JP6662274B2 - Control device for vehicle power transmission - Google Patents

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本発明は、ベルト式無段変速機を介した第１動力伝達経路と歯車式伝動機構を介した第２動力伝達経路とを並列に備えた車両用動力伝達装置において、第１クラッチおよび第２クラッチの一方から他方への掛け替えにより第１動力伝達経路および第２動力伝達経路を択一的に選択するクラッチツゥクラッチ変速（ＣｔｏＣ変速）中におけるベルト式無段変速機のアップシフトを抑制するとともに、ベルト式無段変速機の耐久性の低下を抑制する技術に関する。   The present invention relates to a vehicle power transmission device having a first power transmission path via a belt-type continuously variable transmission and a second power transmission path via a gear-type transmission mechanism in parallel. Upshifting of the belt-type continuously variable transmission during clutch-to-clutch shift (CtoC shift), in which the first power transmission path and the second power transmission path are selectively selected by switching from one clutch to the other, and The present invention relates to a technique for suppressing a decrease in durability of a belt-type continuously variable transmission.

駆動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に、ベルト式無段変速機を通る第１動力伝達経路と１つ又は複数のギヤ段が形成される歯車式伝動機構を通る第２動力伝達経路とを並列に備え、前記第１動力伝達経路を選択するために係合させられる第１クラッチが前記ベルト式無段変速機の出力側プーリあるいは前記出力側プーリよりもトルク伝達経路における下流側に設けられた車両用動力伝達装置において、前記第１クラッチおよび第２クラッチを一方から他方へ掛け換えることで前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に選択するクラッチツゥクラッチ変速（ＣｔｏＣ変速）を実行する車両用動力伝達装置の制御装置が知られている。たとえば特許文献１の車両用動力伝達装置の制御装置がそれである。   A first power transmission path passing through a belt-type continuously variable transmission and one or more gear stages between an input rotary member to which the power of the driving power source is transmitted and an output rotary member that outputs the power to the drive wheels; And a second power transmission path passing through a gear type transmission mechanism formed in parallel is provided, and a first clutch engaged to select the first power transmission path is provided on an output side of the belt-type continuously variable transmission. In a vehicle power transmission device provided on a downstream side of a torque transmission path from a pulley or the output pulley, the first power transmission path and the first power transmission path are changed by switching the first clutch and the second clutch from one to the other. 2. Description of the Related Art A control device of a vehicular power transmission device that executes a clutch-to-clutch shift (CtoC shift) that selectively selects a second power transmission path is known. For example, a control device for a vehicle power transmission device disclosed in Patent Document 1 is the control device.

特許文献１の車両用動力伝達装置では、前記ベルト式無段変速機は、前記入力回転部材に設けられた有効径が可変の入力側プーリであるプライマリプーリと、前記出力回転部材と同軸心の回転軸に設けられた有効径が可変の出力側プーリであるセカンダリプーリと、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを備えている。プライマリプーリおよびセカンダリプーリに付与される推力が制御されることにより、各プーリの有効径が変化させられて、変速比が連続的に変化させられる。前記第１クラッチは、前記セカンダリプーリが設けられた前記回転軸と前記出力回転部材との間を断接する。前記第２クラッチは、差動歯車式前後進切替機構の前記駆動力源から動力が入力される入力要素と前記出力回転部材に間接的に連結された出力要素との間を断接する。前記第２クラッチが解放されるとともに前記第１クラッチが係合されるＣｔｏＣ変速により、１つ又は複数のギヤ段が形成される前記歯車式伝動機構を介した前記第２動力伝達経路から前記ベルト式無段変速機を介した前記第１動力伝達経路へ切り替えられる。前記第１クラッチが解放されるとともに前記第２クラッチが係合されるＣｔｏＣ変速により、前記第１動力伝達経路から前記第２動力伝達経路へ切り替えられる。ＣｔｏＣ変速中においては前記ベルト式無段変速機のプライマリプーリへ入力される入力トルクが前記第１クラッチのトルク容量に応じて変化する。このため、ＣｔｏＣ変速中において、前記第１クラッチの指示油圧から算出される前記第１クラッチのトルク容量に基づいて、前記ベルト式無段変速機への入力トルクが推定されており、その推定された入力トルクに基づいてＣｔｏＣ変速中におけるプライマリプーリおよびセカンダリプーリの推力制御が油圧を用いて行われている。   In the vehicle power transmission device disclosed in Patent Document 1, the belt-type continuously variable transmission includes a primary pulley that is an input-side pulley having a variable effective diameter provided on the input rotary member, and a primary pulley that is coaxial with the output rotary member. A secondary pulley, which is an output pulley having a variable effective diameter, provided on the rotary shaft, and a transmission belt wound around the primary pulley and the secondary pulley. By controlling the thrust applied to the primary pulley and the secondary pulley, the effective diameter of each pulley is changed, and the gear ratio is continuously changed. The first clutch disconnects and connects between the rotation shaft provided with the secondary pulley and the output rotation member. The second clutch disconnects and connects between an input element to which power is input from the driving force source of the differential gear type forward / reverse switching mechanism and an output element indirectly connected to the output rotating member. The second power transmission path via the gear type transmission mechanism in which one or a plurality of gear stages are formed by CtoC shift in which the second clutch is released and the first clutch is engaged. Switching to the first power transmission path via the continuously variable transmission. The first power transmission path is switched to the second power transmission path by a CtoC shift in which the first clutch is released and the second clutch is engaged. During the CtoC shift, the input torque input to the primary pulley of the belt-type continuously variable transmission changes according to the torque capacity of the first clutch. Therefore, during the CtoC shift, the input torque to the belt-type continuously variable transmission is estimated based on the torque capacity of the first clutch calculated from the command oil pressure of the first clutch, and the estimated torque is estimated. Based on the input torque, thrust control of the primary pulley and the secondary pulley during the CtoC shift is performed using hydraulic pressure.

特開２０１６−３６７３号公報JP-A-2006-3673

ところで、ＣｔｏＣ変速中の前記ベルト式無段変速機の入力トルクを推定するための、前記第１クラッチの指示油圧から算出される前記第１クラッチのトルク容量は、たとえば前記第１クラッチの出力側油圧シリンダおよび摩擦板などのハードに関わる各諸元などに起因してバラツキが生じる可能性がある。ＣｔｏＣ変速中において前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するため、前記第１クラッチの指令値に対するトルク容量のバラツキの最大値に基づいて推定される前記ベルト式無段変速機の入力トルクの推定入力トルクを、ＣｔｏＣ変速中の前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するための推力の算出に用いられるトルク容量算出用推定入力トルク、およびＣｔｏＣ変速中の前記ベルト式無段変速機の推力比の算出に用いられる推力比算出用推定入力トルクにそれぞれ設定することが考えられる。しかし、この場合には、前記ベルト式無段変速機への実際の入力トルクが推力比算出用推定入力トルクに設定された推定入力トルクよりも低くなり、推力比の特性上、前記ベルト式無段変速機のＣｔｏＣ変速中の目標変速比であって最低車速側の変速比である最ロー変速比γmaxから実際の入力トルクに応じた変速比への意図しないアップシフトが生じて、クラッチの発熱や車両のドライバビリティに影響する可能性があった。   Incidentally, the torque capacity of the first clutch calculated from the command oil pressure of the first clutch for estimating the input torque of the belt-type continuously variable transmission during the CtoC shift is, for example, the output side of the first clutch. Variations may occur due to various specifications related to hardware such as a hydraulic cylinder and a friction plate. In order to secure the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission during the CtoC shift, the input torque of the belt-type continuously variable transmission is estimated based on the maximum value of the variation in the torque capacity with respect to the command value of the first clutch. Of the estimated input torque of the belt type continuously variable transmission during the CtoC shift, and the estimated input torque for calculating the torque capacity used for calculating the thrust for securing the torque capacity of the belt type continuously variable transmission, and the belt type continuously variable transmission during the CtoC shift. It is conceivable to set the estimated input torque for calculating the thrust ratio used for calculating the thrust ratio of the engine. However, in this case, the actual input torque to the belt-type continuously variable transmission becomes lower than the estimated input torque set as the estimated input torque for calculating the thrust ratio, and the characteristics of the belt-type continuously variable transmission are reduced due to the characteristics of the thrust ratio. An unintended upshift occurs from the target gear ratio during the C-to-C gear shift of the two-stage transmission to the gear ratio corresponding to the actual input torque from the lowest gear ratio γmax, which is the gear ratio on the lowest vehicle speed side, and the clutch generates heat. Or the drivability of the vehicle.

また、前記ベルト式無段変速機の実際の入力トルクの値に拘わらずＣｔｏＣ変速中において前記ベルト式無段変速機を最ロー変速比γmaxに維持するために、最ロー変速比γmaxを達成する為の推力比を最大値として、プライマリプーリに推力を付与する入力側油圧シリンダの圧力を最低圧とすることが考えられる。この場合、プライマリプーリのトルク容量は、出力側油圧シリンダへ供給される圧力に応じたセカンダリプーリへの推力によるベルト張力の反力で定められる。これにより、推力比の特性上、実際の入力トルクの値に拘わらず最ロー変速比γmaxが維持される。しかしながら、入力側油圧シリンダの圧力が最低圧へ必要以上に低下させられることで、体格が最適化された前記ベルト式無段変速機の耐久性を確保することができない可能性があった。   Further, in order to maintain the belt-type continuously variable transmission at the lowest speed ratio γmax during the CtoC shift regardless of the actual input torque value of the belt-type continuously variable transmission, the lowest speed ratio γmax is achieved. It is conceivable that the pressure of the input hydraulic cylinder that applies thrust to the primary pulley is set to the minimum pressure, with the thrust ratio for this purpose being the maximum value. In this case, the torque capacity of the primary pulley is determined by the reaction force of the belt tension due to the thrust to the secondary pulley according to the pressure supplied to the output side hydraulic cylinder. As a result, the lowest speed ratio γmax is maintained irrespective of the actual input torque value due to the characteristics of the thrust ratio. However, since the pressure of the input side hydraulic cylinder is unnecessarily reduced to the minimum pressure, there is a possibility that the durability of the belt-type continuously variable transmission whose size is optimized may not be secured.

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、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト式無段変速機のアップシフトを抑制するとともに、ベルト式無段変速機の耐久性の低下を抑制する車両用動力伝達装置の制御装置を提供することにある。   The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to suppress the upshift of a belt-type continuously variable transmission during a CtoC shift and to improve the durability of the belt-type continuously variable transmission. An object of the present invention is to provide a control device for a vehicle power transmission device that suppresses a reduction in performance.

本発明の要旨とするところは、駆動力源からの動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に、ベルト式無段変速機を通る第１動力伝達経路と歯車式伝動機構を通る第２動力伝達経路とを並列に備え、前記第１動力伝達経路を選択するために係合させられる第１クラッチが前記ベルト式無段変速機の出力側プーリあるいは前記出力側プーリよりもトルク伝達経路における下流側に設けられた車両用動力伝達装置において、前記第１クラッチおよび第２クラッチを一方から他方へ掛け換えることで前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に選択するクラッチツゥクラッチ変速を実行するとともに、前記ベルト式無段変速機の入力トルクを前記第１クラッチのトルク容量から推定し、前記第１クラッチのトルク容量に基づいて前記ベルト式無段変速機の入力側プーリに設けられた入力側油圧シリンダの圧力を制御する車両用動力伝達装置の制御装置であって、前記クラッチツゥクラッチ変速中に前記入力側油圧シリンダの圧力を算出する際、前記ベルト式無段変速機の入力トルクとして、前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するための推力を算出するためのトルク容量算出用推定入力トルク、および前記ベルト式無段変速機の推力比を算出するための推力比算出用推定入力トルクを用い、前記トルク容量算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最大値に基づいて設定し、前記推力比算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定することにある。   The gist of the present invention resides in that a first power passing through a belt-type continuously variable transmission is provided between an input rotary member to which power from a driving force source is transmitted and an output rotary member to output the power to driving wheels. A transmission path and a second power transmission path passing through a gear type transmission mechanism are provided in parallel, and a first clutch engaged to select the first power transmission path is an output pulley of the belt type continuously variable transmission. Alternatively, in the vehicle power transmission device provided on the downstream side of the torque transmission path with respect to the output pulley, the first power transmission path and the second power transmission are switched by changing the first clutch and the second clutch from one to the other. (2) While performing clutch-to-clutch shifting for selectively selecting a power transmission path, estimating an input torque of the belt-type continuously variable transmission from a torque capacity of the first clutch, A control device for a vehicle power transmission device for controlling a pressure of an input hydraulic cylinder provided on an input pulley of the belt-type continuously variable transmission based on a torque capacity of one clutch, wherein the clutch-to-clutch shifting is performed. When calculating the pressure of the input-side hydraulic cylinder, the input torque of the belt-type continuously variable transmission is used as the input torque of the belt-type continuously variable transmission to calculate the thrust for securing the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission. Using the estimated input torque and the estimated input torque for calculating the thrust ratio for calculating the thrust ratio of the belt-type continuously variable transmission, the estimated input torque for calculating the torque capacity is changed to a torque corresponding to a command value to the first clutch. It is set based on the maximum value of the variation of the capacity, and the estimated input torque for calculating the thrust ratio is calculated based on the variation of the torque capacity with respect to the command value to the first clutch. It is to set on the basis of the small value.

本発明によれば、前記クラッチツゥクラッチ変速中に前記入力側油圧シリンダの圧力を算出する際、前記ベルト式無段変速機の入力トルクとして、前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するための推力を算出するためのトルク容量算出用推定入力トルク、および前記ベルト式無段変速機の推力比を算出するための推力比算出用推定入力トルクを用い、前記トルク容量算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最大値に基づいて設定し、前記推力比算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定する。このため、前記推力比算出用推定入力トルクは、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定されるため、ベルト式無段変速機への実際の入力トルクが推力比算出用推定入力トルクよりも低くなることが抑制されて、ＣｔｏＣ変速中の前記ベルト式無段変速機のアップシフトが抑制される。また、たとえばＣｔｏＣ変速中に最ロー変速比を達成するために前記ベルト式無段変速機の推力比を最大として入力側油圧シリンダの圧力を最低圧とする場合と比較して、入力側油圧シリンダへ供給する油圧低下を抑制できるため、前記ベルト式無段変速機の耐久性の低下を抑制することができる。   According to the present invention, when calculating the pressure of the input side hydraulic cylinder during the clutch-to-clutch shift, the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission is secured as the input torque of the belt-type continuously variable transmission. Capacity input torque for calculating the torque force for calculating the thrust force for calculating the thrust ratio, and the estimated input torque for calculating the thrust force ratio for calculating the thrust ratio of the belt-type continuously variable transmission. Is set based on the maximum value of the variation in the torque capacity with respect to the command value to the first clutch, and the estimated input torque for calculating the thrust ratio is set to the minimum value of the variation in the torque capacity with respect to the command value to the first clutch. Set based on Therefore, the estimated input torque for calculating the thrust ratio is set based on the minimum value of the variation in the torque capacity with respect to the command value to the first clutch, so that the actual input torque to the belt-type continuously variable transmission is The lowering than the estimated input torque for calculating the thrust ratio is suppressed, and the upshift of the belt-type continuously variable transmission during the CtoC shift is suppressed. Also, for example, in order to achieve the lowest gear ratio during the CtoC gear shift, the input side hydraulic cylinder is compared with the case where the thrust ratio of the belt type continuously variable transmission is maximized and the pressure of the input side hydraulic cylinder is minimized. Therefore, a decrease in the durability of the belt-type continuously variable transmission can be suppressed.

