JP5691733B2 - Lockup control device for continuously variable transmission for vehicle - Google Patents

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Description

本発明は、無段変速機と、流体伝動装置の入出力部材間を直結可能なロックアップクラッチとを備える車両用無段変速機のロックアップ制御装置に関するものである。   The present invention relates to a lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle including a continuously variable transmission and a lockup clutch capable of directly connecting input / output members of a fluid transmission device.

無段変速機や多段変速機等の変速機と、エンジンの動力をその変速機へ伝達する流体伝動装置（例えばトルクコンバータやフルードカップリング等）の入出力部材間を直結可能なロックアップクラッチとを備える車両が良く知られている。このようなロックアップクラッチは、燃費の向上等を目的として予め係合領域が設定された関係から車両状態に基づいてその係合・解放が判断され、例えば車両の走行状態がロックアップ領域内に入るとロックアップ制御が開始される。また、このようなロックアップクラッチの係合領域を大きくするほど車両の燃費が向上するので、車両の発進時などの極低車速において、エンジンのストールを防止しつつロックアップクラッチの係合領域を拡大して、伝達効率および燃費の向上を図るようにした車両用無段変速機のロックアップ制御装置が提案されている。たとえば、特許文献１に記載された装置がそれである。
A transmission such as a continuously variable transmission or a multi-stage transmission, and a lock-up clutch capable of directly connecting input / output members of a fluid transmission device (for example, a torque converter or a fluid coupling) that transmits engine power to the transmission; Vehicles equipped with are well known. Such a lock-up clutch is determined to be engaged or disengaged based on the vehicle state based on the relationship in which the engagement region is set in advance for the purpose of improving fuel efficiency. For example, the running state of the vehicle is within the lock-up region. When entering, lockup control is started. In addition, the larger the lockup clutch engagement area, the better the fuel efficiency of the vehicle, so the lockup clutch engagement area can be reduced while preventing engine stall at extremely low vehicle speeds such as when the vehicle is starting. A lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle has been proposed which has been expanded to improve transmission efficiency and fuel consumption. For example, the apparatus described in Patent Document 1 is this.

特開２００４−１２４９７９号公報Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-124979

ところで、特許文献１に記載の従来の車両用無段変速機のロックアップ制御装置は、ロックアップ禁止領域を設けて発進時などの極低車速でのエンジン停止やガクガク振動を防止しつつ、このロックアップ禁止領域を最小限に抑えてロックアップ領域の拡大を図ることにより伝達効率および燃費の向上を図るために、無段変速機の入力軸回転速度が所定値Ｎｉ(1) 以下、且つ、車速が所定の車速ＶＳＰ(1) 以上、且つ、入力軸回転速度に対する出力軸回転速度の比すなわち変速比( ＝入力軸回転速度／出力軸回転速度）が所定値Ｉｐ(0) 以下で規定される走行条件では、ロックアップクラッチの係合領域と判定されていても、ロックアップクラッチの締結を禁止するものである。   By the way, the lockup control device of the conventional continuously variable transmission for a vehicle described in Patent Document 1 provides a lockup prohibition region to prevent engine stop and rattling vibration at an extremely low vehicle speed at the time of starting, etc. In order to improve the transmission efficiency and fuel consumption by minimizing the lock-up prohibited area and expanding the lock-up area, the input shaft rotational speed of the continuously variable transmission is equal to or less than a predetermined value Ni (1), and The vehicle speed is not less than the predetermined vehicle speed VSP (1), and the ratio of the output shaft rotation speed to the input shaft rotation speed, that is, the gear ratio (= input shaft rotation speed / output shaft rotation speed) is defined to be not more than a predetermined value Ip (0). Even if it is determined that the lockup clutch is in the engagement region, the lockup clutch is prohibited from being engaged.

しかしながら、上記従来の車両用無段変速機のロックアップ制御装置によれば、特許文献１の図４に示されるように、車速が零からの所定の車速ＶＳＰ(1) に到達する間の発進過程では入力軸回転速度、車速、および変速比に拘わらずロックアップクラッチの係合が許容され、車速が所定の車速ＶＳＰ(1) 以上となると、入力軸回転速度が所定値Ｎｉ(1) 以下且つ変速比が所定値Ｉｐ(0) 以下の領域でロックアップクラッチの係合が禁止される。このため、車両の発進直後の極低車速領域では入力軸回転速度、車速、および変速比に拘わらずロックアップクラッチの係合が許容されるので、車両発進直後のロックアップクラッチの係合によってエンジンが高負荷且つ低回転の状態となって、エンジンストール或いはその直前の振動が発生する場合があった。   However, according to the conventional lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle, as shown in FIG. 4 of Patent Document 1, the vehicle starts while the vehicle speed reaches a predetermined vehicle speed VSP (1) from zero. In the process, engagement of the lockup clutch is allowed regardless of the input shaft rotational speed, the vehicle speed, and the gear ratio, and when the vehicle speed exceeds the predetermined vehicle speed VSP (1), the input shaft rotational speed is less than the predetermined value Ni (1). In addition, engagement of the lockup clutch is prohibited in a region where the gear ratio is equal to or less than the predetermined value Ip (0). Therefore, in the extremely low vehicle speed range immediately after the vehicle starts, the lockup clutch is allowed to be engaged regardless of the input shaft rotation speed, the vehicle speed, and the gear ratio. May be in a high load and low rotation state, causing engine stall or vibration immediately before that.

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、車両の発進時において、可及的に低い車速からロックアップクラッチの係合を開始することができしかもエンジンストール或いはその直前の振動の発生を回避することができる車両用無段変速機のロックアップ制御装置を提供することにある。   The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to enable engagement of the lockup clutch from the lowest possible vehicle speed when the vehicle starts. An object of the present invention is to provide a lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle that can avoid the occurrence of engine stall or vibration immediately before the engine stall.

本発明者等は、以上の事情を背景として種々の検討を重ねた結果、零車速からの発進直後であっても、変速比が比較的低い領域に比較して変速比が比較的高い領域ではエンジン負荷が比較的軽減されるので、車速に拘わらずエンジンストール或いはその直前の振動の発生を回避することができる事実を見いだした。本発明は、この知見に基づいて為されたものである。   As a result of repeated investigations by the inventors as a background of the above circumstances, even in a region where the gear ratio is relatively high compared to a region where the gear ratio is relatively low even immediately after starting from zero vehicle speed. Since the engine load is relatively reduced, it has been found that it is possible to avoid the occurrence of engine stall or vibration immediately before the engine stall regardless of the vehicle speed. The present invention has been made based on this finding.

すなわち、第１発明の要旨とするところは、変速比を連続的に変化させることが可能な無段変速機と、エンジンの動力を該無段変速機へ伝達する流体伝動装置の入出力間を直結可能なロックアップクラッチとを備える車両用無段変速機のロックアップ制御装置であって、車両の発進時に、前記無段変速機の実際の変速比が予め定められた変速比判定値以上であるときには車速に拘わらず前記ロックアップクラッチの係合を許可するが、実際の変速比が該予め定められた変速比判定値よりも小さいときには該無段変速機の入力軸回転速度が予め設定された入力回転速度判定値以上である場合は該ロックアップクラッチの係合を許可するが該予め設定された入力回転速度判定値を下回る場合には該ロックアップクラッチの係合を禁止し、該無段変速機の実際の変速比が予め定められた変速比判定値以上であるときでも該無段変速機の入力軸回転速度が予め設定された入力回転速度判定値を一旦超えた後に該入力回転速度判定値を下回る場合は、該ロックアップクラッチの係合を禁止することにある。
That is, the gist of the first invention is that between the input and output of the continuously variable transmission capable of continuously changing the transmission gear ratio and the fluid transmission that transmits engine power to the continuously variable transmission. A lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle comprising a lockup clutch that can be directly connected, wherein the actual transmission ratio of the continuously variable transmission is greater than or equal to a predetermined transmission ratio determination value when the vehicle starts. While you allow the engagement of the lock-up clutch regardless of the vehicle speed to a time, when the actual transmission gear ratio is smaller than the gear ratio judgment value set said advance input shaft rotation speed of the continuously variable machine advance When the input rotational speed determination value is equal to or higher than the set input rotational speed determination value, the lockup clutch is allowed to be engaged, but when the input rotational speed determination value is lower than the preset input rotational speed determination value, the lockup clutch is prohibited from being engaged , Stepless Even when the actual gear ratio of the machine is greater than or equal to a predetermined gear ratio judgment value, the input rotational speed judgment is performed after the input shaft rotational speed of the continuously variable transmission once exceeds a preset input rotational speed judgment value. When the value is below the value, the engagement of the lockup clutch is prohibited .

また、第２発明の要旨とするところは、第１発明において、前記変速比判定値は、前記無段変速機の最大変速比の７０％乃至８５％の値であることにある。
Further, it is an gist of the second invention, Oite the first shot bright, the speed change ratio determination value is that the 70% to 85% of the maximum gear ratio of the continuously variable transmission.

また、第３発明の要旨とするところは、前記車両の発進時において、発進加速操作に応じて予め設定された目標エンジン回転速度以上にエンジン回転速度が吹け上がるのを抑制するように、前記ロックアップクラッチをスリップ係合させながらその係合に向けて制御する発進時ロックアップクラッチ制御を実行するものである。
Further, the gist of the third invention is that the lock is applied so as to prevent the engine speed from rising above a target engine speed set in advance according to a start acceleration operation when the vehicle starts. The start-up lock-up clutch control is executed for controlling the engagement of the up-clutch while slipping the clutch.

第１発明の車両用無段変速機のロックアップ制御装置によれば、車両の発進時に、前記無段変速機の実際の変速比が予め定められた変速比判定値以上であるときには車速に拘わらず前記ロックアップクラッチの係合を許可するが、実際の変速比が該予め定められた変速比判定値よりも小さいときには該無段変速機の入力軸回転速度が予め設定された入力回転速度判定値以上である場合は該ロックアップクラッチの係合を許可するが該予め設定された入力回転速度判定値を下回る場合には該ロックアップクラッチの係合が禁止されることから、車両の発進時において、可及的に低い車速からロックアップクラッチの係合を開始することができ、しかもエンジンストール或いはその直前の振動の発生を回避することができる。特に、変速比が最大値に到達しないで車両が停止した急制動後に、実際の変速比が最大値に到達しないままでの再発進時においても、ロックアップクラッチの係合を開始することができる。また、前記無段変速機の入力軸回転速度が予め設定された入力回転速度判定値を一旦超えた後に該入力回転速度判定値を下回る場合には、該無段変速機の実際の変速比が予め定められた変速比判定値以上であるときでも該ロックアップクラッチの係合が禁止される。これにより、車両発進時において入力軸回転速度が予め設定された入力回転速度判定値を超える場合は、比較的アクセル操作量が大きく発進操作開始からエンジン出力トルクが大きい状態が持続しているが、入力軸回転速度が予め設定された入力回転速度判定値を一旦上回ってから下回る場合は、比較的アクセル操作量が戻されてエンジン出力トルクが減少した状態となっていてロックアップクラッチが完全係合となり易く、エンジンストールが容易な状態であるので、上記のようにすることにより、好適にエンジンストールが回避される。
According to the lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the first aspect of the present invention, when the actual speed ratio of the continuously variable transmission is greater than or equal to a predetermined speed ratio determination value at the start of the vehicle, the vehicle speed is concerned. not the but you lock allow the engagement of up clutch, when the actual transmission gear ratio is smaller than the gear ratio judgment value set said advance input shaft rotation speed of the continuously variable machine is preset input rotation When the speed determination value is equal to or higher than the predetermined value, the lockup clutch is permitted to be engaged, but when the speed is lower than the preset input rotational speed determination value, the lockup clutch is prohibited from being engaged. At the time of starting, engagement of the lockup clutch can be started from as low a vehicle speed as possible, and furthermore, occurrence of engine stall or vibration immediately before that can be avoided. In particular, the engagement of the lock-up clutch can be started even when the vehicle restarts after the sudden braking in which the vehicle stops without reaching the maximum value without the actual gear ratio reaching the maximum value. . Further, when the input shaft rotational speed of the continuously variable transmission once exceeds a preset input rotational speed determination value and then falls below the input rotational speed determination value, the actual transmission ratio of the continuously variable transmission is Engagement of the lock-up clutch is prohibited even when it is greater than a predetermined gear ratio determination value. Thereby, when the input shaft rotation speed exceeds the preset input rotation speed determination value at the time of vehicle start, the state where the accelerator operation amount is relatively large and the engine output torque is large from the start of the start operation continues. If the input shaft rotation speed exceeds the preset input rotation speed judgment value once and then falls below, the accelerator operation amount is returned and the engine output torque is reduced, and the lockup clutch is fully engaged. Since the engine stall is easy, the engine stall is preferably avoided by performing the above.

