JP5733060B2 - Control device for belt type continuously variable transmission for vehicle - Google Patents

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Description

本発明は、伝動ベルトが捲き掛けられた入力側可変プーリおよび出力側可変プーリの差推力を用いて変速比を制御すると共に最低速側変速比が機械的に定まる車両用ベルト式無段変速機の制御装置に関するものである。   The present invention relates to a belt type continuously variable transmission for a vehicle in which a speed ratio is controlled using a differential thrust between an input side variable pulley and an output side variable pulley on which a transmission belt is strung, and a minimum speed side speed ratio is mechanically determined. This relates to the control device.

伝動ベルトが捲き掛けられ、該伝動ベルトの掛かり径である有効径が可変の一対の入力側および出力側可変プーリを有し、入力側可変プーリにおける入力側推力（プライマリ推力）及び出力側輪可変プーリにおける出力側推力（セカンダリ推力）を各々制御することで伝動ベルトの滑りを防止しつつ実際の変速比を目標変速比とする車両用ベルト式無段変速機の制御装置が知られている。たとえば、特許文献１、２、３に記載された車両の制御装置がそれである。一般的に、このような車両用ベルト式無段変速機では、例えばベルト滑りを防止しつつ目標変速比を実現するように、プライマリ推力及びセカンダリ推力を設定して入力側可変プーリにおけるプーリ圧（プライマリ圧）及び出力側可変プーリにおけるプーリ圧（セカンダリ圧）を制御すると共に、無段変速機における入力側回転速度と出力側回転速度との各検出値を用いて算出した実際の変速比（実変速比＝入力側回転速度／出力側回転速度）と目標変速比との偏差に基づいてフィードバック制御することにより例えばプライマリ推力とセカンダリ推力との差推力を調整して制御している。   The transmission belt has a pair of input side and output side variable pulleys on which the effective diameter, which is the contact diameter of the transmission belt, is variable, and the input side thrust (primary thrust) and output side wheel variable in the input side variable pulley 2. Description of the Related Art A control device for a belt type continuously variable transmission for a vehicle is known in which an actual transmission ratio is a target transmission ratio while preventing a transmission belt from slipping by controlling output side thrust (secondary thrust) in a pulley. For example, the control apparatus of the vehicle described in patent documents 1, 2, and 3 is it. In general, in such a belt type continuously variable transmission for a vehicle, for example, a primary thrust and a secondary thrust are set so as to realize a target gear ratio while preventing belt slippage, and a pulley pressure ( (Primary pressure) and pulley pressure (secondary pressure) in the output-side variable pulley, and the actual gear ratio (actual speed) calculated using the detected values of the input-side rotational speed and the output-side rotational speed in the continuously variable transmission. By performing feedback control based on the deviation between the gear ratio = input-side rotational speed / output-side rotational speed) and the target gear ratio, for example, the differential thrust between the primary thrust and the secondary thrust is adjusted and controlled.

ここで、実変速比は、例えば入力側回転速度と出力側回転速度とが回転センサにより比較的精度良く検出される。しかしながら、回転センサの特性上、例えば極低回転速度域すなわち車両の停止前の極低車速域では、パルス間隔から算出される回転速度の検出値が実際の回転速度（実回転速度）を精度よく反映せず、目標変速比を維持できない場合がある。このような極低車速域では、再発進時に十分な駆動力が得られるように、確実に最大変速比γmaxを維持できていることが重要である。このため、セカンダリ推力およびプライマリ推力を高い値とすることで、確実に最大変速比γmaxを維持できるようにすることができるが、この場合、常に入力側および出力側可変プーリに供給する油圧が高くなるため、車両の燃費が悪くなるという不都合が発生する。   Here, as for the actual gear ratio, for example, the input side rotational speed and the output side rotational speed are detected with relatively high accuracy by the rotation sensor. However, due to the characteristics of the rotation sensor, for example, in the extremely low rotational speed range, that is, in the extremely low vehicle speed range before the vehicle stops, the detected rotational speed value calculated from the pulse interval accurately indicates the actual rotational speed (actual rotational speed). In some cases, the target gear ratio cannot be maintained without being reflected. In such an extremely low vehicle speed range, it is important that the maximum gear ratio γmax can be reliably maintained so that a sufficient driving force can be obtained at the time of restart. For this reason, by setting the secondary thrust and primary thrust to high values, the maximum gear ratio γmax can be reliably maintained. In this case, however, the hydraulic pressure supplied to the input side and output side variable pulleys is always high. Therefore, the inconvenience that the fuel consumption of the vehicle is deteriorated occurs.

これに対して、制御上において最大変速比γmaxが指令される極低車速領域では、入力側可変プーリのピストンストロークすなわち入力側可変プーリを構成する固定回転体(固定シーブ)および可動回転体(可動シーブ)のうちの可動回転体の移動ストロークの終端で可動回転体をストッパに当接させて機械的に定まる最大変速比γmaxmとし、そこで発生する機械的反力で伝動ベルトを挟圧させることで、入力側可変プーリに供給する油圧を低下させ、燃費の悪化を防止することが提案されている。特許文献１に記載された無段変速機の制御装置がそれである。   On the other hand, in the extremely low vehicle speed range where the maximum gear ratio γmax is commanded for control, the piston stroke of the input side variable pulley, that is, the fixed rotating body (fixed sheave) and the movable rotating body (movable) The maximum speed ratio γmaxm determined mechanically by bringing the movable rotating body into contact with the stopper at the end of the moving stroke of the movable rotating body of the sheave), and the transmission belt is pinched by the mechanical reaction force generated there It has been proposed to reduce the hydraulic pressure supplied to the input side variable pulley to prevent the deterioration of fuel consumption. This is the control device for a continuously variable transmission described in Patent Document 1.

特開２００７−２７０９３３号公報JP 2007-270933 A 特開２０１０−２３０１３１号公報JP 2010-230131 A 特開２００８−０５１３１７号公報JP 2008-051317 A

上記の特許文献１にて提案された技術では、出力側可変プーリへ供給する油圧を最大セカンダリプーリ圧とし、入力側可変プーリへ供給される油圧をドレーン圧としてから所定時間後にメカＬｏｗフラグをオンとすることで、機械的に定まる最大変速比γmaxmと判定している。この機械的に定まる最大変速比γmaxmの判定は、伝動ベルトの滑りの発生を引き起こす可能性があるため、精度の高い判定が必要とされが、この特許文献１に記載の制御装置では、ダウンシフト指令からハード限界点である上記機械的に定まる最大変速比γmaxmへの伝動ベルトの戻り予測して予め設定された経過時間を用いて判定しているが、特に緩減速変速時などでは、一般に停止間際までダウンシフト指令が継続しないため、機械的に定まる最大変速比γmaxmの判定をすることができない領域が存在しており、その領域では依然として指示油圧が高く、機械的に定まる最大変速比γmaxmの判定を正確に行うことが、困難であった。   In the technique proposed in Patent Document 1 above, the hydraulic pressure supplied to the output side variable pulley is set to the maximum secondary pulley pressure, and the hydraulic pressure supplied to the input side variable pulley is set to the drain pressure, and the mechanical low flag is turned on after a predetermined time. Thus, it is determined that the maximum gear ratio γmaxm is determined mechanically. The determination of the maximum gear ratio γmaxm that is mechanically determined may cause slippage of the transmission belt, and therefore requires a highly accurate determination. However, in the control device described in Patent Document 1, the downshift is performed. The transmission belt is predicted to return to the mechanically determined maximum gear ratio γmaxm, which is the hard limit point from the command, and is determined using a preset elapsed time. Since the downshift command does not continue until just before, there is an area where the mechanically determined maximum gear ratio γmaxm cannot be determined. In that area, the indicated hydraulic pressure is still high, and the mechanically determined maximum gear ratio γmaxm It was difficult to make an accurate determination.

これに対して、特許文献２には、可動回転体またはそれが当接させられるストッパの一方に接触センサを設け、この接触センサの出力信号から可動回転体がストッパへ当接したか否かを直接的に検出する点が記載されている。しかし、このような接触センサを用いる場合には、接触センサを車両用ベルト式無段変速機内に設けるための機構的な設計変更を必要とするとともに、部品数が増加するという欠点があった。   On the other hand, in Patent Document 2, a contact sensor is provided on one of the movable rotating body or the stopper against which the movable rotating body is brought into contact, and whether or not the movable rotating body has come into contact with the stopper is determined from an output signal of the contact sensor. The point to detect directly is described. However, when such a contact sensor is used, a mechanical design change for providing the contact sensor in the vehicle belt type continuously variable transmission is required, and the number of parts is increased.

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、接触センサを用いないで、機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことを確実に検出することができる車両用ベルト式無段変速機の制御装置を提供することにある。   The present invention has been made in the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to reliably detect that the maximum gear ratio γmaxm is determined mechanically without using a contact sensor. An object of the present invention is to provide a control device for a belt type continuously variable transmission for a vehicle.

前記目的を達成するための本発明の要旨とするところは、(a) 伝動ベルトが捲き掛けられ、該伝動ベルトの掛かり径である有効径が可変の一対の入力側および出力側可変プーリを有し、入力側可変プーリにおける入力側推力（プライマリ推力）及び出力側輪可変プーリにおける出力側推力（セカンダリ推力）を各々制御することで伝動ベルトの滑りを防止しつつ変速比を目標変速比とする変速比制御を行う車両用ベルト式無段変速機の制御装置であって、(b)前記変速比が最大変速比付近にあり且つ変速比制御がその変速比を該最大変速比側へ制御している最大変速比予備状態で、前記出力側推力を積極的に増加させて前記変速比制御のための値から積極的に差推力を増加し、該差推力と該差推力増加からの経過時間とに基づいて該差推力増加からの前記入力側可変プーリの移動距離を推定し、該移動距離が予め設定された目標移動距離以上となったことに基づいて、前記車両用ベルト式無段変速機の変速比が、機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことを判定することにある。   In order to achieve the above object, the gist of the present invention is that: (a) a transmission belt is hung and a pair of input side and output side variable pulleys having variable effective diameters as the engagement diameter of the transmission belt are provided. Then, by controlling the input side thrust (primary thrust) in the input side variable pulley and the output side thrust (secondary thrust) in the output side wheel variable pulley, the transmission ratio is set as the target transmission ratio while preventing the transmission belt from slipping. A control device for a belt type continuously variable transmission for vehicle that performs gear ratio control, wherein (b) the gear ratio is in the vicinity of the maximum gear ratio, and the gear ratio control controls the gear ratio to the maximum gear ratio side. In the maximum speed ratio preliminary state, the output side thrust is positively increased to positively increase the differential thrust from the speed ratio control value, and the difference thrust and the elapsed time from the differential thrust increase The difference thrust increase based on The movement distance of the input-side variable pulley is estimated, and based on the fact that the movement distance is equal to or greater than a preset target movement distance, the gear ratio of the vehicle belt type continuously variable transmission is determined as a mechanical ratio. Is to determine that the maximum speed ratio γmaxm determined by

このように構成された本発明の車両用ベルト式無段変速機の制御装置によれば、変速比が最大変速比付近にあり且つ前記変速比制御が前記変速比を前記最大変速比側へ制御している最大変速比予備状態では、前記出力側輪可変プーリの出力側推力が積極的に増加されて差推力が前記変速比制御による値よりもさらに増加され、該差推力から算出される変速速度に基づいて該増加からの前記入力側可変プーリの移動距離が推定され、その移動距離が予め設定された目標移動距離以上となったことに基づいて機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されるので、特に、差推力が継続せず入力側可変プーリのハード限界への到達を判定することが困難な緩減速変速時において、接触センサを用いないで、機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことが確実に検出される。   According to the control apparatus for a belt type continuously variable transmission for a vehicle of the present invention configured as described above, the transmission ratio is in the vicinity of the maximum transmission ratio, and the transmission ratio control controls the transmission ratio to the maximum transmission ratio side. In the maximum speed ratio preliminary state, the output side thrust of the output side wheel variable pulley is positively increased so that the differential thrust is further increased than the value by the speed ratio control, and the shift calculated from the differential thrust is performed. The movement distance of the input-side variable pulley from the increase is estimated based on the speed, and reaches the maximum speed ratio γmaxm that is mechanically determined based on the movement distance being equal to or greater than a preset target movement distance In particular, the maximum mechanically determined without using a contact sensor at the time of a slow deceleration shift where the differential thrust does not continue and it is difficult to determine the arrival of the input side variable pulley at the hard limit. Gear ratio γmaxm It became to be reliably detected.

また、本発明の車両用ベルト式無段変速機の制御装置によれば、差推力とその差推力増加からの経過時間とに基づいて算出された入力側可変プーリの移動距離が予め設定された目標移動距離以上となったことに基づいて、前記車両用ベルト式無段変速機の変速比が、機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されることから、差推力が相対的に大きい急減速に対しては短時間で、差推力が相対的に小さい緩減速に対しては付与差推力に応じた時間で判定を行うことが可能となるので、あらゆる減速に対しても的確に、機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことを判定することができる。   Further, according to the control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle of the present invention, the moving distance of the input-side variable pulley calculated based on the differential thrust and the elapsed time from the increase in the differential thrust is preset. Since it is determined that the speed ratio of the vehicle belt type continuously variable transmission has reached the mechanically determined maximum speed ratio γmaxm based on the fact that the target travel distance is exceeded, the differential thrust is relatively It is possible to make a judgment in a short time for a large sudden deceleration, and in a time corresponding to the applied differential thrust for a slow deceleration with a relatively small differential thrust. In addition, it can be determined that the maximum gear ratio γmaxm determined mechanically has been reached.