また、好適には、前記ベルト式無段変速機の出力側プーリのトルク容量を確保するための推力と前記ベルト式無段変速機の入力トルクとの予め定められた第１の関係と、前記ベルト式無段変速機の推力比を算出するための、前記ベルト式無段変速機の目標変速比をパラメータとして前記ベルト式無段変速機の入力トルクと前記ベルト式無段変速機の推力比との予め定められた第２の関係とを備え、前記クラッチツゥクラッチ変速中は、前記第１の関係から前記トルク容量算出用推定入力トルクに基づいて、前記ベルト式無段変速機の前記出力側プーリのトルク容量を確保するための推力を算出し、前記クラッチツゥクラッチ変速中は、前記ベルト式無段変速機の目標変速比を前記ベルト式無段変速機により形成される最大変速比とし、前記第２の関係から前記最大変速比と前記推力比算出用推定入力トルクとに基づいて、前記ベルト式無段変速機の最大変速比を達成する推力比を算出し、前記ベルト式無段変速機の前記出力側プーリのトルク容量を確保するための推力を前記ベルト式無段変速機の最大変速比を達成する推力比により除して、前記入力側プーリの目標推力を算出し、前記入力側プーリの目標推力から前記ベルト式無段変速機の入力側プーリに設けられた入力側油圧シリンダの圧力を算出する。このため、前記第２の関係から、前記ベルト式無段変速機の最大変速比と前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定された前記推力比算出用推定入力トルクとに基づいて、前記ベルト式無段変速機の最大変速比を達成する推力比が算出される。これにより、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト式無段変速機のアップシフトを抑制するとともに、ベルト式無段変速機の耐久性の低下を抑制することができる。   Preferably, a predetermined first relationship between a thrust for securing a torque capacity of an output pulley of the belt-type continuously variable transmission and an input torque of the belt-type continuously variable transmission; The input torque of the belt-type continuously variable transmission and the thrust ratio of the belt-type continuously variable transmission are calculated using a target gear ratio of the belt-type continuously variable transmission as a parameter for calculating a thrust ratio of the belt-type continuously variable transmission. The clutch-to-clutch shift, based on the estimated input torque for calculating the torque capacity from the first relationship, the output of the belt-type continuously variable transmission. A thrust for securing the torque capacity of the side pulley is calculated, and during the clutch-to-clutch shift, a target speed ratio of the belt-type continuously variable transmission is set to a maximum speed ratio formed by the belt-type continuously variable transmission. The said From the relationship, the thrust ratio that achieves the maximum speed ratio of the belt-type continuously variable transmission is calculated based on the maximum speed ratio and the estimated input torque for calculating the thrust ratio, and the thrust ratio of the belt-type continuously variable transmission is calculated. The target thrust of the input pulley is calculated by dividing the thrust for securing the torque capacity of the output pulley by the thrust ratio that achieves the maximum speed ratio of the belt-type continuously variable transmission. The pressure of the input hydraulic cylinder provided on the input pulley of the belt type continuously variable transmission is calculated from the target thrust. Therefore, from the second relationship, the thrust ratio calculation estimation set based on the maximum speed ratio of the belt-type continuously variable transmission and the minimum value of the variation in torque capacity with respect to the command value to the first clutch. A thrust ratio that achieves the maximum speed ratio of the belt-type continuously variable transmission is calculated based on the input torque. As a result, it is possible to suppress an upshift of the belt-type continuously variable transmission during the CtoC shift, and to suppress a decrease in durability of the belt-type continuously variable transmission.

また、好適には、前記第２の関係は、前記ベルト式無段変速機の入力トルクが小さくなるほど、前記ベルト式無段変速機の目標変速比を達成するための推力比が大きくなる関係である。このため、前記第２の関係から前記ベルト式無段変速機の最大変速比と前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定された前記推力比算出用推定入力トルクとに基づいて算出される推力比が、前記第２の関係から前記ベルト式無段変速機の最大変速比と前記ベルト式無段変速機の実際の入力トルクとに基づいて算出される推力比よりも大きくなる。これにより、実際の入力トルクに応じた目標変速比がダウンシフトとなることから、ＣｔｏＣ変速中における前記ベルト式無段変速機のアップシフトが抑制される。   Preferably, the second relationship is that the thrust ratio for achieving the target speed ratio of the belt-type continuously variable transmission increases as the input torque of the belt-type continuously variable transmission decreases. is there. For this reason, from the second relationship, the thrust ratio calculation estimation input set based on the maximum speed ratio of the belt-type continuously variable transmission and the minimum value of the variation in torque capacity with respect to the command value to the first clutch. The thrust ratio calculated based on the torque is calculated from the second relationship based on the maximum speed ratio of the belt type continuously variable transmission and the actual input torque of the belt type continuously variable transmission. Greater than the ratio. As a result, the target gear ratio according to the actual input torque becomes a downshift, so that the upshift of the belt-type continuously variable transmission during the CtoC shift is suppressed.

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図である。FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle to which the present invention is applied. 図１の車両に備えられる動力伝達装置の走行パターンの切り換わりを説明する為の図である。FIG. 2 is a diagram for explaining switching of a traveling pattern of a power transmission device provided in the vehicle of FIG. 1. 図１の動力伝達装置における変速制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図であるとともに、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。FIG. 2 is a diagram illustrating a main part of a control function and a control system for speed change control in the power transmission device of FIG. 1, and is a functional block diagram illustrating a main part of a control function of an electronic control unit. 図１の動力伝達装置に備えられる無段変速機において、ＣｔｏＣ変速中においてトルクシフト（アップシフト）を発生させるトルクシフト発生要因と、そのトルクシフト発生要因によるトルクシフトの発生を抑制するための対応とを示す図である。In the continuously variable transmission provided in the power transmission device of FIG. 1, a cause of a torque shift that causes a torque shift (upshift) during a CtoC shift and a measure for suppressing the occurrence of a torque shift due to the cause of the torque shift. FIG. 図１の無段変速機において、ＣｔｏＣ変速中に最ロー変速比γmaxを達成するための本実施例および比較例の各推力比（γmaxバランス推力比）からそれぞれ定まるプライマリ推力Ｗinについて説明する図である。FIG. 4 is a diagram for explaining a primary thrust Win determined from each thrust ratio (γmax balance thrust ratio) of the present embodiment and a comparative example for achieving the lowest gear ratio γmax during CtoC shift in the continuously variable transmission of FIG. 1. is there. 図１の動力伝達装置に備えられる無段変速機の目標変速比に対する推力比を算出するために用いられる、目標変速比γtgtをパラメータとしてトルク比と推力比τとの予め定められた推力比マップの一例を示す図である。A predetermined thrust ratio map of a torque ratio and a thrust ratio τ using a target speed ratio γtgt as a parameter, which is used to calculate a thrust ratio with respect to a target speed ratio of the continuously variable transmission provided in the power transmission device of FIG. It is a figure showing an example of. 図１の無段変速機の入力トルクＴinと推力比τと変速比γcとの関係を示す図であって、トルクシフトを説明する概念図である。FIG. 2 is a conceptual diagram illustrating a relationship between an input torque Tin, a thrust ratio τ, and a speed ratio γc of the continuously variable transmission in FIG. 1, illustrating a torque shift. 図３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。4 is a flowchart illustrating a main part of a control operation of the electronic control device of FIG. 3. 図３の電子制御装置のＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける制御作動の一例を説明する図である。FIG. 4 is a diagram illustrating an example of a control operation in an upshift by CtoC shift of the electronic control device in FIG. 3. 図３の電子制御装置とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置の、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける制御作動の一例を説明する図である。FIG. 4 is a diagram illustrating an example of a control operation in an upshift by CtoC shift of an electronic control device of a comparative example having a control function different from that of the electronic control device of FIG. 3. 図３の電子制御装置のＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける制御作動の一例と、図３の電子制御装置とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置の制御作動の一例とを、それぞれ示すタイムチャートである。3 is a time chart showing an example of the control operation of the electronic control device of FIG. 3 in the upshift by the CtoC shift and an example of the control operation of the electronic control device of the comparative example having a control function different from that of the electronic control device of FIG. It is.

以下、本発明の車両用動力伝達装置の制御装置の一実施例について図面を参照して詳細に説明する。   Hereinafter, an embodiment of a control device for a vehicle power transmission device 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の概略構成を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源として機能するエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１８内において、エンジン１２に連結されたトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０の出力回転部材であるタービン軸と一体的に設けられた入力軸２２、入力軸２２に連結された無段変速機構としてのベルト式無段変速機２４(以下、無段変速機２４)、同じく入力軸２２に連結された前後進切換装置２６、前後進切換装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機２４と並列に設けられた伝動機構としてのギヤ機構２８、無段変速機２４及びギヤ機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６に連結されたデフギヤ３８、デフギヤ３８に連結された１対の車軸４０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ２０、無段変速機２４(或いは前後進切換装置２６及びギヤ機構２８)、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、及び車軸４０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。   FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle 10 to which the present invention is applied. In FIG. 1, a vehicle 10 includes an engine 12 functioning as a driving force source for traveling, a driving wheel 14, and a power transmission device 16 provided between the engine 12 and the driving wheel 14. The power transmission device 16 includes, in a housing 18 as a non-rotating member, a torque converter 20 connected to the engine 12, an input shaft 22 provided integrally with a turbine shaft as an output rotating member of the torque converter 20, and an input shaft. A belt-type continuously variable transmission 24 (hereinafter referred to as a continuously variable transmission 24) as a continuously variable transmission mechanism connected to the input shaft 22, a forward / reverse switching device 26 also connected to the input shaft 22, and a forward / reverse switching device 26. A gear mechanism 28 as a transmission mechanism connected to the input shaft 22 and provided in parallel with the continuously variable transmission 24, an output shaft 30 as a common output rotating member of the continuously variable transmission 24 and the gear mechanism 28, and a counter shaft 32. , A reduction gear unit 34 comprising a pair of gears which are provided on the output shaft 30 and the counter shaft 32 so as to be relatively non-rotatable and mesh with each other. Differential gear 38 connected to 36, and includes an axle 40 or the like of the pair coupled to a differential gear 38. In the power transmission device 16 configured as described above, the power of the engine 12 (the torque and the force are synonymous unless otherwise specified) are transmitted to the torque converter 20, the continuously variable transmission 24 (or the forward / reverse switching device 26 and the gear mechanism 28). ), The reduction gear unit 34, the differential gear 38, the axle 40, and the like are sequentially transmitted to the pair of drive wheels 14.

動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を入力回転部材である入力軸２２から無段変速機２４を通り駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第１動力伝達経路と、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を通り駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第２動力伝達経路とを、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に備え、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路とその第２動力伝達経路とが切り換えられるように構成されている。その為、動力伝達装置１６は、上記第１動力伝達経路と上記第２動力伝達経路とを選択的（択一的）に切り替えるクラッチ機構として、上記第１動力伝達経路における動力伝達を断続するＣＶＴ走行用クラッチＣ２と、上記第２動力伝達経路における動力伝達を断続する前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とを備えている。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１は、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置(摩擦クラッチ)である。なお、無段変速機２４は本発明のベルト式無段変速機構に対応し、前後進切替装置２６およびギヤ機構２８は本発明の歯車式伝動機構に対応する。また、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は本発明の第１クラッチに対応し、前進用クラッチＣ１は本発明の第２クラッチに対応する。   The power transmission device 16 includes a first power transmission path for transmitting the power of the engine 12 from the input shaft 22 that is an input rotating member to the drive wheels 14 (that is, the output shaft 30) through the continuously variable transmission 24, A second power transmission path for transmitting power from the input shaft 22 through the gear mechanism 28 to the drive wheels 14 (that is, the output shaft 30) is provided in parallel between the input shaft 22 and the output shaft 30. The first power transmission path and the second power transmission path are configured to be switched according to the traveling state. For this reason, the power transmission device 16 serves as a clutch mechanism that selectively switches between the first power transmission path and the second power transmission path, and a CVT that interrupts power transmission in the first power transmission path. The vehicle includes a traveling clutch C2, a forward clutch C1 and a reverse brake B1 for interrupting power transmission in the second power transmission path. Each of the CVT traveling clutch C2, the forward clutch C1, and the reverse brake B1 is a hydraulic friction engagement device (friction clutch) that is frictionally engaged by a hydraulic actuator. The continuously variable transmission 24 corresponds to the belt type continuously variable transmission mechanism of the present invention, and the forward / reverse switching device 26 and the gear mechanism 28 correspond to the gear type transmission mechanism of the present invention. Further, the CVT traveling clutch C2 corresponds to the first clutch of the present invention, and the forward clutch C1 corresponds to the second clutch of the present invention.

トルクコンバータ２０は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、および入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、無段変速機２４を変速制御したり、無段変速機２４におけるベルト狭圧力を発生させたり、前記クラッチ機構の各々の作動を切り替えたり、動力伝達装置１６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６８が連結されている。   The torque converter 20 is provided coaxially with the input shaft 22 around the input shaft 22 and includes a pump impeller 20p connected to the engine 12 and a turbine impeller 20t connected to the input shaft 22. ing. The pump impeller 20p controls the speed of the continuously variable transmission 24, generates a belt narrow pressure in the continuously variable transmission 24, switches the operation of each of the clutch mechanisms, and transmits the power of the power transmission device 16 to the pump impeller 20p. A mechanical oil pump 68 that is generated by rotating the operating oil pressure for supplying lubricating oil to each part of the path by the engine 12 is connected.

前後進切換装置２６は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を主体として構成されている。遊星歯車装置２６ｐのキャリヤ２６ｃは入力軸２２に一体的に連結され、遊星歯車装置２６ｐのリングギヤ２６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジング１８に選択的に連結され、遊星歯車装置２６ｐのサンギヤ２６ｓは入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４２に連結されている。又、キャリヤ２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。   The forward / reverse switching device 26 is provided coaxially with the input shaft 22 around the input shaft 22 and mainly includes a double pinion type planetary gear device 26p, a forward clutch C1, and a reverse brake B1. Have been. The carrier 26c of the planetary gear set 26p is integrally connected to the input shaft 22, the ring gear 26r of the planetary gear set 26p is selectively connected to the housing 18 via the reverse brake B1, and the sun gear 26s of the planetary gear set 26p is It is connected to a small-diameter gear 42 provided around the input shaft 22 so as to be rotatable coaxially with the input shaft 22. The carrier 26c and the sun gear 26s are selectively connected via a forward clutch C1.