また、第２発明の車両用無段変速機のロックアップ制御装置によれば、前記変速比判定値は前記無段変速機の最大変速比の７０％乃至８５％の値であって、車両発進直後におけるロックアップクラッチの係合が許容されるのは変速比の最大値近傍の変速比が相対的に大きい領域とされているので、車両の発進時において、好適に、可及的に低い車速からロックアップクラッチの係合を開始することができしかもエンジンストール或いはその直前の振動の発生を回避することができる。
According to the lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the second aspect of the invention, the transmission ratio determination value is a value between 70% and 85% of the maximum transmission ratio of the continuously variable transmission, The engagement of the lockup clutch immediately after is allowed in a region where the gear ratio near the maximum value of the gear ratio is relatively large. Therefore, when starting the vehicle, the vehicle speed is preferably as low as possible. Thus, the engagement of the lockup clutch can be started, and the occurrence of engine stall or vibration immediately before that can be avoided.

また、第３発明の車両用無段変速機のロックアップ制御装置によれば、前記車両の発進時において、発進加速操作に応じて予め設定された目標エンジン回転速度以上にエンジン回転速度が吹け上がるのを抑制するように、前記ロックアップクラッチをスリップ係合させながらその係合に向けて制御する発進時ロックアップクラッチ制御を実行するものであることから、前記ロックアップクラッチの係合開始に伴う係合ショックを緩和できるとともに、車両発進の際にエンジン回転速度が吹け上がるのを適切に抑制することができ、燃費が向上する。

According to the lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the third aspect of the invention, when the vehicle starts, the engine speed increases above the target engine speed set in advance according to the start acceleration operation. In order to suppress this, the lock-up clutch control at the time of starting is executed to control the lock-up clutch toward the engagement while slip-engaging the lock-up clutch. The engagement shock can be mitigated, and the engine speed can be appropriately suppressed from rising when the vehicle starts to improve fuel efficiency.

本発明が適用される車両を構成する動力伝達経路の概略構成を説明する図である。It is a figure explaining the schematic structure of the power transmission path | route which comprises the vehicle to which this invention is applied. 車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。It is a block diagram explaining the principal part of the control system provided in the vehicle. 図１の無段変速機の油圧制御回路のうちベルト挟圧力制御及び変速比制御等に関する要部を示す油圧回路図である。FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing a main part related to belt clamping pressure control, speed ratio control, and the like in the hydraulic control circuit of the continuously variable transmission of FIG. 1. 図１の無段変速機の油圧制御回路のうちロックアップクラッチの作動制御等に関する要部を示す油圧回路図である。FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing a main part related to operation control of a lockup clutch and the like in the hydraulic control circuit of the continuously variable transmission of FIG. 1. 図１の無段変速機の変速制御において目標入力回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the shift map used when calculating | requiring a target input rotational speed in the shift control of the continuously variable transmission of FIG. 図１の無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じて必要油圧を求める必要油圧マップの一例を示す図である。FIG. 2 is a diagram illustrating an example of a necessary oil pressure map for obtaining a necessary oil pressure according to a gear ratio or the like in the clamping pressure control of the continuously variable transmission of FIG. 1. スロットル弁開度をパラメータとしてエンジン回転速度とエンジントルクとの予め実験的に求められて記憶されたマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map previously calculated | required experimentally and memorize | stored in advance of engine speed and engine torque by using a throttle valve opening as a parameter. 図２の電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。It is a functional block diagram explaining the principal part of the control function of the electronic control apparatus of FIG. 図８の係合領域判定部において、ロックアップクラッチの係合領域であるか否かの判定のために用いられる予め記憶された関係を説明する図である。It is a figure explaining the relationship memorize | stored beforehand used for determination whether it is an engagement area | region of a lockup clutch in the engagement area | region determination part of FIG. 図８の電子制御装置の制御作動の要部すなわち係合領域判定制御ルーチンの制御作動を説明するフローチャートである。FIG. 9 is a flowchart for explaining a main part of a control operation of the electronic control device of FIG. 8, that is, a control operation of an engagement region determination control routine.

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、本発明が適用される車両１０を構成するエンジン１２から駆動輪２４までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。図１において、エンジン１２により発生させられた動力は、流体伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、車両用無段変速機（以下、無段変速機（ＣＶＴ）という）１８、減速歯車装置２０、差動歯車装置２２等を経て、左右の駆動輪２４へ伝達される。   FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a power transmission path from an engine 12 to a drive wheel 24 constituting a vehicle 10 to which the present invention is applied. In FIG. 1, the power generated by the engine 12 includes a torque converter 14 as a fluid transmission device, a forward / reverse switching device 16, a continuously variable transmission for a vehicle (hereinafter referred to as a continuously variable transmission (CVT)) 18, a deceleration. It is transmitted to the left and right drive wheels 24 via the gear device 20, the differential gear device 22, and the like.

トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸１３に連結されたポンプ翼車１４ｐ、トルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３０を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔ、及び一方向クラッチによって一方向の回転が阻止されているステータ翼車１４ｓとを備えており、ポンプ翼車１４ｐとタービン翼車１４ｔとの間で流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、ポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間には、それらの間すなわちトルクコンバータ１４の入出力間を直結可能なロックアップクラッチ２６が設けられている。また、ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したり、無段変速機１８のベルト挟圧を発生させたり、ロックアップクラッチ２６の作動を制御したり、或いは各部に潤滑油を供給したりする為の油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。   The torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft 13 of the engine 12, a turbine impeller 14t connected to the forward / reverse switching device 16 via a turbine shaft 30 corresponding to an output side member of the torque converter 14, And a stator impeller 14s that is prevented from rotating in one direction by a one-way clutch, and power is transmitted between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t via a fluid. . Further, a lockup clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t, which can be directly connected between them, that is, between the input and output of the torque converter 14. Further, the pump impeller 14p controls the transmission of the continuously variable transmission 18, generates the belt clamping pressure of the continuously variable transmission 18, controls the operation of the lockup clutch 26, or lubricates each part. And a mechanical oil pump 28 that is generated when the engine 12 is rotationally driven by a hydraulic pressure for supplying the oil.

ロックアップクラッチ２６は、良く知られているように、油圧制御回路１００によって係合側油室１４on内の油圧ＰONと解放側油室１４off 内の油圧ＰOFF との差圧ΔＰ（＝ＰON−ＰOFF ）が制御されることによりフロントカバー１４ｃに摩擦係合させられる油圧式摩擦クラッチである（図４参照）。トルクコンバータ１０の運転状態としては、例えば差圧ΔＰが負とされてロックアップクラッチ２６が解放される所謂ロックアップ解放、差圧ΔＰが零以上とされてロックアップクラッチ２６が滑りを伴って半係合される所謂フレックスロックアップ状態（スリップ係合状態）、及び差圧ΔＰが最大値とされてロックアップクラッチ２６が完全係合される所謂ロックアップ状態（係合状態）の３状態に大別される。例えば、ロックアップクラッチ２６が完全係合（ロックアップオン）させられることにより、ポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔが一体回転させられてエンジン１２の動力が無段変速機１８側へ直接伝達される。また、所定のスリップ係合状態で係合するように差圧ΔＰが制御されることにより、例えば入出力回転速度差、すなわちスリップ回転速度（スリップ量）ＮSLP ＝エンジン回転速度ＮE −タービン回転速度ＮT がフィードバック制御されることにより、車両１０の駆動（パワーオン）時には所定のスリップ量でタービン軸３０をクランク軸１３に対して追従回転させる一方、車両の非駆動（パワーオフ）時には所定のスリップ量でクランク軸１３をタービン軸３０に対して追従回転させられる。 As is well known, the lockup clutch 26 has a pressure difference ΔP (= P ON) between the hydraulic pressure P ON in the engagement side oil chamber 14on and the hydraulic pressure P OFF in the release side oil chamber 14off by the hydraulic control circuit 100. -P OFF ) is a hydraulic friction clutch that is frictionally engaged with the front cover 14c (see FIG. 4). As an operating state of the torque converter 10, for example, a so-called lockup release in which the differential pressure ΔP is negative and the lockup clutch 26 is released, so that the differential pressure ΔP is zero or more and the lockup clutch 26 is half slipped and slipped. There are three main states: a so-called flex lock-up state (slip engagement state) to be engaged, and a so-called lock-up state (engagement state) in which the differential pressure ΔP is maximized and the lock-up clutch 26 is completely engaged. Separated. For example, when the lockup clutch 26 is completely engaged (lockup on), the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t are integrally rotated, and the power of the engine 12 is directly transmitted to the continuously variable transmission 18 side. The Further, by controlling the differential pressure ΔP so as to be engaged in a predetermined slip engagement state, for example, input / output rotational speed difference, that is, slip rotational speed (slip amount) N SLP = engine rotational speed N E -turbine rotational speed By feedback control of the speed NT , the turbine shaft 30 is rotated following the crankshaft 13 with a predetermined slip amount when the vehicle 10 is driven (power-on), while predetermined when the vehicle 10 is not driven (power-off). The crankshaft 13 is rotated to follow the turbine shaft 30 with the slip amount.

前後進切換装置１６は、発進クラッチとしての前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐとを主体として構成されている。トルクコンバータ１４のタービン軸３０はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３２はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介して非回転部材としてのハウジング３４に選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は係合によりエンジン１２の動力を駆動輪２４側へ伝達する所定の摩擦係合装置としての断続装置に相当するもので、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。   The forward / reverse switching device 16 is mainly composed of a forward clutch C1 and a reverse brake B1 as a starting clutch, and a double pinion type planetary gear device 16p. The turbine shaft 30 of the torque converter 14 is integrally connected to the sun gear 16s, and the input shaft 32 of the continuously variable transmission 18 is integrally connected to the carrier 16c, while the carrier 16c and the sun gear 16s are connected to the forward clutch C1. The ring gear 16r is selectively fixed to a housing 34 as a non-rotating member via a reverse brake B1. The forward clutch C1 and the reverse brake B1 correspond to an intermittent device as a predetermined friction engagement device that transmits the power of the engine 12 to the drive wheel 24 side by engagement, and both are frictionally engaged by a hydraulic cylinder. The hydraulic friction engagement device.

そして、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３０が入力軸３２に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３２はタービン軸３０に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）になる。   When the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching device 16 is brought into an integral rotation state, whereby the turbine shaft 30 is directly connected to the input shaft 32, and the forward drive power is increased. The transmission path is established (achieved), and the driving force in the forward direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. When the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the forward / reverse switching device 16 establishes (achieves) the reverse power transmission path, and the input shaft 32 is connected to the turbine shaft 30. On the other hand, it is rotated in the opposite direction, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. When both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 16 enters a neutral state (power transmission cut-off state) in which power transmission is cut off.

エンジン１２の吸気配管３６には、スロットルアクチュエータ３８を用いてエンジン１２の吸入空気量ＱAIR を電気的に制御する為の電子スロットル弁４０が備えられている。 The intake pipe 36 of the engine 12 is provided with an electronic throttle valve 40 for electrically controlling the intake air amount Q AIR of the engine 12 using a throttle actuator 38.

無段変速機１８は、入力軸３２に設けられた入力側部材である有効径が可変の駆動側プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）４２と、出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の従動側プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）４６と、それ等の両可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、両可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われるベルト式の無段変速機である。   The continuously variable transmission 18 is an input side member provided on the input shaft 32, a drive side pulley (primary pulley, primary sheave) 42 having a variable effective diameter, and an output side member provided on the output shaft 44. A driven pulley (secondary pulley, secondary sheave) 46 having a variable diameter and a transmission belt 48 wound around the variable pulleys 42 and 46 are provided. The variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 are provided. Is a belt-type continuously variable transmission in which power is transmitted via a frictional force between the two.

