JP6197574B2

JP6197574B2 - Control device for continuously variable transmission

Info

Publication number: JP6197574B2
Application number: JP2013220075A
Authority: JP
Inventors: 朗雄名取
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2013-10-23
Filing date: 2013-10-23
Publication date: 2017-09-20
Anticipated expiration: 2033-10-23
Also published as: JP2015081642A

Description

本発明は、ベルトやチェーンなどの無端伝動部材を用いた無段変速機の制御装置に関し、特にプーリによる無端伝動部材の挟圧力の制御に係る。 The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission using an endless transmission member such as a belt or a chain, and more particularly to control of a clamping pressure of an endless transmission member by a pulley.

従来より自動車などの車両において、動力源であるエンジンの出力を駆動輪に伝達する変速機として、そのエンジンから入力する回転を無段階に変速可能な無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）が知られている。また、ＣＶＴとしては一般的に、駆動側および従動側のプーリ間に伝動ベルトを巻き掛けてなるベルト式のものが実用化されている。 2. Description of the Related Art Conventionally, in a vehicle such as an automobile, a continuously variable transmission (CVT) capable of continuously changing the rotation input from the engine as a transmission that transmits the output of an engine that is a power source to driving wheels. Are known. Further, as a CVT, a belt type in which a transmission belt is wound between pulleys on the driving side and the driven side is generally put into practical use.

このようなベルト式のＣＶＴでは、各プーリの外周のＶ溝に大きな力で伝動ベルトを挟圧して、その滑りを抑制しなくてはならないが、挟圧力が大きいほど伝動ベルトとの間の摩擦損失が大きくなってしまうし、大きな挟圧力を維持するためには高い油圧も必要になるから、エンジンの燃費が悪化するきらいがある。 In such a belt-type CVT, the transmission belt must be clamped with a large force in the V groove on the outer periphery of each pulley to suppress the slippage, but the friction between the transmission belt and the transmission belt increases as the clamping pressure increases. The loss increases, and high oil pressure is also required to maintain a large clamping pressure, so the engine fuel efficiency tends to deteriorate.

この点について例えば特許文献１に記載のＣＶＴでは、エンジンの出力するトルクを間接的に検出し、このエンジントルクから油圧ポンプの駆動ロス分を減算して、ＣＶＴへの入力トルクを算出し、この入力トルクに応じてベルトの挟圧力（同文献ではＣＶＴの油圧制御回路のライン圧）を制御するようにしている。こうすれば、挟圧力が必要以上に大きくなることを抑制し、燃費の低減が図られる。 In this regard, for example, the CVT described in Patent Document 1 indirectly detects the torque output from the engine, subtracts the hydraulic pump drive loss from this engine torque, and calculates the input torque to the CVT. The belt clamping pressure (the line pressure of the hydraulic control circuit of the CVT in this document) is controlled according to the input torque. If it carries out like this, it will suppress that a pinching pressure becomes large more than needed, and reduction of a fuel consumption will be aimed at.

特開平２−２３６０５２号公報JP-A-2-236052

ところで、前記従来の技術では、油圧ポンプの駆動ロス分として、予めエンジン回転数と油圧（同文献では目標セカンダリ圧）とに対応する油圧ポンプの駆動負荷を実験などによって求めて、制御マップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数や油圧の検出値に基づいて、前記の制御マップを参照して算出した駆動負荷（以下、ポンプ駆動負荷ともいう）を、油圧ポンプの駆動ロスとしている。 By the way, in the conventional technique, as a hydraulic pump drive loss, a control map is created by experimentally determining the hydraulic pump drive load corresponding to the engine speed and hydraulic pressure (the target secondary pressure in the same document). Keep it. A drive load (hereinafter also referred to as a pump drive load) calculated with reference to the control map based on the detected engine speed and hydraulic pressure while the vehicle is running is defined as a hydraulic pump drive loss.

しかしながら、前記のように制御マップに設定されているポンプ駆動負荷は、ＣＶＴの変速比が概ね一定に保たれている定常状態に対応したものであり、ＣＶＴの変速比が変化する変速動作中の過渡的なポンプ駆動負荷の変動について、従来技術には何ら考慮されていない。すなわち、一般に変速動作中は油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、その流通抵抗が大きくなって、ポンプ駆動負荷が大きくなる。 However, the pump drive load set in the control map as described above corresponds to a steady state in which the CVT gear ratio is kept substantially constant, and during the speed change operation in which the CVT gear ratio changes. There is no consideration in the prior art regarding transient fluctuations in the pump drive load. That is, in general, during the speed change operation, the flow speed of the hydraulic oil flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit increases, so that the flow resistance increases and the pump driving load increases.

そうしてポンプ駆動負荷が大きくなれば、その分はＣＶＴへの入力トルクが低減されるので、ベルトの挟圧力を低下させることができるが、それにもかかわらず従来の技術では、そのようなＣＶＴの変速動作の際のポンプ駆動負荷の変動について考慮されていない。よって、従来の技術では挟圧力をさらに低減し、ＣＶＴにおける動力損失を低減する余地が残されている。 If the pump driving load is increased, the input torque to the CVT is reduced accordingly, so that the belt clamping pressure can be reduced. The fluctuation of the pump drive load during the shifting operation is not taken into consideration. Therefore, in the conventional technique, there is still room for further reducing the clamping pressure and reducing the power loss in the CVT.

そこで、本発明の目的は、ＣＶＴに入力するトルクの大きさを従来よりも正確に推定することによって、無端伝動部材の挟圧力を可及的に低減し、さらなる損失低減を図ることにある。 Accordingly, an object of the present invention is to reduce the pinching pressure of the endless transmission member as much as possible and to further reduce the loss by estimating the magnitude of the torque input to the CVT more accurately than in the past.

前記の目的を達成すべく本発明は、駆動側および従動側のプーリ間に無端伝動部材が巻き掛けられており、その駆動側のプーリに入力するトルクの大きさに応じて無端伝動部材の挟圧力を制御するように構成された無段変速機（以下、ＣＶＴ）の制御装置を前提とする。 In order to achieve the above-mentioned object, the present invention has an endless transmission member wound between pulleys on the driving side and the driven side, and the endless transmission member is sandwiched according to the magnitude of torque input to the pulley on the driving side. A control device for a continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) configured to control pressure is assumed.

そして、前記無端伝動部材の挟圧力を制御するための油圧制御回路において、車両の走行用の動力源から前記駆動側のプーリへの動力伝達経路に油圧ポンプが介設されている場合に、前記駆動側のプーリに入力するトルクの大きさは、前記動力源のトルクから少なくとも前記油圧ポンプの駆動負荷を減算して推定するものとする。また、この駆動負荷は、油圧および回転数を変数とする関数として表し、前記ＣＶＴの変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作のための前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を、油圧の変化による駆動負荷の変動分と、回転数の変化による駆動負荷の変動分とを合算して算出する。
その場合に、前記油圧の変化による駆動負荷の変動分は、前記関数の油圧による偏微分係数値と油圧の変化量との積として算出し、前記回転数の変化による駆動負荷の変動分は、前記関数の回転数による偏微分係数値と回転数の変化量との積として算出する。そして、この算出した変動量の分、油圧ポンプの駆動負荷が大きくなるのに応じて、前記無端伝動部材の挟圧力を小さくなるように制御するようにした。 In the hydraulic control circuit for controlling the clamping force of the endless transmission member, when a hydraulic pump is interposed in the power transmission path from the driving power source of the vehicle to the driving pulley, The magnitude of the torque input to the driving pulley is estimated by subtracting at least the driving load of the hydraulic pump from the torque of the power source. Further, the drive load is expressed as a function having the hydraulic pressure and the rotation speed as variables, and the amount of change in the drive load of the hydraulic pump for the shift operation during the shift operation in which the gear ratio of the CVT changes is expressed as follows: It is calculated by adding the fluctuation amount of the driving load due to the change of the hydraulic pressure and the fluctuation amount of the driving load due to the change of the rotation speed .
In that case, the fluctuation of the driving load due to the change in the hydraulic pressure is calculated as the product of the partial differential coefficient value due to the hydraulic pressure of the function and the amount of change in the hydraulic pressure, and the fluctuation of the driving load due to the change in the rotational speed is It is calculated as the product of the partial differential coefficient value according to the rotational speed of the function and the amount of change in the rotational speed. Then, the clamping force of the endless transmission member is controlled to be reduced as the driving load of the hydraulic pump increases by the calculated fluctuation amount.

前記の如きＣＶＴにおいては、まず、車両の走行用の動力源から駆動側のプーリに入力するトルクの大きさが、例えば、その動力源の出力するトルクから油圧ポンプの駆動ロスを減算し、動力伝達部材のイナーシャも考慮して求められる。勿論、動力伝達経路にトルクコンバータがあれば、これによるトルク増幅も考慮される。そして、この入力トルクの大きさに対して、無端伝動部材に滑りが発生しないように挟圧力の制御が行われる。 In the CVT as described above, first, the magnitude of the torque input from the power source for driving the vehicle to the pulley on the driving side is obtained by, for example, subtracting the driving loss of the hydraulic pump from the torque output from the power source. It is also determined in consideration of the inertia of the transmission member. Of course, if there is a torque converter in the power transmission path, torque amplification by this is also considered. Then, the clamping pressure is controlled so that the endless transmission member does not slip with respect to the magnitude of the input torque.

これに加えてＣＶＴの変速動作中には、そのために油圧ポンプの駆動負荷が増大することも加味して、前記挟圧力の制御が行われる。すなわち、ＣＶＴの変速動作中には、油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、油圧ポンプの駆動負荷（即ち駆動ロス）が大きくなる分、ＣＶＴへの入力トルクが小さくなるので、無端伝動部材の挟圧力をさらに小さくすることができる。 In addition, during the CVT shift operation, the clamping pressure is controlled in consideration of the increase in the driving load of the hydraulic pump. In other words, during the CVT shift operation, the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit increases, so that the input load to the CVT decreases as the drive load (ie, drive loss) of the hydraulic pump increases. Therefore, the clamping pressure of the endless transmission member can be further reduced.

つまり、前記の特定事項によれば、ＣＶＴの変速動作によるポンプ駆動負荷の変動分まで反映させることにより、無端伝動部材の挟圧力を従来より一層、低減することができ、これによりＣＶＴにおける動力損失を低減できる。 In other words, according to the specific matter described above, the clamping force of the endless transmission member can be further reduced by reflecting the fluctuation of the pump drive load due to the CVT shift operation, thereby reducing the power loss in the CVT. Can be reduced.

ところで、そのように可及的に挟圧力を低減するためには、ＣＶＴの変速動作中に油圧ポンプの駆動負荷がどの程度、大きくなるのか正確に求めなくてはならない。駆動負荷の増分を多めに見積もってしまうと、これに応じて挟圧力を低減し過ぎることになって、無端伝動部材の滑りを生じる虞がある一方、少なめに見積もった場合には挟圧力を十分に低減できず、損失低減効果が低くなってしまう。 By the way, in order to reduce the clamping pressure as much as possible, it is necessary to accurately determine how much the driving load of the hydraulic pump is increased during the shift operation of the CVT. If the drive load increment is overestimated, the pinching pressure will be excessively reduced accordingly, which may cause slippage of the endless transmission member. Therefore, the loss reduction effect becomes low.