ここで、好適には、前記差推力は、前記出力側推力と前記入力側推力との差であり、前記最大変速比予備状態において、前記出力側推力を変速制御による値よりも高い所定値まで積極的に増加させることで差推力を増加させる。また、好適には、前記差推力の増加からの前記入力側可変プーリの移動距離は、前記差推力から前記車両用ベルト式無段変速機の変速速度を算出し、前記差推力の増加から該変速速度を積算することにより算出される。このようにすれば、前記差推力の増加からの前記入力側可変プーリの移動距離が、容易に得られる。
Here, preferably, the differential thrust is a difference between the output-side thrust and the input-side thrust, and the output-side thrust is increased to a predetermined value higher than a value obtained by the shift control in the maximum speed ratio preliminary state. Increase differential thrust by actively increasing it. Also, preferably, the moving distance of the input side variable pulley from the increase in the thrust difference calculates a shifting speed of the vehicle belt type continuously variable transmission from the prior SL thrust difference, from the increase of the thrust difference It is calculated by integrating the shift speed. In this way, the moving distance of the input side variable pulley from the increase in the differential thrust can be easily obtained.

また、好適には、前記出力側可変プーリの油圧を検出する油圧センサが備えられ、前記差推力は、該油圧センサにより検出された実際の出力側可変プーリの油圧に基づいて算出されるので、流量収支不足や経時変化（永久成長）が生じた場合でも誤判定の可能性が低い利点がある。 Also, preferably, the hydraulic pressure sensor is provided for detecting the hydraulic pressure of the output side variable pulley, the thrust difference is because they are calculated on the basis of the oil pressure of the actual output side variable pulley, which is detected by the hydraulic sensor There is an advantage that the possibility of misjudgment is low even when the flow rate balance is insufficient or a change with time (permanent growth) occurs.

また、好適には、前記最大変速比予備状態は、車速が予め設定された極低車速判定値以下であり且つ車両のコースト走行中状態を含むものである。このようにすれば、車両の極低車速のコースト走行中において、変速比が最大変速比付近にあり且つ変速比制御が前記変速比を該最大変速比側へ制御している最大変速比予備状態となると、出力側輪可変プーリの出力側推力が積極的に増加されて差推力が前記変速比制御による値よりもさらに増加され、該差推力から算出される変速速度に基づいて該増加からの前記入力側可変プーリの移動距離が推定され、その移動距離が予め設定された目標移動距離以上となったことに基づいて機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されるので、接触センサを用いないで、機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことが確実に検出される。   Preferably, the maximum speed ratio preliminary state includes a state where the vehicle speed is equal to or less than a predetermined extremely low vehicle speed determination value and the vehicle is running on a coast. In this way, during coasting of the vehicle at an extremely low vehicle speed, the maximum gear ratio preliminary state in which the gear ratio is in the vicinity of the maximum gear ratio and the gear ratio control is controlling the gear ratio to the maximum gear ratio side. Then, the output-side thrust of the output-side wheel variable pulley is positively increased, and the differential thrust is further increased from the value by the gear ratio control, and from the increase based on the shift speed calculated from the differential thrust. Since the travel distance of the input-side variable pulley is estimated and it is determined that the maximum travel speed γmaxm determined mechanically has been reached based on the fact that the travel distance is equal to or greater than a preset target travel distance, Without using a sensor, it is reliably detected that the maximum gear ratio γmaxm is determined mechanically.

また、好適には、前記車両用ベルト式無段変速機の変速比が前記機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されると、前記入力側可変プーリに供給されていたプライマリ圧がそれまでの値よりも低下させられる。このようにすれば、入力側可変プーリに捲き掛けられている伝動ベルトは、機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したときに発生する反力に基づいて挟圧されるので、プライマリ圧をそれまでの値よりも低下させても、伝動ベルトの滑りが発生せず、燃費が向上する。   Preferably, when it is determined that the speed ratio of the vehicle belt type continuously variable transmission has reached the mechanically determined maximum speed ratio γmaxm, the primary pressure supplied to the input-side variable pulley is determined. Is reduced from the previous value. In this way, the transmission belt strung on the input side variable pulley is pinched based on the reaction force generated when the maximum transmission gear ratio γmaxm determined mechanically is reached. Even if the value is lower than the above value, the transmission belt does not slip and the fuel efficiency is improved.

また、好適には、前記車両用ベルト式無段変速機の変速比が前記機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されると、前記出力側推力を積極的に増加させるために昇圧されて該出力側可変プーリに供給されていたセカンダリ圧が、前記変速比制御による値に復帰(低下)させられる。このようにすれば、セカンダリ圧の不要な昇圧が解消されるので、燃費が一層向上する。   Preferably, when it is determined that the speed ratio of the vehicle belt type continuously variable transmission has reached the mechanically determined maximum speed ratio γmaxm, the output side thrust is positively increased. The secondary pressure that has been boosted and supplied to the output-side variable pulley is restored (decreased) to the value by the gear ratio control. In this way, unnecessary boosting of the secondary pressure is eliminated, and fuel efficiency is further improved.

また、好適には、前記差推力から算出される変速速度は、差推力と変速速度との間の予め記憶された関係から実際の差推力に基づいて算出され、前記入力側可変プーリの移動距離は、該変速速度の積分値に基づいて算出される。このようにすれば、位置センサなどを用いないで、変速速度および入力側可変プーリの移動距離が容易に得られる。   Preferably, the shift speed calculated from the differential thrust is calculated based on an actual differential thrust from a previously stored relationship between the differential thrust and the shift speed, and the moving distance of the input-side variable pulley Is calculated based on an integral value of the shift speed. In this way, the shift speed and the moving distance of the input side variable pulley can be easily obtained without using a position sensor or the like.

本発明が適用される車両の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 of the vehicle to which the present 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. 油圧制御回路のうち車両用ベルト式無段変速機の変速に関する油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram which shows the principal part regarding the hydraulic control regarding the shift of the belt-type continuously variable transmission for vehicles among hydraulic control circuits. 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 an electronic controller. 車両用ベルト式無段変速機の変速に関する油圧制御において目標入力軸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 speed change map used when calculating | requiring the target input shaft rotational speed in the hydraulic control regarding the speed change of the belt type continuously variable transmission for vehicles. 車両用ベルト式無段変速機の変速に関する油圧制御において変速比等に応じて目標セカンダリ推力を求める推力マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the thrust map which calculates | requires a target secondary thrust according to gear ratio etc. in the hydraulic control regarding the speed change of the belt type continuously variable transmission for vehicles. 吸入空気量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 rotation speed and engine torque by making intake air quantity into a parameter. トルクコンバータの所定の作動特性として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 as a predetermined operating characteristic of a torque converter, and was memorize | stored. 車両用ベルト式無段変速機の変速に関する油圧制御において、目標変速比に基づいて可変プーリの推力比を決定する為に予め設定された目標変速比と推力比との関係の一例を示す図である。FIG. 5 is a diagram illustrating an example of a relationship between a target speed ratio and a thrust ratio that are set in advance to determine a thrust ratio of a variable pulley based on a target speed ratio in hydraulic control related to a speed change of a belt type continuously variable transmission for a vehicle. is there. 車両用ベルト式無段変速機の推力比と変速速度との間の関係を説明する図である。It is a figure explaining the relationship between the thrust ratio and speed change speed of a belt type continuously variable transmission for vehicles. 図４の電子制御装置の制御作動の要部を説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the principal part of the control action of the electronic controller of FIG. 図４の電子制御装置の制御作動の要部を説明するタイムチャートである。It is a time chart explaining the principal part of the control action of the electronic controller of FIG.

本発明の車両用ベルト式無段変速機においては、前記入力側可変プーリや出力側可変プーリに作用させるプーリ圧をそれぞれ独立に制御するように制御回路を構成することで、前記入力側推力及び出力側推力が各々直接的に或いは間接的に制御される。   In the vehicular belt type continuously variable transmission of the present invention, the input side thrust and the input side thrust can be controlled by configuring a control circuit to independently control pulley pressures acting on the input side variable pulley and the output side variable pulley. Each output side thrust is controlled directly or indirectly.

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、例えば走行用の駆動力源として用いられるエンジン１２により発生させられた動力は、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、車両用無段変速機としての車両用ベルト式無段変速機（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などを順次介して、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, for example, power generated by an engine 12 used as a driving force source for traveling is a torque converter 14 as a fluid transmission device, a forward / reverse switching device 16, and a vehicle as a continuously variable transmission for a vehicle. It is transmitted to the left and right drive wheels 24 via a belt-type continuously variable transmission (hereinafter referred to as continuously variable transmission (CVT)) 18, a reduction gear device 20, a differential gear device 22, etc.

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、及びトルクコンバータ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を備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、このロックアップクラッチ２６が完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、車両用ベルト式無段変速機１８を変速制御したり、車両用ベルト式無段変速機１８におけるベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６のトルク容量を制御したり、前後進切換装置１６における動力伝達経路を切り換えたり、車両１０の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン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 and 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. The power is transmitted through the fluid. Further, a lockup clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t. When the lockup clutch 26 is completely engaged, the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t. Are rotated together. The pump impeller 14p controls the shifting of the belt type continuously variable transmission 18 for the vehicle, generates a belt clamping pressure in the belt type continuously variable transmission 18 for the vehicle, and controls the torque capacity of the lockup clutch 26. Or the mechanical hydraulic pressure generated when the engine 12 is rotationally driven by a working hydraulic pressure for switching the power transmission path in the forward / reverse switching device 16 or supplying lubricating oil to each part of the power transmission path of the vehicle 10. An oil pump 28 is connected.

前後進切換装置１６は、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おり、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、車両用ベルト式無段変速機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 and a double pinion type planetary gear device 16p, and the turbine shaft 30 of the torque converter 14 is integrally connected to the sun gear 16s. The input shaft 32 of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 is integrally connected to the carrier 16c, while the carrier 16c and the sun gear 16s are selectively connected via the forward clutch C1, and the ring gear 16r is It 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, both of which are hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder.

このように構成された前後進切換装置１６では、前進用クラッチＣ１が係合さ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車両用ベルト式無段変速機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車両用ベルト式無段変速機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）とされる。   In the forward / reverse switching device 16 configured as described above, 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, thereby causing the turbine shaft 30 to rotate. Is directly connected to the input shaft 32, and a forward power transmission path is established (achieved), and the forward driving force is transmitted to the vehicle belt type 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 reverse direction, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the belt type continuously variable transmission 18 for the vehicle. When both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 16 is in a neutral state (power transmission cut-off state) in which power transmission is cut off.

エンジン１２は、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関にて構成されている。このエンジン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 engine 12 is constituted by an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine. This intake pipe 36 of the engine 12, the electronic throttle valve 40 for electrically controlling the intake air quantity Q AIR of the engine 12 using the throttle actuator 38 is provided.

車両用ベルト式無段変速機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入力側可変プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）４２及び出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）４６の一対の可変プーリ４２，４６と、その一対の可変プーリ４２，４６の間に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、一対の可変プーリ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。   The vehicular belt type continuously variable transmission 18 is an input side member provided on the input shaft 32, an input side variable pulley (primary pulley, primary sheave) 42 having a variable effective diameter and an output side provided on the output shaft 44. A pair of variable pulleys 42 and 46 of an output side variable pulley (secondary pulley, secondary sheave) 46 having a variable effective diameter, which is a member, and a transmission belt 48 wound between the pair of variable pulleys 42 and 46. Power transmission is performed through a frictional force between the pair of variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48.

入力側可変プーリ４２は、入力軸３２に固定された入力側固定回転体としての固定回転体４２ａと、入力軸３２に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動回転体４２ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為の入力側可変プーリ４２における入力側推力（プライマリ推力）Ｗin（＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダ（プライマリ側油圧シリンダ）４２ｃとを備えて構成されている。また、出力側可変プーリ４６は、出力軸４４に固定された出力側固定回転体としての固定回転体４６ａと、出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動回転体４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為の出力側可変プーリ４６における出力側推力（セカンダリ推力）Ｗout（＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしての出力側油圧シリンダ（セカンダリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されている。   The input-side variable pulley 42 is a fixed rotating body 42a as an input-side fixed rotating body fixed to the input shaft 32, and an input provided so as not to be rotatable relative to the input shaft 32 and movable in the axial direction. An input side thrust (primary thrust) Win (= primary pressure Pin × pressure receiving area) is applied to the movable rotating body 42b as the side movable rotating body and the input side variable pulley 42 for changing the V groove width therebetween. An input side hydraulic cylinder (primary side hydraulic cylinder) 42c as a hydraulic actuator is provided. The output-side variable pulley 46 is provided with a fixed rotating body 46a as an output-side fixed rotating body fixed to the output shaft 44, and is not rotatable relative to the output shaft 44 and is movable in the axial direction. The output side thrust (secondary thrust) Wout (= secondary pressure Pout × pressure receiving area) of the movable rotor 46b as the output movable rotor and the output side variable pulley 46 for changing the V groove width between them. An output side hydraulic cylinder (secondary side hydraulic cylinder) 46c as a hydraulic actuator to be applied is provided.