ギヤ機構２８は、小径ギヤ４２と、ギヤ機構カウンタ軸４４に相対回転不能に設けられてその小径ギヤ４２と噛み合う大径ギヤ４６とを含んで構成されている。従って、ギヤ機構２８は、１つギヤ段（変速比)が形成される伝動機構である。ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、アイドラギヤ４８がギヤ機構カウンタ軸４４に対して同軸心に相対回転可能に設けられている。ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、更に、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８との間に、これらの間を選択的に断接する噛合式クラッチＤ１が設けられている。噛合式クラッチＤ１は、ギヤ機構カウンタ軸４４に形成された第１ギヤ５０と、アイドラギヤ４８に形成された第２ギヤ５２と、これら第１ギヤ５０及び第２ギヤ５２と嵌合可能(係合可能、噛合可能)な内周歯が形成されたハブスリーブ５４とを含んで構成されている。このように構成された噛合式クラッチＤ１では、ハブスリーブ５４がこれら第１ギヤ５０及び第２ギヤ５２と嵌合することで、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８とが接続される。又、噛合式クラッチＤ１は、第１ギヤ５０と第２ギヤ５２とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を更に備えている。アイドラギヤ４８は、そのアイドラギヤ４８よりも大径の出力ギヤ５６と噛み合っている。出力ギヤ５６は、出力軸３０と同じ回転軸心回りにその出力軸３０に対して相対回転不能に設けられている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の一方が係合され且つ噛合式クラッチＤ１が係合されると、第１動力伝達経路および第２動力伝達経路のうちの、エンジン１２の動力が入力軸２２から前後進切換装置２６、ギヤ機構２８、アイドラギヤ４８、及び出力ギヤ５６を順次経由して出力軸３０に伝達される、第２動力伝達経路が選択される。   The gear mechanism 28 includes a small-diameter gear 42 and a large-diameter gear 46 that is provided on the gear mechanism counter shaft 44 so as not to rotate relatively and meshes with the small-diameter gear 42. Therefore, the gear mechanism 28 is a transmission mechanism in which one gear (gear ratio) is formed. An idler gear 48 is provided around the gear mechanism counter shaft 44 so as to be rotatable coaxially with the gear mechanism counter shaft 44. Around the gear mechanism counter shaft 44, there is further provided an intermeshing clutch D1 between the gear mechanism counter shaft 44 and the idler gear 48 for selectively connecting and disconnecting between them. The meshing clutch D1 is capable of engaging with the first gear 50 formed on the gear mechanism counter shaft 44, the second gear 52 formed on the idler gear 48, and the first gear 50 and the second gear 52 (engagement). (Measureable, meshable) inner peripheral teeth are formed. In the meshing clutch D1 configured as described above, the gear mechanism counter shaft 44 and the idler gear 48 are connected by fitting the hub sleeve 54 to the first gear 50 and the second gear 52. The meshing clutch D1 further includes a known synchromesh mechanism S1 as a synchronization mechanism for synchronizing rotation when the first gear 50 and the second gear 52 are fitted. The idler gear 48 meshes with an output gear 56 having a larger diameter than the idler gear 48. The output gear 56 is provided so as not to rotate relative to the output shaft 30 around the same rotation axis as the output shaft 30. When one of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is engaged and the dog clutch D1 is engaged, the power of the engine 12 in the first power transmission path and the second power transmission path is transmitted to the input shaft 22. A second power transmission path, which is sequentially transmitted to the output shaft 30 via the forward / reverse switching device 26, the gear mechanism 28, the idler gear 48, and the output gear 56, is selected.

無段変速機２４は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路上に設けられている。無段変速機２４は、入力軸２２に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側プーリであるプライマリプーリ５８と、出力軸３０と同軸心のセカンダリ軸６０に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側プーリであるセカンダリプーリ６２と、その一対の可変プーリ５８，６２の間に巻き掛けられた伝動ベルト６４とを備え、一対の可変プーリ５８，６２と伝動ベルト６４との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。出力軸３０は、セカンダリ軸６０回りにそのセカンダリ軸６０に対して同軸心に相対回転可能に配置されている。   The continuously variable transmission 24 is provided on a power transmission path between the input shaft 22 and the output shaft 30. The continuously variable transmission 24 includes an input-side member provided on the input shaft 22, a primary pulley 58 as an input-side pulley having a variable effective diameter, and an output side provided on a secondary shaft 60 coaxial with the output shaft 30. A secondary pulley 62 which is an output side pulley having a variable effective diameter, which is a member, and a transmission belt 64 wound between the pair of variable pulleys 58, 62 are provided. The pair of variable pulleys 58, 62 and the transmission belt are provided. Power transmission is performed via a frictional force between the power transmission and the power transmission. The output shaft 30 is disposed around the secondary shaft 60 so as to be relatively rotatable coaxially with the secondary shaft 60.

プライマリプーリ５８では、プライマリプーリ５８に作用する油圧（すなわちプライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐin）が油圧制御回路６６（図３参照）によって調圧制御されることにより、各シーブ５８ａ、５８ｂ間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ５８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）が制御される。又、セカンダリプーリ６２では、セカンダリプーリ６２に作用する油圧(すなわちセカンダリプーリ６２に設けられたセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃへ供給されるセカンダリ圧Ｐout)が油圧制御回路６６によって調圧制御されることにより、各シーブ６２ａ，６２ｂ間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ６２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)が制御される。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、各プーリ５８，６２のＶ溝幅が変化して伝動ベルト６４の掛かり径(有効径)が変更され、変速比(ギヤ比)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６４が滑りを生じないように各プーリ５８，６２と伝動ベルト６４との間の摩擦力(ベルト挟圧力)が必要且つ充分に制御される。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６４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γtgtとされる。なお、プライマリ側油圧シリンダ５８ｃは、本発明の入力側油圧シリンダに対応する。   In the primary pulley 58, the hydraulic pressure acting on the primary pulley 58 (that is, the primary pressure Pin supplied to the primary hydraulic cylinder 58c provided in the primary pulley 58) is pressure-controlled by a hydraulic control circuit 66 (see FIG. 3). Thus, the input thrust (primary thrust) Win (= primary pressure Pin × pressure receiving area) of the primary pulley 58 for changing the V-groove width between the sheaves 58a and 58b is controlled. In the secondary pulley 62, the hydraulic pressure acting on the secondary pulley 62 (that is, the secondary pressure Pout supplied to the secondary hydraulic cylinder 62c provided in the secondary pulley 62) is regulated by the hydraulic control circuit 66, so that An output thrust (secondary thrust) Wout (= secondary pressure Pout × pressure receiving area) in the secondary pulley 62 for changing the V groove width between the sheaves 62a and 62b is controlled. By controlling the primary thrust Win and the secondary thrust Wout, respectively, the V-groove width of each pulley 58, 62 changes to change the hanging diameter (effective diameter) of the transmission belt 64, and the speed ratio (gear ratio) γ ( = Input shaft rotation speed Nin / output shaft rotation speed Nout), and the frictional force (belt clamping) between each pulley 58, 62 and the transmission belt 64 so that the transmission belt 64 does not slip. Pressure) is required and well controlled. As described above, by controlling the primary thrust Win and the secondary thrust Wout, slippage of the transmission belt 64 is prevented, and the actual speed ratio (actual speed ratio) γ is set to the target speed ratio γtgt. The primary hydraulic cylinder 58c corresponds to the input hydraulic cylinder of the present invention.

ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、無段変速機２４の出力側部材（出力側プーリ）であるセカンダリプーリ６２（セカンダリ軸６０）（ここではセカンダリプーリ６２（セカンダリ軸６０）よりもトルク伝達経路における下流側の駆動輪１４側である出力軸３０でも同意）に設けられており、セカンダリプーリ６２と出力軸３０との間を断接する。言い換えれば、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、セカンダリプーリ６２と出力軸３０との間に設けられている。第１動力伝達経路および第２動力伝達経路のうちの、エンジン１２の動力が入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０に伝達される、第１動力伝達経路が選択されるときに、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合される。   The CVT traveling clutch C2 is a downstream side of the secondary pulley 62 (secondary shaft 60) (here, the secondary pulley 62 (secondary shaft 60)), which is an output side member (output side pulley) of the continuously variable transmission 24, in the torque transmission path. The output shaft 30 on the side of the drive wheel 14 is also provided), and the connection between the secondary pulley 62 and the output shaft 30 is disconnected. In other words, the CVT traveling clutch C2 is provided between the secondary pulley 62 and the output shaft 30. The first power transmission path is selected from the first power transmission path and the second power transmission path, in which the power of the engine 12 is transmitted from the input shaft 22 to the output shaft 30 via the continuously variable transmission 24. At this time, the CVT traveling clutch C2 is engaged.

図２は、動力伝達装置１６の各走行パターン毎の係合要素の係合表を用いて、その走行パターンの切り換わりを説明する為の図である。図２において、Ｃ１は前進用クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２はＣＶＴ走行用クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１は後進用ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１は噛合式クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」は係合(接続)を示し、「×」は解放(遮断)を示している。   FIG. 2 is a diagram for describing switching of the traveling pattern using the engagement table of the engaging elements for each traveling pattern of the power transmission device 16. In FIG. 2, C1 corresponds to the operating state of the forward clutch C1, C2 corresponds to the operating state of the CVT traveling clutch C2, B1 corresponds to the operating state of the reverse brake B1, and D1 is the dog clutch D1. “O” indicates engagement (connection), and “X” indicates release (disconnection).

例えばギヤ機構２８を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン（すなわち第２動力伝達経路を通って動力が伝達される走行パターン）であるギヤ走行（ギヤモードともいう）から、無段変速機２４を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン（すなわち第１動力伝達経路を通って動力が伝達される走行パターン）であるＣＶＴ走行（ベルトモードともいう）(高車速)へ切り換えられる場合、前進用クラッチＣ１を解放してＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するようにクラッチを掛け替えるＣtoＣ変速が実行され、動力伝達装置１６においてはアップシフトさせられる。   For example, from a gear traveling (also referred to as a gear mode), which is a traveling pattern in which the power of the engine 12 is transmitted to the output shaft 30 via the gear mechanism 28 (that is, a traveling pattern in which power is transmitted through the second power transmission path), CVT traveling (also referred to as a belt mode) which is a traveling pattern in which the power of the engine 12 is transmitted to the output shaft 30 via the continuously variable transmission 24 (that is, a traveling pattern in which power is transmitted through the first power transmission path). When the transmission is switched to (high vehicle speed), a CtoC shift is performed in which the forward clutch C1 is released and the clutch is switched so as to engage the CVT traveling clutch C2, and the power transmission device 16 is upshifted.

又、例えばＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換えられる場合、ＣＶＴ走行(中車速)の状態からＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放して前進用クラッチＣ１を係合するようにクラッチを掛け替える変速(例えばＣtoＣ変速)が実行され、動力伝達装置１６においてはダウンシフトさせられる。したがって、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２および前進用クラッチＣ１を一方から他方へ掛け替えるＣｔｏＣ変速が実行されることで、第１動力伝達経路および第２動力伝達経路が択一的に選択される。   Further, for example, when the vehicle is switched from CVT traveling (high vehicle speed) to gear traveling, from a state of CVT traveling (medium vehicle speed), the CVT traveling clutch C2 is released and the clutch is shifted so as to engage the forward clutch C1. (For example, CtoC shift), and the power transmission device 16 is downshifted. Accordingly, the CtoC shift in which the CVT traveling clutch C2 and the forward clutch C1 are switched from one to the other is executed, so that the first power transmission path and the second power transmission path are selected alternatively.

図３は、動力伝達装置１６における変速制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図３において、車両１０には、例えば動力伝達装置１６の走行パターンを切り換えたり、無段変速機２４の無段変速を制御するための、本発明の車両用動力伝達装置の制御装置としての機能を含む電子制御装置１００が備えられている。よって、図３は、電子制御装置１００の入出力系統を示す図であり、又、電子制御装置１００による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図でもある。電子制御装置１００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１００は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２４の変速制御やベルト挟圧力制御、走行パターンを切り換える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、変速制御用等に分けて構成される。   FIG. 3 is a diagram illustrating a main part of a control function and a control system for speed change control in the power transmission device 16. In FIG. 3, a vehicle 10 has a function as a control device of a vehicle power transmission device of the present invention, for example, for switching a traveling pattern of a power transmission device 16 and controlling a continuously variable transmission of a continuously variable transmission 24. Is provided. Therefore, FIG. 3 is a diagram illustrating an input / output system of the electronic control device 100, and is also a functional block diagram illustrating a main part of a control function of the electronic control device 100. The electronic control unit 100 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 operates according to 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 100 executes output control of the engine 12, shift control of the continuously variable transmission 24, belt clamping pressure control, control for switching a running pattern, and the like. , For speed change control and the like.

電子制御装置１００には、車両１０が備える各種センサ(例えば各種回転速度センサ８２，８４，８６、アクセル開度センサ８８、スロットル弁開度センサ９０、セカンダリ回転速度センサ９２など)による検出信号に基づく各種実際値(例えばエンジン回転速度Ｎe（ｒｐｍ）、タービン回転速度Ｎt（ｒｐｍ）に対応するプライマリプーリ５８の回転速度である入力軸回転速度Ｎin（ｒｐｍ）、車速Ｖ（ｋｍ／ｈ）に対応する出力軸回転速度Ｎout（ｒｐｍ）、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θacc（％）、スロットル弁開度θth（％）、セカンダリプーリ６２の回転速度であるセカンダリ回転速度Ｎsec、など）が、それぞれ供給される。なお、電子制御装置１００は、たとえば入力軸回転速度Ｎinとセカンダリ回転速度Ｎsecとに基づいて無段変速機２４の変速比γc（＝入力軸回転速度Ｎin／セカンダリ回転速度Ｎsec）を算出する。   The electronic control unit 100 is based on detection signals from various sensors included in the vehicle 10 (for example, various rotation speed sensors 82, 84, 86, an accelerator opening sensor 88, a throttle valve opening sensor 90, a secondary rotation speed sensor 92, etc.). Various actual values (for example, the input shaft rotation speed Nin (rpm), which is the rotation speed of the primary pulley 58 corresponding to the engine rotation speed Ne (rpm) and the turbine rotation speed Nt (rpm), and the vehicle speed V (km / h). The output shaft rotation speed Nout (rpm), the accelerator opening θacc (%), which is the operation amount of the accelerator pedal as the driver's required acceleration, the throttle valve opening θth (%), and the secondary rotation, which is the rotation speed of the secondary pulley 62. Rotation speed Nsec). The electronic control unit 100 calculates a speed ratio γc (= input shaft rotation speed Nin / secondary rotation speed Nsec) of the continuously variable transmission 24 based on, for example, the input shaft rotation speed Nin and the secondary rotation speed Nsec.