この点について前記のＣＶＴでは、前記油圧ポンプの駆動負荷を、油圧および回転数を変数とする関数（以下、駆動負荷関数という）として表し、その変動量（駆動負荷の増分）を、油圧の変化による駆動負荷の変動分と、回転数の変化による駆動負荷の変動分とを合算して算出するようにしており、これにより無端伝動部材の挟圧力を制御することで、その滑りを生じることなく、十分な損失低減効果が得られる。 With regard to this point , in the CVT, the driving load of the hydraulic pump is expressed as a function (hereinafter referred to as a driving load function) with the hydraulic pressure and the rotational speed as variables, and the fluctuation amount (increment of the driving load ) is expressed as a change in hydraulic pressure. It is calculated by adding the fluctuation amount of the driving load due to the fluctuation of the driving load and the fluctuation amount of the driving load due to the change in the rotational speed. By controlling the clamping force of the endless transmission member, the slippage does not occur. A sufficient loss reduction effect can be obtained .

また、前記油圧の変化による駆動負荷の変動分は、前記駆動負荷関数の油圧による偏微分係数値と、油圧の変化量との積として算出するようにし、同様に前記回転数の変化による駆動負荷の変動分は、前記駆動負荷関数の回転数による偏微分係数値と、回転数の変化量との積として算出するようにしている。 Further, variation in the driving load caused by the oil pressure of the change, a partial differential coefficient value by the hydraulic pressure of the driving load function, calculated as the product of the hydraulic pressure of the variation, similarly driven load by the rotation speed of the change variation of is calculated as the product of the partial differential coefficient and numerical, the rotation speed of the change amount of the rotational speed of the driving load function.

その場合に、前記駆動負荷関数の油圧や回転数による偏微分係数値を数値微分によって求めるようにすれば、駆動負荷関数を油圧制御回路の数式モデルから導出する必要がない。例えば、前述した従来技術においてポンプ駆動ロスを求めるための制御マップと同様に、油圧ポンプの駆動負荷をその動作状態（油圧および回転数）に対応づけて設定したマップを作成しておいて、このマップ上の或る動作点における駆動負荷の差分値を偏微分係数値として近似すればよい。 In this case, if the partial differential coefficient value based on the hydraulic pressure or the rotational speed of the drive load function is obtained by numerical differentiation, it is not necessary to derive the drive load function from the mathematical model of the hydraulic control circuit. For example, in the same manner as the control map for determining the pump drive loss in the above-described prior art, a map in which the drive load of the hydraulic pump is set in correspondence with the operation state (hydraulic pressure and rotation speed) is created. What is necessary is just to approximate the difference value of the driving load at a certain operating point on the map as a partial differential coefficient value.

以上、説明したように本発明に係る無段変速機（ＣＶＴ）の制御装置によると、車両の動力源からの入力トルクの大きさに応じて、ベルトなど無端伝動部材の挟圧力を制御する場合に、変速動作のための油圧ポンプの駆動負荷変動も加味することによって、入力トルクを従来よりも正確に推定することが可能になり、これにより、挟圧力を従来より一層、低減してＣＶＴの動力損失を低減できる。 As described above, according to the control device for a continuously variable transmission (CVT) according to the present invention, the clamping pressure of an endless transmission member such as a belt is controlled in accordance with the magnitude of input torque from the power source of the vehicle. In addition, it is possible to estimate the input torque more accurately than before by taking into account the drive load fluctuation of the hydraulic pump for shifting operation, thereby reducing the pinching pressure further and reducing the CVT. Power loss can be reduced.

本発明を適用する車両のパワートレインの一例を示す概略構成図である。It is a schematic block diagram which shows an example of the power train of the vehicle to which this invention is applied. 油圧制御回路の変速比制御部および挟圧力制御部の回路構成図である。It is a circuit block diagram of the gear ratio control part of a hydraulic control circuit, and a clamping pressure control part. ＣＶＴの変速比制御マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the transmission ratio control map of CVT. オイルポンプの駆動負荷（駆動ロス）をライン圧およびエンジン回転数に対応づけて設定したポンプ駆動ロスのマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map of the pump drive loss which set the drive load (drive loss) of the oil pump corresponding to the line pressure and the engine speed. 管路を流れる作動油にかかっている力を示す説明図であり、（ａ）は定常流れの場合を、（ｂ）は非定常流れの場合をそれぞれ示す。It is explanatory drawing which shows the force concerning the hydraulic oil which flows through a pipe line, (a) shows the case of a steady flow, (b) shows the case of an unsteady flow, respectively. 変速動作中のベルト挟圧力の制御の流れの一例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows an example of the flow of control of the belt clamping pressure during gear shifting operation. 駆動負荷関数のライン圧による偏微分係数値を予め算出し設定したマップの一例を示すイメージ図である。It is an image figure which shows an example of the map which computed and set the partial differential coefficient value by the line pressure of a drive load function previously. エンジン回転数による偏微分係数値を設定したマップの図７相当図である。FIG. 8 is a diagram corresponding to FIG. 7 of a map in which partial differential coefficient values according to engine speed are set. 走行試験の際のエンジンの運転状態の分布を表すデータ図である。It is a data figure showing distribution of the operating state of the engine in the case of a run test.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。一例として本実施形態では、図１に概略を示すように車両に横置きに搭載されたパワートレインに本発明を適用した場合について説明する。なお、本実施形態の記載はあくまで例示に過ぎず、本発明の構成や用途などについても限定するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. As an example, in the present embodiment, a case will be described in which the present invention is applied to a power train mounted horizontally on a vehicle as schematically shown in FIG. Note that the description of the present embodiment is merely an example, and the configuration and application of the present invention are not limited.

（パワートレインの概略構成）
図１には概略的に示すように、本実施形態のパワートレインは、走行用の動力源であるエンジン１、トルクコンバータ２、前後進切換機構３、無段変速機構４、減速歯車機構５、差動歯車機構６などを備えている。エンジン１のクランクシャフト１１はトルクコンバータ２に連結されており、その出力がトルクコンバータ２から前後進切換機構３、無段変速機構４および減速歯車機構５を介して差動歯車機構６に伝達され、左右の駆動輪７へ分配される。 (Schematic configuration of powertrain)
As schematically shown in FIG. 1, the power train of this embodiment includes an engine 1, which is a power source for traveling, a torque converter 2, a forward / reverse switching mechanism 3, a continuously variable transmission mechanism 4, a reduction gear mechanism 5, A differential gear mechanism 6 and the like are provided. The crankshaft 11 of the engine 1 is connected to the torque converter 2, and the output is transmitted from the torque converter 2 to the differential gear mechanism 6 via the forward / reverse switching mechanism 3, the continuously variable transmission mechanism 4 and the reduction gear mechanism 5. The left and right drive wheels 7 are distributed.

エンジン１は一例として多気筒ガソリンエンジンであって、エンジン回転数ｎｅを算出するためのエンジン回転数センサ１０１を備えている。また、図示の例では、エンジン１の吸気量を調整するスロットルバルブ１２は、スロットルモータ１３によって動作されるものであって、その開度（スロットル開度Ｔｈ）は、目標吸気量が得られるようにＥＣＵ（Electronic Control Unit）８によって制御される。なお、スロットル開度Ｔｈはスロットル開度センサ１０２によって検出される。 The engine 1 is a multi-cylinder gasoline engine as an example, and includes an engine speed sensor 101 for calculating the engine speed ne. Further, in the illustrated example, the throttle valve 12 that adjusts the intake air amount of the engine 1 is operated by the throttle motor 13, and the opening degree (throttle opening degree Th) is such that the target intake air amount can be obtained. It is controlled by an ECU (Electronic Control Unit) 8. The throttle opening degree Th is detected by a throttle opening degree sensor 102.

−トルクコンバータ−
トルクコンバータ２は、入力側のポンプインペラ２１と、出力側のタービンランナ２２と、トルク増幅機能を発現するステータ２３と、ワンウェイクラッチ２４とを備えており、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２との間で作動油（ＡＴＦ）によって動力伝達を行う。ポンプインペラ２１はエンジン１のクランクシャフト１１に連結されており、一方、タービンランナ２２はタービンシャフト２５を介して前後進切換機構３に連結されている。 -Torque converter-
The torque converter 2 includes an input-side pump impeller 21, an output-side turbine runner 22, a stator 23 that develops a torque amplification function, and a one-way clutch 24, and is provided between the pump impeller 21 and the turbine runner 22. Power is transmitted by hydraulic oil (ATF). The pump impeller 21 is connected to the crankshaft 11 of the engine 1, while the turbine runner 22 is connected to the forward / reverse switching mechanism 3 via the turbine shaft 25.

また、トルクコンバータ２は、その入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチ２６も備えている。ロックアップクラッチ２６は、係合側油室内の油圧と解放側油室内の油圧との差圧（ロックアップ差圧）を制御することによって、完全係合、半係合（スリップ状態での係合）または解放のいずれかの状態に切り替えられる。 The torque converter 2 also includes a lockup clutch 26 that directly connects the input side and the output side thereof. The lock-up clutch 26 controls the differential pressure (lock-up differential pressure) between the hydraulic pressure in the engagement-side oil chamber and the hydraulic pressure in the release-side oil chamber, thereby enabling full engagement and half-engagement (engagement in the slip state). ) Or released state.

そして、ロックアップクラッチ２６の解放状態では、前記のように作動油（ＡＴＦ）によってポンプインペラ２１からタービンランナ２２に動力が伝達されるが、タービンランナ２２の回転数（タービン回転数Ｎｔ）がポンプインペラ２１の回転数（エンジン回転数ｎｅと同じ）よりも低い状態では、その回転差に応じてタービンシャフト２５への出力トルクが増幅される。 In the released state of the lock-up clutch 26, power is transmitted from the pump impeller 21 to the turbine runner 22 by the hydraulic oil (ATF) as described above, but the rotational speed of the turbine runner 22 (turbine rotational speed Nt) is pumped. In a state lower than the rotational speed of the impeller 21 (same as the engine rotational speed ne), the output torque to the turbine shaft 25 is amplified according to the rotational difference.

図示の例ではトルクコンバータ２に、ポンプインペラ２１に連結されて駆動される機械式のオイルポンプ９（油圧ポンプ）が設けられている。このオイルポンプ９は、例えばギヤポンプ、ベーンポンプなどであり、ポンプインペラ２１を介してエンジン１のクランクシャフト１１によって駆動され（このためオイルポンプ９の回転数はエンジン回転数ｎｅになる）、後述するように油圧制御回路２０にも作動油を供給する。 In the illustrated example, the torque converter 2 is provided with a mechanical oil pump 9 (hydraulic pump) that is connected to and driven by a pump impeller 21. The oil pump 9 is, for example, a gear pump or a vane pump, and is driven by the crankshaft 11 of the engine 1 via the pump impeller 21 (therefore, the rotational speed of the oil pump 9 becomes the engine rotational speed ne), which will be described later. The hydraulic oil is also supplied to the hydraulic control circuit 20.