そして、入力側油圧シリンダ４２ｃへの油圧であるプライマリ圧Ｐin及び出力側油圧シリンダ４６ｃへの油圧であるセカンダリ圧Ｐoutが油圧制御回路１００（図３参照）によって各々独立に調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々直接的に或いは間接的に制御される。これにより、一対の可変プーリ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と共に、伝動ベルト４８が滑りを生じないように一対の可変プーリ４２，４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力（ベルト挟圧力）が制御される。このように、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御されることで伝動ベルト４８の滑りが防止されつつ実際の変速比（実変速比）γが目標変速比γ＊とされる。尚、入力軸回転速度ＮＩＮは入力軸３２の回転速度であり、出力軸回転速度ＮＯＵＴは出力軸４４の回転速度である。また、本実施例では図１から判るように、入力軸回転速度ＮＩＮは入力側可変プーリ４２の回転速度と同一であり、出力軸回転速度ＮＯＵＴは出力側可変プーリ４６の回転速度と同一である。 Then, the primary pressure Pin, which is the hydraulic pressure to the input side hydraulic cylinder 42c, and the secondary pressure Pout, which is the hydraulic pressure to the output side hydraulic cylinder 46c, are independently regulated by the hydraulic pressure control circuit 100 (see FIG. 3). The primary thrust Win and the secondary thrust Wout are directly or indirectly controlled. As a result, the V groove width of the pair of variable pulleys 42 and 46 is changed, and the engagement diameter (effective diameter) of the transmission belt 48 is changed, and the transmission gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft rotational speed N OUT is changed. ) Is continuously changed, and the frictional force (belt clamping pressure) between the pair of variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is controlled so that the transmission belt 48 does not slip. In this way, by controlling the primary thrust Win and the secondary thrust Wout, the actual transmission ratio (actual transmission ratio) γ is set as the target transmission ratio γ * while preventing the transmission belt 48 from slipping. The input shaft rotational speed N IN is the rotational speed of the input shaft 32, and the output shaft rotational speed N OUT is the rotational speed of the output shaft 44. In this embodiment, as can be seen from FIG. 1, the input shaft rotational speed N IN is the same as the rotational speed of the input side variable pulley 42, and the output shaft rotational speed N OUT is the same as the rotational speed of the output side variable pulley 46. It is.

車両用ベルト式無段変速機１８では、例えばプライマリ圧Ｐinが高められると、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち車両用ベルト式無段変速機１８がアップシフトされる。また、プライマリ圧Ｐinが低められると、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち車両用ベルト式無段変速機１８がダウンシフトされる。従って、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が最大とされることで、車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γとして最大変速比γmax（最低速側変速比、最Low）が形成される。尚、本実施例では、例えば図３中の入力側可変プーリ４２の部分断面概略図に示すように、入力軸３２の軸方向に移動可能な可動回転体４２ｂの端部先端４２ｂ１が入力軸３２に軸心方向に移動不能に固定されたストッパリング４２ｄに当接して可動回転体４２ｂの移動（すなわち入力側可変プーリ４２のＶ溝幅を広くする方向への移動）が機械的に阻止される構造を採用しており、これにより機械的（ハード的）に最Lowを実現（形成）している。入力側可変プーリ４２の有効径を変更する為に軸心方向に移動させられる可動回転体４２ｂの移動がストッパリング４２ｄによって機械的に阻止されることにより、機械的に最大変速比γmaxmが定められるようになっている。この機械的に定まる最大変速比γmaxmは可動回転体４２ｂの移動がストッパリング４２ｄへの当接によって機械的に制限されたハード限界状態を示しており、伝動ベルト４８は、ストッパリング４２ｄからの反力に基づいて固定回転体４２ａと可動回転体４２ｂとの間で挟圧される。   In the vehicle belt-type continuously variable transmission 18, for example, when the primary pressure Pin is increased, the V-groove width of the input-side variable pulley 42 is reduced to reduce the speed ratio γ, that is, the vehicle belt-type continuously variable transmission 18. Is upshifted. Further, when the primary pressure Pin is lowered, the V-groove width of the input side variable pulley 42 is widened to increase the gear ratio γ, that is, the vehicle belt type continuously variable transmission 18 is downshifted. Therefore, when the V-groove width of the input-side variable pulley 42 is maximized, the maximum speed ratio γmax (the lowest speed side speed ratio, the lowest level) is formed as the speed ratio γ of the vehicle belt type continuously variable transmission 18. The In the present embodiment, for example, as shown in a schematic partial sectional view of the input-side variable pulley 42 in FIG. 3, the end tip 42 b 1 of the movable rotating body 42 b that can move in the axial direction of the input shaft 32 is the input shaft 32. The movement of the movable rotating body 42b (that is, the movement of the input-side variable pulley 42 in the direction of widening the V-groove width) is mechanically prevented by abutting against the stopper ring 42d fixed so as not to move in the axial direction. The structure is adopted, and this realizes (forms) the lowest level mechanically (hard). The maximum speed ratio γmaxm is mechanically determined by mechanically blocking the movement of the movable rotating body 42b that is moved in the axial direction in order to change the effective diameter of the input-side variable pulley 42 by the stopper ring 42d. It is like that. The mechanically determined maximum speed ratio γmaxm indicates a hard limit state in which the movement of the movable rotating body 42b is mechanically limited by contact with the stopper ring 42d, and the transmission belt 48 is counteracted by the stopper ring 42d. It is pinched between the fixed rotating body 42a and the movable rotating body 42b based on the force.

図２は、エンジン１２や車両用ベルト式無段変速機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、例えば車両用ベルト式無段変速機１８の変速制御などに関連する車両用無段変速機の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、車両用ベルト式無段変速機１８の変速制御やベルト挟圧力制御、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、車両用ベルト式無段変速機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 in order to control the engine 12, the belt type continuously variable transmission 18 for the vehicle, and the like. In FIG. 2, the vehicle 10 is provided with an electronic control device 50 including a control device for a vehicle continuously variable transmission related to, for example, shift control of the vehicle belt type continuously variable transmission 18. 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 belt-type continuously variable transmission 18 for the vehicle, belt clamping pressure control, torque capacity control of the lock-up clutch 26, and the like. If necessary, it is configured for engine control, vehicle belt type continuously variable transmission 18 and lockup clutch 26 for hydraulic control.

電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸１３の回転角度（位置）ＡＣＲ及びエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）ＮＥ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により検出された車両用ベルト式無段変速機１８の入力回転速度である入力軸回転速度ＮＩＮを表す信号、出力軸回転速度センサ５８により検出された車速Ｖに対応する車両用ベルト式無段変速機１８の出力回転速度である出力軸回転速度ＮＯＵＴを表す信号、スロットルセンサ６０により検出さ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ＴＨＷを表す信号、吸入空気量センサ６４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、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の操作量であるアクセル開度Ａccを表す信号、フットブレーキスイッチ６８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状態を示すブレーキオンＢＯＮを表す信号、ＣＶＴ油温センサ７０により検出された車両用ベルト式無段変速機１８等の作動油の油温ＴＨＯＩＬを表す信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバーのレバーポジション（操作位置）ＰＳＨを表す信号、バッテリセンサ７６により検出されたバッテリ温度ＴＨＢＡＴやバッテリ入出力電流（バッテリ充放電電流）ＩＢＡＴやバッテリ電圧ＶＢＡＴを表す信号、プライマリ圧センサ７８により検出された入力側可変プーリ４２への供給油圧であるプライマリ圧Ｐinを表す信号、セカンダリ圧センサ８０により検出された出力側可変プーリ４６への供給油圧であるセカンダリ圧Ｐoutを表す信号等が、それぞれ供給される。尚、電子制御装置５０は、例えば上記バッテリ温度ＴＨＢＡＴ、バッテリ充放電電流ＩＢＡＴ、及びバッテリ電圧ＶＢＡＴなどに基づいてバッテリ（蓄電装置）の充電状態（充電容量）ＳＯＣを逐次算出する。また、電子制御装置５０は、例えば出力軸回転速度ＮＯＵＴと入力軸回転速度ＮＩＮとに基づいて車両用ベルト式無段変速機１８の実変速比γ（＝ＮＩＮ／ＮＯＵＴ）を逐次算出する。 The electronic control unit 50, rotation angle (position) A CR and a signal representative of the rotational speed (engine rotational speed) N E of the engine 12 of the crankshaft 13 detected by the engine rotational speed sensor 52. By the turbine rotational speed sensor 54 A signal representing the detected rotational speed (turbine rotational speed) NT of the turbine shaft 30, and an input shaft rotational speed N which is an input rotational speed of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 detected by the input shaft rotational speed sensor 56. A signal representing IN , a signal representing an output shaft rotational speed N OUT which is an output rotational speed of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 corresponding to the vehicle speed V detected by the output shaft rotational speed sensor 58, and detected by the throttle sensor 60 signal representing the throttle valve opening theta TH electronic throttle valve 40, the engine 12 detected by a coolant temperature sensor 62 Signal representing the cooling water temperature TH W, the signal representing the intake air quantity Q AIR of the engine 12 detected by an intake air amount sensor 64, the operation of the accelerator pedal as an acceleration demand of the detected driver by the accelerator opening sensor 66 A signal representing the accelerator opening Acc, which is a quantity, a signal representing a brake-on B ON indicating that the foot brake, which is a service brake detected by the foot brake switch 68, is operated, and a vehicle detected by the CVT oil temperature sensor 70 signal representative of the oil temperature TH oIL of the working oil, such as use belt-type continuously variable transmission 18, a lever position (operating position) of the shift lever detected by the lever position sensor 72 signals representative of P SH, is detected by the battery sensor 76 Battery temperature TH BAT and battery input / output current (battery charge / discharge current) I BAT , A signal representing the battery voltage V BAT , a signal representing the primary pressure Pin that is the hydraulic pressure supplied to the input side variable pulley 42 detected by the primary pressure sensor 78, and a signal to the output side variable pulley 46 detected by the secondary pressure sensor 80. A signal or the like representing the secondary pressure Pout that is the supply hydraulic pressure is supplied. The electronic control unit 50 sequentially calculates the state of charge (charge capacity) SOC of the battery (power storage device) based on, for example, the battery temperature TH BAT , the battery charge / discharge current I BAT , and the battery voltage V BAT . Further, the electronic control unit 50 successively determines the actual speed ratio γ (= N IN / N OUT ) of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 based on, for example, the output shaft rotational speed N OUT and the input shaft rotational speed N IN. calculate.

また、電子制御装置５０からは、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、車両用ベルト式無段変速機１８の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号ＳＣＶＴ等が、それぞれ出力される。具体的には、上記エンジン出力制御指令信号ＳＥとして、スロットルアクチュエータ３８を駆動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信号や燃料噴射装置８２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８４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、上記油圧制御指令信号ＳＣＶＴとして、プライマリ圧Ｐinを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＰを駆動する為の指令信号、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動する為の指令信号、ライン油圧ＰＬを制御するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動する為の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, there are an engine output control command signal S E for output control of the engine 12, a hydraulic control command signal S CVT for hydraulic control related to the shift of the vehicle belt type continuously variable transmission 18, and the like. , Respectively. Specifically, as the engine output control command signal S E, to control the amount of fuel injected from the throttle signal and the fuel injection device 82 for controlling the opening and closing of the electronic throttle valve 40 by driving the throttle actuator 38 And an ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device 84 are output. Further, as the hydraulic control command signal S CVT , a command signal for driving the linear solenoid valve SLP for regulating the primary pressure Pin, a command signal for driving the linear solenoid valve SLS for regulating the secondary pressure Pout, and the line hydraulic pressure P A command signal for driving the linear solenoid valve SLT that controls L is output to the hydraulic control circuit 100.

図３は、油圧制御回路１００のうち車両用ベルト式無段変速機１８の変速に関する油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３において、油圧制御回路１００は、例えばオイルポンプ２８、プライマリ圧Ｐinを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ１１０、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ１１２、プライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１１４、モジュレータバルブ１１６、リニアソレノイド弁ＳＬＴ、リニアソレノイド弁ＳＬＰ、リニアソレノイド弁ＳＬＳ等を備えている。   FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a main part related to the hydraulic control related to the shift of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 in the hydraulic control circuit 100. 3, the hydraulic control circuit 100 includes, for example, an oil pump 28, a primary pressure control valve 110 that regulates the primary pressure Pin, a secondary pressure control valve 112 that regulates the secondary pressure Pout, a primary regulator valve (line hydraulic pressure regulating valve) 114, A modulator valve 116, a linear solenoid valve SLT, a linear solenoid valve SLP, a linear solenoid valve SLS, and the like are provided.