又、電子制御装置１００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、無段変速機２４の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓin、Ｓout、動力伝達装置１６の走行パターンの切換えに関連する前後進切換装置２６、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、及び噛合式クラッチＤ１を制御する為の油圧制御指令信号Ｓc1、Ｓb1、Ｓc2、Ｓd1等が、それぞれ出力される。具体的には、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を駆動して電子スロットル弁の開閉を制御する為のスロットル信号や燃料噴射装置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。又、油圧制御指令信号Ｓinとして、プライマリプーリ５８のアクチュエータに供給されるプライマリ圧Ｐinを調圧するソレノイド弁を駆動する為の指令信号、油圧制御指令信号Ｓoutとして、セカンダリプーリ６２のアクチュエータに供給されるセカンダリ圧Ｐoutを調圧するソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路６６へ出力される。又、油圧制御指令信号Ｓc1、Ｓb1、Ｓc2、Ｓd1として、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１に各々作用する各油圧（すなわち前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１の各アクチュエータへ供給されるクラッチ圧Ｐc1、クラッチ圧Ｐb1、クラッチ圧Ｐc2、クラッチ圧Ｐd1）を調圧する各ソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路６６へ出力される。   Also, from the electronic control unit 100, an engine output control command signal Se for controlling the output of the engine 12, hydraulic control command signals Sin and Sout for controlling the hydraulic pressure related to the shift of the continuously variable transmission 24, Hydraulic control command signals Sc1, Sb1, Sc2, Sd1, etc. for controlling the forward / reverse switching device 26, the CVT traveling clutch C2, and the meshing clutch D1 related to the switching of the traveling pattern are respectively output. Specifically, as the engine output control command signal Se, a throttle signal for driving the throttle actuator to control the opening and closing of the electronic throttle valve, an injection signal for controlling the amount of fuel injected from the fuel injection device, and the like. An ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device is output. In addition, a hydraulic pressure control command signal Sin is supplied to the actuator of the secondary pulley 62 as a hydraulic pressure control command signal Sout as a command signal for driving a solenoid valve that regulates the primary pressure Pin supplied to the actuator of the primary pulley 58. A command signal or the like for driving a solenoid valve for adjusting the secondary pressure Pout is output to the hydraulic control circuit 66. Also, as the hydraulic control command signals Sc1, Sb1, Sc2, and Sd1, each hydraulic pressure acting on the forward clutch C1, the reverse brake B1, the CVT travel clutch C2, and the meshing clutch D1 (ie, the forward clutch C1, the reverse clutch). A command signal for driving each solenoid valve for adjusting the clutch pressure Pc1, the clutch pressure Pb1, the clutch pressure Pc2, and the clutch pressure Pd1 supplied to each of the actuators of the brake B1, the CVT traveling clutch C2, and the dog clutch D1. Is output to the hydraulic control circuit 66.

油圧制御回路６６において、ライン圧Ｐ１は、例えばオイルポンプ６８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、ソレノイド弁により調圧される。油圧制御回路６６において、たとえばプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧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狭圧力を各プーリ５８、６２に発生させるように制御される。又、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、各プーリ５８、６２の推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）が変更されることにより無段変速機２４の変速比γcが変更される。例えば、その推力比τが大きくされる程、変速比γcが大きくされる（すなわち無段変速機２４はダウンシフトされる）。   In the hydraulic control circuit 66, the line pressure P1 is regulated by a solenoid valve using, for example, a working oil pressure output (generated) from an oil pump 68 as a base pressure. In the hydraulic control circuit 66, for example, the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout are controlled so as to generate a belt narrow pressure that does not cause belt slippage and does not increase unnecessarily on the pulleys 58 and 62. In addition, the speed ratio γc of the continuously variable transmission 24 is changed by changing the thrust ratio τ (= Wout / Win) of each of the pulleys 58 and 62 according to the correlation between the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout. For example, as the thrust ratio τ is increased, the speed ratio γc is increased (that is, the continuously variable transmission 24 is downshifted).

電子制御装置１００は、変速制御部１０２を備えている。変速制御部１０２は、ＣｔｏＣ変速判断部１０４、ベルト入力トルク算出部１０６、推力制御部１１０およびＣｔｏＣ変速制御部１１２を備えている。   The electronic control unit 100 includes a shift control unit 102. The shift control unit 102 includes a CtoC shift determination unit 104, a belt input torque calculation unit 106, a thrust control unit 110, and a CtoC shift control unit 112.

ＣｔｏＣ変速判断部１０４は、ギヤ走行における変速比ＥＬに対応する第１速変速比γ１とＣＶＴ走行における最ロー変速比γmaxに対応する第２速変速比γ２とを切り替える為のアップシフト線及びダウンシフト線を用いて、車速Ｖ及びアクセル開度θaccに基づいて変速(変速比の切替え)を判断し、その判断結果に基づいて車両走行中の走行パターンを切り替えるか否かを判定する。上記アップシフト線及びダウンシフト線は、例えば予め定められた変速線であり、所定のヒステリシスを有している。なお、ＣＶＴ走行における最ロー変速比γmaxは、本発明のベルト式無段変速機により形成される最大変速比に相当する。   The CtoC shift determining unit 104 includes an upshift line and a downshift line for switching between the first speed ratio γ1 corresponding to the speed ratio EL in gear traveling and the second speed ratio γ2 corresponding to the lowest speed ratio γmax in CVT traveling. Using the shift line, the shift (switching of the gear ratio) is determined based on the vehicle speed V and the accelerator opening θacc, and based on the determination result, it is determined whether or not to switch the running pattern during running of the vehicle. The upshift line and the downshift line are, for example, predetermined shift lines and have a predetermined hysteresis. Note that the lowest gear ratio γmax in CVT traveling corresponds to the maximum gear ratio formed by the belt-type continuously variable transmission of the present invention.

ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、ギヤ走行中にＣｔｏＣ変速判断部１０４によりアップシフトが判定されると、前進用クラッチＣ１を解放すると共にＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するＣtoＣ変速によりアップシフトを実行することで、ギヤモードからＣＶＴ走行モード(高車速)へ切り替える。また、ギヤモードからＣＶＴ走行モードへの切替えに伴う変速比γの変化の連続性の観点から、推力制御部１１０によるＣｔｏＣ変速によるアップシフト中は、無段変速機２４の変速比γcがたとえば最ロー変速比γmax側に維持されるように制御される。   When the upshift is determined by the CtoC shift determining unit 104 during gear traveling, the CtoC shift control unit 112 releases the forward clutch C1 and executes the upshift by the CtoC shift that engages the CVT traveling clutch C2. As a result, the gear mode is switched to the CVT traveling mode (high vehicle speed). From the viewpoint of the continuity of the change of the gear ratio γ accompanying the switching from the gear mode to the CVT drive mode, during the upshift by the CtoC shift by the thrust control unit 110, the gear ratio γc of the continuously variable transmission The gear ratio is controlled so as to be maintained on the γmax side.

又、ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、ＣＶＴ走行(高車速)中にＣｔｏＣ変速判断部１０４によりダウンシフトが判断されると、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放すると共に前進用クラッチＣ１を係合するＣtoＣ変速によりダウンシフトを実行することで、ＣＶＴ走行モードからギヤ走行モードへ切り替える。このＣｔｏＣ変速によるダウンシフトは、たとえばドライバによる大きな加速操作が行われた場合などには、無段変速機２４のダウンシフトと同時に行われる場合がある。   When the CtoC shift determining unit 104 determines that a downshift is performed during CVT traveling (high vehicle speed), the CtoC shift control unit 112 releases the CVT traveling clutch C2 and engages the forward clutch C1. By executing the downshift, the vehicle is switched from the CVT traveling mode to the gear traveling mode. The downshift by the CtoC shift may be performed simultaneously with the downshift of the continuously variable transmission 24, for example, when a large acceleration operation is performed by the driver.

ＣｔｏＣ変速中は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2の変化に応じて、無段変速機２４への入力トルクＴinが変化するため、基本的には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の実際の変速比γcで除算して、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４への入力トルクＴinが算出される。以下、このように算出された入力トルクＴinを推定入力トルクＴinesという。ここで、ＣｔｏＣ変速中のＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2は、油圧制御回路６６へ出力されるクラッチ指示圧Ｐc2dirおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元に基づいて算出される。   During the CtoC shift, the input torque Tin to the continuously variable transmission 24 changes in accordance with the change in the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2. Therefore, basically, the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 is reduced. By dividing by the actual speed ratio γc of the continuously variable transmission 24, the input torque Tin to the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift is calculated. Hereinafter, the input torque Tin thus calculated is referred to as an estimated input torque Tines. Here, the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 during the CtoC shift is calculated based on the clutch command pressure Pc2dir output to the hydraulic control circuit 66 and the specifications of the secondary hydraulic cylinder 62c.

図４は、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のトルクシフト（アップシフト）を発生させるトルクシフト発生要因と、そのトルクシフト発生要因による無段変速機２４でのトルクシフトの発生を抑制するための対応とを、示す図である。ここで、トルクシフトとは、たとえばクラッチ指示圧Ｐc2dirに基づいて算出した推定入力トルクＴinesと実際の入力トルクＴinとの乖離（バラツキ）などのトルクシフト要素に起因して、目標変速比γtgtを維持できず、目標変速比γtgtからアップシフトする、あるいはダウンシフトすることである。   FIG. 4 is a diagram illustrating a torque shift generation factor that causes a torque shift (upshift) of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift and a torque shift generated by the continuously variable transmission 24 due to the torque shift generation factor. FIG. Here, the torque shift is maintained at the target gear ratio γtgt due to a torque shift element such as a deviation (variation) between the estimated input torque Tines calculated based on the clutch command pressure Pc2dir and the actual input torque Tin. That is, the upshift or the downshift from the target speed ratio γtgt cannot be performed.

図４に示されるように、後述する図７の横軸（トルク）に対応するトルクシフト発生要因（トルクシフト要素）には、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキが挙げられている。ＣｔｏＣ変速中において推定入力トルクＴinesの算出に用いられるＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2は、クラッチ指示圧Ｐc2dirおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元に基づいて算出される。このため、たとえば、クラッチ指示圧Ｐc2dirと実際のクラッチ圧Ｐc2との乖離、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２の摩擦板の摩擦係数μおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元などに起因して、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対して実際に得られるトルク容量Ｔc2は揃わず、所定の範囲でバラツキを有する可能性がある。推定入力トルクＴinesは、バラツキを有するトルク容量Ｔc2の算出値から求められるため、実際の入力トルクＴinとの間に乖離が生じる可能性がある。   As shown in FIG. 4, the variation of the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 with respect to the clutch instruction pressure Pc2dir is included in the torque shift occurrence factor (torque shift element) corresponding to the horizontal axis (torque) in FIG. Are listed. The torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 used for calculating the estimated input torque Tines during the CtoC shift is calculated based on the clutch command pressure Pc2dir and the specifications of the secondary hydraulic cylinder 62c. For this reason, for example, due to the difference between the clutch instruction pressure Pc2dir and the actual clutch pressure Pc2, the friction coefficient μ of the friction plate of the CVT traveling clutch C2, and the specifications of the secondary side hydraulic cylinder 62c, the clutch instruction pressure The torque capacity Tc2 actually obtained with respect to Pc2dir is not uniform, and may vary within a predetermined range. Since the estimated input torque Tines is obtained from the calculated value of the torque capacity Tc2 having a variation, there is a possibility that a difference may occur between the estimated input torque Tines and the actual input torque Tin.

ＣｔｏＣ変速中において、実際の入力トルクＴinが推定入力トルクＴinesよりも低い値となると、推力比特性上、最ロー変速比γmaxからアップシフトが生じる可能性がある。このため、ＣｔｏＣ変速中において、実際の入力トルクＴinに拘わらず最ロー変速比γmaxを維持するために、最ロー変速比γmaxを達成する推力比τを最大値に設定して目標プライマリ推力Ｗintgtを得るためのプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinを最低圧とすることが考えられる。これにより、実際の入力トルクＴinに拘わらず無段変速機２４の最ロー変速比γmaxが維持される。しかしながら、最ロー変速比γmaxを達成する推力比τが最大値に設定された場合のプライマリ圧Ｐinは、実際の入力トルクＴinに応じてトルク容量を確保するために必要となるプライマリ圧Ｐinから必要以上に低下させられるため、無段変速機２４の耐久性が低下する可能性があった。このため、電子制御装置１００は、ＣｔｏＣ変速中に、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2に基づいてＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴinを推定し、その推定した無段変速機２４の入力トルクＴinである推定入力トルクＴinesに基づいて、ＣｔｏＣ変速中に無段変速機２４のアップシフトが生じないように、プライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinを制御する。つまり、本実施例では、プライマリ圧Ｐinが実際の入力トルクＴinに応じたプライマリ圧Ｐinよりも小さくなるように制御されて、推力比特性上、最ロー変速比γmaxにおいて実際の入力トルクＴinに応じたトルクシフトがダウンシフト側となり最ロー変速比γmaxが維持されるγmax押付け制御（図４）が行われる。この無段変速機２４のγmax押付け制御では、プライマリ圧Ｐinが最低圧まで下げられないことから、無段変速機２４の耐久性の低下を抑制することが可能となる。電子制御装置１００は、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のγmax押付け制御において、ＣｔｏＣ変速中にプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinを算出する際、無段変速機２４のトルク容量Ｔc2を確保するためのトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc、および無段変速機２４の推力比τを算出するための推力比算出用推定入力トルクＴincを用いるが、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴinとして、以下の２種類の異なる値の推定入力トルクＴinesが用いられる。ここで、ＣｔｏＣ変速中のトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcは、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト滑りの抑制を保証する為の必要且つ充分な推力であるベルト滑り保証推力Ｗlmtcを算出するのに用いられる無段変速機２４の入力トルクＴinである。また、推力比算出用推定入力トルクＴincは、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の推力比τを算出するのに用いられる無段変速機２４の入力トルクＴinである。   If the actual input torque Tin becomes lower than the estimated input torque Tines during the CtoC shift, an upshift may occur from the lowest gear ratio γmax due to the thrust ratio characteristics. For this reason, during the CtoC shift, in order to maintain the lowest gear ratio γmax regardless of the actual input torque Tin, the thrust ratio τ that achieves the lowest gear ratio γmax is set to the maximum value, and the target primary thrust Wingtt is set. It is conceivable that the primary pressure Pin supplied to the primary side hydraulic cylinder 58c to obtain the minimum pressure is the minimum pressure. As a result, the lowest gear ratio γmax of the continuously variable transmission 24 is maintained regardless of the actual input torque Tin. However, when the thrust ratio τ that achieves the lowest gear ratio γmax is set to the maximum value, the primary pressure Pin is required from the primary pressure Pin required to secure the torque capacity according to the actual input torque Tin. As a result, the durability of the continuously variable transmission 24 may be reduced. For this reason, the electronic control unit 100 estimates the input torque Tin of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift based on the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 during the CtoC shift, and the estimated continuously variable transmission. The primary pressure Pin of the primary hydraulic cylinder 58c provided on the primary pulley 58 is determined based on the estimated input torque Tines, which is the input torque Tin of the primary pulley 58, so as to prevent an upshift of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift. Control. That is, in the present embodiment, the primary pressure Pin is controlled so as to be smaller than the primary pressure Pin corresponding to the actual input torque Tin, and the thrust ratio characteristic corresponds to the actual input torque Tin at the lowest gear ratio γmax. The γmax pressing control (FIG. 4) in which the torque shift that has been made becomes the downshift side and the lowest gear ratio γmax is maintained. In the γmax pressing control of the continuously variable transmission 24, since the primary pressure Pin cannot be reduced to the minimum pressure, it is possible to suppress a decrease in the durability of the continuously variable transmission 24. The electronic control unit 100 secures the torque capacity Tc2 of the continuously variable transmission 24 when calculating the primary pressure Pin of the primary hydraulic cylinder 58c during the CtoC shift in the γmax pressing control of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift. Input torque Tlmtc for calculating the torque capacity and the input torque Tinc for calculating the thrust ratio for calculating the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 for inputting the input to the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift. As the torque Tin, the following two types of estimated input torque Tines having different values are used. Here, the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity during the CtoC shift is used for calculating the belt slip guarantee thrust Wlmtc which is a necessary and sufficient thrust for guaranteeing the suppression of the belt slip during the CtoC shift. The input torque Tin of the step transmission 24. Further, the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio is the input torque Tin of the continuously variable transmission 24 used for calculating the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift.

ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣｔｏＣ変速判断部１０４によりＣｔｏＣ変速が実行中であると判定されると、クラッチ指示圧Ｐc2dirおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元から推定入力トルクＴinesを算出する際に、クラッチ指示圧Ｐc2dirとＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2およびそのバラツキとの予め定められた関係から、実際のクラッチ指示圧Ｐc2dirに基づいてクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキを推定し、トルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxとトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minとを推定する。ここで、トルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxからトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを引いたトルク容量Ｔc2の所定のバラツキ範囲は、略一定値であり、クラッチ指示圧Ｐc2dirと実際のクラッチ圧Ｐc2との乖離幅、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２の摩擦板の摩擦係数μおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元などから、予め実験的に設定されている。ベルト入力トルク算出部１０６は、タービントルクＴtとトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxとのうちの小さい方の値（ミニマムセレクト値）を、ＣｔｏＣ変速中のトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定する。つまり、ベルト入力トルク算出部１０６は、推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxがタービントルクＴtよりも小さい場合には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに基づいてトルク容量算出用推定入力トルクＴinesmaxを設定する。   When the CtoC shift determining unit 104 determines that the CtoC shift is being executed, the belt input torque calculating unit 106 calculates the estimated input torque Tines from the clutch command pressure Pc2dir and the specifications of the secondary hydraulic cylinder 62c. From the predetermined relationship between the clutch command pressure Pc2dir and the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 and its variation, the variation of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir is estimated based on the actual clutch command pressure Pc2dir. The maximum value Tc2max of the variation in the torque capacity Tc2 and the minimum value Tc2min of the variation in the torque capacity Tc2 are estimated. Here, the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 obtained by subtracting the minimum value Tc2min of the variation of the torque capacity Tc2 from the maximum value Tc2max of the variation of the torque capacity Tc2 is a substantially constant value, and the clutch instruction pressure Pc2dir and the actual clutch pressure The deviation from Pc2, the friction coefficient μ of the friction plate of the CVT traveling clutch C2, and the specifications of the secondary hydraulic cylinder 62c are experimentally set in advance. The belt input torque calculation unit 106 calculates the smaller value of the maximum variation Tinesmax of the estimated input torque obtained by dividing the maximum value Tc2max of the variation of the turbine torque Tt and the variation of the torque capacity Tc2 by the speed ratio γc of the continuously variable transmission 24. (Minimum select value) is set as the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity during the CtoC shift. That is, if the maximum variation Tinesmax of the estimated input torque is smaller than the turbine torque Tt, the belt input torque calculation unit 106 determines the maximum variation Tc2max of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir to the CVT traveling clutch C2. The estimated input torque Tinesmax for torque capacity calculation is set based on

ベルト入力トルク算出部１０６は、トルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minに基づいて推力比算出用推定入力トルクＴincを設定する。具体的には、トルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminが推力比算出用推定入力トルクＴincに設定される。あるいは、ベルト入力トルク算出部１０６は、タービントルクＴtおよび推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxのうちミニマムセレクトにより推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxをトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定する場合には、推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminを推力比算出用推定入力トルクＴincに設定し、タービントルクＴtおよび推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxのうちミニマムセレクトによりタービントルクＴtをトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定する場合には、タービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した除算値を引いた値を推力比算出用推定入力トルクＴincに設定してもよい。つまり、ベルト入力トルク算出部１０６は、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した除算値を引いた値を推力比算出用推定入力トルクＴincに設定してもよい。これにより、ＣｔｏＣ変速中において、実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低くなることが抑制される。   The belt input torque calculation unit 106 sets the estimated input torque Tinc for thrust ratio calculation based on the minimum value Tc2min of the variation in the torque capacity Tc2. Specifically, the minimum value Tinesmin of the estimated input torque obtained by dividing the minimum value Tc2min of the variation in the torque capacity Tc2 by the speed ratio γc of the continuously variable transmission 24 is set as the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. Alternatively, the belt input torque calculation unit 106 sets the maximum input value variation Tinesmax of the estimated input torque by the minimum selection among the turbine torque Tt and the maximum input value variation Tinesmax as the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation. The minimum input variation Tinesmin of the estimated input torque is set as the estimated input torque Tinc for thrust ratio calculation, and the turbine torque Tt is set to the estimated input torque for torque capacity calculation by the minimum selection among the turbine torque Tt and the maximum variation Tinesmax of the estimated input torque. In the case of setting Tlmtc, a value obtained by subtracting a divided value obtained by dividing the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 by the speed ratio γc from the turbine torque Tt may be set as the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. That is, the belt input torque calculation unit 106 calculates a value obtained by subtracting a divided value obtained by dividing the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 by the gear ratio γc from the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity. May be set. This suppresses the actual input torque Tin from becoming lower than the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio during the CtoC shift.

推力制御部１１０は、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ推力Ｗinを得るためのプライマリプーリ５８のプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinを算出する。図５は、ＣｔｏＣ変速中に最ロー変速比γmaxを達成するための本実施例および比較例の各推力比（γmaxバランス推力比）からそれぞれ定まるプライマリ推力Ｗinについて説明する図である。推力制御部１１０は、プライマリ圧Ｐinの算出の際に、無段変速機２４の入力トルクＴinとして、無段変速機２４のトルク容量を確保するために必要且つ充分な推力であるベルト滑り保証推力Ｗlmtを算出するために、タービントルクＴtおよび推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxのうちの小さい方の値に設定されたトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcを用い、無段変速機２４の推力比τを算出するために、推定入力トルクのバラツキ最小値ＴinesminあるいはタービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を無段変速機２４の変速比γcで除算した徐算値を引いた値に設定された推力比算出用推定入力トルクＴincを用いる。   The thrust control unit 110 calculates the primary pressure Pin supplied to the primary hydraulic cylinder 58c of the primary pulley 58 for obtaining the primary thrust Win during the CtoC shift. FIG. 5 is a diagram for explaining the primary thrust Win determined from each thrust ratio (γmax balance thrust ratio) of the present embodiment and the comparative example for achieving the lowest gear ratio γmax during the CtoC shift. When calculating the primary pressure Pin, the thrust control section 110 uses the input torque Tin of the continuously variable transmission 24 as a belt slip assurance thrust that is necessary and sufficient to secure the torque capacity of the continuously variable transmission 24. To calculate Wlmt, the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation set to the smaller one of the turbine torque Tt and the maximum variation Tinesmax of the estimated input torque variation is used, and the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 is used. In order to calculate the value, a minimum value Tinesmin of the variation of the estimated input torque or a value obtained by subtracting a reduced value obtained by dividing the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 by the speed ratio γc of the continuously variable transmission 24 from the turbine torque Tt. The estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio is used.

推力制御部１１０は、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcを用いて、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ側ベルト滑り保証推力Ｗlmtinおよびセカンダリ側ベルト滑り保証推力Ｗlmtoutを算出する。推力制御部１１０は、各々、次式(１)及び次式(２)から、ＣｔｏＣ変速中のプライマリプーリ５８の入力トルクとしてベルト入力トルク算出部１０６により設定されたトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc、セカンダリプーリ６２の入力トルクとしての無段変速機２４の出力トルクＴout(＝γ×Ｔlmtc)、各プーリ５８，６２のシーブ角(コーン面角)α、所定のベルトエレメント−シーブ間摩擦係数μ、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ５８側のベルト掛かり径Ｒin、実変速比γから一意的に算出されるセカンダリプーリ６２側のベルト掛かり径Ｒout(以上、図１参照)に基づいて、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ側ベルト滑り保証推力Ｗlmtin及びセカンダリ側ベルト滑り保証推力Ｗlmtoutを算出する。なお、次式（２）は、本発明の第１の関係に相当する。
Ｗlmtin ＝(Ｔlmtc ×cosα)／(２×μ×Ｒin ) …(１)
Ｗlmtout＝(Ｔout×cosα)／(２×μ×Ｒout) …(２) The thrust control unit 110 calculates the primary belt slip guarantee thrust Wlmtin and the secondary belt slip guarantee thrust Wlmtout during the CtoC shift using the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation. The thrust control unit 110 calculates the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation set by the belt input torque calculation unit 106 as the input torque of the primary pulley 58 during the CtoC shift from the following equations (1) and (2). , The output torque Tout (= γ × Tlmtc) of the continuously variable transmission 24 as the input torque of the secondary pulley 62, the sheave angle (cone surface angle) α of each of the pulleys 58 and 62, the predetermined belt element-sheave friction coefficient μ The belt hooking diameter Rin on the primary pulley 58 side uniquely calculated from the actual gear ratio γ, and the belt hooking diameter Rout on the secondary pulley 62 side uniquely calculated from the actual gear ratio γ (see FIG. 1). Based on this, the primary belt slip guarantee thrust Wlmtin and the secondary belt slip guarantee thrust Wlmtout during the CtoC shift are calculated. Note that the following equation (2) corresponds to the first relationship of the present invention.
Wlmtin = (Tlmtc × cosα) / (2 × μ × Rin) (1)
Wlmtout = (Tout × cosα) / (2 × μ × Rout) (2)

図６は、目標変速比γtgtをパラメータとしてトルク比と推力比τとの予め定められた推力比マップの一例を示す図である。推力制御部１１０は、図６に示す推力比マップから、推力比算出用推定入力トルクＴincを用いて、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の推力比τを算出する。推力比マップは、無段変速機２４の推力比τを算出するための、無段変速機２４の目標変速比γtgtをパラメータとして、無段変速機２４の入力トルクＴinから求められるトルク比と無段変速機２４の推力比τとの予め定められた関係である。推力制御部１１０は、予め定められた関係(例えばＣＶＴ変速マップ)からアクセル開度θacc及び車速Ｖに基づいて目標入力軸回転速度Ｎitgtを算出し、その目標入力軸回転速度Ｎitgtに基づいて目標変速比γtgt(＝Ｎitgt／Ｎout)を算出するが、ＣｔｏＣ変速中では目標変速比γtgtは最ロー変速比γmaxである。また、推力制御部１１０は、推力比τの算出に用いるトルク比を算出する。ＣｔｏＣ変速中のトルク比は、ベルト入力トルク算出部１０６により設定された推力比算出用推定入力トルクＴincと、予め定められた無段変速機２４に入力可能な限界のトルクである保証入力トルクＴlmtinとの比(＝Ｔinc／Ｔlmtin)である。推力制御部１１０は、図６に示されるような予め定められた関係(推力比マップ)から目標変速比γtgt及びＣｔｏＣ変速中のトルク比に基づいて、目標変速比γtgtである最ロー変速比γmaxを定常的に維持する為の推力比τ（γmaxバランス推力比）を算出する。推力比マップは、トルク比が０から１のエンジン１２の駆動力によって駆動輪１４が駆動される駆動状態では、トルク比が１に近い比較的高トルク比の領域以外においては、トルク比が小さくなるほどすなわちＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクとしての推力比算出用推定入力トルクＴincが小さくなるほど、最ロー変速比γmaxを達成する推力比τ（γmaxバランス推力比）が大きくなる関係を有している。なお、推力比マップは、本発明の第２の関係に相当する。   FIG. 6 is a diagram showing an example of a predetermined thrust ratio map of the torque ratio and the thrust ratio τ using the target speed ratio γtgt as a parameter. The thrust control unit 110 calculates the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift using the thrust ratio calculation estimated input torque Tinc from the thrust ratio map shown in FIG. The thrust ratio map uses the target speed ratio γtgt of the continuously variable transmission 24 as a parameter for calculating the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 and the torque ratio obtained from the input torque Tin of the continuously variable transmission This is a predetermined relationship with the thrust ratio τ of the step transmission 24. The thrust control unit 110 calculates a target input shaft rotation speed Nitgt based on the accelerator opening θacc and the vehicle speed V from a predetermined relationship (for example, a CVT shift map), and based on the target input shaft rotation speed Nitgt. The ratio γtgt (= Nitgt / Nout) is calculated. During the CtoC shift, the target speed ratio γtgt is the lowest speed ratio γmax. Further, the thrust control unit 110 calculates a torque ratio used for calculating the thrust ratio τ. The torque ratio during the CtoC shift is determined by the estimated input torque Tinc for thrust ratio calculation set by the belt input torque calculation unit 106 and the guaranteed input torque Tlmtin that is a predetermined limit torque that can be input to the continuously variable transmission 24. (= Tinc / Tlmtin). The thrust control unit 110 determines the lowest gear ratio γmax that is the target gear ratio γtgt based on the target gear ratio γtgt and the torque ratio during the CtoC shift from a predetermined relationship (thrust ratio map) as shown in FIG. Γ (γmax balance thrust ratio) for maintaining the constant γ is calculated. The thrust ratio map shows that, in a driving state in which the driving wheels 14 are driven by the driving force of the engine 12 having a torque ratio of 0 to 1, the torque ratio is small except in a relatively high torque ratio region close to 1 in the torque ratio. In other words, the smaller the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio as the input torque of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift, the larger the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) that achieves the lowest gear ratio γmax. Have. Note that the thrust ratio map corresponds to the second relationship of the present invention.