両可変プーリ４２及び４６は、入力軸３２及び出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体４２ａ及び４６ａと、入力軸３２及び出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能且つ軸方向の移動可能に設けられた可動回転体４２ｂ及び４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する油圧アクチュエータとしての駆動側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）４２ｃ及び従動側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されている。そして、駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給排出流量が油圧制御回路１００によって制御されることにより、両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度ＮIN／出力軸回転速度ＮOUT ）が連続的に変化させられる。また、従動側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるセカンダリプーリ圧（以下、ベルト挟圧という）Ｐd が油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。このような制御の結果として、駆動側油圧シリンダ４２ｃの油圧であるプライマリプーリ圧（以下、変速制御圧という）Ｐinが生じるのである。 Both variable pulleys 42 and 46 are fixed rotating bodies 42 a and 46 a fixed to the input shaft 32 and the output shaft 44, respectively, and are not rotatable relative to the input shaft 32 and the output shaft 44 and movable in the axial direction. And a driving side hydraulic cylinder (primary pulley side hydraulic cylinder) 42c and a driven side hydraulic cylinder (secondary pulley) as hydraulic actuators that apply thrust to change the V groove width between them. Side hydraulic cylinder) 46c. Then, the hydraulic oil supply / discharge flow rate to the drive side hydraulic cylinder 42c is controlled by the hydraulic control circuit 100, whereby the V groove widths of the variable pulleys 42 and 46 change, and the engagement diameter (effective diameter) of the transmission belt 48 changes. ) Is changed, and the gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT ) is continuously changed. The secondary pulley pressure (hereinafter referred to as belt clamping pressure) Pd, which is the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder 46c, is regulated by the hydraulic control circuit 100, so that the belt clamping pressure does not cause the transmission belt 48 to slip. Is controlled. As a result of such control, a primary pulley pressure (hereinafter referred to as shift control pressure) Pin, which is the hydraulic pressure of the drive side hydraulic cylinder 42c, is generated.

図２は、エンジン１２や前後進切換装置１６や無段変速機１８などを制御する為に車両１０に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図２において、車両１０には、例えば無段変速機１８の変速制御やベルト挟圧力制御などに関連する油圧制御の為の車両用無段変速機のロックアップ制御装置を含む電子制御装置５０が備えられている。電子制御装置５０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置５０は、エンジン１２の出力制御や無段変速機１８の変速制御及びベルト挟圧力制御やロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や無段変速機１８及びロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。   FIG. 2 is a block diagram illustrating a main part of a control system provided in the vehicle 10 for controlling the engine 12, the forward / reverse switching device 16, the continuously variable transmission 18, and the like. In FIG. 2, the vehicle 10 includes an electronic control device 50 including a lockup control device for a vehicle continuously variable transmission for hydraulic control related to, for example, shift control of the continuously variable transmission 18 and belt clamping pressure control. Is provided. The electronic control unit 50 includes, for example, a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like. The CPU uses a temporary storage function of the RAM and follows a program stored in the ROM in advance. Various controls of the vehicle 10 are executed by performing signal processing. For example, the electronic control unit 50 performs output control of the engine 12, shift control of the continuously variable transmission 18, belt clamping pressure control, torque capacity control of the lockup clutch 26, and the like. It is configured separately for engine control, continuously variable transmission 18 and lockup clutch 26 hydraulic control.

電子制御装置５０には、例えばクランク軸回転速度センサ５２により検出されたクランク軸１３の回転角度（位置）ＡCR及びクランク軸１３の回転速度（すなわちエンジン回転速度）ＮE に対応するクランク軸回転速度を表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３０の回転速度（タービン回転速度）ＮT を表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸３２の回転速度（入力軸回転速度）ＮINを表す信号、出力軸回転速度センサ５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）ＮOUT すなわち出力軸回転速度ＮOUT に対応する車速Ｖを表す信号、スロットルセンサ６０により検出されたエンジン１２の吸気配管３６（図１参照）に備えられた電子スロットル弁４０のスロットル弁開度θTHを表す信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温ＴW を表す信号、ＣＶＴ油温センサ６４により検出された無段変速機１８等の油圧制御回路１００内の作動油の油温ＴCVT を表す信号、アクセル開度センサ６６により検出された運転者の加速要求量としてのアクセルペダル６８の操作量であるアクセル開度Ａccを表す信号、吸入空気量センサ７０により検出されたエンジン１２の吸入空気量ＱAIR を表す信号、フットブレーキスイッチ７２により検出された常用ブレーキであるフットブレーキが操作されたブレーキオンＢONを表す信号、レバーポジションセンサ７４により検出されたシフトレバー７６の操作ポジション（操作位置）ＰSHを表す信号などが供給されている。 The electronic control unit 50, for example, the rotation angle (position) of the crankshaft 13 detected by the crankshaft rotation speed sensor 52 A rotational speed of the CR and the crankshaft 13 (that is, the engine rotational speed) crankshaft rotation corresponding to N E A signal representing the speed, a signal representing the rotational speed (turbine rotational speed) NT of the turbine shaft 30 detected by the turbine rotational speed sensor 54, and an input rotational speed of the continuously variable transmission 18 detected by the input shaft rotational speed sensor 56. A signal representing the rotational speed of the input shaft 32 (input shaft rotational speed) N IN, and the rotational speed of the output shaft 44 (output shaft) which is the output rotational speed of the continuously variable transmission 18 detected by the output shaft rotational speed sensor 58. intake pipe of the rotational speed) N OUT i.e. the signal representing the vehicle speed V corresponding to the output shaft speed N OUT, the engine 12 detected by a throttle sensor 60 6 signal representing the throttle valve opening theta TH of the electronic throttle valve 40 provided in (see FIG. 1), a signal representing the cooling water temperature T W of the engine 12 detected by a coolant temperature sensor 62, the CVT oil temperature sensor 64 The detected signal representing the oil temperature T CVT of the hydraulic oil in the hydraulic control circuit 100 such as the continuously variable transmission 18, the operation amount of the accelerator pedal 68 as the driver's acceleration request amount detected by the accelerator opening sensor 66. A signal representing the accelerator opening Acc, a signal representing the intake air amount Q AIR of the engine 12 detected by the intake air amount sensor 70, and a brake operated by the foot brake, which is a service brake detected by the foot brake switch 72 signal representative of the on-B oN, indicating an operation position (operating position) P SH of the shift lever 76 detected by a lever position sensor 74 Signals are supplied.

また、電子制御装置５０からは、例えばエンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号ＳE として、電子スロットル弁４０の開閉を制御する為のスロットルアクチュエータ３８への駆動信号や燃料噴射装置７８から噴射される燃料の量を制御する為の噴射信号や点火装置８０によるエンジン１２の点火時期を制御する為の点火時期信号などが出力される。また、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号ＳT 例えば駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１及びソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための油圧指令信号、伝動ベルト４８の挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号ＳB 例えばベルト挟圧Ｐd を調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動する為の油圧指令信号、ロックアップクラッチ２６の係合、解放、スリップ量ＮSLP を制御する為のロックアップ制御指令信号ＳL 例えば油圧制御回路１００内のロックアップリレーバルブ１２４の弁位置を切り換えるリニアソレノイド弁ＳＬＵを駆動する為の油圧指令信号やロックアップクラッチ２６のトルク容量を調節するリニアソレノイド弁ＳＬＵを駆動する為の油圧指令信号、ライン油圧ＰL を調圧するリニアソレノイド弁を駆動する為の油圧指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。 Further, from the electronic control unit 50, for example, as an engine output control command signal S E for controlling the output of the engine 12, a drive signal to the throttle actuator 38 for controlling the opening / closing of the electronic throttle valve 40 and a fuel injection device 78. An injection signal for controlling the amount of fuel injected from the engine, an ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device 80, and the like are output. Further, for driving the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 for controlling the flow of hydraulic fluid to the shift control command signal S T for example drive side hydraulic cylinder 42c for changing the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 hydraulic Command signal, clamping pressure control command signal S B for adjusting the clamping pressure of the transmission belt 48, for example, a hydraulic command signal for driving the linear solenoid valve SLS for regulating the belt clamping pressure Pd, engagement of the lock-up clutch 26, Lock-up control command signal S L for controlling the release and slip amount N SLP For example, a hydraulic command signal or lock-up for driving the linear solenoid valve SLU that switches the valve position of the lock-up relay valve 124 in the hydraulic control circuit 100 Hydraulic pressure command signal for driving the linear solenoid valve SLU for adjusting the torque capacity of the clutch 26, line hydraulic pressure P L A hydraulic pressure command signal for driving a linear solenoid valve that regulates pressure is output to the hydraulic pressure control circuit 100.

シフトレバー７６は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つの操作ポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、及び「Ｌ」のうちの何れかへ手動操作されるようになっている。「Ｐ」ポジションは車両１０の動力伝達経路を解放しすなわち車両１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態（中立状態）とし且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力軸４４の回転を阻止（ロック）するための駐車ポジション（位置）であり、「Ｒ」ポジションは出力軸４４の回転方向を逆回転とする為の後進走行ポジション（位置）であり、「Ｎ」ポジションは車両１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態とする為の中立ポジション（位置）であり、「Ｄ」ポジションは無段変速機１８の変速を許容する変速範囲で自動変速モードを成立させて自動変速制御を実行させる為の前進走行ポジション（位置）であり、「Ｌ」ポジションは強いエンジンブレーキが作用させる為のエンジンブレーキポジション（位置）である。このように、「Ｐ」ポジション及び「Ｎ」ポジションは動力伝達経路をニュートラル状態とし車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであり、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジション、及び「Ｌ」ポジションは動力伝達経路を動力伝達経路の動力伝達を可能とする動力伝達可能状態とし車両１０を走行させるときに選択される走行ポジションである。   The shift lever 76 is disposed in the vicinity of the driver's seat, for example, and is one of five operation positions “P”, “R”, “N”, “D”, and “L” that are sequentially positioned. To be manually operated. The “P” position releases the power transmission path of the vehicle 10, that is, a neutral state (neutral state) in which the power transmission of the vehicle 10 is interrupted, and mechanically prevents (locks) the rotation of the output shaft 44 by the mechanical parking mechanism. The “R” position is a reverse travel position (position) for reversing the rotation direction of the output shaft 44, and the “N” position is the power transmission of the vehicle 10 is cut off. The “D” position is a forward travel for executing the automatic shift control by establishing the automatic shift mode in the shift range that allows the shift of the continuously variable transmission 18. Position (position), "L" position is the engine brake position (position) for applying strong engine brake . As described above, the “P” position and the “N” position are non-traveling positions that are selected when the power transmission path is in the neutral state and the vehicle is not traveling, and are “R” position, “D” position, and “L”. The position is a travel position that is selected when the vehicle 10 travels with the power transmission path in a power transmission enabled state that enables power transmission through the power transmission path.

図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御及び変速比制御等に関する要部を示す油圧回路図である。また、図４は、油圧制御回路１００のうちロックアップクラッチ２６の作動制御等に関する要部を示す油圧回路図である。   FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing the main part of the hydraulic control circuit 100 related to belt clamping pressure control, gear ratio control, etc. of the continuously variable transmission 18. FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram showing the main part of the hydraulic control circuit 100 related to the operation control of the lockup clutch 26 and the like.

図３において、油圧制御回路１００は、変速比γが連続的に変化させられるように駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御する変速制御弁として機能する変速比コントロールバルブＵＰ１１６及び変速比コントロールバルブＤＮ１１８、伝動ベルト４８が滑りを生じないように従動側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるベルト挟圧Ｐd を調圧する挟圧力コントロールバルブ１２０、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７６の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ１２２等を備えている。   In FIG. 3, a hydraulic control circuit 100 includes a transmission ratio control valve UP116 that functions as a transmission control valve that controls the flow rate of hydraulic oil to the drive hydraulic cylinder 42c and a transmission ratio so that the transmission ratio γ can be continuously changed. The control valve DN118, the clamping pressure control valve 120 that regulates the belt clamping pressure Pd, which is the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder 46c, and the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are engaged or released so that the transmission belt 48 does not slip. As described above, a manual valve 122 or the like that mechanically switches the oil passage according to the operation of the shift lever 76 is provided.