ライン油圧ＰＬは、例えばオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、リリーフ型のプライマリレギュレータバルブ１１４によりリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＴに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧される。具体的には、ライン油圧ＰＬは、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの高い方の油圧に所定の余裕分（マージン）を加えた油圧が得られるように設定された制御油圧ＰＳＬＴに基づいて調圧される。従って、プライマリ圧コントロールバルブ１１０及びセカンダリ圧コントロールバルブ１１２の調圧動作において元圧であるライン油圧ＰＬが不足するということが回避されると共に、ライン油圧ＰＬが不必要に高くされないようにすることが可能である。また、モジュレータ油圧ＰＭは、電子制御装置５０によって制御される制御油圧ＰＳＬＴ、リニアソレノイド弁ＳＬＰの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＰ、及びリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＳの各元圧となるものであって、ライン油圧ＰＬを元圧としてモジュレータバルブ１１６により一定圧に調圧される。 Line pressure P L, for example the output from the oil pump 28 (the generation) by the hydraulic pressure as a source pressure, engine load based on the control oil pressure P SLT is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLT by the primary regulator valve 114 of the relief type The pressure is adjusted to a value according to the above. Specifically, the line pressure P L based on the control pressure P SLT of hydraulic pressure by adding a predetermined margin (margin) to the hydraulic pressure of higher primary pressure Pin and the secondary pressure Pout is set so as to obtain It is regulated. Therefore, the is avoided that the line pressure P L as the original pressure in pressure regulating operation of the primary pressure control valve 110 and the secondary pressure control valve 112 is insufficient, the line pressure P L from being unnecessarily high It is possible. Moreover, modulator pressure P M, the control hydraulic pressure P SLT is controlled by the electronic control unit 50, the linear solenoid valve control oil pressure P SLP is a SLP of the output hydraulic pressure, and the control oil pressure P SLS is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS be comprised between each source pressure, are pressure is adjusted to a fixed pressure by the modulator valve 116 to line pressure P L as source pressure.

プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経て入力側可変プーリ４２へ供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＰを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与する為に出力ポート１１０ｔから出力されたライン油圧ＰＬを受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧ＰＭを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。このように構成されたプライマリ圧コントロールバルブ１１０は、例えば制御油圧ＰＳＬＰをパイロット圧としてライン油圧ＰＬを調圧制御して入力側可変プーリ４２の入力側油圧シリンダ４２ｃに供給する。これにより、その入力側油圧シリンダ４２ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinが制御される。例えば、入力側油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧ＰＳＬＰが増大すると、プライマリ圧コントロールバルブ１１０のスプール弁子１１０ａが図３の上側に移動する。これにより、入力側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinが増大する。一方で、入力側油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧ＰＳＬＰが低下すると、プライマリ圧コントロールバルブ１１０のスプール弁子１１０ａが図３の下側に移動する。これにより、入力側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinが低下する。 Primary pressure control valve 110, the spool valve to allow the supply line pressure P L by opening and closing an input port 110i by being movable in the axial direction from the input port 110i to the input side variable pulley 42 via an output port 110t 110b, a spring 110b as an urging means for urging the spool valve element 110a in the valve opening direction, and a control hydraulic pressure for accommodating the spring 110b and applying thrust in the valve opening direction to the spool valve element 110a an oil chamber 110c that accepts P SLP, a feedback oil chamber 110d that accepts line pressure P L which is output from the output port 110t to apply thrust in the valve closing direction to the spool valve element 110a, closing the spool valve element 110a oil accept modulator pressure P M so as to apply thrust direction Chamber 110e. The primary pressure control valve 110 configured as described above, for example, the control for supplying hydraulic pressure P SLP to the input side hydraulic cylinder 42c of the input side variable pulley 42 line pressure P L regulated pressure control to the pilot pressure. Thereby, the primary pressure Pin supplied to the input side hydraulic cylinder 42c is controlled. For example, when the control hydraulic pressure P SLP output from the linear solenoid valve SLP increases from a state where a predetermined hydraulic pressure is supplied to the input-side hydraulic cylinder 42c, the spool valve element 110a of the primary pressure control valve 110 is moved upward in FIG. Moving. Thereby, the primary pressure Pin to the input side hydraulic cylinder 42c increases. On the other hand, when the control hydraulic pressure P SLP output from the linear solenoid valve SLP decreases from the state in which the predetermined hydraulic pressure is supplied to the input side hydraulic cylinder 42c, the spool valve element 110a of the primary pressure control valve 110 is moved to the lower side of FIG. Move to the side. Thereby, the primary pressure Pin to the input side hydraulic cylinder 42c decreases.

セカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１２ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｔを経て出力側可変プーリ４６へセカンダリ圧Ｐoutとして供給可能にするスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１２ｂと、そのスプリング１１２ｂを収容し且つスプール弁子１１２ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＳを受け入れる油室１１２ｃと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１２ｔから出力されたセカンダリ圧Ｐoutを受け入れるフィードバック油室１１２ｄと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧ＰＭを受け入れる油室１１２ｅとを備えている。このように構成されたセカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、例えば制御油圧ＰＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧ＰＬを調圧制御して出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃに供給する。これにより、その出力側油圧シリンダ４６ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐoutが制御される。例えば、出力側油圧シリンダ４６ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧ＰＳＬＳが増大すると、セカンダリ圧コントロールバルブ１１２のスプール弁子１１２ａが図３の上側に移動する。これにより、出力側油圧シリンダ４６ｃへのセカンダリ圧Ｐoutが増大する。一方で、出力側油圧シリンダ４６ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧ＰＳＬＳが低下すると、セカンダリ圧コントロールバルブ１１２のスプール弁子１１２ａが図３の下側に移動する。これにより、出力側油圧シリンダ４６ｃへのセカンダリ圧Ｐoutが低下する。 Secondary pressure control valve 112, can be supplied as a secondary pressure Pout through the output port 112t from the input port 112i to open and close the line pressure P L input port 112i by being movable in the axial direction to the output side variable pulley 46 The spool valve element 112a, the spring 112b as an urging means for urging the spool valve element 112a in the valve opening direction, and the spring 112b is accommodated and thrust in the valve opening direction is applied to the spool valve element 112a. Therefore, an oil chamber 112c that receives the control hydraulic pressure P SLS , a feedback oil chamber 112d that receives the secondary pressure Pout output from the output port 112t in order to apply thrust in the valve closing direction to the spool valve element 112a, and the spool valve element 112a Modular to give thrust in the valve closing direction And an oil chamber 112e that accepts data hydraulic P M. The secondary pressure control valve 112 configured as described above, eg, control for supplying hydraulic pressure P SLS to the output side hydraulic cylinder 46c of the output side variable pulley 46 and the line pressure P L regulated pressure control and by a pilot pressure. Thereby, the secondary pressure Pout supplied to the output side hydraulic cylinder 46c is controlled. For example, when the control hydraulic pressure P SLS output from the linear solenoid valve SLS increases from the state where a predetermined hydraulic pressure is supplied to the output-side hydraulic cylinder 46c, the spool valve element 112a of the secondary pressure control valve 112 is moved upward in FIG. Moving. Thereby, the secondary pressure Pout to the output side hydraulic cylinder 46c increases. On the other hand, when the control hydraulic pressure P SLS output from the linear solenoid valve SLS decreases from the state in which the predetermined hydraulic pressure is supplied to the output-side hydraulic cylinder 46c, the spool valve element 112a of the secondary pressure control valve 112 becomes lower in FIG. Move to the side. Thereby, the secondary pressure Pout to the output side hydraulic cylinder 46c falls.

このように構成された油圧制御回路１００において、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰにより調圧されるプライマリ圧Ｐin及びリニアソレノイド弁ＳＬＳにより調圧されるセカンダリ圧Ｐoutは、ベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト挟圧力を一対の可変プーリ４２，４６に発生させるように制御される。また、後述するように、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、一対の可変プーリの４２，４６の推力比Ｒw（＝Ｗout／Ｗin）が変更されることにより車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γが変更される。例えば、その推力比Ｒwが大きくされるほど変速比γが大きくされる（すなわち車両用ベルト式無段変速機１８はダウンシフトされる）。   In the hydraulic control circuit 100 configured as described above, for example, the primary pressure Pin regulated by the linear solenoid valve SLP and the secondary pressure Pout regulated by the linear solenoid valve SLS do not cause belt slip and are unnecessary. The pair of variable pulleys 42 and 46 is controlled to generate a belt clamping pressure that does not increase. Further, as will be described later, the belt type continuously variable for a vehicle by changing the thrust ratio Rw (= Wout / Win) of the pair of variable pulleys 42 and 46 due to the mutual relationship between the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout. The speed ratio γ of the transmission 18 is changed. For example, the gear ratio γ is increased as the thrust ratio Rw is increased (that is, the vehicle belt type continuously variable transmission 18 is downshifted).

図４は、電子制御装置５０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図４において、エンジン出力制御部１２０は、例えばエンジン１２の出力制御の為にスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などのエンジン出力制御指令信号ＳＥ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８２や点火装置８４へ出力する。例えば、エンジン出力制御部１２０は、アクセル開度Ａccおよび車速Ｖに応じた要求駆動力（要求駆動トルク）を得る為の目標エンジントルクＴＥ ＊を設定し、その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８２により燃料噴射量を制御したり、点火装置８４により点火時期を制御する。 FIG. 4 is a functional block diagram for explaining a main part of the control function by the electronic control unit 50. 4, the engine output control unit 120, for example, a throttle signal and the injection signal and an ignition timing signal, respectively throttle actuator 38, the fuel injection system of the engine output control command signal S E, such as 82 and ignition for the engine output control 12 Output to device 84. For example, the engine output control unit 120 sets a target engine torque T E * for obtaining a required driving force (required driving torque) according to the accelerator opening Acc and the vehicle speed V, and the target engine torque T E * is obtained. 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 82, and the ignition timing is controlled by the ignition device 84.

変速制御部１２２は、要求駆動力を満たしつつ予め設定された最適曲線に沿ってエンジン１２の動作点を移動させるための変速制御を行うために、例えば車両用ベルト式無段変速機１８のベルト滑りを発生させないでトルク伝達しつつ車両用ベルト式無段変速機１８の目標変速比γ＊を達成するように、プライマリ圧Ｐinの指令値（又は目標値）としてのプライマリ指示圧Ｐintgtとセカンダリ圧Ｐoutの指令値（又は目標値）としてのセカンダリ指示圧Ｐouttgtとを決定する。 The speed change control unit 122 performs a speed change control for moving the operating point of the engine 12 along a preset optimum curve while satisfying the required driving force, for example, a belt of the vehicle belt type continuously variable transmission 18. The primary command pressure Pintgt and the secondary pressure as the command value (or target value) of the primary pressure Pin so as to achieve the target gear ratio γ * of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 while transmitting torque without causing slippage. A secondary command pressure Pouttgt as a command value (or target value) of Pout is determined.

具体的には、変速制御部１２２は、車両用ベルト式無段変速機１８の変速後に達成すべき変速比γである目標変速比γ＊を決定する。変速制御部１２２は、例えば図５に示すようなアクセル開度Ａccをパラメータとして出力軸回転速度ＮＯＵＴに対応する車速Ｖと車両用ベルト式無段変速機１８の目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊との予め記憶された関係（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目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊を設定する。そして、変速制御部１２２は、目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊に基づいて目標変速比γ＊（＝ＮＩＮ ＊／ＮＯＵＴ）を算出する。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。そして、目標変速比γ＊は、車両用ベルト式無段変速機１８の最小変速比γmin（最高速ギヤ比、最Hi）と最大変速比γmax（最低速ギヤ比、最Low）の範囲内で制御上定められる。 Specifically, the transmission control unit 122 determines a target transmission ratio γ * that is a transmission ratio γ to be achieved after the shifting of the vehicle belt type continuously variable transmission 18. The shift control unit 122 uses the accelerator opening Acc as shown in FIG. 5 as a parameter, for example, the vehicle speed V corresponding to the output shaft rotational speed N OUT and the target input shaft rotational speed N IN * of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 . The target input shaft rotational speed N IN * is set based on the vehicle state indicated by the actual vehicle speed V and the accelerator opening Acc from the previously stored relationship (shift map). Then, the shift control unit 122 calculates a target speed ratio γ * (= N IN * / N OUT ) based on the target input shaft rotational speed N IN * . The shift map in FIG. 5 corresponds to the shift condition, 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. The target speed ratio γ * is within the range of the minimum speed ratio γmin (highest speed gear ratio, highest Hi) and the maximum speed ratio γmax (lowest speed gear ratio, lowest Low) of the vehicle belt type continuously variable transmission 18. Determined for control.

次に、変速制御制御部１２２は、例えば図６に示すような車両用ベルト式無段変速機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と目標セカンダリ推力Ｗout＊との関係（推力マップ）から、車両用ベルト式無段変速機１８の入力トルクＴＩＮ及び実変速比γで示される車両状態に基づいて目標セカンダリ推力Ｗout＊を設定する。この車両用ベルト式無段変速機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（＝トルクコンバータ１４の出力トルクであるタービントルクＴＴ／トルクコンバータ１４の入力トルクであるポンプトルクＴＰ）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。また、このエンジントルクＴＥは、例えばエンジン１２に対する要求負荷としての吸入空気量ＱＡＩＲ（或いはそれに相当するスロットル弁開度θＴＨ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、吸入空気量ＱＡＩＲ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ＴＥesとして電子制御装置５０により算出される。或いは、このエンジントルク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、トルクコンバータ１４のトルク比ｔは、トルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝トルクコンバータ１４の出力回転速度であるタービン回転速度ＮＴ／トルクコンバータ１４の入力回転速度であるポンプ回転速度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、効率η、及び容量係数Ｃとのそれぞれの予め実験的に求められて記憶された図８に示すような関係（マップ、トルクコンバータ１４の所定の作動特性図）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。 Next, the shift control control unit 122, the belt slip is stored preliminarily obtained experimentally so as not to cause for example the input torque T IN of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 as shown in FIG. 6 as a parameter From the relationship (thrust map) between the transmission gear ratio γ and the target secondary thrust Wout * , the target secondary thrust Wout is determined based on the input torque T IN of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18 and the vehicle state indicated by the actual gear ratio γ. Set * . The input torque T IN of the vehicle belt type continuously variable transmission 18, for example, an input of the turbine torque T T / torque converter 14 is the output torque of the torque ratio t (= torque converter 14 of the torque converter 14 to the engine torque T E It is calculated by the electronic control unit 50 as a torque (= T E × t) obtained by multiplying the pump torque T P ) which is a torque. Further, the engine torque T E is, for example, a value between the engine speed N E and the engine torque T E with the intake air amount Q AIR (or the corresponding throttle valve opening θ TH or the like) as a required load for the engine 12 as a parameter. experimentally determined in advance are shown in FIG. 7 which is stored relationship (map, the engine torque characteristic diagram) from an electronic control as the estimated engine torque T E es based on the intake air quantity Q aIR and the engine rotational speed N E Calculated by the device 50. 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 T E or the like may be used. The torque ratio t of the torque converter 14 is the speed ratio e of the torque converter 14 (= the turbine rotational speed N T that is the output rotational speed of the torque converter 14 / the pump rotational speed N P that is the input rotational speed of the torque converter 14. 8 is a function of the engine speed N E )). For example, the relationship between the speed ratio e, the torque ratio t, the efficiency η, and the capacity coefficient C as shown in FIG. Based on the actual speed ratio e, it is calculated by the electronic control unit 50 from a map and a predetermined operating characteristic diagram of the torque converter 14.