図５に示されるように、本実施例におけるＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）は、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcの設定に考慮されるクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに対して、トルク容量Ｔc2の差（バラツキ）が最大（ＭＡＸ）となる、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minが考慮されて設定される推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて算出される。一方、図５の比較例におけるＣｔｏＣ変速中の最ロー変速比γmaxを達成する推力比τ（γmaxバランス推力比）を算出するための推力比算出用推定入力トルクＴincは、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcと同様に、トルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxおよびタービントルクＴtのうちの小さい方の値に設定されている。つまり、比較例におけるＣｔｏＣ変速中の推力比（γmaxバランス推力比）は、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcの設定に考慮されるクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに対して、トルク容量Ｔc2のバラツキが考慮されずに（Ｃ２トルク容量ノミナル）、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcと同じ値に設定された推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて算出される。このため、本実施例のＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）は、比較例のＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）よりも大きい。   As shown in FIG. 5, the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) during the CtoC shift in this embodiment is different from the clutch instruction pressure Pc2dir which is considered in setting the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation. The difference (variation) of the torque capacity Tc2 is the maximum (MAX) with respect to the maximum value Tc2max of the variation of the torque capacity Tc2 of C2. The minimum value Tc2min of the variation of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir is set. Is calculated based on the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. On the other hand, the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) for achieving the lowest gear ratio γmax during the CtoC shift in the comparative example of FIG. Similarly to the torque Tlmtc, it is set to the smaller of the maximum value Tinesmax of the estimated input torque obtained by dividing the maximum value Tc2max of the variation in the torque capacity Tc2 by the speed ratio γc and the turbine torque Tt. In other words, the thrust ratio during CtoC shift (γmax balance thrust ratio) in the comparative example is equal to the maximum value Tc2max of the variation of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir considered in setting the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation. The torque input is calculated based on the estimated input torque Tinc for thrust ratio calculation set to the same value as the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation without considering the variation of the torque capacity Tc2 (C2 torque capacity nominal). For this reason, the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) during the CtoC shift of the present embodiment is larger than the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) during the CtoC shift of the comparative example.

図５において、推力制御部１１０は、前記（１）式からトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに基づいて算出したプライマリ側滑り保証推力Ｗlmtinおよび最ロー変速比γmaxを達成する推力比τ（γmaxバランス推力比）から、セカンダリ側変速制御推力Ｗoutshを算出する。推力制御部１１０は、前記（２）式からトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに基づいて算出したセカンダリ側滑り保証推力Ｗlmtoutと、上記のように算出したセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗouttgt（図５中の実線の棒グラフで示されるセカンダリ推力）として設定する。推力制御部１１０は、目標セカンダリ推力Ｗouttgtを推力比τ（γmaxバランス推力比）で除して、目標プライマリ推力Ｗintgt（図５中の実線の棒グラフで示されるプライマリ推力）を算出する。推力制御部１１０は、目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び目標プライマリ推力Ｗintgtを、各油圧シリンダ６２ｃ，５８ｃの各受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐouttgt(＝Ｗouttgt／６２ｃの受圧面積)及び目標プライマリ圧Ｐintgt(＝Ｗintgt／５８ｃの受圧面積)に各々変換する。推力制御部１１０は、目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓinとしてプライマリ指示圧Ｐindirを、油圧制御指令信号Ｓoutとしてセカンダリ指示圧Ｐoutdirを、それぞれ油圧制御回路６６へ出力する。油圧制御回路６６は、その油圧制御指令信号Ｓin、Ｓoutに従って、各ソレノイド弁を作動させてプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。   In FIG. 5, the thrust control unit 110 determines a thrust ratio τ (γmax balance) that achieves the primary-side slip assurance thrust Wlmtin and the lowest gear ratio γmax calculated from the equation (1) based on the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation. From the thrust ratio), the secondary shift control thrust Woutsh is calculated. The thrust control section 110 is the larger of the secondary side slip assurance thrust Wlmtout calculated from the equation (2) based on the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation and the secondary side shift control thrust Woutsh calculated as described above. Is set as the target secondary thrust Wouttgt (secondary thrust indicated by the solid line bar graph in FIG. 5). The thrust control unit 110 divides the target secondary thrust Wouttgt by the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) to calculate a target primary thrust Wingtt (primary thrust indicated by a solid line bar graph in FIG. 5). The thrust control unit 110 calculates the target secondary thrust Wouttgt and the target primary thrust Wingtt based on the respective pressure receiving areas of the hydraulic cylinders 62c and 58c based on the target secondary pressure Pouttgt (= the pressure receiving area of Wouttgt / 62c) and the target primary pressure Pintgt (= Wintgt / 58c). The thrust control unit 110 sets the primary command pressure Pindir as the hydraulic control command signal Sin, the secondary command pressure Poutdir as the hydraulic control command signal Sout, and the hydraulic control circuit 66 so that the target primary pressure Pintgt and the target secondary pressure Pouttgt are obtained. Output to The hydraulic control circuit 66 adjusts the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout by operating each solenoid valve according to the hydraulic control command signals Sin and Sout.

比較例での目標プライマリ推力Ｗintgtおよび目標セカンダリ推力Ｗouttgtは、前記（１）式，（２）式および推力比マップから、タービントルクＴtおよびクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxのうちの小さい方の値に設定されたトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcおよび推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて算出される。図５において、比較例の目標プライマリ推力Ｗintgtは、実線の棒グラフで示される実施例の目標プライマリ推力Ｗintgtよりも破線で示されるクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲に相当する推力分だけ大きい。つまり、本実施例のＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）は、比較例のＣｔｏＣ変速中の推力比τ（γmaxバランス推力比）よりも大きいため、本実施例での目標プライマリ推力Ｗintgtは、比較例での目標プライマリ推力Ｗintgtから、トルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲に相当する推力分だけ差し引かれた（下げられた）プライマリ推力Ｗinに設定される。このように設定される本実施例での目標プライマリ推力Ｗinを得るためのプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinの、図５の比較例での目標プライマリ推力Ｗintgtを得るためのプライマリ圧Ｐinからの下げ量は、たとえば最ロー変速比γmaxを達成する推力比τが最大とされて最低圧に設定されたプライマリ圧Ｐinの、図５の比較例でのプライマリ圧Ｐinからの下げ量よりも小さい。   The target primary thrust Wingtt and the target secondary thrust Wouttgt in the comparative example are obtained by calculating the maximum value Tc2max of the variation of the torque capacity Tc2 with respect to the turbine torque Tt and the clutch command pressure Pc2dir from the equations (1), (2) and the thrust ratio map. It is calculated based on the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity and the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio, which are set to the smaller one of the maximum variations Tinesmax of the estimated input torque divided by the gear ratio γc. In FIG. 5, the target primary thrust Wingtt of the comparative example is a thrust corresponding to the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir indicated by the broken line, compared to the target primary thrust Wintgt of the embodiment indicated by the solid line bar graph. Big by minute. That is, the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) during the CtoC shift of the present embodiment is larger than the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) during the CtoC shift of the comparative example, and therefore, the target primary thrust in the present embodiment. Wintgt is set to the primary thrust Win that is subtracted (reduced) from the target primary thrust Wintgt in the comparative example by the thrust corresponding to the predetermined variation range of the torque capacity Tc2. The primary pressure Pin supplied to the primary-side hydraulic cylinder 58c for obtaining the target primary thrust Win in the present embodiment set as described above is the primary pressure for obtaining the target primary thrust Wingtt in the comparative example of FIG. The amount of decrease from Pin is, for example, the amount of decrease from the primary pressure Pin in the comparative example of FIG. 5 of the primary pressure Pin set to the lowest pressure with the maximum thrust ratio τ for achieving the lowest gear ratio γmax. Is also small.

図７は、無段変速機２４の入力トルクＴinと推力比τと変速比γcとの関係を示す図であって、トルクシフトを説明する概念図である。なお、図７において、同一の変速比γcを示す点の連なりが実線で例示されている。図７の白丸位置では、その白丸位置での目標変速比γtgt、および鎖線で示される制御上の無段変速機２４の入力トルクＴin（制御認識値）である推定入力トルクＴinesに基づいて算出される推力比τから得られるバランス推力によって目標変速比γtgtが維持される。このとき、一点鎖線で示される無段変速機２４の実際の入力トルクＴin（実態値）が推定入力トルクＴines（制御認識値）よりも低い値である場合には、白丸位置から推力比τを一定のまま低トルク側に矢印方向へ移動した実際（実態）の入力トルクＴinに対応する、白丸位置での変速比γcよりも高車速側の変速比γcへアップシフトする可能性がある。反対に、無段変速機２４の実際の入力トルクＴin（実態値）が推定入力トルクＴines（制御認識値）よりも高い値である場合には、白丸位置から推力比τを一定のまま高トルク側に矢印方向へ移動した実際（実態）の入力トルクＴinに対応する、白丸位置での変速比γcよりも低車速側の変速比γcへダウンシフトする可能性がある。   FIG. 7 is a conceptual diagram illustrating a relationship between the input torque Tin of the continuously variable transmission 24, the thrust ratio τ, and the speed ratio γc, and is a conceptual diagram illustrating a torque shift. In FIG. 7, a series of points indicating the same speed ratio γc is illustrated by a solid line. 7 is calculated based on the target speed ratio γtgt at the white circle position and the estimated input torque Tines which is the input torque Tin (control recognition value) of the continuously variable transmission 24 under control indicated by the dashed line. The target speed ratio γtgt is maintained by the balance thrust obtained from the thrust ratio τ. At this time, when the actual input torque Tin (actual value) of the continuously variable transmission 24 indicated by the one-dot chain line is lower than the estimated input torque Tines (control recognition value), the thrust ratio τ is calculated from the white circle position. There is a possibility that the gear ratio is shifted up to the gear ratio γc on the higher vehicle speed side than the gear ratio γc at the white circle position, which corresponds to the actual (actual) input torque Tin that has moved in the direction of the arrow to the low torque side with the constant. Conversely, when the actual input torque Tin (actual value) of the continuously variable transmission 24 is higher than the estimated input torque Tines (control recognition value), the high torque is maintained from the white circle position while the thrust ratio τ is kept constant. There is a possibility that the gear ratio is shifted down to the gear ratio γc on the lower vehicle speed side from the gear ratio γc at the white circle position, which corresponds to the actual (actual) input torque Tin that has moved in the direction of the arrow to the side.

本実施例では、ＣｔｏＣ変速中において最ロー変速比γmaxを維持するための推力比τ（γmaxバランス推力比）を算出するための推力比算出用推定入力トルクＴincは、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesmin、あるいはタービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した徐算値を引いた値に設定される。このため、ＣｔｏＣ変速中において実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低い値となることが抑制されるため、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxからのアップシフトが抑制される。一方、比較例の推力比算出用推定入力トルクＴincは、トルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを考慮して設定されるため、実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低い値となり、ＣｔｏＣ変速中に無段変速機２４の最ロー変速比γmaxからのアップシフトが生じる可能性がある。つまり、本実施例のプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinは、トルク容量Ｔc2のバラツキに起因したＣｔｏＣ変速中の最ロー変速比γmaxからのアップシフトを抑制するために、図５の比較例のプライマリ圧Ｐinから必要最低限下げられている。これにより、本実施例のγmax押付け制御では、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキに起因したＣｔｏＣ変速中の最ロー変速比γmaxからのアップシフトの抑制と無段変速機２４の耐久性の低下の抑制とを両立可能な目標プライマリ推力Ｗintgtとするための最適な目標プライマリ圧Ｐintgtが設定される。   In this embodiment, the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio) for maintaining the lowest gear ratio γmax during the CtoC shift is a torque capacity with respect to the clutch command pressure Pc2dir. The minimum value Tinesmin of the estimated input torque obtained by dividing the minimum value Tc2min of the variation of Tc2 by the gear ratio γc, or the reduced value obtained by dividing the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 by the gear ratio γc from the turbine torque Tt is subtracted. Set to value. Therefore, during the CtoC shift, the actual input torque Tin is prevented from being lower than the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio, so that the upshift from the lowest speed ratio γmax of the continuously variable transmission 24 is not performed. Is suppressed. On the other hand, since the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio of the comparative example is set in consideration of the maximum value Tc2max of the variation in the torque capacity Tc2, the actual input torque Tin is lower than the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. And the upshift from the lowest speed ratio γmax of the continuously variable transmission 24 may occur during the CtoC shift. That is, the primary pressure Pin supplied to the primary side hydraulic cylinder 58c of the present embodiment is controlled by the primary pressure Pin γmax shown in FIG. 5 in order to suppress the upshift from the lowest gear ratio γmax during the CtoC gear shift caused by the variation in the torque capacity Tc2. It is reduced to the minimum necessary from the primary pressure Pin of the comparative example. Thus, in the γmax pressing control of the present embodiment, the upshift from the lowest gear ratio γmax during the CtoC shift due to the variation of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir is suppressed, and the durability of the continuously variable transmission 24 is improved. An optimal target primary pressure Pintgt for setting a target primary thrust Wingtt that can achieve both reduction suppression and the target primary thrust Wintgt is set.

なお、図４に示されるように、ＣｔｏＣ変速中には、プライマリ指示圧Ｐindirに対する実際のプライマリ圧Ｐinのばらつきによって、図７の推力比（縦軸）に乖離（指示推力比に対する実推力比の乖離）が生じて最ロー変速比γmaxからのトルクシフト（アップシフト）が生じる可能性がある。このため、たとえば最ロー変速比γmaxを維持するための、プライマリ圧Ｐinと油圧ばらつきを見込んだプライマリ圧Ｐinの下げ量との予め定められたマップから、たとえば油圧センサからの実際のセカンダリ圧Ｐoutおよび推力比τから算出されたプライマリ圧Ｐinに基づいて、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ圧Ｐinの下げ量を設定する（Ｐinばらつきダウンシフト保証制御）。本実施例のγmax押付け制御は、このＰinばらつきダウンシフト保証制御に並行して行なわれてもよい。その場合、ＣｔｏＣ変速中のプライマリ圧Ｐinの下げ量は、γmax押付け制御での下げ量とＰinばらつきダウンシフト保証制御での下げ量とを足したものとなる。   As shown in FIG. 4, during the CtoC shift, the thrust ratio (vertical axis) in FIG. 7 deviates from the thrust ratio (vertical axis) in FIG. There is a possibility that a torque shift (upshift) from the lowest gear ratio γmax occurs. Therefore, for example, the actual secondary pressure Pout and the actual secondary pressure Pout from the hydraulic pressure sensor are obtained from a predetermined map of the primary pressure Pin and the reduction amount of the primary pressure Pin in consideration of the variation in the hydraulic pressure in order to maintain the lowest gear ratio γmax. Based on the primary pressure Pin calculated from the thrust ratio τ, the reduction amount of the primary pressure Pin during the CtoC shift is set (Pin variation downshift assurance control). The γmax pressing control of this embodiment may be performed in parallel with the Pin variation downshift assurance control. In this case, the reduction amount of the primary pressure Pin during the CtoC shift is obtained by adding the reduction amount in the γmax pressing control and the reduction amount in the Pin variation downshift assurance control.

図８は、電子制御装置１００の制御作動の要部を説明するフローチャートである。図９は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける本実施例の電子制御装置１００の制御作動の一例を説明する図である。図１０は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおける電子制御装置１００とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置の制御作動の一例を説明する図である。図１１は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおいて、本実施例の電子制御装置１００の制御作動の一例と、電子制御装置１００とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置の制御作動の一例とを、それぞれ示すタイムチャートである。   FIG. 8 is a flowchart illustrating a main part of the control operation of electronic control device 100. FIG. 9 is a diagram illustrating an example of a control operation of the electronic control device 100 according to the present embodiment in an upshift by CtoC shift. FIG. 10 is a diagram illustrating an example of a control operation of an electronic control device of a comparative example having a control function different from that of electronic control device 100 in an upshift by CtoC shift. FIG. 11 shows an example of the control operation of the electronic control device 100 of the present embodiment and an example of the control operation of the electronic control device of the comparative example having a control function different from that of the electronic control device 100 in the upshift by the CtoC shift. It is a time chart shown respectively.