−前後進切換機構−
前後進切換機構３は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構３０、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車機構３０のサンギヤ３１はトルクコンバータ２のタービンシャフト２５に連結されており、前進用クラッチＣ１の近傍にはタービンシャフト２５の回転数を検出するタービン回転数センサ１０４が配置されている。一方、遊星歯車機構３０のキャリア３３は無段変速機構４の入力軸４０に連結されている。 -Forward / reverse switching mechanism-
The forward / reverse switching mechanism 3 includes a double pinion planetary gear mechanism 30, a forward clutch C1, and a reverse brake B1. The sun gear 31 of the planetary gear mechanism 30 is connected to the turbine shaft 25 of the torque converter 2, and a turbine rotation speed sensor 104 that detects the rotation speed of the turbine shaft 25 is disposed in the vicinity of the forward clutch C1. On the other hand, the carrier 33 of the planetary gear mechanism 30 is connected to the input shaft 40 of the continuously variable transmission mechanism 4.

そして、前記キャリア３３とサンギヤ３１とが前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ３２は後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。すなわち、前進用クラッチＣ１が係合され、後進用ブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切換機構３が一体に回転するようになって前進用動力伝達経路が成立し、この状態で、前進方向の駆動力が無段変速機構４側へ伝達される。 The carrier 33 and the sun gear 31 are selectively connected via the forward clutch C1, and the ring gear 32 is selectively fixed to the housing via the reverse brake B1. That is, when the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching mechanism 3 rotates integrally to establish a forward power transmission path. The driving force in the direction is transmitted to the continuously variable transmission mechanism 4 side.

一方、後進用ブレーキＢ１が係合され、前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換機構３によって後進用動力伝達経路が成立する。この状態で、入力軸４０はタービンシャフト２５に対して逆方向へ回転し、この後進方向の駆動力が無段変速機構４側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１がともに解放されると、前後進切換機構３は動力伝達を遮断するニュートラル状態になる。 On the other hand, when the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the reverse drive mechanism is established by the forward / reverse switching mechanism 3. In this state, the input shaft 40 rotates in the reverse direction with respect to the turbine shaft 25, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission mechanism 4 side. Further, when both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching mechanism 3 enters a neutral state in which power transmission is interrupted.

−無段変速機構−
本実施形態の無段変速機構４は、前記のトルクコンバータ２および前後進切換機構３を介してエンジン１から入力する回転を、無段階に変速して出力可能なベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）であり、以下ではＣＶＴ４という。このＣＶＴ４は、入力側（駆動側）のプライマリプーリ４１、出力側（従動側）のセカンダリプーリ４２、および、これらプライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２との間に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト４３（無端伝動部材：チェーン式ベルトも含む）などを備えている。 -Continuously variable transmission mechanism-
The continuously variable transmission mechanism 4 of the present embodiment is a belt type continuously variable transmission (stepless transmission) that can output the rotation input from the engine 1 via the torque converter 2 and the forward / reverse switching mechanism 3 in a stepless manner. CVT: Continuously Variable Transmission), hereinafter referred to as CVT4. The CVT 4 includes an input side (drive side) primary pulley 41, an output side (driven side) secondary pulley 42, and a metal transmission belt 43 wound between the primary pulley 41 and the secondary pulley 42. (Endless transmission member: including a chain belt).

プライマリプーリ４１の近傍にはプライマリプーリ回転数センサ１０５が配置されている。このプライマリプーリ回転数センサ１０５の出力信号から、ＣＶＴ４の入力軸回転数Ｎｉｎを算出することができる。また、セカンダリプーリ４２の近傍にはセカンダリプーリ回転数センサ１０６が配置されており、その出力信号からＣＶＴ４の出力軸回転数Ｎｏｕｔを算出することができる。この出力軸回転数Ｎｏｕｔから車速ｓｐｄを算出することができる。 A primary pulley rotation speed sensor 105 is disposed in the vicinity of the primary pulley 41. From the output signal of the primary pulley rotation speed sensor 105, the input shaft rotation speed Nin of the CVT 4 can be calculated. Further, a secondary pulley rotational speed sensor 106 is disposed in the vicinity of the secondary pulley 42, and the output shaft rotational speed Nout of the CVT 4 can be calculated from the output signal. The vehicle speed spd can be calculated from the output shaft speed Nout.

詳しくはプライマリプーリ４１は、入力軸４０に固定された固定シーブ４１１と、入力軸４０に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４１２とを備えている。そして、可動シーブ４１２側に配設された油圧アクチュエータ４１３によって、固定シーブ４１１と可動シーブ４１２との間のＶ溝幅を変更することで、伝動ベルト４３の巻き掛け径（有効径）が変更されるようになっている。 Specifically, the primary pulley 41 includes a fixed sheave 411 that is fixed to the input shaft 40 and a movable sheave 412 that is disposed on the input shaft 40 so as to be slidable only in the axial direction. Then, the winding diameter (effective diameter) of the transmission belt 43 is changed by changing the V groove width between the fixed sheave 411 and the movable sheave 412 by the hydraulic actuator 413 disposed on the movable sheave 412 side. It has become so.

同様にセカンダリプーリ４２も、出力軸４４に固定された固定シーブ４２１と、出力軸４４に軸方向に摺動可能に配設された可動シーブ４２２とを備えており、可動シーブ４２２側に配設された油圧アクチュエータ４２３によって固定シーブ４２１と可動シーブ４２２との間のＶ溝幅を変更することで、伝動ベルト４３の巻き掛け径（有効径）が変更されるようになっている。 Similarly, the secondary pulley 42 also includes a fixed sheave 421 that is fixed to the output shaft 44 and a movable sheave 422 that is slidably disposed on the output shaft 44 in the axial direction, and is disposed on the movable sheave 422 side. By changing the width of the V-groove between the fixed sheave 421 and the movable sheave 422 by the hydraulic actuator 423, the winding diameter (effective diameter) of the transmission belt 43 is changed.

そして、前記プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３を制御して、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２のそれぞれのＶ溝幅を変更することによって、両プーリ４１，４２の有効径を連続的に変化させて、変速比γを連続的に変化させることができる。なお、変速比γは、γ＝入力軸回転数Ｎｉｎ／出力軸回転数Ｎｏｕｔと定義され、例えばプライマリプーリ４１の有効径が大きくなり、セカンダリプーリ４２の有効形が小さくなるとき（アップシフト）に、変速比γは小さくなる。 Then, by controlling the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 and changing the V groove width of each of the primary pulley 41 and the secondary pulley 42, the effective diameters of both the pulleys 41 and 42 are continuously changed, The speed ratio γ can be continuously changed. The gear ratio γ is defined as γ = input shaft rotational speed Nin / output shaft rotational speed Nout. For example, when the effective diameter of the primary pulley 41 increases and the effective form of the secondary pulley 42 decreases (upshift). The gear ratio γ becomes small.

そうしてプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３を制御して、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２のそれぞれの有効径を変化させる際に、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３は、伝動ベルト４３の滑りが発生しないように所定の挟圧力を発生する。すなわち、詳しくは後述するようにＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎなどに応じてベルト挟圧力が決定され、このベルト挟圧力を発生するように油圧アクチュエータ４２３が制御される。 Thus, when the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 is controlled to change the effective diameters of the primary pulley 41 and the secondary pulley 42, the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 does not slip the transmission belt 43. Thus, a predetermined clamping pressure is generated. That is, as will be described in detail later, the belt clamping pressure is determined according to the input torque Tin to the CVT 4, and the hydraulic actuator 423 is controlled to generate this belt clamping pressure.

（油圧制御回路）
次に、前記トルクコンバータ２、前後進切換機構３およびＣＶＴ４などを制御する油圧制御回路２０について説明する。本実施形態の油圧制御回路２０は、前記のようにＣＶＴ４の変速比γを変更する際に、主にプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御する変速比制御部２０ａと、主にセカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧を制御する挟圧力制御部２０ｂとを備えている。なお、油圧制御回路２０は、図１には示さないが、ライン圧の制御やロックアップクラッチ２６の係合および解放のための油圧制御、および、前後進切換機構３の前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合および解放のための油圧制御も行うように構成されている。 (Hydraulic control circuit)
Next, the hydraulic control circuit 20 that controls the torque converter 2, the forward / reverse switching mechanism 3, the CVT 4 and the like will be described. The hydraulic control circuit 20 of the present embodiment includes a transmission ratio control unit 20a that mainly controls the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 and a secondary pulley mainly when changing the transmission ratio γ of the CVT 4 as described above. And a clamping pressure control unit 20b that controls the hydraulic pressure of the hydraulic actuators 423. Although not shown in FIG. 1, the hydraulic control circuit 20 controls the hydraulic pressure for controlling the line pressure and engaging and releasing the lockup clutch 26, and the forward clutch C1 and the reverse drive of the forward / reverse switching mechanism 3. The hydraulic control for engaging and releasing the brake B1 is also performed.

詳しくは図２に示すように油圧制御回路２０は、プライマリレギュレータバルブ２０１、セレクトバルブ２０２、ライン圧モジュレータバルブ２０３、ソレノイドモジュレータバルブ２０４、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６、変速コントロールバルブ２０７、および、ベルト挟圧力コントロールバルブ２０８などを備えている。 Specifically, as shown in FIG. 2, the hydraulic control circuit 20 includes a primary regulator valve 201, a select valve 202, a line pressure modulator valve 203, a solenoid modulator valve 204, a linear solenoid valve (SLP) 205, a linear solenoid valve (SLS) 206, A shift control valve 207 and a belt clamping pressure control valve 208 are provided.

なお、油圧制御回路２０には、前記したようにエンジン１からの駆動力によって駆動される機械式オイルポンプ９の他に、電動機９１を動力源とする電動オイルポンプ９０が備えられている。電動オイルポンプ９０は機械式オイルポンプ９と並列に配設されており、例えばエンジン１のアイドルストップの際に動作する。 The hydraulic control circuit 20 is provided with an electric oil pump 90 using the electric motor 91 as a power source in addition to the mechanical oil pump 9 driven by the driving force from the engine 1 as described above. The electric oil pump 90 is disposed in parallel with the mechanical oil pump 9 and operates, for example, when the engine 1 is idle stopped.

この油圧制御回路２０においては、まず、機械式オイルポンプ９（アイドルストップ時は電動オイルポンプ９０）により生成された油圧が、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ２０１により調圧されてライン圧ＰＬとなる。一例としてプライマリレギュレータバルブ２０１には、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６から出力される制御油圧がセレクトバルブ２０２を介して供給され、その制御油圧をパイロット圧として作動するようになっている。 In this hydraulic pressure control circuit 20, first, the hydraulic pressure generated by the mechanical oil pump 9 (electric oil pump 90 at the time of idling stop) is regulated by, for example, a relief type primary regulator valve 201 to become the line pressure PL. . As an example, the primary regulator valve 201 is supplied with a control hydraulic pressure output from a linear solenoid valve (SLS) 206 via a select valve 202, and operates with the control hydraulic pressure as a pilot pressure.