ここで、油圧制御回路１００内の第１ライン油圧ＰL1は、例えばエンジン１２により回転駆動される機械式のオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（第１ライン油圧調圧弁）１１０によりリニアソレノイド弁の出力油圧である制御油圧に基づいて無段変速機１８への入力トルクＴIN等に応じた値に調圧されるようになっている。また、第２ライン油圧ＰL2は、例えばプライマリレギュレータバルブ１１０による第１ライン油圧ＰL1の調圧の為にプライマリレギュレータバルブ１１０から排出される油圧を元圧として、例えばリリーフ型のセカンダリレギュレータバルブ（第２ライン油圧調圧弁）１１２によりリニアソレノイド弁の出力油圧である制御油圧に基づいて調圧されるようになっている。また、モジュレータ油圧ＰM は、例えば第１ライン油圧ＰL1を元圧としてモジュレータバルブ１１４によりリニアソレノイド弁の出力油圧である制御油圧に基づいて一定油圧に調圧されるようになっている。 Here, the first line oil pressure P L1 in the oil pressure control circuit 100 is, for example, a relief type primary using the working oil pressure output (generated) from the mechanical oil pump 28 driven to rotate by the engine 12 as a source pressure. The regulator valve (first line hydraulic pressure regulating valve) 110 adjusts the pressure to a value corresponding to the input torque T IN to the continuously variable transmission 18 based on the control hydraulic pressure that is the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve. Yes. Further, the second line hydraulic pressure P L2 is, for example, a relief type secondary regulator valve (for example, a relief type secondary regulator valve (for example, a hydraulic pressure discharged from the primary regulator valve 110 for regulating the first line hydraulic pressure P L1 by the primary regulator valve 110). The second line hydraulic pressure adjusting valve) 112 adjusts the pressure based on the control hydraulic pressure that is the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve. Moreover, modulator pressure P M is adapted to be pressure regulated to a constant pressure based on the control oil pressure which is the output oil pressure of the linear solenoid valve by the modulator valve 114 as source pressure for example the first line pressure P L1.

変速比コントロールバルブＵＰ１１６は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１６ｔ及び入出力ポート１１６ｉを開閉するスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを入出力ポート１１６ｔと入出力ポート１１６ｉとが連通する方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１６ｂと、そのスプリング１１６ｂを収容し且つスプール弁子１１６ａに入出力ポート１１６ｔと入出力ポート１１６ｉとが連通する方向の推力を付与する為に電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧ＰS2を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａに入出力ポート１１６ｉを閉弁する方向の推力を付与する為に電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧ＰS1を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。また、変速比コントロールバルブＤＮ１１８は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１８ｔを開閉するスプール弁子１１８ａと、そのスプール弁子１１８ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１８ｂと、そのスプリング１１８ｂを収容し且つスプール弁子１１８ａに閉弁方向の推力を付与する為に制御油圧ＰS1を受け入れる油室１１８ｃと、スプール弁子１１８ａに開弁方向の推力を付与する為に制御油圧ＰS2を受け入れる油室１１８ｄとを備えている。 The transmission ratio control valve UP116 is provided so as to be movable in the axial direction, thereby opening and closing the input / output port 116t and the input / output port 116i, and the spool valve element 116a as an input / output port 116t and an input / output port 116i. Spring 116b as an urging means for urging in a direction in which the input / output port communicates with each other, and a thrust in a direction in which the input / output port 116t and the input / output port 116i communicate with each other are accommodated in the spool 116a. In order to apply an oil chamber 116c for receiving the control oil pressure PS2 which is the output oil pressure of the solenoid valve DS2 duty-controlled by the electronic control device 50, and a thrust force in the direction of closing the input / output port 116i to the spool valve element 116a. Solenoid duty controlled by the electronic control unit 50 And an oil chamber 116d that receives the control oil pressure P S1 is output hydraulic pressure of the valve DS1. The transmission ratio control valve DN118 is provided so as to be movable in the axial direction, and serves as a spool valve element 118a that opens and closes the input / output port 118t, and an urging unit that urges the spool valve element 118a in the valve closing direction. A spring 118b, an oil chamber 118c that accommodates the spring 118b and receives the control oil pressure P S1 in order to give a thrust in the valve closing direction to the spool valve element 118a, and a thrust in the valve opening direction to the spool valve element 118a Therefore, an oil chamber 118d for receiving the control oil pressure P S2 is provided.

ソレノイド弁ＤＳ１は、駆動側油圧シリンダ４２ｃへ作動油を供給してその油圧を高め駆動側プーリ４２のＶ溝幅を小さくして変速比γを小さくする側すなわちアップシフト側へ制御する為に制御油圧ＰS1を出力する。また、ソレノイド弁ＤＳ２は、駆動側油圧シリンダ４２ｃの作動油を排出してその油圧を低め駆動側プーリ４２のＶ溝幅を大きくして変速比γを大きくする側すなわちダウンシフト側へ制御するために制御油圧ＰS2を出力する。具体的には、制御油圧ＰS1が出力されると変速比コントロールバルブＵＰ１１６の供給ポート１１６ｓに入力された第１ライン油圧ＰL1が入出力ポート１１６ｔを経て駆動側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて結果的に変速制御圧Ｐinが連続的に制御される。また、制御油圧ＰS2が出力されると駆動側油圧シリンダ４２ｃの作動油が入出力ポート１１６ｔ、入出力ポート１１６ｉさらに入出力ポート１１８ｔを経て排出ポート１１８ｘから排出されて結果的に変速制御圧Ｐinが連続的に制御される。例えば、図５に示すような運転者の加速要求量に対応するアクセル操作量Ａccをパラメータとして予め実験的に求められて記憶された車速Ｖと目標入力軸回転速度ＮIN * との関係（変速マップ）に従って算出された目標入力軸回転速度ＮIN * に実際の入力軸回転速度ＮINが一致するように、それ等の偏差に応じて無段変速機１８が変速制御され、すなわち駆動側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の供給、排出によって変速制御圧Ｐinが制御され、変速比γが連続的に変化させられる。図５の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル開度Ａccが大きい程大きな変速比γになる目標入力軸回転速度ＮIN * が設定されるようになっている。また、車速Ｖは出力軸回転速度ＮOUT に対応するため、入力軸回転速度ＮINの目標値である目標入力軸回転速度ＮIN * は目標変速比に対応し、無段変速機１８の最小変速比γmin と最大変速比γmax の範囲内で定められている。 The solenoid valve DS1 is controlled to supply hydraulic oil to the drive side hydraulic cylinder 42c to increase its hydraulic pressure and to reduce the V groove width of the drive side pulley 42 to reduce the speed ratio γ, that is, control to the upshift side. The hydraulic pressure P S1 is output. Further, the solenoid valve DS2 discharges the hydraulic oil in the drive side hydraulic cylinder 42c, lowers its hydraulic pressure, increases the V groove width of the drive side pulley 42, and controls to the side that increases the gear ratio γ, that is, the downshift side. The control hydraulic pressure P S2 is output to. Specifically, when the control oil pressure P S1 is output, the first line oil pressure P L1 input to the supply port 116s of the transmission ratio control valve UP116 is supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c via the input / output port 116t, and the result. Therefore, the shift control pressure Pin is continuously controlled. When the control hydraulic pressure PS2 is output, the hydraulic oil in the drive side hydraulic cylinder 42c is discharged from the discharge port 118x through the input / output port 116t, the input / output port 116i, and the input / output port 118t, resulting in the shift control pressure Pin. Are continuously controlled. For example, as shown in FIG. 5, the relationship between the vehicle speed V and the target input shaft rotational speed N IN * that are experimentally obtained and stored in advance using the accelerator operation amount Acc corresponding to the driver's acceleration request amount as a parameter (speed change) The continuously variable transmission 18 is shift-controlled according to such deviation so that the actual input shaft rotational speed N IN matches the target input shaft rotational speed N IN * calculated according to the map). The shift control pressure Pin is controlled by supplying and discharging the hydraulic oil to and from the cylinder 42c, and the speed ratio γ is continuously changed. The shift map in FIG. 5 corresponds to the shift conditions, and the target input shaft rotational speed N IN * is set such that the larger the vehicle speed V is and the larger the accelerator opening Acc is, the larger the gear ratio γ is. Further, since the vehicle speed V corresponds to the output shaft rotation speed N OUT, which is the target value of the input shaft rotational speed N IN target input shaft rotational speed N IN * corresponds to the target speed ratio, the minimum of the continuously variable transmission 18 It is determined within the range of the gear ratio γmin and the maximum gear ratio γmax.

挟圧力コントロールバルブ１２０は、例えば軸方向へ移動可能に設けられることにより出力ポート１２０ｔを開閉するスプール弁子１２０ａと、そのスプール弁子１２０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２０ｂと、そのスプリング１２０ｂを収容し、スプール弁子１２０ａに開弁方向の推力を付与する為に電子制御装置５０によってデューティ制御されるリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧ＰSLS を受け入れる油室１２０ｃと、スプール弁子１２０ａに閉弁方向の推力を付与する為に出力したベルト挟圧Ｐd を受け入れるフィードバック油室１２０ｄとを備えている。そして、挟圧力コントロールバルブ１２０は、リニアソレノイド弁ＳＬＳからの制御油圧ＰSLS をパイロット圧として第１ライン油圧ＰL1を連続的に調圧制御してベルト挟圧Ｐd を出力するようになっている。例えば、図６に示すような伝達トルクに対応する無段変速機１８の入力トルクＴINをパラメータとしてベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された変速比γと必要油圧（目標ベルト挟圧に相当）Ｐd * との関係（ベルト挟圧マップ）に従って従動側油圧シリンダ４６ｃへのベルト挟圧Ｐd が調圧され、このベルト挟圧Ｐd に応じてベルト挟圧力すなわち両可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力が増減させられる。また、この挟圧力コントロールバルブ１２０の出力油圧である従動側油圧シリンダ４６ｃ内のベルト挟圧Ｐd は、油圧センサ１２０ｓにより検出されるようになっている。 The clamping pressure control valve 120 is, for example, provided so as to be movable in the axial direction, and a spool valve element 120a that opens and closes the output port 120t, and a spring 120b as an urging means that urges the spool valve element 120a in the valve opening direction. And an oil chamber that receives the control hydraulic pressure P SLS that is the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS that is duty-controlled by the electronic control unit 50 to accommodate the spring 120b and to apply a thrust in the valve opening direction to the spool valve element 120a. 120c, and a feedback oil chamber 120d that receives the belt clamping pressure Pd that is output to apply a thrust in the valve closing direction to the spool valve element 120a. The clamping force control valve 120 is adapted to control hydraulic pressure P SLS from the linear solenoid valve SLS to the first line pressure P L1 to control continuously regulating control outputs the belt clamping pressure Pd as a pilot pressure . For example, the gear ratio γ and the necessary hydraulic pressure (empirically calculated and stored in advance so as not to cause belt slippage using the input torque T IN of the continuously variable transmission 18 corresponding to the transmission torque as shown in FIG. 6 as a parameter. The belt clamping pressure Pd to the driven hydraulic cylinder 46c is regulated in accordance with the relationship (belt clamping pressure map) with Pd * (corresponding to the target belt clamping pressure), and the belt clamping pressure, that is, both variable pulleys are adjusted according to this belt clamping pressure Pd. The frictional force between 42 and 46 and the transmission belt 48 is increased or decreased. The belt clamping pressure Pd in the driven hydraulic cylinder 46c, which is the output hydraulic pressure of the clamping pressure control valve 120, is detected by a hydraulic sensor 120s.

