control device according to claim 1, wherein the next idle stop is prohibited when the amount of decrease in the rotation speed of the primary pulley in the engagement stage is equal to or greater than a predetermined value.