そうしてプライマリレギュレータバルブ２０１により調圧されたライン圧ＰＬは、ライン圧モジュレータバルブ２０３に供給されて一段、低いモジュレートライン圧ＬＰＭ２に調圧される他に、変速コントロールバルブ２０７およびベルト挟圧力コントロールバルブ２０８には、そのままライン圧ＰＬとして供給される。変速コントロールバルブ２０７およびベルト挟圧力コントロールバルブ２０８については後述する。 Thus, the line pressure PL regulated by the primary regulator valve 201 is supplied to the line pressure modulator valve 203 to be regulated to the lower modulated line pressure LPM2 in addition to the shift control valve 207 and the belt clamping pressure. The control valve 208 is supplied as it is as the line pressure PL. The shift control valve 207 and the belt clamping pressure control valve 208 will be described later.

一方、ライン圧モジュレータバルブ２０３によって調圧されたモジュレートライン圧ＬＰＭ２は、図２に示すようにソレノイドモジュレータバルブ２０４、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６に供給される。ソレノイドモジュレータバルブ２０４は、モジュレートライン圧ＬＰＭ２をさらに低圧のモジュレータ油圧ＰＳＭに調圧し、変速コントロールバルブ２０７およびベルト挟圧力コントロールバルブ２０８などに供給する。 On the other hand, the modulated line pressure LPM2 regulated by the line pressure modulator valve 203 is supplied to a solenoid modulator valve 204, a linear solenoid valve (SLP) 205, and a linear solenoid valve (SLS) 206 as shown in FIG. The solenoid modulator valve 204 regulates the modulated line pressure LPM2 to a lower modulator hydraulic pressure PSM and supplies it to the shift control valve 207, the belt clamping pressure control valve 208, and the like.

また、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６は、図の例ではノーマルオープンタイプの電磁ソレノイドバルブであって（ノーマルクローズタイプであってもよい）、それぞれ、ＥＣＵ８から送信される制御信号のデューティ比に応じて作動されて、モジュレートライン圧ＬＰＭ２を元圧とする制御油圧を出力する。 In addition, the linear solenoid valve (SLP) 205 and the linear solenoid valve (SLS) 206 are normally open type electromagnetic solenoid valves (may be normally closed type) in the illustrated example, and are respectively transmitted from the ECU 8. The control oil pressure is output according to the duty ratio of the control signal to output the control oil pressure using the modulated line pressure LPM2 as a source pressure.

こうして出力される制御油圧は、以下に説明するように変速コントロールバルブ２０７に供給されて、ＣＶＴ４の変速比制御に供されるとともに、ベルト挟圧力コントロールバルブ２０８に供給されて、挟圧力制御に供される。また、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧は、上述したようにプライマリレギュレータバルブ２０１にも供給される。 The control hydraulic pressure output in this way is supplied to the transmission control valve 207 as described below, and is supplied to the transmission ratio control of the CVT 4 and is supplied to the belt clamping pressure control valve 208 to be used for clamping pressure control. Is done. The control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 is also supplied to the primary regulator valve 201 as described above.

−変速比制御部−
次に、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御する変速比制御部２０ａについて詳細に説明する。図２示すようにＣＶＴ４のプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３（以下、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３ともいう）には、その油圧を制御する変速コントロールバルブ２０７が接続されている。 -Gear ratio control unit-
Next, the gear ratio control unit 20a that controls the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 will be described in detail. As shown in FIG. 2, a shift control valve 207 for controlling the hydraulic pressure is connected to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 of the CVT 4 (hereinafter also referred to as the primary hydraulic actuator 413).

変速コントロールバルブ２０７は、一例として円筒状のスプール弁からなり、軸方向に移動可能なスプール２７１を備えていて、その一端側（図２の下端側）には、圧縮コイルばね２７２が圧縮状態で配置されているとともに、制御油圧ポート２７３が設けられている。この制御油圧ポート２７３には、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が印加される。 The speed change control valve 207 includes a cylindrical spool valve as an example, and includes a spool 271 that is movable in the axial direction. A compression coil spring 272 is in a compressed state at one end (the lower end in FIG. 2). A control hydraulic pressure port 273 is provided. A control hydraulic pressure from a linear solenoid valve (SLP) 205 is applied to the control hydraulic pressure port 273.

また、変速コントロールバルブ２０７には、ライン圧ＰＬが供給される入力ポート２７４、および、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３に接続される出力ポート２７５が設けられている。そして、変速コントロールバルブ２０７は、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５から出力される制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧し、出力ポート２７５からプライマリ側油圧アクチュエータ４１３へ供給する。 Further, the transmission control valve 207 is provided with an input port 274 to which the line pressure PL is supplied and an output port 275 connected to the primary side hydraulic actuator 413. The shift control valve 207 regulates the line pressure PL using the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLP) 205 as a pilot pressure, and supplies the pressure to the primary hydraulic actuator 413 from the output port 275.

つまり、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧に応じて調圧された変速コントロールバルブ２０７の出力油圧が、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３に供給される。これにより、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３の油圧Ｐｉｎ（以下、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎともいう）が調圧され、ＣＶＴ４の変速比γが制御される。 That is, the output hydraulic pressure of the shift control valve 207 adjusted according to the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 is supplied to the primary hydraulic actuator 413. As a result, the oil pressure Pin of the primary hydraulic actuator 413 (hereinafter also referred to as primary sheave oil pressure Pin) is regulated, and the gear ratio γ of the CVT 4 is controlled.

具体的には、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が増大すると、変速コントロールバルブ２０７のスプール２７１が図２の上側に変位して出力油圧が増大し、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎも増大する。その結果、プライマリプーリ４１のＶ溝幅が狭くなって、変速比γが小さくなる（アップシフト）。 Specifically, when the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 increases while a predetermined hydraulic pressure is being supplied to the primary hydraulic actuator 413, the spool 271 of the shift control valve 207 is moved upward in FIG. Displacement increases the output hydraulic pressure, and the primary sheave hydraulic pressure Pin also increases. As a result, the V groove width of the primary pulley 41 becomes narrower, and the speed ratio γ becomes smaller (upshift).

反対にリニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が低下すれば、変速コントロールバルブ２０７のスプール２７１は図２の下側に変位して出力油圧が低下し、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎも低下する。これによりプライマリプーリ４１のＶ溝幅が広くなって、変速比γが大きくなる（ダウンシフト）。 On the other hand, if the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 decreases, the spool 271 of the shift control valve 207 is displaced downward in FIG. 2 and the output hydraulic pressure decreases, and the primary sheave hydraulic pressure Pin also decreases. As a result, the V-groove width of the primary pulley 41 is increased, and the gear ratio γ is increased (downshift).

前記のような変速比制御部２０ａの制御はＥＣＵ８によって行われる。すなわち、例えば後述する制御マップ（図３参照）に従って、ＥＣＵ８によりＣＶＴ４の目標変速比（本例では目標入力回転数Ｎｉｎｔ）が算出され、この目標変速比と実際の変速比γとの偏差に応じて制御信号が生成される。この制御信号を受けて前記のようにリニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が調圧され、ＣＶＴ４のプライマリシーブ油圧Ｐｉｎが制御される。 The control of the gear ratio control unit 20a as described above is performed by the ECU 8. That is, for example, according to a control map (see FIG. 3) to be described later, the ECU 8 calculates the target gear ratio of the CVT 4 (in this example, the target input speed Nint), and according to the deviation between the target gear ratio and the actual gear ratio γ. A control signal is generated. In response to this control signal, the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 is regulated as described above, and the primary sheave hydraulic pressure Pin of the CVT 4 is controlled.

−挟圧力制御部−
次に、前記変速比制御部２０ａと同様に挟圧力制御部２０ｂについて詳細に説明すると、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３（以下、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３ともいう）には、その油圧を制御するためにベルト挟圧力コントロールバルブ２０８が接続されている。 -Pinch pressure control part-
Next, the clamping pressure control unit 20b will be described in detail in the same manner as the gear ratio control unit 20a. The hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 (hereinafter also referred to as the secondary hydraulic actuator 423) controls its hydraulic pressure. A belt clamping pressure control valve 208 is connected to the belt.

このベルト挟圧力コントロールバルブ２０８も前記変速コントロールバルブ２０７と同じくスプール弁からなり、軸方向に移動可能なスプール２８１を備えていて、その一端側（図２の下端側）には、圧縮コイルばね２８２が圧縮状態で配置されているとともに、制御油圧ポート２８３が設けられている。この制御油圧ポート２８３に前記のリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が印加される。 The belt clamping pressure control valve 208 is also formed of a spool valve similar to the speed change control valve 207, and includes a spool 281 that is movable in the axial direction. A compression coil spring 282 is provided on one end side (lower end side in FIG. 2). Are arranged in a compressed state, and a control hydraulic pressure port 283 is provided. The control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 is applied to the control hydraulic pressure port 283.

また、ベルト挟圧力コントロールバルブ２０８には、ライン圧ＰＬの供給される入力ポート２８４、および、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に接続される出力ポート２８５が形成されている。そして、ベルト挟圧力コントロールバルブ２０８は、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６が出力する制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧し、出力ポート２８５からセカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に供給する。 Further, the belt clamping pressure control valve 208 is formed with an input port 284 to which the line pressure PL is supplied and an output port 285 connected to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42. The belt clamping pressure control valve 208 regulates the line pressure PL using the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 206 as a pilot pressure, and supplies the pressure to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 from the output port 285.

つまり、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧に応じて調圧されたベルト挟圧力コントロールバルブ２０８の出力油圧が、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３に供給され、これにより、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の油圧Ｐｄ（以下、セカンダリシーブ油圧Ｐｄともいう）が調圧されて、ＣＶＴ４のベルト挟圧力が制御される。 In other words, the output hydraulic pressure of the belt clamping pressure control valve 208 adjusted in accordance with the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 is supplied to the secondary hydraulic actuator 423, thereby the hydraulic pressure of the secondary hydraulic actuator 423. Pd (hereinafter also referred to as secondary sheave oil pressure Pd) is regulated to control the belt clamping pressure of CVT 4.

具体的には、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が増大すると、ベルト挟圧力コントロールバルブ２０８のスプール２８１が図２の上側に変位して出力油圧Ｐｄが増大し、セカンダリシーブ油圧Ｐｄも増大する。これによりベルト挟圧力も増大する。反対にリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が低下すれば、ベルト挟圧力コントロールバルブ２０８のスプール２８１は図２の下側に変位し、セカンダリシーブ油圧Ｐｄが低下する結果としてベルト挟圧力が低減される。 Specifically, when the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 increases while a predetermined hydraulic pressure is being supplied to the secondary hydraulic actuator 423, the spool 281 of the belt clamping pressure control valve 208 is shown in FIG. Displacement to the upper side increases the output hydraulic pressure Pd, and the secondary sheave hydraulic pressure Pd also increases. This also increases the belt clamping pressure. On the other hand, if the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 decreases, the spool 281 of the belt clamping pressure control valve 208 is displaced downward in FIG. 2, and the belt sheave pressure Pd decreases as a result of the secondary sheave hydraulic pressure Pd decreasing. Reduced.