また、無段変速機１８の入力トルクＴINは、例えばエンジントルクＴE にトルクコンバータ１４のトルク比ｔを乗じたトルク（＝ＴE ×ｔ）として電子制御装置５０により算出される。このエンジントルクＴE は、例えばスロットル弁開度θTH（或いはそれに相当する吸入空気量ＱAIR 等）をパラメータとしてエンジン回転速度ＮE とエンジントルクＴE との予め実験的に求められて記憶された図７に示すような関係（マップ、エンジントルク特性図）からスロットル弁開度θTH及びエンジン回転速度ＮE に基づいて推定エンジントルクＴE esとして電子制御装置５０により算出される。或いは、エンジントルクＴE は、例えばトルクセンサなどにより検出されるエンジン１２の実出力トルク（実エンジントルク）ＴE などが用いられても良い。また、上記トルク比ｔは、トルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝タービン回転速度ＮT ／ポンプ回転速度ＮP （エンジン回転速度ＮE ））の関数であり、例えば速度比ｅとトルク比ｔとの予め実験的に求められて記憶された不図示の関係（マップ）から実際の速度比ｅに基づいて電子制御装置５０により算出される。尚、推定エンジントルクＴE esは、実エンジントルクＴE そのものを表すように算出されるものであり、特に実エンジントルクＴE と区別する場合を除き、推定エンジントルクＴE esを実エンジントルクＴE としての取り扱うものとする。従って、推定エンジントルクＴE esには実エンジントルクＴE も含むものとする。 Further, the input torque T IN of the continuously variable transmission 18 is calculated by the electronic control unit 50 as, for example, a torque (= T E × t) obtained by multiplying the engine torque T E by the torque ratio t of the torque converter 14. The engine torque T E is experimentally determined and stored in advance between the engine speed N E and the engine torque T E using , for example, the throttle valve opening θ TH (or the corresponding intake air amount Q AIR or the like) as a parameter. relationship (map, the engine torque characteristic diagram) as shown in FIG. 7 is calculated by the electronic control unit 50 as the estimated engine torque T E es based from the throttle valve opening theta TH and the engine rotational speed N E. Alternatively, the engine torque T E, for example the actual output torque (actual engine torque) of the engine 12 detected by such a torque sensor such as a T E may be used. The torque ratio t is a function of the speed ratio e of the torque converter 14 (= turbine rotational speed N T / pump rotational speed N P (engine rotational speed N E )). For example, the speed ratio e and the torque ratio t Is calculated by the electronic control unit 50 on the basis of the actual speed ratio e from a relationship (map) (not shown) that is experimentally obtained and stored in advance. The estimated engine torque T E es is calculated so as to represent the actual engine torque T E itself, and unless otherwise distinguished from the actual engine torque T E , the estimated engine torque T E es is converted into the actual engine torque T E es. it is assumed that the handling of as a T E. Therefore, the estimated engine torque T E es includes the actual engine torque T E.

マニュアルバルブ１２２において、入力ポート１２２ａには例えばモジュレータバルブ１１４により一定油圧に調圧されたモジュレータ油圧ＰM が供給される。そして、シフトレバー７６が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、モジュレータ油圧ＰM が前進走行用出力圧として前進用出力ポート１２２ｆを経て前進用クラッチＣ１に供給され且つ後進用ブレーキＢ１内の作動油が後進用出力ポート１２２ｒから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２２の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放させられる。 In the manual valve 122, a constant oil pressure to the pressure-regulated the modulator pressure P M is provided by the input port 122a for example modulator valve 114. When the shift lever 76 is operated to the "D" position or "L" position, and the reverse brake modulator pressure P M is supplied to the forward clutch C1 via a forward output port 122f as forward running output pressure The oil passage of the manual valve 122 is switched so that the hydraulic oil in B1 is drained (discharged), for example, to the atmospheric pressure from the reverse output port 122r via the discharge port EX, and the forward clutch C1 is engaged and reversely moved. The brake B1 is released.

また、シフトレバー７６が「Ｒ」ポジションに操作されると、モジュレータ油圧ＰM が後進走行用出力圧として後進用出力ポート１２２ｒを経て後進用ブレーキＢ１に供給され且つ前進用クラッチＣ１内の作動油が前進用出力ポート１２２ｆから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２２の油路が切り換えられ、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放させられる。 Further, when the shift lever 76 is operated to the "R" position, modulator pressure P M is the hydraulic fluid in the fed and the forward clutch C1 to the reverse brake B1 via the reverse output port 122r as reverse running output pressure Is switched from the forward output port 122f via the discharge port EX to the atmospheric pressure, for example, so that the oil passage of the manual valve 122 is switched, the reverse brake B1 is engaged, and the forward clutch C1 is released. Be made.

また、シフトレバー７６が「Ｐ」ポジション或いは「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１２２ａから前進用出力ポート１２２ｆへの油路及び入力ポート１２２ａから後進用出力ポート１２２ｒへの油路がいずれも遮断され且つ前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１内の作動油が何れもマニュアルバルブ１２２からドレーンされるようにマニュアルバルブ１２２の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放させられる。   Further, when the shift lever 76 is operated to the “P” position or the “N” position, the oil path from the input port 122a to the forward output port 122f and the oil path from the input port 122a to the reverse output port 122r are both And the oil path of the manual valve 122 is switched so that the hydraulic oil in the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is drained from the manual valve 122, and both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are connected. Be released.

図４において、油圧制御回路１００は、ロックアップクラッチ２６の解放状態と係合或いはスリップ状態とを切り換える為のロックアップリレーバルブ１２４と、ロックアップリレーバルブ１２４が係合側位置にあるときに制御油圧ＰSLU に従ってロックアップクラッチ２６のスリップ量ＮSLP を制御したりロックアップクラッチ２６を係合させる為のロックアップコントロールバルブ１２６等を備えている。 In FIG. 4, the hydraulic control circuit 100 controls when the lockup relay valve 124 for switching between the released state and the engaged or slipped state of the lockup clutch 26 and the lockup relay valve 124 are in the engagement side position. A lock-up control valve 126 for controlling the slip amount N SLP of the lock-up clutch 26 or engaging the lock-up clutch 26 according to the hydraulic pressure P SLU is provided.

ロックアップリレーバルブ１２４は、互いに当接可能で且つ両者間にスプリング１２８が介在させられた第１スプール弁子１３０及び第２スプール弁子１３２と、その第１スプール弁子１３０の軸端側に設けられ、第１スプール弁子１３０及び第２スプール弁子１３２を係合（ＯＮ）側の位置へ付勢する為に電子制御装置５０によってデューティ制御されるリニアソレノイド弁ＳＬＵの出力油圧である制御油圧ＰSLU を受け入れる油室１３４と、第１スプール弁子１３０及び第２スプール弁子１３２を解放（ＯＦＦ）側位置へ付勢する為に第１ライン油圧ＰL1を受け入れる油室１３６とを備えている。第１スプール弁子１３０がその解放側位置に位置すると、入力ポート１３８に供給された第２ライン油圧ＰL2が解放側ポート１４０からトルクコンバータ１４の解放側油室１４off へ供給されると同時に、トルクコンバータ１４の係合側油室１４on内の作動油が係合側ポート１４２から排出ポート１４４を経てクーラバイパス弁１４６或いはオイルクーラ１４８へ排出させられて、ロックアップクラッチ２６の係合圧すなわち差圧ΔＰ（＝ＰON−ＰOFF ）が低められる。反対に、第１スプール弁子１３０がその係合側位置に位置すると、入力ポート１３８に供給された第２ライン油圧ＰL2が係合側ポート１４２からトルクコンバータ１４の係合側油室１４onへ供給されると同時に、トルクコンバータ１４の解放側油室１４off 内の作動油が解放側ポート１４０から排出ポート１５０、ロックアップコントロールバルブ１２６の制御ポート１５２、排出ポート１５４を経て排出されて、ロックアップクラッチ２６の係合圧が高められる。 The lock-up relay valve 124 includes a first spool valve element 130 and a second spool valve element 132 that can contact each other and have a spring 128 interposed therebetween, and a shaft end side of the first spool valve element 130. A control that is an output hydraulic pressure of a linear solenoid valve SLU that is provided and duty-controlled by the electronic control unit 50 to urge the first spool valve element 130 and the second spool valve element 132 to a position on the engagement (ON) side. An oil chamber 134 that receives the hydraulic pressure P SLU and an oil chamber 136 that receives the first line hydraulic pressure P L1 to urge the first spool valve element 130 and the second spool valve element 132 to the release (OFF) side position are provided. ing. When the first spool valve element 130 is located at the release side position, the second line hydraulic pressure P L2 supplied to the input port 138 is supplied from the release side port 140 to the release side oil chamber 14off of the torque converter 14, The hydraulic oil in the engagement-side oil chamber 14on of the torque converter 14 is discharged from the engagement-side port 142 through the discharge port 144 to the cooler bypass valve 146 or the oil cooler 148, and the engagement pressure or difference of the lock-up clutch 26 is thus determined. The pressure ΔP (= P ON −P OFF ) is lowered. On the contrary, when the first spool valve element 130 is located at the engagement side position, the second line oil pressure P L2 supplied to the input port 138 is transferred from the engagement side port 142 to the engagement side oil chamber 14on of the torque converter 14. Simultaneously with the supply, the hydraulic oil in the release side oil chamber 14off of the torque converter 14 is discharged from the release side port 140 through the discharge port 150, the control port 152 of the lockup control valve 126, and the discharge port 154, and locked up. The engagement pressure of the clutch 26 is increased.

つまり、上記制御油圧ＰSLU が例えば所定値β以下の場合には、第１スプール弁子１３０はスプリング１２８及び第２ライン油圧ＰL2に基づく推力に従って図４の中心線より左側に示す解放側（ＯＦＦ）位置に位置させられてロックアップクラッチ２６が解放される。一方、制御油圧ＰSLU が例えば上記所定値βよりも高い所定値αを超えると、第１スプール弁子１３０は制御油圧ＰSLU に基づく推力に従って図４の中心線より右側に示す係合側（ＯＮ）位置に位置させられてロックアップクラッチ２６が係合或いはスリップ状態とされる。第１スプール弁子１３０及び第２スプール弁子１３２の受圧面積、スプリング１２８の付勢力はこのように設定されているのである。そして、ロックアップリレーバルブ１２４が係合側に切り換えられたときのロックアップクラッチ２６の係合或いはスリップ状態は、制御油圧ＰSLU の大きさに従って作動するロックアップコントロールバルブ１２６により制御される。 That is, when the control oil pressure P SLU is equal to or less than the predetermined value β, for example, the first spool valve element 130 is released on the left side of the center line in FIG. 4 according to the thrust based on the spring 128 and the second line oil pressure P L2 The lock-up clutch 26 is released by being positioned at the OFF position. On the other hand, when the control hydraulic pressure P SLU exceeds a predetermined value α higher than the predetermined value β, for example, the first spool valve element 130 is engaged on the right side of the center line in FIG. 4 according to the thrust based on the control hydraulic pressure P SLU ( ON) position, and the lockup clutch 26 is engaged or slipped. The pressure receiving areas of the first spool valve element 130 and the second spool valve element 132 and the urging force of the spring 128 are set in this way. The engagement or slipping state of the lockup clutch 26 when the lockup relay valve 124 is switched to the engagement side is controlled by a lockup control valve 126 that operates according to the magnitude of the control hydraulic pressure P SLU .

ロックアップコントロールバルブ１２６は、スプール弁子１５６と、このスプール弁子１５６に当接して図４の中心線より左側に示す排出側位置へ向かう推力を付与するプランジャ１５８と、スプール弁子１５６に図４の中心線より右側に示す供給側位置へ向かう推力を付与するスプリング１６０と、スプリング１６０を収容し且つスプール弁子１５６を供給側位置へ向かって付勢する為にトルクコンバータ１４の係合側油室１４on内の油圧ＰONを受け入れる油室１６２と、スプール弁子１５６の軸端側に設けられ、スプール弁子１５６を排出側位置へ向かって付勢する為にトルクコンバータ１４の解放側油室１４off 内の油圧ＰOFF を受け入れる油室１６４と、プランジャ１５８の軸端側に設けられ、制御油圧ＰSLU を受け入れる油室１６６とを備えている。 The lock-up control valve 126 includes a spool valve element 156, a plunger 158 that abuts against the spool valve element 156 and applies a thrust toward the discharge side position shown on the left side of the center line in FIG. A spring 160 for applying a thrust toward the supply side position shown on the right side from the center line of 4, and an engagement side of the torque converter 14 for accommodating the spring 160 and biasing the spool valve element 156 toward the supply side position. an oil chamber 162 for receiving the hydraulic pressure P oN in the oil chamber 14On, provided on the shaft end side of the spool valve element 156, the release-side oil of the torque converter 14 in order to bias toward the spool 156 to the discharge side position an oil chamber 164 for receiving the hydraulic pressure P OFF in the chamber 14Off, provided on the shaft end side of the plunger 158, an oil chamber 166 that receives the control oil pressure P SLU It is provided.

このため、上記スプール弁子１５６がその排出側位置に位置させられると、制御ポート１５２と排出ポート１５４との間が連通させられるので係合圧が高められてロックアップクラッチ２６の係合トルクが増加させられるが、反対に供給側位置に位置させられると、第１ライン油圧ＰL1が供給されている供給ポート１６８と制御ポート１５２とが連通させられるので、第１ライン油圧ＰL1がトルクコンバータ１４の解放側油室１４off 内へ供給されて係合圧が低められてロックアップクラッチ２６の係合トルクが減少させられる。 For this reason, when the spool valve element 156 is positioned at the discharge side position, the control port 152 and the discharge port 154 are communicated with each other, so that the engagement pressure is increased and the engagement torque of the lockup clutch 26 is increased. However, if it is positioned at the supply side position, the supply port 168 to which the first line hydraulic pressure P L1 is supplied and the control port 152 are connected, so that the first line hydraulic pressure P L1 is converted to the torque converter. 14 is supplied into the release-side oil chamber 14off, the engagement pressure is lowered, and the engagement torque of the lockup clutch 26 is reduced.