また、変速制御部１２２は、例えば図９に示すような予め実験的に設定された関係から、目標変速比γ＊に基づいて、推力比Ｒw（＝Ｗout／Ｗin）を決定する。図９に示すように目標変速比γ＊が大きいほど推力比Ｒwが大きくされるものであり、例えば目標変速比γ＊に基づいて決定された推力比Ｒwは、車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γをその目標変速比γ＊で定常的に維持する為の推力比Ｒw、すなわち変速比γを目標変速比γ＊で一定に維持する為の推力比Ｒwである。 Further, the speed change control unit 122 determines the thrust ratio Rw (= Wout / Win) based on the target speed ratio γ * based on a relationship experimentally set in advance as shown in FIG. 9, for example. More thrust ratio Rw large target gear ratio gamma * 9 are those which are large, for example, the thrust ratio is determined based on the target speed ratio gamma * Rw for a vehicle belt type continuously variable transmission This is the thrust ratio Rw for constantly maintaining the gear ratio γ of 18 at the target gear ratio γ * , that is, the thrust ratio Rw for maintaining the gear ratio γ constant at the target gear ratio γ * .

そして、変速制御部１２２は、例えば前記決定した推力比Ｒw及び目標セカンダリ推力Ｗout＊に基づいて目標プライマリ推力Ｗin＊（＝Ｗout＊／Ｒw）を設定する。このように、基本的には、車両用ベルト式無段変速機１８のベルト滑りが発生しないようにしつつ車両用ベルト式無段変速機１８の目標変速比γ＊を達成（維持）する為の推力として、目標プライマリ推力Ｗin＊及び目標セカンダリ推力Ｗout＊が設定される。変速制御部１２２は、例えばこれら目標プライマリ推力Ｗin＊及び目標セカンダリ推力Ｗout＊を各油圧シリンダ４２ｃ，４６ｃの各受圧面積に基づいて各々変換して目標プライマリ圧Ｐin＊（＝Ｗin＊／受圧面積）及び目標セカンダリ圧Ｐout＊（＝Ｗout＊／受圧面積）を算出し、それら変換値を各々プライマリ指示圧Ｐintgt及びセカンダリ指示圧Ｐouttgtと決定する。 Then, the shift control unit 122 sets a target primary thrust Win * (= Wout * / Rw) based on the determined thrust ratio Rw and the target secondary thrust Wout * , for example. In this way, basically, to achieve (maintain) the target gear ratio γ * of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18 while preventing the belt slip of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18 from occurring. As the thrust, a target primary thrust Win * and a target secondary thrust Wout * are set. The shift control unit 122 converts, for example, the target primary thrust Win * and the target secondary thrust Wout * based on the pressure receiving areas of the hydraulic cylinders 42c and 46c, respectively, and the target primary pressure Pin * (= Win * / pressure receiving area). The target secondary pressure Pout * (= Wout * / pressure receiving area) is calculated, and the converted values are determined as the primary command pressure Pintgt and the secondary command pressure Pouttgt, respectively.

変速制御部１２２は、例えば目標プライマリ圧Ｐin＊及び目標セカンダリ圧Ｐout＊が得られるように、油圧制御指令信号ＳＣＶＴとしてプライマリ指示圧Ｐintgt及びセカンダリ指示圧Ｐouttgtを油圧制御回路１００へ出力する。油圧制御回路１００は、その油圧制御指令信号ＳＣＶＴに従って、リニアソレノイド弁ＳＬＰを作動させてプライマリ圧Ｐinを調圧すると共に、リニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。 Shift control unit 122, for example, as the target primary pressure Pin * and the target secondary pressure Pout * is obtained, and outputs the primary instruction pressure Pintgt and secondary instruction pressure Pouttgt to the hydraulic control circuit 100 as the hydraulic pressure control command signal S CVT. The hydraulic control circuit 100, the following hydraulic pressure control command signal S CVT, with pressure regulating the primary pressure Pin by operating the linear solenoid valve SLP, actuates the linear solenoid valve SLS pressure regulating the secondary pressure Pout by.

また、変速制御部１２２は、例えばセカンダリ圧センサ８０により検出されたセカンダリ圧Ｐoutを表す信号（セカンダリ圧センサ値ＳPout）が目標セカンダリ圧Ｐout＊となるように、そのセカンダリ圧センサ値ＳPoutに基づいて目標セカンダリ推力Ｗout＊（すなわち目標セカンダリ圧Ｐout＊）の設定値を調節するフィードフォワード項を有する制御式を用いる。加えて、変速制御部１２２は、例えば実変速比γが目標変速比γ＊と一致するように、実変速比γと目標変速比γ＊との偏差Δγ（＝γ＊−γ）に応じた制御出力を決定するフィードバック項を有する上記制御式を用いて目標プライマリ推力Ｗin＊（すなわち目標プライマリ圧Ｐin＊）の設定値を調節する。これにより、リニアソレノイド弁ＳＬＰ，ＳＬＳへの各制御電流に対する制御油圧ＰＳＬＰ，ＰＳＬＳのばらつき、その制御電流を出力する駆動回路のばらつき、入力トルクＴＩＮの推定誤差等のばらつきに拘わらず、車両用ベルト式無段変速機１８のベルト滑りを防止したり、車両用ベルト式無段変速機１８の目標変速比γ＊の維持を可能とする変速制御を行う。 Further, the shift control unit 122, for example, based on the secondary pressure sensor value SPout so that a signal (secondary pressure sensor value SPout) indicating the secondary pressure Pout detected by the secondary pressure sensor 80 becomes the target secondary pressure Pout *. A control equation having a feedforward term for adjusting the set value of the target secondary thrust Wout * (that is, the target secondary pressure Pout * ) is used. In addition, the shift control unit 122, for example, actual speed ratio gamma is to coincide with the target gear ratio gamma *, corresponding to the actual speed ratio gamma and the target speed ratio gamma * deviation between Δγ (= γ * -γ) The set value of the target primary thrust Win * (that is, the target primary pressure Pin * ) is adjusted using the above control formula having a feedback term that determines the control output. Thus, regardless of the linear solenoid valve SLP, control oil pressure P SLP for each control current to the SLS, the variation of P SLS, variations in the driving circuit for outputting the control current, the variation in the estimated error of the input torque T IN, Shift control is performed to prevent belt slip of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18 and to maintain the target speed ratio γ * of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18.

ところで、入力軸回転速度センサ５６や出力軸回転速度センサ５８等の回転速度センサにおいては、回転速度が極めて零に近い低回転速度領域では回転速度を精度良く検出できない傾向がある。例えば、回転速度センサとして、良く知られた電磁ピックアップ式センサを採用した場合、センサの特性上、実際の回転速度が低回転速度領域にある場合には所定時間内のパルス信号の数或いはパルス周期にばらつきが生じたり、パルス信号の出力タイミングが遅くなったりして検出精度自体が低下する。つまり、回転速度センサの特性上、例えば低回転速度域では回転速度を精度良く検出できず、回転速度センサによる回転速度の検出値（回転センサ検出値）が実回転速度を反映していない場合がある。そうすると、回転速度が低回転速度領域となる低車速走行状態である為に回転センサ検出値が実回転速度を反映しないので、上記目標プライマリ推力Ｗin＊（すなわち目標プライマリ圧Ｐin＊）のフィードフォワード制御或いはフィードバック制御が適切に実行できず、上述した制御上のばらつきなどによって、目標変速比γ＊を適切に実現できない可能性がある。特に、極低車速走行時は、車両停止時の再発進や再加速性能を確保する為に、車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γを最大変速比γmaxに維持することが望まれるが、このような低回転速度域では、最大変速比γmaxが得られない可能性がある。これに対して、入力側可変プーリ４２を構成する固定回転体４２ａおよび可動回転体４２ｂのうち、可動回転体４２ｂまたはそれが当接するストッパリング４２ｄに、それらの当接を検出する接触センサを設けることが考えられるが、その接触センサを車両用ベルト式無段変速機１８内に設けるための機構的な設計変更を必要とするとともに、部品数が増加するという欠点があった。 By the way, in the rotational speed sensors such as the input shaft rotational speed sensor 56 and the output shaft rotational speed sensor 58, there is a tendency that the rotational speed cannot be accurately detected in a low rotational speed region where the rotational speed is very close to zero. For example, when a well-known electromagnetic pickup sensor is used as the rotation speed sensor, the number of pulse signals or the pulse cycle within a predetermined time when the actual rotation speed is in the low rotation speed region due to the characteristics of the sensor. As a result, the detection accuracy itself decreases. In other words, due to the characteristics of the rotational speed sensor, for example, the rotational speed cannot be accurately detected in the low rotational speed range, and the rotational speed detection value (rotational sensor detection value) by the rotational speed sensor may not reflect the actual rotational speed. is there. Then, since the rotation sensor detection value does not reflect the actual rotation speed because the rotation speed is in the low vehicle speed traveling state where the rotation speed is in the low rotation speed region, the feedforward control of the target primary thrust Win * (that is, the target primary pressure Pin * ) is performed. Alternatively, the feedback control cannot be performed properly, and the target speed ratio γ * may not be appropriately realized due to the above-described control variation. In particular, when traveling at extremely low vehicle speeds, it is desirable to maintain the speed ratio γ of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 at the maximum speed ratio γmax in order to ensure re-start and reacceleration performance when the vehicle is stopped. However, there is a possibility that the maximum gear ratio γmax cannot be obtained in such a low rotational speed range. On the other hand, of the fixed rotating body 42a and the movable rotating body 42b constituting the input-side variable pulley 42, a contact sensor for detecting the contact is provided on the movable rotating body 42b or the stopper ring 42d with which it contacts. However, there is a drawback in that a mechanical design change for providing the contact sensor in the belt type continuously variable transmission 18 for the vehicle is required and the number of parts increases.

そこで、本実施例の電子制御装置５０は、例えば車両の極低車速走行、且つアクセルペダルを操作しない減速走行であるコースト走行時において、車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが予め定められた機械的に定まる最大変速比γmaxmの近傍であり、変速制御部１２２が最大変速比γmaxである目標変速比γ＊へ向かって変速制御中である場合は、出力側可変プーリ４６のセカンダリ推力Ｗoutを変速制御部１２２による変速制御による値よりも積極的に増加させることで、伝動ベルト４８の張力を増加させることにより入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂを積極的にストッパリング４２ｄに押しつける押当制御を実行する。そして、出力側可変プーリ４６のセカンダリ推力Ｗoutと入力側可変プーリ４４のプライマリ推力Ｗinとの差である差推力ΔＷ(＝Ｗout−Ｗin)から算出された変速速度(可動回転体４４ｂの移動速度)の積算値(移動距離)が、機械的に定まる最大変速比γmaxmに対応する予め設定された目標移動距離に到達したことに基づいて、車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γが機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことを判定するとともに、入力側可変プーリ４４のプライマリ推力Ｗinを低下させて燃費を向上させる。 Therefore, the electronic control unit 50 of the present embodiment, for example, at the time of coasting that is traveling at a very low vehicle speed and decelerating without operating the accelerator pedal, the actual speed ratio γ of the belt-type continuously variable transmission 18 for the vehicle. Is in the vicinity of a predetermined mechanically determined maximum transmission gear ratio γmaxm, and the transmission control unit 122 is performing transmission control toward the target transmission gear ratio γ * that is the maximum transmission gear ratio γmax, the output side variable pulley 46 By actively increasing the secondary thrust Wout from the value by the shift control by the shift control unit 122, the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 is positively stopped by increasing the tension of the transmission belt 48. The pressing control for pressing against 42d is executed. Then, a shift speed calculated from a differential thrust ΔW (= Wout−Win), which is a difference between the secondary thrust Wout of the output variable pulley 46 and the primary thrust Win of the input variable pulley 44 (moving speed of the movable rotating body 44b). Of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18 is determined to be equal to the mechanical speed ratio γmaxm of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18. It is determined that the maximum transmission gear ratio γmaxm that has been determined is reached, and the primary thrust Win of the input-side variable pulley 44 is reduced to improve fuel efficiency.