前記のような挟圧力制御部２０ｂの制御はＥＣＵ８によって行われる。すなわち、一例としては後述する演算式に従ってＥＣＵ８により、所要のベルト挟圧力を得るためのセカンダリシーブ油圧Ｐｄの目標値（ベルト挟圧指示値Ｐｄｉ）が算出され、この目標油圧を出力するようにリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６が制御される。これにより、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の油圧Ｐｄを前記のように好適に制御することができる。 The control of the clamping pressure control unit 20b as described above is performed by the ECU 8. That is, as an example, the ECU 8 calculates the target value (belt clamping pressure command value Pdi) of the secondary sheave hydraulic pressure Pd for obtaining a required belt clamping pressure according to an arithmetic expression described later, and linearly outputs the target hydraulic pressure. A solenoid valve (SLS) 206 is controlled. Thereby, the hydraulic pressure Pd of the secondary side hydraulic actuator 423 can be suitably controlled as described above.

なお、前記の如くプライマリシーブ油圧Ｐｉｎとセカンダリシーブ油圧Ｐｄとを独立に制御する場合には、推力比τ（τ＝［セカンダリシーブ油圧Ｐｄ×セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の受圧面積Ａｏｕｔ］／［プライマリシーブ油圧Ｐｉｎ×プライマリ側油圧アクチュエータ４１３の受圧面積Ａｉｎ］）を保持できるよう、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎおよびセカンダリシーブ油圧Ｐｄを制御している。 When the primary sheave oil pressure Pin and the secondary sheave oil pressure Pd are controlled independently as described above, the thrust ratio τ (τ = [secondary sheave oil pressure Pd × pressure receiving area Aout of the secondary side hydraulic actuator 423] / [primary sheave]. The primary sheave oil pressure Pin and the secondary sheave oil pressure Pd are controlled so that the hydraulic pressure Pin × the pressure receiving area Ain of the primary hydraulic actuator 413 can be maintained.

前述した油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａおよび挟圧力制御部２０ｂによる制御は、それぞれＥＣＵ８からの制御信号を受けて各制御部２０ａ，２０ｂのリニアソレノイドバルブ２０７，２０８が前記の如く動作し、ＣＶＴ４の油圧アクチュエータ４１３，４２３などの油圧を好適に制御することで、実現する。つまり、本実施形態では、ＥＣＵ８によって後述のように実行される所定のプログラムと、油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂによって、本発明に係る無段変速機の制御装置が構成されている。 The above-described control by the transmission ratio control unit 20a and the clamping pressure control unit 20b of the hydraulic control circuit 20 receives the control signals from the ECU 8, and the linear solenoid valves 207 and 208 of the control units 20a and 20b operate as described above. This is realized by suitably controlling the hydraulic pressure of the hydraulic actuators 413 and 423 of the CVT 4. That is, in the present embodiment, the control device for the continuously variable transmission according to the present invention is configured by a predetermined program executed by the ECU 8 as described later and the clamping pressure control unit 20b of the hydraulic control circuit 20.

（ＥＣＵ）
ＥＣＵ８は、図示は省略するが、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＯＭ（Read Only Memory）、ＲＡＭ（Random Access Memory）およびバックアップＲＡＭなどを備えた公知のものである。ＣＰＵは、ＲＯＭに記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて各種の演算処理を実行する。また、ＲＡＭは、ＣＰＵでの演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶し、バックアップＲＡＭは、例えばエンジン１の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する。 (ECU)
Although not shown in the figure, the ECU 8 is a known unit including a CPU (Central Processing Unit), a ROM (Read Only Memory), a RAM (Random Access Memory), a backup RAM, and the like. The CPU executes various arithmetic processes based on various control programs and maps stored in the ROM. In addition, the RAM temporarily stores calculation results from the CPU, data input from each sensor, and the like, and the backup RAM stores data to be saved when the engine 1 is stopped, for example.

そして、ＥＣＵ８の入力インターフェースには、図１に表れているエンジン回転数センサ１０１、スロットル開度センサ１０２、タービン回転数センサ１０４、プライマリプーリ回転数センサ１０５、セカンダリプーリ回転数センサ１０６等が接続されている。一方、出力インターフェースには、図１に表れているスロットルモータ１３や油圧制御回路２０の他に、エンジン１の燃料噴射装置や点火装置などが接続されており、ＥＣＵ８は、前記した各種のセンサの出力信号などに基づいて、エンジン１の制御、トルクコンバータ２の制御、前後進切換機構３の制御、ＣＶＴ４の制御等を実行する。 1 is connected to the input interface of the ECU 8 such as the engine speed sensor 101, the throttle opening sensor 102, the turbine speed sensor 104, the primary pulley speed sensor 105, the secondary pulley speed sensor 106, and the like. ing. On the other hand, in addition to the throttle motor 13 and hydraulic control circuit 20 shown in FIG. 1, the output interface is connected to a fuel injection device, an ignition device, and the like of the engine 1. Based on the output signal and the like, control of the engine 1, control of the torque converter 2, control of the forward / reverse switching mechanism 3, control of the CVT 4 and the like are executed.

例えばエンジン１の運転制御としては、スロットルモータ１３、燃料噴射装置、点火装置等に制御信号が出力されて、吸気量や燃料噴射量、点火時期などが制御される。トルクコンバータ２についてはロックアップクラッチ２６の係合および解放が制御され、前後進切換機構３については前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合および解放が制御される
そして、ＣＶＴ４の制御としてＥＣＵ８は、一例として図３に示す変速比制御マップを参照して目標回転数Ｎｉｎｔを算出し、実際の入力軸回転数Ｎｉｎが目標回転数Ｎｉｎｔになるように変速比γの制御を行う。ＥＣＵ８は、目標回転数Ｎｉｎｔの制御信号を油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａに出力し、上述したようにプライマリ側油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御して、ＣＶＴ４の変速比γを連続的に変更させる。 For example, as operation control of the engine 1, control signals are output to the throttle motor 13, the fuel injection device, the ignition device, and the like, and the intake air amount, fuel injection amount, ignition timing, and the like are controlled. Engagement and disengagement of the lockup clutch 26 is controlled for the torque converter 2, and engagement and disengagement of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are controlled for the forward / reverse switching mechanism 3. Then, the ECU 8 is controlled as CVT4. As an example, the target speed Nint is calculated with reference to the speed ratio control map shown in FIG. 3, and the speed ratio γ is controlled so that the actual input shaft speed Nin becomes the target speed Nint. The ECU 8 outputs a control signal for the target rotational speed Nint to the transmission ratio control unit 20a of the hydraulic control circuit 20, and controls the hydraulic pressure of the primary hydraulic actuator 413 as described above to continuously set the transmission ratio γ of the CVT 4. Change it.

前記図３の変速比制御マップは、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Ｔｈ（アクセル開度でもよい）および車速ｓｐｄをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した変速比γを設定したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。車速ｓｐｄは出力軸回転数Ｎｏｕｔに対応するため、制御マップにおいては目標変速比γとして、入力軸回転数Ｎｉｎの目標値である目標回転数Ｎｉｎｔを設定している。 The gear ratio control map of FIG. 3 previously sets a gear ratio γ adapted by experiments and simulations, etc., using the throttle opening degree Th (accelerator opening degree) and the vehicle speed spd corresponding to the driver's output request as parameters. Which is stored in the ROM of the ECU 8. Since the vehicle speed spd corresponds to the output shaft rotational speed Nout, the target rotational speed Nint that is the target value of the input shaft rotational speed Nin is set as the target speed ratio γ in the control map.

（ベルト挟圧力の制御）
前記のような変速比制御とともにＥＣＵ８は、以下に説明するように、ＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎなどに応じて、伝動ベルト４３の滑りを抑制するためのベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出し、これに相当する制御信号を油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂに出力する。具体的にはＥＣＵ８は、入力トルクＴｉｎに所定の安全率ＳＦを加えた上で、以下の（式１）によりベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出する。 (Control of belt clamping pressure)
As described below, the ECU 8 calculates the belt clamping pressure instruction value Pdi for suppressing the slippage of the transmission belt 43 according to the input torque Tin to the CVT 4 as described below. Is output to the clamping pressure control unit 20b of the hydraulic control circuit 20. Specifically, the ECU 8 adds a predetermined safety factor SF to the input torque Tin, and then calculates the belt clamping pressure instruction value Pdi by the following (Equation 1).

Ｐｄi ＝（Ｔin＋ＳＦ）×cosα／（２×μ×Ｒin×Ａout） … （式１）
なお、（式１）においてＲｉｎは、プライマリプーリ４１の有効径（伝動ベルト４３の巻き掛け半径）であって、変速比γの関数である。また、αは、プライマリプーリ４１およびセダンダリプーリ４２のシーブ角であり、μはプーリ４１，４２と伝動ベルト４３との間の摩擦係数である。Ａｏｕｔは上述したとおり、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の受圧面積である。 Pdi = (Tin + SF) × cos α / (2 × μ × Rin × Aout) (Formula 1)
In (Expression 1), Rin is the effective diameter of the primary pulley 41 (the winding radius of the transmission belt 43), and is a function of the speed ratio γ. Α is the sheave angle of the primary pulley 41 and the secondary pulley 42, and μ is a coefficient of friction between the pulleys 41, 42 and the transmission belt 43. Aout is the pressure receiving area of the secondary hydraulic actuator 423 as described above.

ここで、前記の演算に用いる入力トルクＴｉｎの大きさは、エンジン１の発生するトルク（以下、エンジントルクＴｅという）からオルタネータなどの補機やオイルポンプ９の駆動ロス分を減算した上で、前後進切換機構３などのイナーシャやトルクコンバータ２によるトルク増幅も考慮して推定される。すなわち、エンジントルクＴｅは、スロットル開度Ｔｈおよびエンジン回転数ｎｅに基づいてエンジン制御マップから算出される。 Here, the magnitude of the input torque Tin used for the above calculation is obtained by subtracting the driving loss of the auxiliary machine such as the alternator and the oil pump 9 from the torque generated by the engine 1 (hereinafter referred to as engine torque Te). It is estimated in consideration of inertia such as the forward / reverse switching mechanism 3 and torque amplification by the torque converter 2. That is, the engine torque Te is calculated from the engine control map based on the throttle opening degree Th and the engine speed ne.

なお、エンジン制御マップは周知のものであり、図示は省略するが、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Ｔｈ（アクセル開度でもよい）およびエンジン回転数ｎｅをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した目標エンジントルクを設定したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。 The engine control map is well known and is not shown in the drawings, but experiments and simulations are performed in advance using the throttle opening degree Th (accelerator opening degree) and the engine speed ne corresponding to the driver's output request as parameters. The target engine torque that is more suitable is set, and is stored in the ROM of the ECU 8.