ロックアップクラッチ２６を解放させる場合には、制御油圧ＰSLU が前記所定値βよりも小さい値となるようにリニアソレノイド弁ＳＬＵが電子制御装置５０により駆動される。反対に、ロックアップクラッチ２６を係合させる場合には、制御油圧ＰSLU が最大値となるようにリニアソレノイド弁ＳＬＵが電子制御装置５０により駆動され、ロックアップクラッチ２６がスリップさせられる場合には、制御油圧ＰSLU が前記所定値βと最大値との間となるようにリニアソレノイド弁ＳＬＵが電子制御装置５０により駆動される。すなわち、ロックアップコントロールバルブ１２６では、トルクコンバータ１４の係合側油室１４on内の油圧ＰONと解放側油室１４off 内の油圧ＰOFF とが制御油圧ＰSLU に従って変化させられるので、係合圧すなわちそれら油圧ＰON及び油圧ＰOFF の差圧ΔＰに対応するロックアップクラッチ２６の係合トルクも制御油圧ＰSLU に従って変化させられてスリップ量ＮSLP が制御されるのである。 When releasing the lock-up clutch 26, the linear solenoid valve SLU is driven by the electronic control unit 50 so that the control oil pressure P SLU becomes a value smaller than the predetermined value β. On the contrary, when the lockup clutch 26 is engaged, the linear solenoid valve SLU is driven by the electronic control unit 50 so that the control hydraulic pressure P SLU becomes the maximum value, and the lockup clutch 26 is slipped. The linear solenoid valve SLU is driven by the electronic control unit 50 so that the control hydraulic pressure P SLU is between the predetermined value β and the maximum value. That is, in the lockup control valve 126, the hydraulic pressure P ON in the engagement side oil chamber 14on and the hydraulic pressure P OFF in the release side oil chamber 14off of the torque converter 14 are changed according to the control hydraulic pressure P SLU. That is, the engagement torque of the lockup clutch 26 corresponding to the differential pressure ΔP between the hydraulic pressure P ON and the hydraulic pressure P OFF is also changed according to the control hydraulic pressure P SLU to control the slip amount N SLP .

ここで、本実施例では、電子制御装置５０により、車両の発進時に、例えば燃費や動力性能を両立させる為のアクセル開度Ａccに応じて予め設定された目標エンジン回転速度ＮE * に制御するときにその目標エンジン回転速度ＮE * 以上にエンジン回転速度ＮE が吹け上がるのを可及的に抑制して燃料消費を抑制するとともに、ロックアップクラッチ２６を係合させて燃料消費を抑制する為に、エンジンストール或いはその直前の振動を防止しつつ、発進時からロックアップクラッチ２６を係合に向けて作動させるロックアップクラッチ制御を実行する。このようなロックアップクラッチ制御では、領域判定に従って、エンジンストール或いはその直前の振動が予想される場合には、ロックアップクラッチの係合開始が禁止される。 In this embodiment, when the vehicle starts, the electronic control unit 50 controls the target engine speed N E * set in advance according to the accelerator opening Acc for achieving both fuel efficiency and power performance. as with target engine speed N E * above was suppressed as much as possible from up blows engine rotational speed N E to suppress fuel consumption, suppressing fuel consumption by engaging the lockup clutch 26 when For this reason, lockup clutch control is performed to operate the lockup clutch 26 toward engagement from the start while preventing engine stall or vibration immediately before the engine stall. In such lock-up clutch control, when engine stall or vibration immediately before it is predicted according to the region determination, the lock-up clutch is prohibited from starting to be engaged.

図８は、電子制御装置５０によるロックアップ制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図８において、エンジン出力制御部８２は、要求出力を示すアクセル開度Ａccに応じたエンジン出力を得るために、エンジン１２の出力制御の為にエンジン出力制御指令信号ＳE 、例えばスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などをそれぞれスロットルアクチュエータ３８や燃料噴射装置７８や点火装置８０へ出力する。例えば、エンジン出力制御部８２は、目標スロットル弁開度θTH * をアクセル開度Ａccに応じた目標エンジントルクＴE * が得られる為のスロットル開度θTHとし、目標エンジントルクＴE * が得られるようにスロットルアクチュエータ３８により電子スロットル弁４０を開閉制御する他、燃料噴射装置７８により燃料噴射量を制御したり、点火装置８０により点火時期を制御する。 FIG. 8 is a functional block diagram for explaining a main part of the lockup control function by the electronic control unit 50. In FIG. 8, an engine output control unit 82 obtains an engine output corresponding to an accelerator opening Acc indicating a required output, and an engine output control command signal S E , for example, a throttle signal or an injection, for output control of the engine 12. A signal, an ignition timing signal, and the like are output to the throttle actuator 38, the fuel injection device 78, and the ignition device 80, respectively. For example, the engine output control unit 82 sets the target throttle valve opening θ TH * as the throttle opening θ TH for obtaining the target engine torque T E * corresponding to the accelerator opening Acc, and the target engine torque T E * is In addition to controlling the opening and closing of the electronic throttle valve 40 by the throttle actuator 38, the fuel injection amount is controlled by the fuel injection device 78, and the ignition timing is controlled by the ignition device 80.

変速制御部８４は、例えば図５に示すような変速マップから実際の車速Ｖ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて入力軸回転速度ＮINの目標入力軸回転速度ＮIN * を設定する。そして、変速制御部８４は、実入力軸回転速度ＮINがその目標入力軸回転速度ＮIN * と一致するように、例えば実入力軸回転速度ＮINと目標入力軸回転速度ＮIN * との回転偏差ΔＮIN（＝ＮIN * −ＮIN）に基づいて無段変速機１８の変速を調節するフィードバック制御により実行する。つまり、変速制御部８４は、回転偏差ΔＮINが解消されるようにその回転偏差ΔＮINに基づいて駆動側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の流量を制御することにより両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅を変化させる為の変速制御指令信号（油圧指令）ＳT を決定し、その変速制御指令信号ＳT を油圧制御回路１００へ出力して変速比γを連続的に変化させる。油圧制御回路１００は、変速制御部８４からの変速制御指令信号ＳT に従って無段変速機１８の変速が実行されるようにソレノイド弁ＤＳ１及びソレノイド弁ＤＳ２を作動させて駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給・排出により変速制御圧Ｐinを調圧する。 Shift control unit 84, sets the target input shaft of the input shaft rotational speed N IN rotational speed N IN * based on the vehicle condition represented by the actual vehicle speed V and the accelerator opening Acc from the shift map shown in FIG. 5, for example To do. Then, the shift control unit 84, so that the actual input shaft speed N IN coincides with the target input shaft rotational speed N IN *, for example, the actual input shaft rotational speed N IN and the target input shaft rotational speed N IN * and the This is executed by feedback control for adjusting the shift of the continuously variable transmission 18 based on the rotation deviation ΔN IN (= N IN * −N IN ). That is, the shift control unit 84, V grooves of both variable pulleys 42 and 46 by controlling the flow rate of hydraulic fluid to the driving side hydraulic cylinder 42c based on the rotation deviation .DELTA.N IN such that the rotational deviation .DELTA.N IN is eliminated determines a shift control command signal (oil pressure command) S T for changing the width continuously changes the gear ratio γ and outputs the shift control command signal S T to the hydraulic control circuit 100. The hydraulic control circuit 100 actuates the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 so shifting of the continuously variable transmission 18 is executed in accordance with the shift control command signal S T from the transmission control unit 84 to the drive side hydraulic cylinder 42c The shift control pressure Pin is adjusted by supplying and discharging hydraulic oil.

ベルト挟圧力制御部８６は、例えば図６に示すようなベルト挟圧マップから無段変速機１８の入力トルクＴIN（＝エンジントルクＴE ×トルク比ｔ：ＴE は例えば推定エンジントルクＴE es）及び実変速比γ（＝ＮIN／ＮOUT ）で示される車両状態に基づいて目標ベルト挟圧Ｐd * を設定する。そして、ベルト挟圧力制御部８６は、その目標ベルト挟圧Ｐd * が得られるように従動側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐd を調圧する為の挟圧力制御指令信号ＳB を油圧制御回路１００へ出力する。油圧制御回路１００は、ベルト挟圧力制御部８６からの挟圧力制御指令信号ＳB に従ってベルト挟圧Ｐd が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてベルト挟圧Ｐd を調圧する。このように、ベルト挟圧力制御部８６は、無段変速機１８の入力トルクＴINに応じてリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてベルト挟圧Ｐd を制御することにより、ベルト滑りが発生しない範囲で燃費向上の為出来るだけ低い値になるようにベルト挟圧力を制御する。 The belt clamping pressure control unit 86, for example, the input torque T IN (= engine torque T E × torque ratio t of the continuously variable transmission 18 from the belt clamping pressure map shown in FIG. 6: T E is for example estimated engine torque T E es) and the actual belt ratio γ (= N IN / N OUT ), the target belt clamping pressure Pd * is set based on the vehicle state. Then, the belt clamping pressure control unit 86, the target belt clamping pressure Pd * is squeezing force control command signal S B for pressure regulates the belt clamping pressure Pd of the driven-side hydraulic cylinder 46c so as to obtain the hydraulic pressure control circuit 100 Output. The hydraulic control circuit 100 adjusts the belt clamping pressure Pd by operating the linear solenoid valve SLS so that the belt clamping pressure Pd is increased or decreased according to the clamping pressure control command signal S B from the belt clamping pressure control unit 86. Thus, the belt clamping pressure control unit 86 operates the linear solenoid valve SLS in accordance with the input torque T IN of the continuously variable transmission 18 to control the belt clamping pressure Pd, so that belt slip does not occur. The belt clamping pressure is controlled to be as low as possible to improve fuel efficiency.

ロックアップクラッチ制御部８８は、発進加速走行時には、エンジンストールやそれに先立つ振動の発生を回避しつつ可及的にロックアップクラッチ２６を係合( スリップ含む）させてトルクコンバータ１４の回転損失を低下させるために、実際の車両状態に基づいてロックアップクラッチ２６の係合状態を制御する。ロックアップクラッチ制御部８８は、このロックアップクラッチ２６を当初はスリップさせつつ係合させる為のロックアップ制御指令信号ＳL を油圧制御回路１００へ出力する。また、ロックアップクラッチ制御部８８は、また、減速走行時或いは惰行後送時には、エンジン回転速度ＮE がエンジン１２のフューエルカット回転速度以上となる区間を可及的に長くするためにロックアップクラッチ２６をスリップ係合させ、フューエルカットによる燃費向上を図る。ロックアップクラッチ制御部８８は、このロックアップクラッチ２６をスリップ係合させる為に、ロックアップクラッチ２６の実際のスリップ量ＮSLP を逐次算出し、その実際のスリップ量ＮSLP が目標スリップ量ＮSLP * となるように差圧ΔＰを制御する為のロックアップ制御指令信号ＳL を油圧制御回路１００へ出力する。 The lock-up clutch control unit 88 reduces the rotation loss of the torque converter 14 by engaging (including slipping) the lock-up clutch 26 as much as possible while avoiding engine stall and vibration prior to the start-up acceleration traveling. Therefore, the engagement state of the lockup clutch 26 is controlled based on the actual vehicle state. Lock-up clutch control unit 88 outputs a lock-up control command signal S L for engaging while slipping initially the lockup clutch 26 to the hydraulic control circuit 100. The lock-up clutch control unit 88, also at the time of deceleration or during coasting Koso, the lock-up clutch for engine rotational speed N E is increased as much as possible the section serving as a fuel cut-off rotation speed or the engine 12 26 is slip-engaged to improve fuel efficiency by fuel cut. The lockup clutch control unit 88 sequentially calculates the actual slip amount N SLP of the lockup clutch 26 in order to make the lockup clutch 26 slip-engage, and the actual slip amount N SLP is the target slip amount N SLP. * become as the lockup control command signal S L for controlling the differential pressure ΔP for outputting to the hydraulic control circuit 100.