すなわち、図４の最大変速比予備状態判定部１２４は、予め定められた最大変速比予備状態判定条件Ａが成立したことに基づいて、最大変速比予備状態と判定する。その最大変速比予備状態判定条件Ａとは、たとえば車速Ｖが予め設定された極低車速判定値たとえば２〜９ｋｍ／ｈの範囲内(２≦γ≦９ｋｍ／ｈ)であり、車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが予め定められた機械的に定まる最大変速比γmaxm(≒２．５）の近傍(γ＞２．３）となり、目標変速比γ＊が２．３９６以上で実際の変速比γがそれに向かって変化する変速制御中であり、且つ車両のコースト走行中であることが、たとえば数百ミリ秒程度の所定時間以上継続したことが、満足されることである。 That is, the maximum gear ratio preliminary state determination unit 124 of FIG. 4 determines that the gear ratio is in the maximum gear ratio preliminary state based on the fact that the predetermined maximum gear ratio preliminary state determination condition A is satisfied. The maximum gear ratio preliminary state determination condition A is, for example, a vehicle speed V within a preset extremely low vehicle speed determination value, for example, 2 to 9 km / h (2 ≦ γ ≦ 9 km / h). The actual speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 is in the vicinity of the maximum mechanically determined speed ratio γmaxm (≈2.5) (γ> 2.3), and the target speed ratio γ * is 2.396. As described above, it is satisfied that the actual gear ratio γ is changing toward the speed control and that the vehicle is running on the coast for a predetermined time of, for example, several hundred milliseconds. is there.

押付制御部１２６は、最大変速比予備状態判定部１２４によって上記最大変速比予備状態判定条件Ａが成立したことが判定された場合は、出力側可変プーリ４６のセカンダリ推力Ｗoutを変速制御部１２２による変速制御による値よりも高い所定値まで積極的に増加させることで差推力ΔＷを増加させ、これにより伝動ベルト４８の張力を上記変速制御時よりも高めて入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂを積極的にストッパリング４２ｄに押しつける押当制御を実行する。上記出力側可変プーリ４６のセカンダリ推力Ｗoutの増加は、たとえば、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐoutを、そのセカンダリ圧Ｐoutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ１１２の最大出力圧すなわちその元圧であるライン圧ライン油圧ＰＬまで、或いはそれに近い圧まで昇圧させることにより差推力ΔＷ(＝Ｗout−Ｗin)および伝動ベルト４８の張力を高め、入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂをストッパリング４２ｄに速やかに押し付ける。このとき、セカンダリ推力Ｗoutを発生させるセカンダリ圧Ｐoutはセカンダリ圧センサ８０によって検出され、プライマリ推力Ｗinを発生させるプライマリ圧Ｐinはプライマリ圧センサ７８によって検出されるので、差推力ΔＷ(＝Ｗout−Ｗin)は実際に検出された実圧に基づいて算出される。なお、プライマリ圧センサ７８が設けられていない場合でも、前記変速比制御における目標変速比γ＊に基づいて決定された推力比Ｒw（＝Ｗout／Ｗin）から実際のセカンダリ推力Ｗoutに基づいてプライマリ推力Ｗinが算出され、それらセカンダリ推力Ｗoutおよびプライマリ推力Ｗinから差推力ΔＷが算出される。 When it is determined by the maximum gear ratio preliminary state determination unit 124 that the maximum gear ratio preliminary state determination condition A is satisfied, the pressing control unit 126 transmits the secondary thrust Wout of the output side variable pulley 46 to the shift control unit 122. The differential thrust ΔW is increased by actively increasing to a predetermined value higher than the value by the shift control, thereby increasing the tension of the transmission belt 48 compared to that during the shift control, and the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42. The pressing control is performed to positively press the to the stopper ring 42d. The increase in the secondary thrust Wout of the output side variable pulley 46 is, for example, the maximum of the secondary pressure control valve 112 that regulates the secondary pressure Pout supplied to the output side hydraulic cylinder 46c of the output side variable pulley 46. output pressure, Wachi to its original pressure at which the line pressure line pressure P L, or increase the tension of the differential thrust ΔW (= Wout-Win) and the transmission belt 48 by boosting up pressure close to that, the movable input side variable pulley 42 The rotating body 42b is quickly pressed against the stopper ring 42d. At this time, the secondary pressure Pout for generating the secondary thrust Wout is detected by the secondary pressure sensor 80, and the primary pressure Pin for generating the primary thrust Win is detected by the primary pressure sensor 78, so that the differential thrust ΔW (= Wout−Win) Is calculated based on the actual pressure actually detected. Even when the primary pressure sensor 78 is not provided, the primary thrust based on the actual secondary thrust Wout from the thrust ratio Rw (= Wout / Win) determined based on the target speed ratio γ * in the speed ratio control. Win is calculated, and a differential thrust ΔW is calculated from the secondary thrust Wout and the primary thrust Win.

可動回転体移動距離算出部１２８は、増加させられた差推力ΔＷとその差推力ΔＷの増加時点からの経過時間ｔとに基づいて可動回転体４２ｂの移動距離Ｌを算出する。たとえば、可動回転体移動距離算出部１２８は、図１０に示す車両用ベルト式無段変速機１８の差推力ΔＷと変速速度ｄγ／ｄｔとの予め記憶された関係から実際の差推力ΔＷに基づいて変速速度ｄγ／ｄｔを算出する。この関係は、たとえば、予め実験的に求められたものである。次いで、その変速比変化速度ｄγ／ｄｔからそれに対応する可動回転体４２ｂの移動速度ｄｘ／ｄｔ(ｍｍ／ｓｅｃ）を予め記憶された換算式或いは換算係数を用いて換算するとともに、上記押付制御の開始時点すなわち車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが予め定められた機械的に定まる最大変速比γmaxm(≒２．５）の近傍(γ＞２．３）となった時点から現時点までの経過時間内の可動回転体４２ｂの移動速度ｄｘ／ｄｔ(ｍｍ／ｓｅｃ）を積算することにより、可動回転体４２ｂの移動距離Ｌを次式(１）から逐次算出する。   The movable rotating body moving distance calculation unit 128 calculates the moving distance L of the movable rotating body 42b based on the increased differential thrust ΔW and the elapsed time t from the time when the differential thrust ΔW increased. For example, the movable rotating body moving distance calculation unit 128 is based on the actual differential thrust ΔW from the previously stored relationship between the differential thrust ΔW of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 and the shift speed dγ / dt shown in FIG. To calculate the shift speed dγ / dt. This relationship is, for example, obtained experimentally in advance. Next, the moving speed dx / dt (mm / sec) of the movable rotating body 42b corresponding to the gear ratio change speed dγ / dt is converted using a previously stored conversion formula or conversion coefficient, and the pressing control is performed. Start point, that is, when the actual transmission gear ratio γ of the belt-type continuously variable transmission 18 for the vehicle is close to a predetermined mechanically determined maximum transmission gear ratio γmaxm (≈2.5) (γ> 2.3). The moving distance L of the movable rotating body 42b is sequentially calculated from the following equation (1) by accumulating the moving speed dx / dt (mm / sec) of the movable rotating body 42b within the elapsed time from to the present time.

Ｌ＝∫(ｄｘ／ｄｔ)ｄｔ ・・・ (１）     L = ∫ (dx / dt) dt (1)

最大変速比到達判定部１３０は、可動回転体移動距離算出部１２８により算出された可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが予め設定された最大変速比判定値Ｌ１に到達したことがたとえば数百ミリ秒程度の所定時間持続したことに基づいて、車両用ベルト式無段変速機１８の可動回転体４２ｂの移動がストッパリング４２ｄによって機械的に阻止されたことにより機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことが判定される。最大変速比判定値Ｌ１は、車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが予め定められた機械的に定まる最大変速比γmaxm(≒２．５）の近傍(γ＞２．３）となった時点から、その車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが上記機械的に定まる最大変速比γmaxmとなるまでの移動距離すなわち可動回転体４２ｂの移動が機械的に制限されるハード限界となるまでの距離であり、予め実験的に定められるものである。   The maximum gear ratio arrival determination unit 130 determines that the moving distance L of the movable rotating body 42b calculated by the movable rotating body moving distance calculation unit 128 has reached a preset maximum gear ratio determination value L1, for example, several hundred milliseconds. The maximum transmission ratio γmaxm is determined mechanically by the movement of the movable rotating body 42b of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 being mechanically blocked by the stopper ring 42d on the basis of the fact that the predetermined duration has been maintained. It is determined that The maximum transmission ratio determination value L1 is in the vicinity of the maximum transmission ratio γmaxm (≈2.5) where the actual transmission ratio γ of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 is mechanically determined in advance (γ> 2.3). ) Until the actual gear ratio γ of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 reaches the maximum gear ratio γmaxm determined mechanically, that is, the movement of the movable rotating body 42b is mechanically performed. This is the distance to the limited hard limit, and is experimentally determined in advance.

押付保持制御部１３２は、最大変速比到達判定部１３０により車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが上記機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されると、入力側可変プーリ４２の入力側油圧シリンダ４２ｃに供給されていたプライマリ圧Ｐinを、変速制御のための制御値であるそれまでの値よりも十分に低い圧、たとえばドレーン圧まで低下させるとともに、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃに供給されてそれまでは押付制御のために昇圧されていたセカンダリ圧Ｐoutを、前記変速比制御による値へ復帰させる。これにより、車両用ベルト式無段変速機１８の可動回転体４２ｂがストッパリング４２ｄに押し付けられた押付状態が、作動油圧の消費が少なく且つ低圧で維持される。上記プライマリ圧Ｐinがドレーン圧まで低下させられても、入力側可変プーリ４２に捲き掛けられている伝動ベルト４８は、可動回転体４２ｂが突き当てられているストッパリング４２ｄからの反力により挟圧されてすべりが防止される一方で、そのプライマリ圧Ｐinの低下によって油圧ポンプ２８およびそれを回転駆動するエンジン１２の負荷が軽減されて車両の燃費が向上する。また、押付制御によって昇圧状態であったセカンダリ圧Ｐoutが、前記変速比制御による値へ復帰(低下)させられることにより、さらに油圧ポンプ２８およびそれを回転駆動するエンジン１２の負荷が軽減されて車両の燃費が向上する。   When it is determined by the maximum transmission ratio arrival determination unit 130 that the actual transmission ratio γ of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 has reached the mechanically determined maximum transmission ratio γmaxm, the pressing and holding control unit 132 The primary pressure Pin supplied to the input-side hydraulic cylinder 42c of the input-side variable pulley 42 is reduced to a pressure sufficiently lower than the previous value that is a control value for shift control, for example, a drain pressure, and output. The secondary pressure Pout that has been supplied to the output side hydraulic cylinder 46c of the side variable pulley 46 and has been increased for the pressing control until then is returned to the value by the speed ratio control. As a result, the pressing state in which the movable rotating body 42b of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 is pressed against the stopper ring 42d is maintained at a low pressure while consuming less hydraulic pressure. Even if the primary pressure Pin is reduced to the drain pressure, the transmission belt 48 strung on the input-side variable pulley 42 is pinched by the reaction force from the stopper ring 42d against which the movable rotating body 42b is abutted. Thus, while slipping is prevented, the load of the hydraulic pump 28 and the engine 12 that rotationally drives the hydraulic pump 28 is reduced by the reduction of the primary pressure Pin, and the fuel efficiency of the vehicle is improved. In addition, the secondary pressure Pout that has been in the boosted state by the pressing control is returned (decreased) to the value by the speed ratio control, thereby further reducing the load on the hydraulic pump 28 and the engine 12 that rotationally drives the vehicle. Improved fuel economy.

図１１は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち当接センサを用いないで車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことを確実に検出する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。また、図１２は、図１１のフローチャートに示す制御作動を実行した場合の一例を説明するタイムチャートである。尚、この図１０のフローチャートは、例えば機械的に定まる最大変速比γmaxmと同等の最大変速比γmaxに設定されている目標変速比γ＊に向かって実際の変速比γが制御される変速制御中の車両低速減速走行中すなわち低車速コースト走行中であることを前提として実行される。図１２のｔ０時点は、たとえばアクセルペダルが戻され、或いはそれに加えて制動操作が行われる減速走行開始点を示している。 FIG. 11 shows that the actual gear ratio γ of the vehicular belt type continuously variable transmission 18 becomes the maximum gear ratio γmaxm mechanically determined without using the main part of the control operation of the electronic control unit 50, that is, the contact sensor. Is a flowchart for explaining a control operation for reliably detecting, and is repeatedly executed with an extremely short cycle time of, for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds. FIG. 12 is a time chart for explaining an example when the control operation shown in the flowchart of FIG. 11 is executed. In the flowchart of FIG. 10, for example, during the speed change control in which the actual speed ratio γ is controlled toward the target speed ratio γ * that is set to the maximum speed ratio γmax that is equal to the mechanically determined maximum speed ratio γmaxm. This is executed on the assumption that the vehicle is traveling at a low speed, that is, traveling at a low vehicle speed coast. A time point t0 in FIG. 12 indicates a deceleration travel start point at which, for example, the accelerator pedal is returned or a braking operation is performed.