また、エンジン１の補機やオイルポンプ９の駆動ロスについても、予めエンジン１やトルクコンバータ２、ＣＶＴ４などの動作状態に対応する駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションなどにより求めてマップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数ｎｅや油圧制御回路２０のライン圧ＰＬなどに基づいて、前記のマップを参照して駆動ロスを算出する。 In addition, for the driving loss of the auxiliary machine of the engine 1 and the oil pump 9, a map is prepared by previously obtaining the magnitude of the driving load corresponding to the operating state of the engine 1, the torque converter 2 and the CVT 4 by experiments and simulations. Keep it. Then, based on the engine speed ne during traveling of the vehicle, the line pressure PL of the hydraulic control circuit 20, and the like, the drive loss is calculated with reference to the map.

例えばオイルポンプ９の駆動負荷は、油圧制御回路２０における作動油圧の代表値、即ちライン圧ＰＬと、ポンプ回転数（本実施形態ではエンジン回転数ｎｅ）とによって概ね決まるので、一例を図４に示すように、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅに対応するポンプ駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションによって調べて、ポンプ駆動ロスのマップとして設定しておく。 For example, the driving load of the oil pump 9 is generally determined by the representative value of the operating hydraulic pressure in the hydraulic control circuit 20, that is, the line pressure PL, and the pump speed (in this embodiment, the engine speed ne). As shown, the magnitude of the pump drive load corresponding to the line pressure PL and the engine speed ne is examined by experiment and simulation, and set as a pump drive loss map.

この図４に示す例では、ポンプ駆動負荷Ｔ_lossが、エンジン回転数ｎｅの上昇に連れて緩やかに増大するとともに、ライン圧ＰＬの上昇に対してはより急な増大変化を示している。なお、オイルポンプ９の駆動負荷は、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅの他に油温によっても変化するので、ポンプ駆動ロスのマップは少なくとも未暖機および暖機後の二つ以上、用意する。 In the example shown in FIG. 4, the pump drive load T _loss gradually increases as the engine speed ne increases, and more rapidly changes as the line pressure PL increases. Since the driving load of the oil pump 9 varies depending on the oil temperature in addition to the line pressure PL and the engine speed ne, at least two pump driving loss maps are prepared after unwarmed and warmed up. .

（変速動作中のポンプ駆動負荷の変動）
ところで、前記図４のようなマップに設定してあるポンプ駆動ロス（ポンプ駆動負荷）は、ＣＶＴ４の変速比γが概ね一定の定常状態に対応するものである。ＣＶＴ４の変速比γが変化する変速動作中には、油圧制御回路２０の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、慣性抵抗や粘性損失が増大しており、その分、オイルポンプ９の駆動負荷は増大する。 (Fluctuations in pump drive load during gear shifting)
Incidentally, the pump drive loss (pump drive load) set in the map as shown in FIG. 4 corresponds to a steady state in which the speed ratio γ of the CVT 4 is substantially constant. During the speed change operation in which the speed ratio γ of the CVT 4 is changed, the flow rate of the hydraulic oil flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit 20 is increased, so that the inertia resistance and the viscosity loss are increased. The driving load increases.

このため変速動作中にはポンプ駆動ロスが増大し、その分はＣＶＴ４への入力トルクが低減されるので、伝動ベルト４３の滑りを抑えるために必要なベルト挟圧力は小さくなる。このことに着目して本実施形態では、変速動作中のオイルポンプ９の駆動ロス（駆動負荷）の変動も加味して、より正確に入力トルクＴｉｎを推定し、これに基づいて、より好適にベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出するようにしている。 For this reason, the pump driving loss increases during the speed change operation, and the input torque to the CVT 4 is reduced accordingly, so that the belt clamping pressure necessary for suppressing the slippage of the transmission belt 43 is reduced. In consideration of this, in the present embodiment, the input torque Tin is estimated more accurately in consideration of the fluctuation of the driving loss (driving load) of the oil pump 9 during the shift operation, and more preferably based on this. The belt clamping pressure instruction value Pdi is calculated.

以下に、まず、前記のポンプ駆動負荷の変動について説明すると、図５に模式的に示すように、管路を流れる作動油（非圧縮性の粘性流体）にかかっている力Ｆは、同図（ａ）に示す一次元の定常流れの場合は、流体を押し流す動圧ｆ₁（慣性抵抗分）、これに対する壁面抵抗ｆ₂（粘性損失分）とに分けて考えることができ、作動油の密度をρとし、流路の断面積をＡfとすれば以下の（式２）のように表される。 In the following, first, the fluctuation of the pump drive load will be described. As schematically shown in FIG. 5, the force F applied to the hydraulic oil (incompressible viscous fluid) flowing through the pipeline is shown in FIG. In the case of the one-dimensional steady flow shown in (a), it can be divided into the dynamic pressure f ₁ (inertia resistance) that pushes the fluid and the wall resistance f ₂ (viscosity loss) against this, If the density is ρ and the cross-sectional area of the flow path is Af, it is expressed as (Equation 2) below.

Ｆ＝ (ｆ₁ − ｆ₂)×Ａf
＝｛(１／２)ρｕ² − μ(∂ｕ／∂ｙ)｝×Ａf … （式２）
そして、ＣＶＴ４の変速動作中に流速ｕが高くなってｕ'になるときには、図５（ｂ）に示すように動圧ｆ₁も壁面抵抗ｆ₂も増大するので（ｆ₁→ｆ'₁、ｆ₂→ｆ'₂）、作動油にかかっている力の増分ｄＦは、以下の（式３）によって表される。この（式３）は、マクローリン展開して高次の項を無視すれば、以下の（式４）に近似される。 F = (f ₁ −f ₂ ) × Af
= {(1/2) ρu ² -μ (∂u / ∂y)} × Af (Formula 2)
When the flow velocity u becomes high and becomes u ′ during the shift operation of the CVT 4, both the dynamic pressure f ₁ and the wall resistance f ₂ increase as shown in FIG. 5B (f ₁ → f ′ ₁ , f ₂ → f ′ ₂ ), the increment dF of the force applied to the hydraulic oil is expressed by the following (Equation 3). This (Equation 3) can be approximated to the following (Equation 4) if macrourin expansion is performed and higher-order terms are ignored.

ｄＦ＝［(１／２)(ρｕ'² −ρｕ²)＋
μ｛(∂ｕ'／∂ｙ)−(∂ｕ／∂ｙ)｝］×Ａf … （式３）
ｄＦ ≒ ｛ρｕ(∂ｕ／∂ｘ)ｄｘ＋ μ(∂²ｕ／∂ｙ²)ｄｙ｝×Ａf …（式４）
前記（式４）のｄＦを油圧制御回路２０内の各所において算出し、作動油の流路全体に亘って合算すれば、オイルポンプ９の駆動負荷の増分を求めることができるが、そもそも油圧制御回路２０の各部位における流速ｕ，ｕ'や管路摩擦抵抗μおよび流路断面積Ａf を全て求めることが困難であり、ＣＶＴ４の変速動作中に前記の計算を行うことは現実的でない。 dF = [(1/2) (ρu ′ ² −ρu ² ) +
μ {(∂u ′ / ∂y) − (∂u / ∂y)}] × A f (Equation 3)
dF ≒ {ρu (∂u / ∂x ) dx + μ (∂ 2 u / ∂y 2) dy} × Af ... ( Equation 4)
If the dF of (Equation 4) is calculated at various points in the hydraulic control circuit 20 and summed over the entire flow path of the hydraulic oil, the increment of the driving load of the oil pump 9 can be obtained. It is difficult to obtain all the flow velocities u and u ′, the pipe friction resistance μ, and the channel cross-sectional area Af in each part of the circuit 20, and it is not realistic to perform the above calculation during the shift operation of the CVT 4.

ここで、前述したようにオイルポンプ９の駆動負荷は、定常状態であればライン圧ＰＬとエンジン回転数ｎｅとによって表すことができる。そこで、オイルポンプ９の駆動負荷を、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅを変数とする関数（以下、駆動負荷関数という）Ｔ_loss(PL,ne)として表し、その差分ｄＴ_lossを以下のように算出する。 Here, as described above, the driving load of the oil pump 9 can be represented by the line pressure PL and the engine speed ne in a steady state. Therefore, the drive load of the oil pump 9 is expressed as a function T _loss (PL, ne) having the line pressure PL and the engine speed ne as variables (hereinafter referred to as drive load function), and the difference dT _loss is expressed as follows. calculate.

ｄＴ_loss ＝(∂Ｔ_loss／∂PL)×ｄPL＋(∂Ｔ_loss／∂ne)×ｄne …（式５）
すなわち、本実施形態ではポンプ駆動負荷の変動量を、ライン圧ＰＬの変化による変動分と、エンジン回転数ｎｅの変化による変動分とに分けて、それぞれ駆動負荷関数Ｔ_loss(PL,ne)から算出し、両者を合算している。ライン圧ＰＬの変化による変動分は、駆動負荷関数Ｔ_loss(PL,ne)のライン圧ＰＬによる偏微分係数値(∂Ｔ_loss／∂PL)と、ライン圧の変化量ｄPLとの積として算出でき、同様にエンジン回転数ｎｅの変化による変動分は、エンジン回転数ｎｅによる偏微分係数値(∂Ｔ_loss／∂ne)と、エンジン回転数の変化量ｄneとの積として算出できる。 dT _loss = (∂T _loss / ∂PL) × dPL + (∂T _loss / ∂ne) × dne (Formula 5)
That is, in the present embodiment, the fluctuation amount of the pump driving load is divided into a fluctuation amount due to the change in the line pressure PL and a fluctuation amount due to the change in the engine speed ne, respectively, from the driving load function T _loss (PL, ne). Calculated and added together. The fluctuation due to the change in the line pressure PL is calculated as the product of the partial differential coefficient value (∂T _loss / ∂PL) due to the line pressure PL of the drive load function T _loss (PL, ne) and the change dPL in the line pressure. Similarly, the variation due to the change in the engine speed ne can be calculated as the product of the partial differential coefficient value (∂T _loss / ∂ne) due to the engine speed ne and the change dne in the engine speed.

そして、前記駆動負荷関数Ｔ_loss(PL,ne)の偏微分係数値は、数値微分によって求めればよい。すなわち、図４のポンプ駆動ロスマップにおいて、ＣＶＴ４の動作状態が変化するときに、或る動作点（ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅによって決まる点）における駆動負荷関数Ｔ_loss(PL,ne)の差分値を偏微分係数値とみなすことができる。例えば図４の動作点Ｔ１（PL1，ne1）において急なダウンシフト変速が開始され、ライン圧ＰＬが増大しかつエンジン回転数ｎｅが上昇して、動作点Ｔ２（PL2，ne2）へ移行する場合について説明する。 The partial differential coefficient value of the drive load function T _loss (PL, ne) may be obtained by numerical differentiation. That is, in the pump drive loss map of FIG. 4, when the operating state of CVT 4 changes, the drive load function T _loss (PL, ne) at a certain operating point (a point determined by the line pressure PL and the engine speed ne) is calculated. The difference value can be regarded as a partial differential coefficient value. For example, when a sudden downshift is started at the operating point T1 (PL1, ne1) in FIG. 4, the line pressure PL is increased and the engine speed ne is increased, and the operating point T2 (PL2, ne2) is shifted to. Will be described.