係合領域判定部９０は、たとえば図９に示す予め記憶された関係から、実際の車速Ｖ或いは出力軸回転速度ＮOUT と入力軸回転速度ＮINとに基づいてロックアップクラッチ２６の係合領域であるか否かを領域判定する。図９では、出力軸回転速度ＮOUT を示す横軸と入力軸回転速度ＮINを示す縦軸との二次元座標において、無段変速機１８の最大変速比γmax を示す１点鎖線と無段変速機１８の最小変速比γmin を示す１点鎖線との間の変速可能領域内に、最大変速比γmax より若干小さい値に設定された変速比判定値γαが１点鎖線で示されているとともに、入力回転速度判定値ＮINβが横軸に平行な破線で示されており、それら変速比判定値γαを示す１点鎖線と最小変速比γmin を示す１点鎖線と入力回転速度判定値ＮINβを示す破線とで囲まれた領域に、斜線で示すロックアップクラッチ係合禁止領域が設定されている。 For example, the engagement region determination unit 90 can determine the engagement region of the lockup clutch 26 based on the actual vehicle speed V or the output shaft rotational speed N OUT and the input shaft rotational speed N IN based on a prestored relationship shown in FIG. Whether or not the region is determined. In FIG. 9, in the two-dimensional coordinates of the horizontal axis indicating the output shaft rotational speed N OUT and the vertical axis indicating the input shaft rotational speed N IN , a one-dot chain line indicating the maximum speed ratio γ max of the continuously variable transmission 18 A speed change ratio determination value γα set to a value slightly smaller than the maximum speed change ratio γ max is indicated by an alternate long and short dash line in a speed changeable region with the one-dot chain line indicating the minimum speed change ratio γ min of the step transmission 18. In addition, the input rotational speed determination value N IN β is indicated by a broken line parallel to the horizontal axis, and the one-dot chain line indicating the gear ratio determination value γα and the one-dot chain line indicating the minimum gear ratio γ min and the input rotation. A lockup clutch engagement prohibition region indicated by diagonal lines is set in a region surrounded by a broken line indicating the speed determination value N IN β.

上記変速比判定値γαは、アクセルペダル６８の踏込み操作によってエンジン出力トルクが比較的大きい車両の発進時においてエンジンストール或いはその直前の振動の発生が生じない領域のうちの下限値となるように予め実験的に定められた値であって、たとえば最大変速比γmax の７０％乃至８５％の値である。また、上記入力回転速度判定値ＮINβは、アクセルペダル６８の踏込みの戻し操作によってエンジン出力トルクが比較的小さくされた車両の減速操作時においてエンジンストール或いはその直前の振動の発生が生じない領域のうちの下限値となるように予め実験的に設定された値である。 The gear ratio determination value γα is set in advance so as to be a lower limit value in a region where no engine stall or vibration immediately before that occurs when the vehicle having a relatively large engine output torque is started by depressing the accelerator pedal 68. The value is experimentally determined, for example, 70% to 85% of the maximum gear ratio γ max . Further, the input rotational speed determination value N IN β is a region in which engine stall or vibration immediately before that does not occur during deceleration operation of the vehicle in which the engine output torque is relatively reduced by the depressing operation of the accelerator pedal 68. Is a value experimentally set in advance so as to be the lower limit value.

上記ロックアップクラッチ制御部８８は、車両の発進時においてロックアップクラッチ制御を実行する発進時ロックアップクラッチ制御部として機能している。ロックアップクラッチ制御部８８は、係合領域判定部９０によりロックアップクラッチ２６の係合領域であると判定された場合は、車両発進に際して、ロックアップクラッチ２６の係合を開始させる為のロックアップ制御指令信号ＳL を油圧制御回路１００へ出力するが、ロックアップクラッチ２６の係合禁止領域であると判定した場合は、ロックアップ制御指令信号ＳL を出力せずロックアップクラッチ２６の係合を禁止する。これにより、ロックアップクラッチ制御部８８は、車両の零発進時においても、無段変速機１８の変速比γが変速比判定値γα以上となる場合には入力回転速度判定値ＮINに関わらすロックアップクラッチ２６の係合を開始させる。また、無段変速機１８の変速比γが変速比判定値γαより小さくても、入力回転速度判定値ＮINが入力回転速度判定値ＮINβ以上となると、ロックアップクラッチ２６の係合を開始させる。ロックアップクラッチ制御部８８は、一旦、ロックアップクラッチ２６の係合が開始させられた後は、入力回転速度判定値ＮINが入力回転速度判定値ＮINβを下回ると、変速比γに拘わらずロックアップクラッチ２６の係合を禁止する。 The lockup clutch control unit 88 functions as a start-up lockup clutch control unit that executes lockup clutch control when the vehicle starts. When the lockup clutch control unit 88 determines that the lockup clutch 26 is in the engagement region by the engagement region determination unit 90, the lockup clutch control unit 88 is used to start engagement of the lockup clutch 26 when the vehicle starts. and outputs the control command signal S L to the hydraulic control circuit 100, but if it is determined that the engagement prohibited area of the lock-up clutch 26, the engagement of the lock-up clutch 26 does not output the lock-up control command signal S L Is prohibited. As a result, the lockup clutch control unit 88 relates to the input rotational speed determination value N IN when the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is greater than or equal to the transmission gear ratio determination value γα even when the vehicle starts zero. Engagement of the lockup clutch 26 is started. Even if the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is smaller than the transmission gear ratio determination value γα, when the input rotation speed determination value N IN becomes equal to or greater than the input rotation speed determination value N IN β, the lockup clutch 26 is engaged. Let it begin. The lock-up clutch control unit 88, once, after the engagement of the lock-up clutch 26 is brought into the start, when the input rotation speed determining value N IN is lower than the input rotation speed determining value N IN beta, regardless of the speed ratio γ First, engagement of the lockup clutch 26 is prohibited.

上記ロックアップクラッチ制御部８８は、車両の発進時におけるロックアップクラッチ２６の係合開始時には、その完全係合に先立ってたとえばアクセルオンに応じて予め設定された目標エンジン回転速度ＮE * 以上にエンジン回転速度ＮE が吹け上がるのを抑制すると共にその目標エンジン回転速度ＮE * にエンジン回転速度ＮE が維持されるように、ロックアップクラッチ２６をスリップ係合させつつその係合に向けて制御する。つまり、ロックアップクラッチ制御部８８は、実際のエンジン回転速度ＮE を目標エンジン回転速度ＮE * に維持するように、目標エンジン回転速度ＮE * と車速Ｖと共に変化する入力軸回転速度ＮIN（＝タービン回転速度ＮT ）との間の回転差であるスリップ量ＮSLP を制御しつつ、ロックアップクラッチ２６を係合させ、エンジン回転速度ＮE の吹け上がりを抑制する。上記の発進時ロックアップクラッチ制御は、アクセルオンの車両発進に際して、アクセルオンに伴ってエンジン回転速度ＮE が目標エンジン回転速度ＮE * 以上に一時的に上昇してしまうことを抑制するように、ロックアップクラッチ２６をスリップ係合させながら係合に向けて制御することである。ロックアップクラッチ制御部８８は、上記発進フレックス制御に続いて加速フレックス制御を実行し、車速Ｖ或いはエンジン回転速度ＮE が所定値まで上昇するとロックアップクラッチ２６を完全係合させる。 The lock-up clutch control unit 88, when starting engagement of the lock-up clutch 26 at the start of the vehicle, sets the engine speed to a target engine speed N E * or higher that is set in advance according to, for example, accelerator on prior to the complete engagement. as the engine rotational speed N E to the target engine speed N E * as well as suppress the rise blows engine rotational speed N E is maintained towards its engagement with the lock-up clutch 26 causes slip-engaged Control. That is, the lockup clutch control unit 88 changes the input shaft rotational speed N IN that varies with the target engine rotational speed N E * and the vehicle speed V so as to maintain the actual engine rotational speed N E at the target engine rotational speed N E *. while controlling the slip amount N SLP is a rotational difference between the (= turbine rotation speed N T), by engaging the lockup clutch 26, it suppresses the racing of the engine rotational speed N E. Start-time lock-up clutch control of the above, when the vehicle is started in the accelerator-on, so as to prevent the engine rotational speed N E with the accelerator-on will temporarily rise above target engine speed N E * The lock-up clutch 26 is controlled to be engaged while being slip-engaged. Lock-up clutch control unit 88 executes the subsequently accelerated flex control to the start flex control, the vehicle speed V or the engine rotational speed N E causes fully engaged lockup clutch 26 when raised to a predetermined value.

目標回転速度設定部９２は、車両の発進時に、例えば燃費や動力性能を両立させる為に、アクセル開度Ａccが増加するに伴って目標エンジン回転速度ＮE * が増加するようにたとえば図７に示す予め記憶された関係から実際のアクセル開度Ａcc或いはスロットル弁開度θTHに基づいて上記目標エンジン回転速度ＮE * を設定する。この目標エンジン回転速度ＮE * は、実際のアクセル開度Ａccに示される運転者の要求出力を得るためのエンジン１２の出力トルクＴE を発生させるエンジン回転速度ＮE である。 For example, as shown in FIG. 7, the target rotational speed setting unit 92 is configured so that the target engine rotational speed N E * increases as the accelerator opening Acc increases in order to achieve both fuel economy and power performance when the vehicle starts. The target engine speed N E * is set based on the actual accelerator opening Acc or throttle valve opening θ TH from the relationship stored in advance. The target engine speed N E * is the engine rotational speed N E for generating an output torque T E of the engine 12 for obtaining a driver's demand output shown on the actual accelerator opening Acc.

図１０は、電子制御装置５０のロックアップ制御作動の要部すなわちロックアップクラッチ２６の係合領域を判定するための領域判定制御ルーチンの制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍsec 乃至数十ｍsec 程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。   FIG. 10 is a flowchart for explaining the control operation of the region determination control routine for determining the main part of the lockup control operation of the electronic control unit 50, that is, the engagement region of the lockup clutch 26. It is repeatedly executed with a very short cycle time of about msec.

図１０において、先ず、ステップＳ１( 以下、ステップを省略する) において、無段変速機１８の実際の変速比γが予め設定された変速比判定値γα以上であるか否かが判断される。このＳ１の判断が否定された場合は、Ｓ２において、無段変速機１８の実際の入力軸回転速度ＮINが予め設定された入力軸回転速度判定値ＮINβ以上であるか否かが判断される。このＳ２の判断が否定された場合は、図９の斜線に示す禁止領域内にあるので、Ｓ３においてロックアップクラッチ２６の係合が禁止される。 In FIG. 10, first, in step S1 (hereinafter, step is omitted), it is determined whether or not the actual speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 is greater than or equal to a preset speed ratio determination value γα. If the determination in S1 is negative, it is determined in S2 whether or not the actual input shaft rotational speed N IN of the continuously variable transmission 18 is equal to or greater than a preset input shaft rotational speed determination value N IN β. Is done. If the determination at S2 is negative, the lock-up clutch 26 is prohibited from being engaged at S3 because it is within the forbidden area indicated by the hatching in FIG.

無段変速機１８の実際の変速比γが予め設定された変速比判定値γα以上である場合は上記Ｓ１またはＳ２の判断が肯定されるので、Ｓ４において、実際の入力軸回転速度ＮINが予め設定された入力軸回転速度判定値ＮINβ以上であるか否かが判断される。このＳ４の判断が否定された場合は、Ｓ５において、実際の入力軸回転速度ＮINが一旦予め設定された入力軸回転速度判定値ＮINβ以上となったことを示すフラグＦの内容が「１」であるか否かが判断される。車両の発進当初はフラグＦの内容が車両の発進当初の「０」であるままであるのでそのＳ５の判断が否定され、Ｓ６において、ロックアップクラッチ２６の係合が許可される。このような制御サイクルが繰り返し実行されるうち、実際の入力軸回転速度ＮINが予め設定された入力軸回転速度判定値ＮINβ以上となるとＳ４の判断が肯定されるので、Ｓ７においてフラグＦの内容が「１」にセットされる。このため、次の制御サイクルでは、Ｓ５の判断が肯定されるので、Ｓ３においてロックアップクラッチ２６の係合が禁止される。すなわち、一旦、実際の入力軸回転速度ＮINが予め設定された入力軸回転速度判定値ＮINβ以上となってロックアップクラッチ２６の係合が許可された後では、変速比γが変速比判定値γα以上であっても、ロックアップクラッチ２６の係合が禁止される。 If the actual transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is equal to or greater than a preset transmission gear ratio determination value γα, the determination in S1 or S2 is affirmed, so in S4, the actual input shaft rotational speed N IN is It is determined whether or not the input shaft rotational speed determination value N IN β is not less than a preset value. If the determination in S4 is negative, in S5, the content of the flag F indicating that the actual input shaft rotation speed N IN is equal to or higher than the preset input shaft rotation speed determination value N IN β is “ It is determined whether or not “1”. Since the content of the flag F remains “0” at the beginning of the start of the vehicle, the determination in S5 is denied, and the engagement of the lockup clutch 26 is permitted in S6. While such a control cycle is repeatedly executed, the determination in S4 is affirmed when the actual input shaft rotational speed N IN becomes equal to or higher than the preset input shaft rotational speed determination value N IN β, so in S7 the flag F Is set to “1”. For this reason, in the next control cycle, the determination of S5 is affirmed, and therefore the engagement of the lockup clutch 26 is prohibited in S3. That is, once the actual input shaft rotational speed N IN is equal to or higher than the preset input shaft rotational speed determination value N IN β and the engagement of the lockup clutch 26 is permitted, the speed ratio γ is changed to the speed ratio. Even if the determination value is greater than or equal to γα, engagement of the lockup clutch 26 is prohibited.