図１１において、ステップＳ１( 以下、ステップを省略する)において、入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌがハード限界に到達しているか否かが、たとえば可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが予め設定された最大変速比判定値Ｌ１に到達したことでセットされる最大変速比フラグがセットされていることに基づいて判定される。すなわち、車両用ベルト式無段変速機１８の可動回転体４２ｂの移動がストッパリング４２ｄによって機械的に阻止されて、車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γが機械的に定まる最大変速比γmaxmとなっているか否かが判定される。当初はこのＳ１の判断が否定されるので、最大変速比予備状態判定部１２４に対応するＳ３において、たとえば車速Ｖが予め設定された極低車速判定値たとえば２〜９ｋｍ／ｈの範囲内(２≦γ≦９ｋｍ／ｈ)であり、車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが予め定められた機械的に定まる最大変速比γmaxm(≒２．５）の近傍(γ＞２．３）となり、目標変速比γ＊が２．３９６以上で実際の変速比γがそれに向かって変化する変速制御中であり、且つ車両のコースト走行中であることが、たとえば数百ミリ秒程度の所定時間以上継続したことという、予め定められた最大変速比予備状態判定条件Ａが成立したか否かに基づいて、最大変速比予備状態であるか否かが判定される。 In FIG. 11, in step S1 (hereinafter step is omitted), whether or not the moving distance L of the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 has reached the hard limit is, for example, the moving distance of the movable rotating body 42b. The determination is made based on the fact that the maximum transmission ratio flag that is set when L reaches the preset maximum transmission ratio determination value L1 is set. In other words, the movement of the movable rotating body 42b of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18 is mechanically blocked by the stopper ring 42d, and the maximum speed change in which the gear ratio γ of the vehicle belt-type continuously variable transmission 18 is mechanically determined. It is determined whether or not the ratio γmaxm is satisfied. Since the determination of S1 is initially denied, in S3 corresponding to the maximum gear ratio preliminary state determination unit 124, for example, the vehicle speed V is within a preset extremely low vehicle speed determination value, for example, 2 to 9 km / h (2 ≦ γ ≦ 9 km / h), and the actual gear ratio γ of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 is in the vicinity of a predetermined maximum gear ratio γmaxm (≈2.5) determined mechanically (γ> 2). .3), and it is during gear shift control that the target gear ratio γ * is 2.396 or more and the actual gear ratio γ changes toward it, and the vehicle is running on the coast, for example, about several hundred milliseconds. It is determined whether or not the vehicle is in the maximum gear ratio preliminary state based on whether or not a predetermined maximum gear ratio preliminary state determination condition A that has been continued for a predetermined time is satisfied.

このＳ３の判断が否定される場合は、Ｓ７において、前記最大変速比フラグがリセットされるとともに、通常走行時の油圧制御が実行されて本ルーチンが終了させられる。この通常走行時の油圧制御とは、低車速減速走行中に車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことを確実に検出するための押付制御やその後の制御作動を除く油圧制御であって、車両の走行に必要とされる変速比制御、ベルト挟圧力制御、調圧制御などである。   If the determination in S3 is negative, in S7, the maximum speed ratio flag is reset, and hydraulic control during normal traveling is executed, and this routine is terminated. The hydraulic control during normal traveling is to reliably detect that the actual transmission gear ratio γ of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 becomes the maximum transmission gear ratio γmaxm that is mechanically determined during low vehicle speed deceleration traveling. Hydraulic pressure control excluding the pressing control and subsequent control operation, such as gear ratio control, belt clamping pressure control, pressure regulation control and the like required for traveling of the vehicle.

以上のステップが繰り返し実行されるうち、Ｓ３において最大変速比予備状態判定条件Ａが成立したと判断されると、押付制御部１２６に対応するＳ４において押付制御が開始される。図１２のｔ１時点はこの状態を示している。この押付制御では、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐoutが、そのセカンダリ圧Ｐoutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ１１２の最大出力圧すなわちその元圧であるライン圧ＰＬまで、或いはそれに近い圧まで昇圧させられ、これにより伝動ベルト４８の張力が高められて可動回転体４２ｂが入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が大きくなる方向に速やかに移動開始させられる。所定時間後すなわち図１２のｔ２時点には、伝動ベルト４８の張力が高められて入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂがストッパリング４２ｄに押し付けられる。 If the maximum speed ratio preliminary state determination condition A is determined to be satisfied in S3 while the above steps are repeatedly executed, pressing control is started in S4 corresponding to the pressing control unit 126. This state is shown at time t1 in FIG. In this pressing control, the secondary pressure Pout supplied to the output side hydraulic cylinder 46c of the output side variable pulley 46 is the maximum output pressure of the secondary pressure control valve 112 that regulates the secondary pressure Pout, that is, the line pressure P that is the original pressure. The pressure is increased to L or a pressure close thereto, whereby the tension of the transmission belt 48 is increased, and the movable rotating body 42b is quickly started to move in the direction in which the V-groove width of the input-side variable pulley 42 increases. After a predetermined time, that is, at time t2 in FIG. 12, the tension of the transmission belt 48 is increased and the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 is pressed against the stopper ring 42d.

可動回転体移動距離算出部１２８に対応するＳ５では、たとえば図１０に示す車両用ベルト式無段変速機１８の差推力ΔＷと変速速度ｄγ／ｄｔとの予め記憶された関係から、実際の差推力ΔＷに基づいて変速速度ｄγ／ｄｔが算出される。また、可動回転体４２ｂの移動速度ｄｘ／ｄｔ(ｍｍ／ｓｅｃ）が予め記憶された換算式或いは換算係数を用いてその変速比変化速度ｄγ／ｄｔから換算されるとともに、上記押付制御の開始時点すなわち車両用ベルト式無段変速機１８の実際の変速比γが予め定められた機械的に定まる最大変速比γmaxm(≒２．５）の近傍(γ＞２．３）となった時点から現時点までの経過時間内の可動回転体４２ｂの移動速度ｄｘ／ｄｔ(ｍｍ／ｓｅｃ）が積算することにより、可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが式(１）から逐次算出される。   In S5 corresponding to the movable rotating body moving distance calculation unit 128, for example, the actual difference is obtained from the previously stored relationship between the differential thrust ΔW and the shift speed dγ / dt of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 shown in FIG. A shift speed dγ / dt is calculated based on the thrust ΔW. Further, the moving speed dx / dt (mm / sec) of the movable rotating body 42b is converted from the gear ratio change speed dγ / dt using a conversion formula or conversion coefficient stored in advance, and the start point of the pressing control. That is, from the time when the actual transmission gear ratio γ of the belt-type continuously variable transmission 18 for the vehicle becomes close to a predetermined mechanically determined maximum transmission gear ratio γmaxm (≈2.5) (γ> 2.3). By accumulating the moving speed dx / dt (mm / sec) of the movable rotating body 42b within the elapsed time until, the moving distance L of the movable rotating body 42b is sequentially calculated from the equation (1).

最大変速比到達判定部１３０に対応するＳ６では、Ｓ５により算出された可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが予め設定された最大変速比判定値Ｌ１に到達したことすなわちＬ≧Ｌ１がたとえば数百ミリ秒程度の所定時間持続したことに基づいて、車両用ベルト式無段変速機１８の可動回転体４２ｂの移動がストッパリング４２ｄによって機械的に阻止されたことにより機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことが判定される。   In S6 corresponding to the maximum gear ratio arrival determination unit 130, the fact that the moving distance L of the movable rotating body 42b calculated in S5 has reached a preset maximum gear ratio determination value L1, that is, L ≧ L1 is several hundred millimeters, for example. The maximum transmission ratio γmaxm mechanically determined by the movement of the movable rotating body 42b of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 being mechanically blocked by the stopper ring 42d on the basis of the fact that it lasted for a predetermined time of about 2 seconds. It is determined that it has become.

上記Ｓ６の判定が否定されるうちはＳ７以下が繰り返し実行される。しかし、Ｓ６の判定が肯定されると、押付保持制御部１３２に対応するＳ２において前記最大変速比フラグがセットされる。また、入力側可変プーリ４２の入力側油圧シリンダ４２ｃに供給されていたプライマリ圧Ｐinが、変速制御のための制御値であるそれまでの値よりも十分に低い圧、たとえばドレーン圧まで低下させられるとともに、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃに供給されてそれまでは押付制御のために昇圧されていたセカンダリ圧Ｐoutが、前記変速比制御による値へ復帰(低下)させられる。これにより、作動油圧の消費が少なく且つ低圧で押付状態が維持される。   While the determination of S6 is negative, S7 and subsequent steps are repeatedly executed. However, if the determination in S6 is affirmative, the maximum gear ratio flag is set in S2 corresponding to the pressing and holding control unit 132. Further, the primary pressure Pin supplied to the input side hydraulic cylinder 42c of the input side variable pulley 42 is lowered to a pressure sufficiently lower than the previous value that is a control value for shift control, for example, a drain pressure. At the same time, the secondary pressure Pout supplied to the output-side hydraulic cylinder 46c of the output-side variable pulley 46 and increased until then for the pressing control is returned (decreased) to the value by the gear ratio control. As a result, the hydraulic pressure is reduced and the pressing state is maintained at a low pressure.

次の制御サイクルでは、Ｓ１の判断が肯定されるので、Ｓ２が繰り返し実行されて、車両用ベルト式無段変速機１８の可動回転体４２ｂがストッパリング４２ｄに押し付けられた押付状態が維持され、アクセルペダルの踏込み操作などにより低車速減速走行が解除されるまでこの状態が持続される。   In the next control cycle, the determination of S1 is affirmed, so S2 is repeatedly executed, and the pressing state in which the movable rotating body 42b of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 is pressed against the stopper ring 42d is maintained. This state is maintained until the low vehicle speed deceleration traveling is canceled by, for example, depressing the accelerator pedal.

上述のように、本実施例の電子制御装置５０によれば、変速比γが最大変速比γmax付近にあり且つ変速比制御が実際の変速比γを最大変速比γmax側へ制御している最大変速比予備状態では、出力側輪可変プーリ４６の出力側推力Ｗoutが積極的に増加されて差推力ΔＷが変速比制御による値よりもさらに増加され、その差推力ΔＷから算出される変速速度ｄγ／ｄｔに基づいてその増加からの入力側可変プーリ４２の移動距離Ｌが推定され、その移動距離Ｌが予め設定された目標移動距離Ｌ１以上となったことに基づいて機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されるので、特に、差推力ΔＷが継続せず入力側可変プーリ４２のハード限界への到達を判定することが困難な緩減速変速時において、接触センサを用いないで、機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことが確実に検出される。   As described above, according to the electronic control unit 50 of the present embodiment, the speed ratio γ is near the maximum speed ratio γmax, and the speed ratio control controls the actual speed ratio γ to the maximum speed ratio γmax side. In the gear ratio preliminary state, the output-side thrust Wout of the output-side wheel variable pulley 46 is positively increased so that the differential thrust ΔW is further increased from the value by the gear ratio control, and the shift speed dγ calculated from the differential thrust ΔW. The maximum shift ratio mechanically determined on the basis of the fact that the movement distance L of the input-side variable pulley 42 is estimated based on / dt and the movement distance L is equal to or greater than a preset target movement distance L1. Since it is determined that γmaxm has been reached, the contact sensor should not be used, particularly during slow deceleration shifting where the differential thrust ΔW does not continue and it is difficult to determine whether the input side variable pulley 42 has reached the hard limit. Mechanically determined It is reliably detected that the maximum gear ratio γmaxm is reached.

また、本実施例の電子制御装置５０によれば、差推力ΔＷから算出される変速速度ｄγ／ｄｔに基づいて推定された入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが予め設定された目標移動距離Ｌ１以上となったことに基づいて、車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γが機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されることから、差推力ΔＷが相対的に大きい急減速に対しては短時間で、差推力ΔＷが相対的に小さい緩減速に対しては付与差推力に応じた時間で判定を行うことが可能となるので、あらゆる減速に対しても的確に、機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことを判定することができる。   Further, according to the electronic control unit 50 of the present embodiment, the moving distance L of the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 estimated based on the shift speed dγ / dt calculated from the differential thrust ΔW is set in advance. Since it is determined that the gear ratio γ of the belt type continuously variable transmission 18 for the vehicle has reached the mechanically determined maximum gear ratio γmaxm based on the fact that the target moving distance L1 or more is reached, the differential thrust ΔW It is possible to make a determination in a short time for sudden deceleration with a relatively large value, and in a time corresponding to the applied differential thrust for a slow deceleration with a relatively small difference thrust ΔW. In contrast, it is possible to accurately determine that the maximum gear ratio γmaxm determined mechanically has been reached.

また、本実施例では、出力側可変プーリ４６への供給油圧であるセカンダリ圧Ｐoutを検出するセカンダリ圧センサ（油圧センサ）８０が備えられ、差推力ΔＷは、そのセカンダリ圧センサ８０により検出された出力側可変プーリ４６への実際のセカンダリ圧Ｐoutに基づいて算出されるので、流量収支不足や永久成長が生じた場合でも誤判定の可能性が低い利点がある。   Further, in this embodiment, a secondary pressure sensor (hydraulic sensor) 80 that detects a secondary pressure Pout that is a hydraulic pressure supplied to the output side variable pulley 46 is provided, and the differential thrust ΔW is detected by the secondary pressure sensor 80. Since it is calculated based on the actual secondary pressure Pout to the output side variable pulley 46, there is an advantage that the possibility of erroneous determination is low even when the flow rate balance is insufficient or permanent growth occurs.