この場合に、前記動作点Ｔ１から動作点Ｔ２に向かってエンジン回転数ｎｅが僅かに変化するときのポンプ駆動負荷の変動は、図示の矢印ａの傾きとして表れており、動作点Ｔ１(PL1,ne1)における駆動負荷関数Ｔ_loss(PL,ne)のエンジン回転数ｎｅによる偏微分係数値として、以下の（式６）のように算出される。なお、Δneは数値微分の刻み幅であって予め設定されている。また、Ｔ_map(PL,ne)は駆動負荷マップを参照して算出した駆動負荷関数Ｔ_loss(PL,ne)の値である。 In this case, the fluctuation of the pump drive load when the engine speed ne slightly changes from the operating point T1 to the operating point T2 is shown as the slope of the arrow a shown in the figure, and the operating point T1 (PL1, PL1, The partial differential coefficient value of the driving load function T _loss (PL, ne) in ne1) based on the engine speed ne is calculated as in the following (Equation 6). Note that Δne is a step size for numerical differentiation and is set in advance. T _map (PL, ne) is a value of the drive load function T _loss (PL, ne) calculated with reference to the drive load map.

(∂Ｔ_loss／∂ne)＝｛Ｔ_loss(PL1，ne1+Δne)−Ｔ_loss(PL1，ne1)｝／(ne1+Δne−ne1)
＝｛Ｔ_map(PL1，ne1+Δne)−Ｔ_map(PL1，ne1)｝／Δne …（式６）同様に、前記動作点Ｔ１からライン圧ＰＬが僅かに変化するときのポンプ駆動負荷の変動は、動作点Ｔ１(PL1,ne1)における駆動負荷関数Ｔ_loss(PL,ne)のライン圧ＰＬによる偏微分係数値として、以下の（式７）のように算出される。 (∂T _loss / ∂ne) = {T _loss (PL1, ne1 + Δne) −T _loss (PL1, ne1)} / (ne1 + Δne−ne1)
= {T _map (PL1, ne1 + Δne) −T _map (PL1, ne1)} / Δne (Equation 6) Similarly, the fluctuation of the pump driving load when the line pressure PL slightly changes from the operating point T1. Is calculated as a partial differential coefficient value by the line pressure PL of the driving load function T _loss (PL, ne) at the operating point T1 (PL1, ne1) as in the following (Expression 7).

(∂Ｔ_loss／∂PL)＝｛Ｔ_loss(PL1+ΔPL，ne1)−Ｔ_loss(PL1，ne1)｝／(PL1+ΔPL−PL1)
＝｛Ｔ_map(PL1+ΔPL，ne1)−Ｔ_map(PL1，ne1)｝／ΔPL …（式７）
このようにして、前記の図４に示すような定常状態のポンプ駆動ロスのマップを参照し、数値計算によって変速動作中のポンプ駆動ロスの変動量を求めることができる。これにより、ＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを、変速動作中の過渡的なポンプ駆動ロスの変動も反映して正確に推定することができ、以下に説明するようにベルト挟圧力を好適に制御できるようになる。 (∂T _loss / ∂PL) = {T _loss (PL1 + ΔPL, ne1) −T _loss (PL1, ne1)} / (PL1 + ΔPL−PL1)
= {T _map (PL1 + ΔPL, ne1) −T _map (PL1, ne1)} / ΔPL (Expression 7)
In this way, the fluctuation amount of the pump driving loss during the shifting operation can be obtained by numerical calculation with reference to the steady state pump driving loss map as shown in FIG. As a result, the input torque Tin to the CVT 4 can be accurately estimated by reflecting the fluctuation of the transient pump drive loss during the shifting operation, and the belt clamping pressure can be suitably controlled as described below. become.

−変速動作中の挟圧力制御−
以下、前記のようなＣＶＴ４のベルト挟圧力制御について、図６〜８を参照して具体的に説明する。なお、図６のフローチャートに示すルーチンは、ＥＣＵ８において所定の時間（例えば数十ミリ秒）間隔で繰り返し実行される。 -Nipping pressure control during shifting operation-
Hereinafter, the belt clamping pressure control of the CVT 4 as described above will be specifically described with reference to FIGS. The routine shown in the flowchart of FIG. 6 is repeatedly executed in the ECU 8 at predetermined time intervals (for example, several tens of milliseconds).

図６のフローにおいてスタート後のステップＳＴ１では、まず、エンジントルクＴｅなど必要なデータを読み込む。前述したようにエンジントルクＴｅは、スロットル開度Ｔｈおよびエンジン回転数ｎｅに基づいてエンジン制御マップから算出され、ＥＣＵ８のＲＡＭに記憶されている。また、エンジン補機やオイルポンプ９の駆動ロスはマップを参照して算出される。これらのデータは、後述する入力トルクＴｉｎの算出に用いられる。 In step ST1 after the start in the flow of FIG. 6, first, necessary data such as the engine torque Te is read. As described above, the engine torque Te is calculated from the engine control map based on the throttle opening degree Th and the engine speed ne, and is stored in the RAM of the ECU 8. Further, the driving loss of the engine accessory and the oil pump 9 is calculated with reference to the map. These data are used for calculation of input torque Tin described later.

続いてステップＳＴ２において、入力トルクＴｉｎに含まれるポンプ負荷変動項を算出する。すなわち、ＣＶＴ４の動作状態の変化によって生じるポンプ駆動負荷の変動分を、前記の（式６）（式７）を用いて算出する。具体的には例えば動作点Ｔ１(PL1＝1MPa，ne1＝1500rpm) においてダウンシフト変速が開始され、動作点Ｔ２（PL2＝1.25MPa，ne2＝2000rpm）へ移行する場合、ポンプ負荷変動項は以下のようにして算出される。 Subsequently, in step ST2, a pump load fluctuation term included in the input torque Tin is calculated. That is, the fluctuation amount of the pump drive load caused by the change in the operating state of the CVT 4 is calculated using the above (formula 6) and (formula 7). Specifically, for example, when a downshift is started at the operating point T1 (PL1 = 1MPa, ne1 = 1500rpm) and the operation point T2 (PL2 = 1.25MPa, ne2 = 2000rpm) shifts, the pump load fluctuation term is In this way, it is calculated.

まず、数値微分の刻み幅をΔPL＝0.001、Δne＝1とすれば、前記（式７）によって、 (∂Ｔ_loss／∂PL)＝｛Ｔ_map(1.001，1500)−Ｔ_map(1.00，1500)｝／0.001 ＝2.25 となる。動作点Ｔ１〜Ｔ２におけるライン圧の変化量ｄPLは、 1.25−1.00＝0.25 なので、ライン圧ＰＬの変化によるポンプ駆動負荷の変動分は、 2.25×0.25 ＝ 0.56 となる。 First, if the step size of the numerical differentiation is ΔPL = 0.001 and Δne = 1, then (（T _loss / ∂PL) = {T _map (1.001,1500) −T _map (1.00,1500) )} / 0.001 = 2.25. Since the change amount dPL of the line pressure at the operating points T1 to T2 is 1.25−1.00 = 0.25, the fluctuation of the pump driving load due to the change of the line pressure PL is 2.25 × 0.25 = 0.56.

同様にエンジン回転数ｎｅの変化によるポンプ駆動負荷の変動分は、前記（式６）より (∂Ｔ_loss／∂ne)＝｛Ｔ_map(1.00，1501)−Ｔ_map(1.00，1500)｝／1 ＝ 4.0×10^-4 となり、動作点Ｔ１〜Ｔ２におけるエンジン回転数の変化量ｄneは、 2000−1500＝500 なので、 4.0×10^-4×500 ＝ 0.20 となる。よって、前記（式５）よりポンプ負荷変動項は、ｄＴ_loss ＝0.56＋0.20＝0.76 として算出される。 Similarly, the fluctuation of the pump drive load due to the change in the engine speed ne is (∂T _loss / ∂ne) = {T _map (1.00,1501) −T _map (1.00,1500)} / 1 = 4.0 × 10 ⁻⁴ , and the engine speed change amount dne at the operating points T1 to T2 is 2000-1500 = 500, so that 4.0 × 10 ⁻⁴ × 500 = 0.20. Therefore, the pump load fluctuation term is calculated as (dT _loss = 0.56 + 0.20 = 0.76) from the above (Formula 5).

但し、本実施形態のフローでは前記のような計算をステップＳＴ２において行うのではなく、図４のようなポンプ駆動ロスのマップを参照して、予め複数の動作点における偏微分係数値を算出し、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅに対応づけてマップとして設定しておく。そして、前記ステップＳＴ２においては、そのマップを参照してポンプ負荷変動項を算出する。 However, in the flow of the present embodiment, the calculation as described above is not performed in step ST2, but the partial differential coefficient values at a plurality of operating points are calculated in advance with reference to the pump drive loss map as shown in FIG. The map is set in association with the line pressure PL and the engine speed ne. In step ST2, a pump load fluctuation term is calculated with reference to the map.

一例として図７は、図４のマップの複数の動作点においてそれぞれ前記（式７）によって算出した偏微分係数値（∂Ｔ_loss／∂PL）、即ち、ライン圧ＰＬの変化によって発生するポンプ負荷変動の勾配を設定したマップのイメージ図である。図示のグラフはそれぞれ、ライン圧ＰＬが０．５，１，２，３，４，５ (MPa) のときのものである。このマップを参照して図に矢印で示すように動作点Ｔ１（PL1＝1MPa，ne1＝1500rpm）の偏微分係数値（∂Ｔ_loss／∂PL）を算出し、これにライン圧の変化分ｄPLを乗算すればよい。 As an example, FIG. 7 shows a pump load generated by a change in the partial differential coefficient value (∂T _loss / ∂PL) calculated by the above (Equation 7) at a plurality of operating points in the map of FIG. It is an image figure of the map which set the gradient of fluctuation. The illustrated graphs are for the case where the line pressure PL is 0.5, 1, 2, 3, 4, 5 (MPa). Referring to this map, the partial differential coefficient value (∂T _loss / ∂PL) of the operating point T1 (PL1 = 1MPa, ne1 = 1500rpm) is calculated as indicated by the arrow in the figure, and the change in line pressure dPL is calculated by this. Is multiplied.

同様に図８には、前記（式６）によって算出した偏微分係数値（∂Ｔ_loss／∂ne）、即ちエンジン回転数ｎｅの変化によって発生するポンプ負荷変動の勾配を設定したマップのイメージ図を示す。このマップを参照して、図に矢印で示すように動作点Ｔ１（PL1＝1MPa，ne1＝1500rpm）の偏微分係数値（∂Ｔ_loss／∂ne）を算出し、これにエンジン回転数ｎｅの変化分ｄneを乗算すればよい。 Similarly, FIG. 8 is an image diagram of a map in which the partial differential coefficient value (∂T _loss / ∂ne) calculated by the above (Formula 6), that is, the gradient of the pump load fluctuation generated by the change in the engine speed ne is set. Show. Referring to this map, the partial differential coefficient value (図 T _loss / ∂ne) of the operating point T1 (PL1 = 1MPa, ne1 = 1500rpm) is calculated as shown by the arrow in the figure, and the engine speed ne What is necessary is just to multiply the change amount dne.