上述のように、本実施例の電子制御装置５０によれば、車両の発進時には、無段変速機１８の実際の変速比γが予め定められた変速比判定値γα以上であるときには車速Ｖに拘わらずロックアップクラッチ２６の係合が許容されるが、実際の変速比γがその予め定められた変速比判定値γαよりも小さいときにはそのロックアップクラッチ２６の係合が禁止されることから、車両の発進時において、可及的に低い車速からロックアップクラッチ２６の係合を開始することができ、しかもエンジンストール或いはその直前の振動の発生を回避することができる。特に、変速比γが最大値γmax に到達しないで車両が停止した急制動後に、変速比γが最大値γmax に到達しないままでの再発進時においても、ロックアップクラッチ２６の係合を開始することができる。 As described above, according to the electronic control unit 50 of the present embodiment, when the vehicle starts, the vehicle speed V is set when the actual speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 is equal to or greater than a predetermined speed ratio determination value γα. Regardless, engagement of the lockup clutch 26 is allowed, but when the actual gear ratio γ is smaller than the predetermined gear ratio determination value γα, the lockup clutch 26 is prohibited from engaging. When starting the vehicle, the engagement of the lockup clutch 26 can be started from the lowest possible vehicle speed, and the occurrence of engine stall or vibration immediately before that can be avoided. In particular, the lock-up clutch 26 is engaged even when the vehicle restarts after the sudden braking in which the vehicle has stopped without the transmission gear ratio γ reaching the maximum value γ max without the transmission gear ratio γ reaching the maximum value γ max. Can start.

また、本実施例の電子制御装置５０によれば、ロックアップクラッチ２６が係合された車両の発進時において、無段変速機１８の入力軸回転速度ＮINが予め設定された入力回転速度判定値ＮINβを一旦超えた場合は、ロックアップクラッチ２６の係合が禁止されてそれが解放させられる。車両発進時において入力軸回転速度ＮINが予め設定された入力回転速度判定値ＮINβを超える場合は、比較的アクセル操作量が大きく発進操作開始からエンジン出力トルクＴE が大きい状態が持続しているが、入力軸回転速度ＮINが予め設定された入力回転速度判定値ＮINβを一旦上回ってから下回る場合は、比較的アクセル操作量が戻されてエンジン出力トルクＴE が減少した状態となっていてロックアップクラッチ２６が完全係合となり易く、エンジンストールが容易な状態であることから、上記のようにすることにより、好適にエンジンストールが回避される。 Further, according to the electronic control unit 50 of this embodiment, when the vehicle with the lockup clutch 26 engaged is started, the input shaft speed N IN of the continuously variable transmission 18 is determined in advance. Once the value N IN β is exceeded, engagement of the lockup clutch 26 is prohibited and released. If the input shaft rotational speed N IN exceeds a preset input rotational speed determination value N IN β when the vehicle starts, the accelerator operation amount is relatively large and the engine output torque T E remains large from the start of the start operation. However, if the input shaft rotational speed N IN exceeds the preset input rotational speed determination value N IN β once and then falls below, the accelerator operation amount is relatively returned and the engine output torque TE has decreased. Thus, the lock-up clutch 26 is likely to be completely engaged, and the engine stall is easy. Thus, the engine stall is preferably avoided by the above-described method.

また、本実施例の電子制御装置５０によれば、変速比判定値γαは無段変速機１６の最大変速比γmax の７０％乃至８５％の値であって、車両発進直後におけるロックアップクラッチ２６の係合が許容されるのは変速比γの最大値γmax 近傍の変速比γが相対的に大きい領域とされているので、車両の発進時において、好適に、可及的に低い車速からロックアップクラッチの係合を開始することができしかもエンジンストール或いはその直前の振動の発生を回避することができる。 Further, according to the electronic control unit 50 of the present embodiment, the speed ratio determination value γα is a value of 70% to 85% of the maximum speed ratio γ max of the continuously variable transmission 16, and the lockup clutch immediately after the vehicle starts. 26 is allowed to be engaged in a region where the gear ratio γ in the vicinity of the maximum value γ max of the gear ratio γ is relatively large. Therefore, the vehicle speed is preferably as low as possible when starting the vehicle. Thus, the engagement of the lockup clutch can be started, and the occurrence of engine stall or vibration immediately before that can be avoided.

また、本実施例の電子制御装置５０によれば、アクセルオンに応じて予め設定された目標エンジン回転速度ＮE * 以上にエンジン回転速度ＮE が吹け上がるのを抑制するように、ロックアップクラッチ２６をスリップ係合させながら係合に向けて制御する発進時ロックアップクラッチ制御を実行するので、ロックアップクラッチ２６の係合開始に伴う係合ショックを緩和できるとともに、車両発進の際にエンジン回転速度ＮE が吹け上がるのを適切に抑制することができ、燃費が向上される。 Further, according to the electronic control unit 50 of the present embodiment, the lock-up clutch is controlled so as to suppress the engine speed N E from blowing up to a target engine speed N E * that is preset according to the accelerator being on. Since the start-up lock-up clutch control is executed to control the engagement toward the engagement while slip-engaging the clutch 26, the engagement shock associated with the start of engagement of the lock-up clutch 26 can be reduced, and the engine rotation can be performed when the vehicle starts. the speed N E blows up the can be appropriately suppressed, the fuel consumption is improved.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。   As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.

例えば、前述の実施例の電子制御装置５０では、車両の車速零からの発進時でのロックアップクラッチ２６の係合制御について説明されていたが、ある程度の車速が出た後の発進であっても差し支えない。   For example, in the electronic control unit 50 of the above-described embodiment, the engagement control of the lockup clutch 26 at the time of starting from the vehicle speed zero has been described. There is no problem.

また、前述の実施例の電子制御装置５０では、車両の発進直後において、アクセルオンに応じて予め設定された目標エンジン回転速度ＮE * 以上にエンジン回転速度ＮE が吹け上がるのを抑制するように、ロックアップクラッチ２６をスリップ係合させながらその係合に向けて制御する発進時ロックアップクラッチ制御を実行するものであったが、必ずしもその発進時ロックアップクラッチ制御が実行されなくてもよい。 Further, the electronic control unit 50 in the illustrated embodiments, immediately after the start of the vehicle, restrain the rise blows engine rotational speed N E above a preset target engine speed N E * in accordance with the accelerator-on so In addition, the start-up lock-up clutch control is executed to control the lock-up clutch 26 toward the engagement while slipping the lock-up clutch 26. However, the start-up lock-up clutch control does not necessarily have to be executed. .

また、前述の実施例の無段変速機１８は、入出力軸にそれぞれ連結され有効径が可変の一対の可変プーリ４２、４６に伝動ベルト４８が捲き掛けられて構成されたベルト式無段変速機であったが、入出力軸にそれぞれ連結された一対のコーンの間にローラが挟持されたトラクション式無段変速機であってもよい。   Further, the continuously variable transmission 18 of the above-described embodiment is a belt type continuously variable transmission configured such that a transmission belt 48 is strung over a pair of variable pulleys 42 and 46 that are respectively connected to an input / output shaft and have variable effective diameters. However, it may be a traction type continuously variable transmission in which a roller is sandwiched between a pair of cones respectively connected to an input / output shaft.

また、前述の実施例では、流体伝動装置としてロックアップクラッチ２６を備えているトルクコンバータ１４が用いられていたが、ロックアップクラッチ２６を備えるがトルク増幅作用のないフルードカップリングが用いられてもよい。   In the above-described embodiment, the torque converter 14 having the lock-up clutch 26 is used as the fluid transmission device. However, even if a fluid coupling having the lock-up clutch 26 but having no torque amplification function is used. Good.

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。   The above description is only an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art.

１２：エンジン
１４：トルクコンバータ（流体伝動装置）
１８：無段変速機（車両用無段変速機）
２６：ロックアップクラッチ
５０：電子制御装置（ロックアップ制御装置）
γα：変速比判定値
ＮINβ：入力回転速度判定値 12: Engine 14: Torque converter (fluid transmission)
18: continuously variable transmission (vehicle continuously variable transmission)
26: Lock-up clutch 50: Electronic control device (lock-up control device)
γα: Gear ratio judgment value N IN β: Input rotation speed judgment value

Claims (3)

変速比を連続的に変化させることが可能な無段変速機と、エンジンの動力を該無段変速機へ伝達する流体伝動装置の入出力間を直結可能なロックアップクラッチとを備える車両用無段変速機のロックアップ制御装置であって、
車両の発進時に、前記無段変速機の実際の変速比が予め定められた変速比判定値以上であるときには車速に拘わらず前記ロックアップクラッチの係合を許可するが、実際の変速比が該予め定められた変速比判定値よりも小さいときには該無段変速機の入力軸回転速度が予め設定された入力回転速度判定値以上である場合は該ロックアップクラッチの係合を許可するが該予め設定された入力回転速度判定値を下回る場合には該ロックアップクラッチの係合を禁止し、該無段変速機の実際の変速比が予め定められた変速比判定値以上であるときでも該無段変速機の入力軸回転速度が予め設定された入力回転速度判定値を一旦超えた後に該入力回転速度判定値を下回る場合は、該ロックアップクラッチの係合を禁止することを特徴とする車両用無段変速機のロックアップ制御装置。 A vehicular non-equipment comprising a continuously variable transmission capable of continuously changing a gear ratio and a lockup clutch capable of directly connecting the input and output of a fluid transmission that transmits engine power to the continuously variable transmission A lockup control device for a step transmission,
When the vehicle starts, the when the actual gear ratio of the continuously variable transmission is predetermined gear ratio judgment value or more, but you allow the engagement of the lock-up clutch regardless of the vehicle speed, the actual speed ratio Is smaller than the predetermined gear ratio determination value , the engagement of the lockup clutch is permitted if the input shaft rotational speed of the continuously variable transmission is equal to or higher than the preset input rotational speed determination value. When the input rotational speed judgment value is lower than the preset value, the lockup clutch is prohibited from being engaged , even when the actual gear ratio of the continuously variable transmission is equal to or higher than a predetermined gear ratio judgment value. When the input shaft rotational speed of the continuously variable transmission once exceeds a preset input rotational speed determination value and then falls below the input rotational speed determination value, engagement of the lockup clutch is prohibited. Stepless for vehicles The lock-up control apparatus of the speed machine. 前記変速比判定値は、前記無段変速機の最大変速比の７０％乃至８５％の値である請求項１の車両用無段変速機のロックアップ制御装置。 The lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1 , wherein the speed ratio determination value is a value of 70% to 85% of a maximum speed ratio of the continuously variable transmission. 前記車両の発進時において、発進加速操作に応じて予め設定された目標エンジン回転速度以上にエンジン回転速度が吹け上がるのを抑制するように、前記ロックアップクラッチをスリップ係合させながらその係合に向けて制御する発進時ロックアップクラッチ制御を実行するものである請求項１または２の車両用無段変速機のロックアップ制御装置。
When the vehicle starts, the lock-up clutch is engaged while slipping to prevent the engine speed from rising above a target engine speed set in advance according to the start acceleration operation. The lockup control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1 or 2 , wherein the lockup clutch control at the time of starting is performed to control the vehicle.
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