また、本実施例では、前記最大変速比予備状態は、車速Ｖが予め設定された極低車速判定値以下であり且つ車両の減速走行中状態を含むものであることから、。車両の極低車速の減速走行中において、変速比γが最大変速比γmax付近にあり且つ変速比制御が実際の変速比γを最大変速比γmax側へ制御している最大変速比予備状態となると、出力側輪可変プーリ４６の出力側推力Ｗoutが積極的に増加されて差推力ΔＷが変速比制御による値よりもさらに増加され、その差推力ΔＷから算出される変速速度ｄγ／ｄｔに基づいてその増加からの入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが推定され、その移動距離Ｌが予め設定された目標移動距離Ｌ１以上となったことに基づいて機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されるので、接触センサを用いないで、機械的に定まる最大変速比γmaxmとなったことが確実に検出される。   In the present embodiment, the maximum speed ratio preliminary state includes a vehicle speed V that is equal to or lower than a preset extremely low vehicle speed determination value and includes a state in which the vehicle is decelerating. When the vehicle is traveling at a very low vehicle speed, when the transmission gear ratio γ is in the vicinity of the maximum transmission gear ratio γmax and the transmission gear ratio control is controlling the actual transmission gear ratio γ to the maximum transmission gear ratio γmax side, Then, the output-side thrust Wout of the output-side wheel variable pulley 46 is positively increased so that the differential thrust ΔW is further increased from the value by the gear ratio control, and based on the shift speed dγ / dt calculated from the differential thrust ΔW. From this increase, the moving distance L of the movable rotating body 42b of the input-side variable pulley 42 is estimated, and the maximum gear ratio determined mechanically based on the fact that the moving distance L is equal to or greater than a preset target moving distance L1. Since it is determined that γmaxm has been reached, it is reliably detected that the maximum gear ratio γmaxm is determined mechanically without using a contact sensor.

また、本実施例では、車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γが機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されると、入力側可変プーリ４２に供給されていたプライマリ圧Ｐinがそれまでの値よりも低下させられることから、入力側可変プーリ４２に捲き掛けられている伝動ベルト４８は、機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したときに発生する反力に基づいて挟圧されるので、プライマリ圧Ｐinをそれまでの値よりも低下させても、伝動ベルト４８の滑りが発生せず、燃費が向上する。   In this embodiment, when it is determined that the speed ratio γ of the belt type continuously variable transmission 18 for the vehicle has reached a mechanically determined maximum speed ratio γmaxm, the primary supplied to the input-side variable pulley 42 is determined. Since the pressure Pin is lowered from the previous value, the transmission belt 48 strung around the input-side variable pulley 42 is based on the reaction force generated when the maximum speed ratio γmaxm determined mechanically is reached. Therefore, even if the primary pressure Pin is lowered below the previous value, slippage of the transmission belt 48 does not occur and fuel efficiency is improved.

また、本実施例では、車両用ベルト式無段変速機１８の変速比γが機械的に定まる最大変速比γmaxmに到達したことが判定されると、出力側推力Ｗoutを積極的に増加させるために昇圧されてその出力側可変プーリ４６に供給されていたセカンダリ圧Ｐoutが、変速比制御による値に復帰(低下)させられるので、セカンダリ圧Ｐoutの不要な昇圧が解消されるので、燃費が一層向上する。   Further, in this embodiment, when it is determined that the speed ratio γ of the vehicle belt type continuously variable transmission 18 has reached the mechanically determined maximum speed ratio γmaxm, the output side thrust Wout is positively increased. Since the secondary pressure Pout that has been boosted to the output side and is supplied to the output-side variable pulley 46 is restored (decreased) to the value by the gear ratio control, unnecessary boosting of the secondary pressure Pout is eliminated, and fuel efficiency is further increased. improves.

また、本実施例では、差推力ΔＷから算出される変速速度ｄγ／ｄｔは、差推力ΔＷと変速速度ｄγ／ｄｔとの間の予め記憶された関係から実際の差推力ΔＷに基づいて算出され、入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌは、その変速速度ｄγ／ｄｔの積算値に基づいて算出されるので、可動回転体４２ｂの位置を検出する位置センサを用いないで、変速速度ｄγ／ｄｔおよび入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが容易に得られる。   In this embodiment, the shift speed dγ / dt calculated from the differential thrust ΔW is calculated based on the actual differential thrust ΔW from the previously stored relationship between the differential thrust ΔW and the shift speed dγ / dt. Since the moving distance L of the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 is calculated based on the integrated value of the shift speed dγ / dt, a position sensor for detecting the position of the movable rotating body 42b is not used. The shift speed dγ / dt and the moving distance L of the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 can be easily obtained.

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、前述の実施例では、差推力ΔＷは、少なくともセカンダリ圧センサ８０により検出された実際のセカンダリ圧Ｐoutに基づいて求められていたが、制御上で算出される推力比ΔＷが用いられても差し支えない。   For example, in the above-described embodiment, the differential thrust ΔW is obtained based on at least the actual secondary pressure Pout detected by the secondary pressure sensor 80, but even if the thrust ratio ΔW calculated in the control is used. There is no problem.

また、前述の実施例では、差推力ΔＷから換算される変速速度ｄγ／ｄｔが差推力ΔＷを付与した時点から積算されることで入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが算出されていたが、車両用ベルト式無段変速機１８において差推力ΔＷと変速速度ｄγ／ｄｔとは一対一の関係にあるので、差推力ΔＷを付与した時点からの差推力ΔＷの積算値に変換係数を乗算することで入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌを算出してもよいし、差推力ΔＷとその差推力ΔＷを付与した時点からの経過時間ｔと入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌとの関係をマップ又は関数式の形態で予め求め、その関係から実際の差推力ΔＷとその差推力ΔＷを付与した時点からの経過時間ｔとに基づいて入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌを算出してもよい。要するに、差推力ΔＷとその差推力ΔＷを付与した時点からの経過時間ｔとに基づいて入力側可変プーリ４２の可動回転体４２ｂの移動距離Ｌが算出されればよいのである。   In the above-described embodiment, the moving speed L of the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 is calculated by integrating the shift speed dγ / dt converted from the differential thrust ΔW from the time when the differential thrust ΔW is applied. However, since the differential thrust ΔW and the shift speed dγ / dt have a one-to-one relationship in the belt-type continuously variable transmission 18 for a vehicle, the integrated value of the differential thrust ΔW from the point in time when the differential thrust ΔW is applied. The moving distance L of the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 may be calculated by multiplying the conversion coefficient, or the difference thrust ΔW, the elapsed time t from the time when the difference thrust ΔW is applied, and the input side variable. The relationship between the moving distance L of the movable rotating body 42b of the pulley 42 is obtained in advance in the form of a map or a functional expression, and based on the relationship, the actual differential thrust ΔW and the elapsed time t from the time when the differential thrust ΔW is applied. Input side variable pulley The moving distance L of the 42 movable rotating bodies 42b may be calculated. In short, the moving distance L of the movable rotating body 42b of the input side variable pulley 42 may be calculated based on the differential thrust ΔW and the elapsed time t from the time when the differential thrust ΔW is applied.

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.

１８：車両用ベルト式無段変速機
４２：入力側可変プーリ
４２ｂ：可動回転体（入力側可動回転体）
４２ｄ：ストッパリング（ストッパ)
４６：出力側可変プーリ
４８：伝動ベルト
５０：電子制御装置（制御装置）
８０：セカンダリ圧センサ（油圧センサ）
Ｗin：入力側推力
Ｗout：出力側推力
ΔＷ：差推力
ｄγ／ｄｔ：変速速度
Ｌ：入力側可変プーリの可動回転体の移動距離
Ｌ１：目標移動距離
γmaxm：機械的に定まる最大変速比
Ｐin：プライマリ圧
Ｐout：セカンダリ圧 18: Vehicle belt type continuously variable transmission 42: Input side variable pulley 42b: Movable rotating body (input side movable rotating body)
42d: Stopper ring (stopper)
46: Output-side variable pulley 48: Transmission belt 50: Electronic control device (control device)
80: Secondary pressure sensor (hydraulic sensor)
Win: input-side thrust Wout: output-side thrust ΔW: differential thrust dγ / dt: shift speed L: moving distance of the movable rotating body of the input-side variable pulley L1: target moving distance γmaxm: mechanically determined maximum speed ratio Pin: primary Pressure Pout: Secondary pressure

Claims (7)

伝動ベルトが捲き掛けられ、該伝動ベルトの掛かり径である有効径が可変の一対の入力側および出力側可変プーリを有し、入力側可変プーリにおける入力側推力（プライマリ推力）及び出力側輪可変プーリにおける出力側推力（セカンダリ推力）を各々制御することで伝動ベルトの滑りを防止しつつ変速比を目標変速比とする変速比制御を行う車両用ベルト式無段変速機の制御装置であって、
前記変速比が最大変速比付近にあり且つ変速比制御が該変速比を該最大変速比側へ制御している最大変速比予備状態で、前記出力側推力を積極的に増加させて前記変速比制御のための値から積極的に差推力を増加し、該差推力および該差推力増加からの経過時間に基づいて該差推力増加からの前記入力側可変プーリの移動距離を推定し、該移動距離が予め設定された目標移動距離以上となったことに基づいて、前記車両用ベルト式無段変速機の変速比が、機械的に定まる最大変速比に到達したことを判定することを特徴とする車両用ベルト式無段変速機の制御装置。 The transmission belt has a pair of input side and output side variable pulleys on which the effective diameter, which is the contact diameter of the transmission belt, is variable, and the input side thrust (primary thrust) and output side wheel variable in the input side variable pulley A control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle that performs gear ratio control with a gear ratio as a target gear ratio while preventing slippage of a transmission belt by controlling output side thrust (secondary thrust) in a pulley. ,
In the maximum transmission ratio preliminary state in which the transmission ratio is in the vicinity of the maximum transmission ratio and the transmission ratio control is controlling the transmission ratio to the maximum transmission ratio side, the output-side thrust is actively increased to increase the transmission ratio. The differential thrust is positively increased from the value for control, the movement distance of the input side variable pulley from the differential thrust increase is estimated based on the differential thrust and the elapsed time from the differential thrust increase, and the movement Determining that the speed ratio of the vehicle belt-type continuously variable transmission has reached a mechanically determined maximum speed ratio based on the fact that the distance is equal to or greater than a preset target moving distance. A control device for a belt type continuously variable transmission for a vehicle. 前記差推力は、前記出力側推力と前記入力側推力との差であり、
前記最大変速比予備状態において、前記出力側推力を変速制御による値よりも高い所定値まで積極的に増加させることで前記差推力を増加させることを特徴とする請求項１の車両用ベルト式無段変速機の制御装置。 The differential thrust is a difference between the output-side thrust and the input-side thrust,
2. The vehicle belt-type none according to claim 1, wherein in the maximum speed ratio preliminary state, the differential thrust is increased by actively increasing the output-side thrust to a predetermined value higher than a value by shift control. Control device for step transmission. 前記差推力の増加からの前記入力側可変プーリの移動距離は、前記差推力から前記車両用ベルト式無段変速機の変速速度を算出し、前記差推力の増加から該変速速度を積算することにより算出されることを特徴とする請求項１または２の車両用ベルト式無段変速機の制御装置。 Moving distance of the input side variable pulley from the increase in the difference thrust, before Symbol difference calculating a shifting speed of the vehicle belt type continuously variable transmission from the thrust, integrating the speed change rate from the increase of the thrust difference The vehicle belt-type continuously variable transmission control device according to claim 1 or 2 , wherein the control device is calculated as described above. 前記出力側可変プーリの油圧を検出する油圧センサが備えられ、
前記差推力は、該油圧センサにより検出された出力側可変プーリの油圧に基づいて算出されることを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１の車両用ベルト式無段変速機の制御装置。 A hydraulic sensor for detecting the hydraulic pressure of the output-side variable pulley;
The difference thrust control according to claim 1 or any one of the three vehicle belt type continuously variable transmission, characterized in that it is calculated on the basis of the oil pressure of the output side variable pulley, which is detected by the hydraulic sensor apparatus. 前記最大変速比予備状態は、車速が予め設定された極低車速判定値以下であり且つ車両のコースト走行中状態を含むことを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１の車両用ベルト式無段変速機の制御装置。 The vehicular belt type according to any one of claims 1 to 4 , wherein the maximum speed ratio preliminary state includes a state in which the vehicle speed is equal to or less than a predetermined extremely low vehicle speed determination value and the vehicle is running on a coast. Control device for continuously variable transmission. 前記車両用ベルト式無段変速機の変速比が前記機械的に定まる最大変速比に到達したことが判定されると、前記入力側可変プーリに供給されていたプライマリ圧がそれまでの値よりも低下させられることを特徴とする請求項１乃至５のいずれか１の車両用ベルト式無段変速機の制御装置。 When it is determined that the speed ratio of the vehicle belt type continuously variable transmission has reached the mechanically determined maximum speed ratio, the primary pressure supplied to the input-side variable pulley is greater than the previous value. The control device for a belt type continuously variable transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 5 , wherein the controller is lowered. 前記車両用ベルト式無段変速機の変速比が前記機械的に定まる最大変速比に到達したことが判定されると、前記出力側推力を積極的に増加させるために昇圧されて、該出力側可変プーリに供給されていたセカンダリ圧が、前記変速比制御による値に復帰させられることを特徴とする請求項１乃至６のいずれか１の車両用ベルト式無段変速機の制御装置。
When the speed ratio of the vehicular belt-type continuously variable transmission reaches the maximum speed ratio that is determined by the mechanical is determined, it is boosted to increase actively the output side thrust output secondary pressure supplied to the side variable pulley, the transmission ratio any one of the control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission according to claim 1 to 6, characterized in that it is allowed to return to the value of the control.
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