前記のステップＳＴ２に続いてステップＳＴ３では、例えば変速比制御部２０ａに出力する制御信号によって、ＣＶＴ４の変速動作がアップシフト変速か否か判定し、否定判定（ＮＯ）であれば後述のステップＳＴ７に進む一方、肯定判定（ＹＥＳ）であればステップＳＴ４に進んで、安全率ＳＦを変更するか否か判定する。この判定については例えば車種によって予め変更するか否かが設定され、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。 In step ST3 following step ST2, for example, it is determined whether or not the shift operation of the CVT 4 is an upshift with a control signal output to the gear ratio control unit 20a. If the determination is negative (NO), step ST7 described later is performed. On the other hand, if the determination is affirmative (YES), the process proceeds to step ST4 to determine whether or not to change the safety factor SF. For this determination, for example, whether or not to change the vehicle type in advance is set and stored in the ROM of the ECU 8.

そして、安全率ＳＦを変更する車種であればステップＳＴ５に進んで、予め設定されている小さめの安全率ＳＦdownに変更した後に、後述のステップＳＴ９に進んでＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを算出する。一方、安全率ＳＦを変更しない車種であればステップＳＴ６に進んで、ポンプ負荷変動項の値を零（０）にした上で、後述のステップＳＴ９に進む。 And if it is a vehicle type which changes safety factor SF, it will progress to step ST5, and after changing to the small safety factor SFdown set beforehand, it will progress to below-mentioned step ST9 and will calculate input torque Tin to CVT4. On the other hand, if the vehicle type does not change the safety factor SF, the process proceeds to step ST6, the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0), and then the process proceeds to step ST9 described later.

一方、前記のステップＳＴ３でアップシフトではない、と否定判定（ＮＯ）して進んだステップＳＴ７では、今度はＣＶＴ４の変速動作がダウンシフト変速か否か判定する。そして否定判定（ＮＯ）であれば変速動作中ではないので、ポンプ負荷変動項の値を零（０）にしてステップＳＴ９に進む一方、肯定判定（ＹＥＳ）であれば、そのままでステップＳＴ９に進む。 On the other hand, in step ST7, which is determined as a negative determination (NO) that the shift is not an upshift in step ST3, it is determined whether or not the shift operation of the CVT 4 is a downshift. If the determination is negative (NO), the gear shifting operation is not in progress, so the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0) and the process proceeds to step ST9. If the determination is affirmative (YES), the process proceeds to step ST9. .

ステップＳＴ９では、前述のステップＳＴ１で読み込んだエンジントルクＴｅから補機の駆動ロス分や定常状態でのポンプ駆動ロス分（図４のマップを参照して算出）を減算し、トルクコンバータ２によるトルク増幅や前後進切換機構３などのイナーシャも考慮した上で、ステップＳＴ２で算出したポンプ負荷変動項も含めてＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを算出する。なお、変速動作中はトルクコンバータ２のロックアップクラッチ２６が係合状態になっており、トルク比は１になる。また、イナーシャについては、ＣＶＴ４への入力回転速度Ｎｉｎの時間あたりの変化量、即ち加減速度から算出される。 In step ST9, the auxiliary motor drive loss and the pump drive loss in the steady state (calculated with reference to the map of FIG. 4) are subtracted from the engine torque Te read in step ST1, and the torque generated by the torque converter 2 is subtracted. In consideration of inertia such as amplification and forward / reverse switching mechanism 3, input torque Tin to CVT 4 is calculated including the pump load fluctuation term calculated in step ST2. During the speed change operation, the lockup clutch 26 of the torque converter 2 is engaged, and the torque ratio is 1. Further, the inertia is calculated from the change amount per time of the input rotational speed Nin to the CVT 4, that is, the acceleration / deceleration.

つまり、ＣＶＴ４の変速動作中にはオイルポンプ９の駆動ロスが変動することも加味して、ＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを従来よりも正確に推定することができる。そうして推定した入力トルクＴｉｎを用いて、ステップＳＴ１０においては、前述した（式１）により、伝動ベルト４３の滑りを好適に抑制できるようなベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出する。 In other words, the input torque Tin to the CVT 4 can be estimated more accurately than before, taking into account that the drive loss of the oil pump 9 fluctuates during the shifting operation of the CVT 4. In step ST10, using the estimated input torque Tin, a belt clamping pressure instruction value Pdi that can suitably suppress slippage of the transmission belt 43 is calculated by the above-described (Equation 1).

したがって、本実施形態に係るＣＶＴ４においては、ダウンシフト変速の際に油圧制御回路２０において作動油の流速が高くなって、オイルポンプ９の駆動負荷が増大する分、入力トルクＴｉｎが小さくなることを好適に反映させて、ベルト挟圧力を可及的に小さくすることができる。これによって、ＣＶＴ４における動力損失を従来より一層、低減することができ、その分、エンジントルクＴｅを低下させることによって燃費の低減が図られる。 Therefore, in the CVT 4 according to the present embodiment, the hydraulic oil flow rate is increased in the hydraulic control circuit 20 during the downshift, and the input torque Tin is reduced by the increase in the driving load of the oil pump 9. Reflecting it suitably, the belt clamping pressure can be made as small as possible. As a result, the power loss in the CVT 4 can be further reduced than before, and the fuel consumption can be reduced by reducing the engine torque Te accordingly.

また、アップシフト変速の際には計算上、オイルポンプ９の駆動負荷が低減されることになるので、図６のフローのステップＳＴ６のようにポンプ負荷変動項の値を零（０）にするか、或いは同ステップＳＴ５のように、安全率ＳＦを小さめの値に変更する。安全率ＳＦはもともと、ＣＶＴ４の変速動作中も伝動ベルト４３の滑りが発生しないよう大きめの値に設定しているので、前記のように計算上、オイルポンプ９の駆動負荷が低減されてその分、入力トルクＴｉｎの値が大きくなっても、ベルト挟圧指示値Ｐｄｉは小さくすることができる。 Further, since the driving load of the oil pump 9 is reduced during the upshift, the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0) as in step ST6 of the flow of FIG. Alternatively, as in step ST5, the safety factor SF is changed to a smaller value. Since the safety factor SF is originally set to a large value so that the transmission belt 43 does not slip even during the shifting operation of the CVT 4, as described above, the driving load of the oil pump 9 is reduced by the calculation. Even if the value of the input torque Tin increases, the belt clamping pressure instruction value Pdi can be decreased.

図９は、本実施形態のパワートレインを搭載した車両で行った走行試験（ＪＣ０８モード）の際に、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数ｎｅによって規定されるエンジン１の運転状態の分布を表すデータである。プロットした点の平均値は、実線のグラフＥで示すように燃費最適ラインに近くなるが、仮想線で示す従来例（ベルト挟圧指示値Ｐｄｉの算出にポンプ負荷変動項を含まないもの）と比べて、図には誇張して示すが全体にエンジントルクＴｅが低下している。 FIG. 9 is data representing the distribution of the operating state of the engine 1 defined by the engine torque Te and the engine speed ne during a running test (JC08 mode) performed on a vehicle equipped with the power train of this embodiment. is there. The average value of the plotted points is close to the fuel efficiency optimum line as shown by the solid line graph E, but the conventional example shown by the phantom line (the belt load pressure instruction value Pdi is not included in the pump load fluctuation term) and In comparison, although shown exaggeratedly in the figure, the engine torque Te is generally reduced.

−他の実施形態−
以上、説明した実施形態では、ガソリンエンジンを搭載した車両のパワートレインに本発明を適用した例を示したが、本発明はこれに限られることなく、ディーゼルエンジン等の他のエンジンを搭載した車両にも適用可能である。また、車両の動力源についてはエンジンの他に電動モータ、あるいはエンジンと電動モータの両方を備えたハイブリッド形動力源であってもよい。 -Other embodiments-
As mentioned above, although the example which applied this invention to the power train of the vehicle carrying a gasoline engine was shown in embodiment described above, this invention is not restricted to this, The vehicle carrying other engines, such as a diesel engine, is shown. It is also applicable to. In addition to the engine, the vehicle power source may be an electric motor or a hybrid power source including both the engine and the electric motor.

本発明は、例えば車両に搭載されるベルト式のＣＶＴに適用可能であり、特に変速動作中のベルト挟圧力を可及的に小さくすることによって、燃費の低減が図られるので、乗用車などにおいて高い効果を奏する。 The present invention can be applied to, for example, a belt-type CVT mounted on a vehicle. Particularly, since the fuel consumption can be reduced by reducing the belt clamping pressure during the shifting operation as much as possible, it is high in passenger cars and the like. There is an effect.

１エンジン（走行用の動力源）
４無段変速機構（ＣＶＴ：無段変速機）
４１プライマリプーリ（駆動側のプーリ）
４２セカンダリプーリ（従動側のプーリ）
４３ベルト（無端伝動部材）
８ＥＣＵ
９オイルポンプ（油圧ポンプ）
２０油圧制御回路
２０ｂ挟圧力制御部 1 Engine (Power source for driving)
4. Continuously variable transmission mechanism (CVT: continuously variable transmission)
41 Primary pulley (drive pulley)
42 Secondary pulley (pulley on the driven side)
43 Belt (endless transmission member)
8 ECU
9 Oil pump (hydraulic pump)
20 Hydraulic control circuit 20b Clamping pressure control unit

Claims

An endless transmission member is wound between the driving side and driven side pulleys, and is configured to control the clamping force of the endless transmission member in accordance with the magnitude of torque input to the driving side pulley. In the control device for a continuously variable transmission,
The hydraulic control circuit for controlling the clamping force of the endless transmission member has a hydraulic pump interposed in a power transmission path from a power source for driving the vehicle to the pulley on the driving side,
The magnitude of the torque input to the driving pulley is estimated by subtracting at least the driving load of the hydraulic pump from the torque of the power source,
The drive load of the hydraulic pump is expressed as a function having the hydraulic pressure and the rotational speed as variables, and the drive load of the hydraulic pump for the shift operation is changed during a shift operation in which the transmission ratio of the continuously variable transmission changes. The fluctuation amount is calculated by adding the fluctuation amount of the driving load due to the change in hydraulic pressure and the fluctuation amount of the driving load due to the change in the rotational speed.
As the driving amount of the hydraulic pump increases by the calculated amount of fluctuation, the clamping force of the endless transmission member is controlled to be reduced , and
The variation in the driving load due to the change in the hydraulic pressure is calculated as the product of the partial differential coefficient value due to the hydraulic pressure of the function and the amount of change in the hydraulic pressure, and the variation in the driving load due to the change in the rotational speed is the rotation of the function. A control device for a continuously variable transmission, characterized in that it is calculated as a product of a partial differential coefficient value by a number and the amount of change in rotational speed.