図８において、ＣｔｏＣ変速判断部１０４の機能に対応するステップ（以下、「ステップ」を省略する。）Ｓ１において、ＣｔｏＣ変速中であるか否かが判定される。Ｓ１の判定が否定される場合には、本フローチャートは終了させられる。Ｓ１の判定が肯定される場合（図９の本実施例におけるｔ１時点からｔ３時点および図１１のｔ１時点からｔ３時点）には、ベルト入力トルク算出部１０６の機能に対応するＳ２において、クラッチ指示圧Ｐc2dir（Ｃ２指示油圧）に対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxとタービントルクＴtとのうちの小さい値が、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定される。図９および図１１のｔ１時点からｔ２時点において、図９の破線で示されるベルト入力トルク、図１１の実線で示されるＣ２トルク容量ばらつき最大値／変速比にそれぞれ対応する推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxがトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc（狭圧力算出用推定入力トルク）に設定され、図９および図１１のｔ２時点からｔ３時点において、図９および図１１においてそれぞれ一点鎖線で示されるタービントルクＴtがトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定されている。なお、図１１において、分かり易くするために破線で示されるトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcは、推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxあるいはタービントルクＴtから僅かにずらして示されている。ベルト入力トルク算出部１０６の機能に対応するＳ３において、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを変速比γcにより除算した推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesmin、あるいはタービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した除算値を引いた値が、推力比算出用推定入力トルクＴincに設定される。図９のｔ１時点からｔ３時点において、二点鎖線で示されるベルト入力トルクに対応する推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminが推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されている。図１１のｔ１時点からｔ２時点において、推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminが実線で示される推力比算出用推定入力トルクＴincに設定され、図１１のｔ２時点からｔ３時点において、タービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲（クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxとバラツキの最小値Ｔc2minとの差）を変速比γcで除算した除算値を引いた値が推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されている。このため、図９に示されるように、ＣｔｏＣ変速中において実際の入力トルクＴin（実ベルト入力トルク）が推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低い値となることが抑制される。これにより、最ロー変速比γmaxにおいて実際の入力トルクＴinに応じたトルクシフトがダウンシフト側となり実際の変速比（実レシオ）が目標変速比（目標レシオ）γtgtである最ロー変速比γmaxに維持される。   In FIG. 8, in step S1 corresponding to the function of the CtoC shift determining unit 104 (hereinafter, "step" is omitted), it is determined whether or not the CtoC shift is being performed. If the determination in S1 is negative, this flowchart ends. If the determination in S1 is affirmative (time t1 to time t3 in this embodiment of FIG. 9 and time t1 to time t3 in FIG. 11), the clutch instruction is issued in S2 corresponding to the function of the belt input torque calculation unit 106. Between the maximum value Tinesmax of the estimated input torque obtained by dividing the maximum value Tc2max of the variation in the torque capacity Tc2 of the clutch C2 for the CVT traveling with respect to the pressure Pc2dir (the hydraulic pressure C2) by the speed ratio γc of the continuously variable transmission 24, and the turbine torque Tt. The smaller value is set as the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation. From time t1 to time t2 in FIG. 9 and FIG. 11, the maximum variation in the estimated input torque corresponding to the belt input torque indicated by the broken line in FIG. 9 and the maximum value of the C2 torque capacity variation / speed change ratio indicated by the solid line in FIG. The value Tinesmax is set to the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation (estimated input torque for narrow pressure calculation), and from time t2 to time t3 in FIGS. 9 and 11, the turbine indicated by the chain line in FIGS. 9 and 11, respectively. The torque Tt is set as the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity. In FIG. 11, the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity, which is indicated by a broken line for simplicity, is slightly shifted from the maximum variation Tinesmax of the estimated input torque or the turbine torque Tt. In S3 corresponding to the function of the belt input torque calculation unit 106, the minimum value Tines2 of the estimated input torque obtained by dividing the minimum value Tc2min of the variation in the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir by the gear ratio γc, or the torque from the turbine torque Tt. A value obtained by subtracting a value obtained by dividing the predetermined variation range of the capacity Tc2 by the speed ratio γc is set as the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. From time t1 to time t3 in FIG. 9, the minimum variation Tinesmin of the estimated input torque corresponding to the belt input torque indicated by the two-dot chain line is set as the estimated input torque Tinc for thrust ratio calculation. From time t1 to time t2 in FIG. 11, the minimum value Tinesmin of the variation of the estimated input torque is set to the estimated input torque Tinc for thrust ratio calculation shown by the solid line, and from time t2 to time t3 in FIG. The value obtained by subtracting a value obtained by dividing the predetermined variation range of the capacity Tc2 (the difference between the maximum value Tc2max of the variation in the torque capacity Tc2 and the minimum value Tc2min of the variation with respect to the clutch command pressure Pc2dir) by the gear ratio γc is calculated as the thrust ratio. Is set to the estimated input torque Tinc. Therefore, as shown in FIG. 9, the actual input torque Tin (actual belt input torque) is suppressed from being lower than the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio during the CtoC shift. As a result, the torque shift corresponding to the actual input torque Tin becomes the downshift side at the lowest gear ratio γmax, and the actual gear ratio (actual ratio) is maintained at the lowest gear ratio γmax that is the target gear ratio (target ratio) γtgt. Is done.

推力制御部１１０の機能に対応するＳ４において、前記（１）式および前記（２）式からトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに基づいて、ベルト滑り保証推力Ｗlmtが算出される。また、図４に示される推力比マップから推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて、最ロー変速比γmaxを達成する推力比τが算出される。図１１において、実線で示される最ロー変速比γmaxを達成する推力比τ（γmaxバランス推力比（Ｃ２容量ばらつき下限））は、破線で示されるトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcからクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を変速比γcで除算した除算値を引いた値に設定された、実線で示される推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて算出される。推力制御部１１０の機能に対応するＳ５において、ベルト滑り保証推力Ｗlmtcおよび推力比τから、目標セカンダリ推力Ｗouttgt、目標プライマリ推力Ｗintgtが設定される。目標プライマリ推力Ｗintgtは、目標セカンダリ推力Ｗouttgtを推力比τにより除算した値に設定される。図１１に示されるように、本実施例の実線で示される推力比τはクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲が考慮されて設定されるため、たとえば最ロー変速比γmaxを達成する推力比τを最大値としてプライマリ圧Ｐinを最低圧とする場合よりも、実線で示されるプライマリ圧Ｐinを高くすることができる。このため、プライマリプーリ５８のプライマリ側油圧シリンダ５８ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinを、ＣｔｏＣ変速中の最ロー変速比γmaxからのアップシフトを抑制するとともに、無段変速機２４の耐久性の低下を抑制するために最適なプライマリ圧とすることができる。推力制御部１１０の機能に対応するＳ６において、ＣｔｏＣ変速中において、目標セカンダリ推力Ｗouttgtおよび目標プライマリ推力Ｗintgtに基づいて、無段変速機２４の推力制御が行われる。Ｓ６実行後、本フローチャートは終了させられる。   In S4 corresponding to the function of the thrust control unit 110, the belt slip assurance thrust Wlmt is calculated based on the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation from the equations (1) and (2). Further, a thrust ratio τ that achieves the lowest gear ratio γmax is calculated from the thrust ratio map shown in FIG. 4 based on the estimated input torque Tinc for thrust ratio calculation. In FIG. 11, the thrust ratio τ (γmax balance thrust ratio (C2 capacity variation lower limit)) that achieves the lowest gear ratio γmax indicated by the solid line is calculated from the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation indicated by the broken line to the clutch command pressure Pc2dir. Is calculated based on the estimated input torque Tinc for thrust ratio calculation indicated by a solid line, which is set to a value obtained by subtracting a value obtained by dividing the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 with respect to the speed ratio γc. In S5 corresponding to the function of the thrust control unit 110, a target secondary thrust Wouttgt and a target primary thrust Wingtt are set from the belt slip guarantee thrust Wlmtc and the thrust ratio τ. Target primary thrust Wintgt is set to a value obtained by dividing target secondary thrust Woutgtgt by thrust ratio τ. As shown in FIG. 11, the thrust ratio τ indicated by the solid line in the present embodiment is set in consideration of the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir. The primary pressure Pin indicated by the solid line can be made higher than the case where the achieved thrust ratio τ is the maximum value and the primary pressure Pin is the minimum pressure. Therefore, the primary pressure Pin supplied to the primary side hydraulic cylinder 58c of the primary pulley 58 is prevented from being shifted up from the lowest gear ratio γmax during the CtoC shift, and the durability of the continuously variable transmission 24 is reduced. An optimal primary pressure can be set for suppression. In S6 corresponding to the function of the thrust control unit 110, during the CtoC shift, thrust control of the continuously variable transmission 24 is performed based on the target secondary thrust Wouttgt and the target primary thrust Wintgt. After execution of S6, this flowchart is ended.

一方、図１０および図１１のｔ１時点からｔ２時点においては、図１０の破線で示されるベルト入力トルク、図１１の実線で示されるＣ２トルク容量ばらつき最大値／変速比にそれぞれ対応する推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxが推力比算出用推定入力トルクＴincに設定され、図１０および図１１のｔ２時点からｔ３時点においては一点鎖線で示されるタービントルクＴtが推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されている。つまり、図１０および図１１の比較例では、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcと同じ値が、推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されている。図１０に示されるように、比較例では、ＣｔｏＣ変速中において、実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低い値となり、アップシフト側へのトルクシフトが生じて、目標変速比（目標レシオ）γtgtである最ロー変速比γmaxよりも実際の変速比（実レシオ）γcが小さくなっている。また、図１１に示されるように、比較例の破線で示される最ロー変速比γmaxを維持するための推力比（γmaxバランス推力比）は、トルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲が考慮されていないため（Ｃ２トルク容量ノミナル）、本実施例の実線で示される推力比τよりも小さい。このため、図１１に示されるように、比較例の破線で示されるプライマリ圧Ｐin（Ｃ２トルク容量ノミナル）は、実施例の実線で示されるプライマリ圧Ｐinよりも、トルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲に相当する推力の油圧分だけ大きい。なお、図９および図１０のｔ１時点から所定時間の間において、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２の油圧シリンダへ所定の作動油を供給するクイックアプライ制御のクラッチ指示圧Ｐc2dirが点線で示されている。また、図１１には、タービン回転速度Ｎt（入力軸回転速度Ｎin）が実線で、無段変速機２４の基本目標回転速度Ｎinbsが破線でそれぞれ示されている。また、セカンダリ安全率逆数ＳＦout−１（＝Ｗlmtout／Ｗout）が点線で、セカンダリ推力比逆数が実線でそれぞれ示されている。 On the other hand, from the time point t1 to the time point t2 in FIGS. 10 and 11, the belt input torque indicated by the broken line in FIG. 10 and the estimated input torque respectively corresponding to the C2 torque capacity variation maximum value / speed ratio indicated by the solid line in FIG. Is set as the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio, and from time t2 to time t3 in FIGS. 10 and 11, the turbine torque Tt indicated by the one-dot chain line is set as the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. Have been. That is, in the comparative example of FIGS. 10 and 11, the same value as the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity is set as the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. As shown in FIG. 10, in the comparative example, during the CtoC shift, the actual input torque Tin becomes a value lower than the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio, and a torque shift to the upshift side occurs, so that the target shift The actual speed ratio (actual ratio) γc is smaller than the lowest speed ratio γmax, which is the ratio (target ratio) γtgt. Further, as shown in FIG. 11, the thrust ratio (γmax balance thrust ratio) for maintaining the lowest gear ratio γmax indicated by the broken line in the comparative example takes into consideration the predetermined variation range of the torque capacity Tc2. Because there is no (C2 torque capacity nominal), it is smaller than the thrust ratio τ shown by the solid line in the present embodiment. Therefore, as shown in FIG. 11, the primary pressure Pin (C2 torque capacity nominal) shown by the broken line in the comparative example is larger than the primary pressure Pin shown by the solid line in the embodiment, and the predetermined variation in the torque capacity Tc2 is larger than that in the first embodiment. It is larger by the oil pressure of the thrust corresponding to the range. Note that a dotted line indicates the clutch command pressure Pc2dir of the quick apply control for supplying the predetermined hydraulic oil to the hydraulic cylinder of the CVT traveling clutch C2 during a predetermined time period from the time point t1 in FIGS. 9 and 10. In FIG. 11, the turbine rotation speed Nt (input shaft rotation speed Nin) is indicated by a solid line, and the basic target rotation speed Ninbs of the continuously variable transmission 24 is indicated by a broken line. The reciprocal of the secondary safety factor SFout -1 (= Wlmtout / Wout) is indicated by a dotted line, and the reciprocal of the secondary thrust ratio is indicated by a solid line.

上述のように、本実施例の電子制御装置１００によれば、ＣｔｏＣ変速中に目標プライマリ推力Ｗintgtを得るためのプライマリ側油圧シリンダ５８ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐinを算出する際、無段変速機２４の入力トルクＴinとして、無段変速機２４のトルク容量を確保するためのベルト滑り保証推力Ｗlmtcを算出するためのトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc、および無段変速機２４の推力比τを算出するための推力比算出用推定入力トルクＴincを用い、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値ＴinesmaxおよびタービントルクＴtのうちの小さい方の値がトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに設定され、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesmin、あるいはタービントルクＴtからトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲を無段変速機２４の変速比γcで除算した除算値を引いた値が、推力比算出用推定入力トルクＴincに設定される。このため、推力比算出用推定入力トルクＴincは、クラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minを考慮して設定されるため、無段変速機２４への実際の入力トルクＴinが推力比算出用推定入力トルクＴincよりも低くなることが抑制されて、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のアップシフトが抑制される。また、ＣｔｏＣ変速中のプライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinの、たとえばクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに基づいて設定された推力比算出用推定入力トルクＴincから無段変速機２４の推力比τが算出される比較例のプライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinからの下げ量は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2の推定のバラツキ範囲分に相当する油圧に抑えられる。このため、たとえば最ロー変速比γmaxを達成する無段変速機２４の推力比τを最大値としてプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinを最低圧とする場合と比較して、プライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ圧Ｐinの下げ量を小さくすることができることから、無段変速機２４の耐久性の低下を抑制することができる。   As described above, according to the electronic control device 100 of the present embodiment, when calculating the primary pressure Pin supplied to the primary side hydraulic cylinder 58c for obtaining the target primary thrust Wingtt during the CtoC shift, the continuously variable transmission As the input torque Tin of the CVT 24, the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity for calculating the belt slip guarantee thrust Wlmtc for securing the torque capacity of the continuously variable transmission 24, and the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 are used. An estimated input obtained by dividing the maximum value Tc2max of the variation of the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir by the transmission ratio γc of the continuously variable transmission 24, using the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio for calculation. The smaller of the torque variation maximum value Tinesmax and the turbine torque Tt is set as the estimated input torque Tlmtc for torque capacity calculation, The minimum torque value Tc2min of the estimated input torque obtained by dividing the minimum value Tc2min of the variation of the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir by the speed ratio γc of the continuously variable transmission 24, or the torque capacity Tc2 from the turbine torque Tt. A value obtained by subtracting a value obtained by dividing the predetermined variation range by the speed ratio γc of the continuously variable transmission 24 is set as the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. For this reason, the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio is set in consideration of the minimum value Tc2min of the variation of the torque capacity Tc2 of the clutch C2 for the CVT traveling with respect to the clutch command pressure Pc2dir. Is suppressed from being lower than the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio, and the upshift of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift is suppressed. The primary pressure Pin of the primary hydraulic cylinder 58c provided on the primary pulley 58 during the CtoC shift is set based on the maximum value Tc2max of the variation of the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 with respect to the clutch instruction pressure Pc2dir. The thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 is calculated from the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio. The amount of decrease in the primary side hydraulic cylinder 58c provided on the primary pulley 58 of the comparative example from the primary pressure Pin is CVT traveling. The hydraulic pressure is equivalent to the estimated variation range of the torque capacity Tc2 of the clutch C2. For this reason, for example, compared with the case where the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 that achieves the lowest gear ratio γmax is the maximum value and the primary pressure Pin of the primary hydraulic cylinder 58c is the minimum pressure, the primary hydraulic cylinder 58c , The reduction amount of the primary pressure Pin can be reduced, so that the reduction in the durability of the continuously variable transmission 24 can be suppressed.

また、本実施例によれば、電子制御装置１００は、無段変速機２４のプライマリプーリ５８のトルク容量を確保するために必要且つ充分な推力であるプライマリ側滑り保証推力Ｗlmtinと無段変速機２４の入力トルクＴinとの予め定められた前記（１）式と、無段変速機２４のセカンダリプーリ６２のトルク容量を確保するために必要且つ充分な推力であるセカンダリ側滑り保証推力Ｗlmtoutと無段変速機２４の入力トルクＴinとの予め定められた前記（２）式と、無段変速機２４の推力比τを算出するための、無段変速機２４の目標変速比γtgtをパラメータとして無段変速機２４の入力トルクＴinと無段変速機２４の推力比τとの予め定められた推力比マップとを備えている。また、推力制御部１１０は、ＣｔｏＣ変速中は、前記（１）式あるいは前記（２）式からトルク容量算出用推定入力トルクＴlmtcに基づいて、無段変速機２４のプライマリプーリ５８のプライマリ側滑り保証推力Ｗlmtin、およびセカンダリプーリ６２のセカンダリ側滑り保証推力Ｗlmtoutをそれぞれ算出するとともに、無段変速機２４の目標変速比γtgtを無段変速機２４により形成される最ロー変速比γmaxとし、前記推力比マップから最ロー変速比γmaxと推力比算出用推定入力トルクＴincに基づいて、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxを達成する推力比τを算出する。そして、推力制御部１１０は、プライマリ側滑り保証推力Ｗlmtinおよび最ロー変速比γmaxを達成する推力比τから算出したセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとセカンダリ側滑り保証推力Ｗlmtoutとの大きい方の値を、目標セカンダリ推力Ｗouttgtに設定し、目標セカンダリ推力Ｗouttgtを無段変速機２４の最ロー変速比γmaxを達成する推力比τにより除して、プライマリプーリ５８の目標プライマリ推力Ｗintgtを算出し、目標プライマリ推力Ｗintgtから無段変速機２４のプライマリプーリ５８に設けられたプライマリ側油圧シリンダ５８ｃのプライマリ指示圧Ｐindirを算出する。このため、前記推力比マップから、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxとＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲が考慮されて設定された推力比算出用推定入力トルクＴincとに基づいて、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxを達成する推力比τが算出される。これにより、ＣｔｏＣ変速中における無段変速機２４のアップシフトが抑制されるとともに、無段変速機２４の耐久性の低下が抑制される。   Further, according to the present embodiment, the electronic control unit 100 includes the primary-side slip assurance thrust Wlmtin, which is necessary and sufficient to secure the torque capacity of the primary pulley 58 of the continuously variable transmission 24, and the continuously variable transmission. And the secondary side slip assurance thrust Wlmtout, which is a necessary and sufficient thrust for securing the torque capacity of the secondary pulley 62 of the continuously variable transmission 24, The predetermined equation (2) with the input torque Tin of the continuously variable transmission 24 and the target speed ratio γtgt of the continuously variable transmission 24 for calculating the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 are used as parameters. A predetermined thrust ratio map of the input torque Tin of the step transmission 24 and the thrust ratio τ of the continuously variable transmission 24 is provided. Further, during the CtoC shift, the thrust control unit 110 determines whether the primary pulley 58 of the continuously variable transmission 24 has the primary side slip based on the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity from the equation (1) or the equation (2). In addition to calculating the guaranteed thrust Wlmtin and the secondary slip guarantee thrust Wlmtout of the secondary pulley 62, the target speed ratio γtgt of the continuously variable transmission 24 is set to the lowest speed ratio γmax formed by the continuously variable transmission 24, and the thrust is calculated. A thrust ratio τ that achieves the lowest gear ratio γmax of the continuously variable transmission 24 is calculated based on the lowest gear ratio γmax and the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio from the ratio map. Then, the thrust control unit 110 calculates the larger value of the secondary side shift control thrust Woutsh and the secondary side slip assurance thrust Wlmtout calculated from the primary side slip assurance thrust Wlmtin and the thrust ratio τ that achieves the lowest gear ratio γmax, The target secondary thrust Wouttgt is set, the target secondary thrust Wouttgt is divided by the thrust ratio τ that achieves the lowest gear ratio γmax of the continuously variable transmission 24, and the target primary thrust Wingtt of the primary pulley 58 is calculated. The primary command pressure Pindir of the primary hydraulic cylinder 58c provided on the primary pulley 58 of the continuously variable transmission 24 is calculated from Wingtt. For this reason, from the thrust ratio map, the thrust set in consideration of the minimum variation ratio γmax of the continuously variable transmission 24 and the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir to the CVT traveling clutch C2. The thrust ratio τ that achieves the lowest gear ratio γmax of the continuously variable transmission 24 is calculated based on the ratio calculation estimated input torque Tinc. As a result, the upshift of the continuously variable transmission 24 during the CtoC shift is suppressed, and a decrease in the durability of the continuously variable transmission 24 is suppressed.

また、本実施例によれば、前記推力比マップは、無段変速機２４の入力トルクＴinが小さくなるほど、無段変速機２４の目標変速比γtgtを達成するための推力比τが大きくなる関係である。このため、前記推力比マップから無段変速機２４の最ロー変速比γmaxとＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2の前記所定のバラツキ範囲が考慮されて設定された推力比算出用推定入力トルクＴincとに基づいて算出される推力比τが、前記推力比マップから無段変速機２４の最ロー変速比γmaxと無段変速機２４の実際の入力トルクＴinとに基づいて算出される推力比τよりも大きくなる。これにより、最ロー変速比γmaxにおいて実際の入力トルクＴinに応じたトルクシフトがダウンシフト側となり実際の変速比が目標変速比γtgtである最ロー変速比γmaxに維持される。   Further, according to the present embodiment, the thrust ratio map indicates that as the input torque Tin of the continuously variable transmission 24 decreases, the thrust ratio τ for achieving the target speed ratio γtgt of the continuously variable transmission 24 increases. It is. Therefore, from the thrust ratio map, the thrust ratio set in consideration of the minimum variation ratio γmax of the continuously variable transmission 24 and the predetermined variation range of the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir for the CVT traveling clutch C2. The thrust ratio τ calculated based on the estimated input torque for calculation Tinc is calculated based on the lowest speed ratio γmax of the continuously variable transmission 24 and the actual input torque Tin of the continuously variable transmission 24 from the thrust ratio map. It is larger than the calculated thrust ratio τ. As a result, the torque shift corresponding to the actual input torque Tin at the lowest gear ratio γmax becomes the downshift side, and the actual gear ratio is maintained at the lowest gear ratio γmax that is the target gear ratio γtgt.

以上、本発明を表及び図面を参照して詳細に説明したが、本発明は更に別の態様でも実施でき、その主旨を逸脱しない範囲で種々変更を加え得るものである。   As described above, the present invention has been described in detail with reference to the tables and drawings. However, the present invention can be implemented in other embodiments, and various changes can be made without departing from the gist of the present invention.

たとえば、前述の実施例の電子制御装置１００では、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxあるいはバラツキの最小値Ｔc2minを無段変速機２４の変速比γcで除算した推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmax、推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminが、トルク容量算出用推定入力トルクＴlmtc、あるいは推力比算出用推定入力トルクＴincに設定されていたが、これに限定されるものではない。たとえばエンジン１２から出力されるエンジントルクＴeとＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2とから構成される、予め求められて記憶されている運動方程式ないしは関係マップから、実際のエンジントルクＴeおよびＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最大値Ｔc2maxに基づいて推定入力トルクのバラツキ最大値Ｔinesmaxを算出し、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２へのクラッチ指示圧Ｐc2dirに対するトルク容量Ｔc2のバラツキの最小値Ｔc2minに基づいて推定入力トルクのバラツキ最小値Ｔinesminを算出してもよい。   For example, in the electronic control unit 100 of the above-described embodiment, the estimated input torque obtained by dividing the maximum value Tc2max or the minimum value Tc2min of the variation in the torque capacity Tc2 of the CVT traveling clutch C2 by the gear ratio γc of the continuously variable transmission 24. Is set in the estimated input torque Tlmtc for calculating the torque capacity or the estimated input torque Tinc for calculating the thrust ratio, but the present invention is not limited thereto. For example, the actual engine torque Te and the CVT running torque can be obtained from a previously obtained and stored equation of motion or relation map, which is composed of the engine torque Te output from the engine 12 and the torque capacity Tc2 of the CVT running clutch C2. The maximum value Tinesmax of the estimated input torque variation is calculated based on the maximum value Tc2max of the variation in the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir to the clutch C2, and the variation in the torque capacity Tc2 with respect to the clutch command pressure Pc2dir to the CVT traveling clutch C2. May be calculated based on the minimum value Tc2min.

また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、１つのギヤ段が形成される伝動機構であったが、これに限定されるものではない。たとえば、ギヤ機構２８は、変速比γが異なる複数のギヤ段が形成される伝動機構であっても良い。つまり、ギヤ機構２８は２段以上に変速される有段変速機であってもよい。   Further, in the above-described embodiment, the gear mechanism 28 is a transmission mechanism in which one gear is formed, but the present invention is not limited to this. For example, the gear mechanism 28 may be a transmission mechanism in which a plurality of gears with different speed ratios γ are formed. That is, the gear mechanism 28 may be a stepped transmission that shifts to two or more stages.

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、その他一々例示はしないが、本発明は、その主旨を逸脱しない範囲で当業者の知識に基づいて種々変更、改良を加えた態様で実施することができる。   It should be noted that the above description is merely an embodiment, and other examples are not specifically described. However, the present invention may be implemented in various modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art without departing from the spirit of the present invention. Can be.

１２：エンジン（駆動力源）
１６：車両用動力伝達装置
２２：入力軸（入力回転部材）
２４：無段変速機（ベルト式無段変速機）
２８：ギヤ機構（歯車式伝動機構）
３０：出力軸（出力回転部材）
５８：プライマリプーリ（入力側プーリ）
５８ｃ：プライマリ側油圧シリンダ（入力側油圧シリンダ）
６２：セカンダリプーリ（出力側プーリ）
１００：電子制御装置（車両用動力伝達装置の制御装置）
Ｃ１：前進用クラッチ（第１クラッチ）
Ｃ２：ＣＶＴ走行用クラッチ（第２クラッチ） 12: Engine (drive power source)
16: Vehicle power transmission device 22: Input shaft (input rotary member)
24: continuously variable transmission (belt type continuously variable transmission)
28: Gear mechanism (gear-type power transmission mechanism)
30: output shaft (output rotating member)
58: Primary pulley (input side pulley)
58c: Primary hydraulic cylinder (input hydraulic cylinder)
62: Secondary pulley (output side pulley)
100: electronic control device (control device for vehicle power transmission device)
C1: Forward clutch (first clutch)
C2: CVT traveling clutch (second clutch)

Claims (1)

駆動力源からの動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に、ベルト式無段変速機を通る第１動力伝達経路と歯車式伝動機構を通る第２動力伝達経路とを並列に備え、前記第１動力伝達経路を選択するために係合させられる第１クラッチが前記ベルト式無段変速機の出力側プーリあるいは前記出力側プーリよりもトルク伝達経路における下流側に設けられた車両用動力伝達装置において、
前記第１クラッチおよび第２クラッチを一方から他方へ掛け換えることで前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に選択するクラッチツゥクラッチ変速を実行するとともに、前記ベルト式無段変速機の入力トルクを前記第１クラッチのトルク容量から推定し、前記第１クラッチのトルク容量に基づいて前記ベルト式無段変速機の入力側プーリに設けられた入力側油圧シリンダの圧力を制御する車両用動力伝達装置の制御装置であって、
前記クラッチツゥクラッチ変速中に前記入力側油圧シリンダの圧力を算出する際、前記ベルト式無段変速機の入力トルクとして、前記ベルト式無段変速機のトルク容量を確保するための推力を算出するためのトルク容量算出用推定入力トルク、および前記ベルト式無段変速機の推力比を算出するための推力比算出用推定入力トルクを用い、
前記トルク容量算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最大値に基づいて設定し、
前記推力比算出用推定入力トルクを、前記第１クラッチへの指令値に対するトルク容量のバラツキの最小値に基づいて設定する
ことを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。
A first power transmission path passing through a belt-type continuously variable transmission and a gear-type transmission mechanism are provided between an input rotary member to which power from a driving force source is transmitted and an output rotary member that outputs the power to drive wheels. A second clutch is provided in parallel with a second power transmission path, and the first clutch engaged to select the first power transmission path transmits torque more than the output pulley or the output pulley of the belt-type continuously variable transmission. In the vehicle power transmission device provided on the downstream side of the route,
By changing the first clutch and the second clutch from one to the other, a clutch-to-clutch shift is performed to selectively select the first power transmission path and the second power transmission path. The input torque of the step transmission is estimated from the torque capacity of the first clutch, and the pressure of the input side hydraulic cylinder provided on the input side pulley of the belt type continuously variable transmission is estimated based on the torque capacity of the first clutch. A control device for a vehicle power transmission device to be controlled,
When calculating the pressure of the input-side hydraulic cylinder during the clutch-to-clutch shift, a thrust for securing the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission is calculated as the input torque of the belt-type continuously variable transmission. Estimated input torque for torque capacity calculation for, and the estimated input torque for calculating the thrust ratio for calculating the thrust ratio of the belt-type continuously variable transmission,
Setting the estimated input torque for torque capacity calculation based on the maximum value of the variation in torque capacity with respect to a command value to the first clutch;
A control device for a vehicle power transmission device, wherein the estimated input torque for calculating a thrust ratio is set based on a minimum value of a variation in torque capacity with respect to a command value to the first clutch.
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