JP6888536B2

JP6888536B2 - Transmission controller

Info

Publication number: JP6888536B2
Application number: JP2017238490A
Authority: JP
Inventors: 邦雄服部; 太一鷲尾; 拓郎嶋津; 貴文南
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2017-12-13
Filing date: 2017-12-13
Publication date: 2021-06-16
Anticipated expiration: 2037-12-13
Also published as: JP2019105313A

Description

本発明は、変速機の制御装置に関する。 The present invention relates to a transmission control device.

特許文献１には、ベルト式の無段変速機において、シフト操作が行われた場合、無段変速機と駆動輪との間に設けられたクラッチを係合する前に、入力トルクに基づいてベルト滑りが生じないように無段変速機のシーブ油圧を制御することが開示されている。 According to Patent Document 1, when a shift operation is performed in a belt-type continuously variable transmission, it is based on an input torque before engaging a clutch provided between the continuously variable transmission and the drive wheels. It is disclosed to control the sheave hydraulic pressure of a continuously variable transmission so that belt slip does not occur.

特開２０１７−０８２９５６号公報JP-A-2017-082956

無段変速機において、前記クラッチはガレージ操作時のみ係合されるため、ガレージ操作時に発生する前記クラッチの係合ショックに対応できるよう、無段変速機のシーブ油圧を制御していた。 In the continuously variable transmission, since the clutch is engaged only during the garage operation, the sheave oil pressure of the continuously variable transmission is controlled so as to cope with the engagement shock of the clutch generated during the garage operation.

しかしながら、無段変速機と並列にギヤ機構による動力伝達経路を備える場合、前記クラッチはギヤ走行モードからベルト走行モードへ動力伝達経路を移行する際のクラッチトゥクラッチ制御も行う。そのため、クラッチトゥクラッチ制御での前記クラッチの係合時に、ガレージ操作時に発生する係合ショックに対応できるよう、無段変速機のシーブ油圧を制御してしまうと燃費が悪化してしまう。 However, when the power transmission path by the gear mechanism is provided in parallel with the continuously variable transmission, the clutch also performs clutch-to-clutch control when shifting the power transmission path from the gear traveling mode to the belt traveling mode. Therefore, if the sheave oil pressure of the continuously variable transmission is controlled so as to cope with the engagement shock generated during the garage operation when the clutch is engaged in the clutch-to-clutch control, the fuel consumption is deteriorated.

本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであって、その目的は、ベルト滑りの防止と燃費悪化の抑制とを両立することができる変速機の制御装置を提供することである。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a transmission control device capable of both preventing belt slippage and suppressing deterioration of fuel efficiency.

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る変速機の制御装置は、トルクをギヤ機構を経由して出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、トルクを、プライマリプーリ及びセカンダリプーリにベルトが巻き掛けられたベルト式の無段変速機を経由して出力軸に伝達する第２動力伝達経路と、前記ギヤ機構と駆動輪との間に設けられ、前記第１動力伝達経路を係合または解放する第１クラッチと、前記無段変速機と前記駆動輪との間に設けられ、前記第２動力伝達経路を係合または解放する第２クラッチと、を備えた車両に設けられる変速機の制御装置において、前記車両のシフトレバーの操作位置がＰレンジまたはＮレンジからＤレンジまたはＲレンジに変更されるガレージ操作での制御と、トルクが前記ギヤ機構を介して前記出力軸に伝達され、前記無段変速機は動力伝達を行わない状態であるギヤ走行モードから、トルクが前記無段変速機を介して前記出力軸に伝達され、前記ギヤ機構には動力伝達を行わない状態であるベルト走行モードへ切り替える際に、前記第１クラッチを解放して前記第２クラッチを係合するクラッチトゥクラッチ制御と、を実行可能であり、前記ガレージ操作での制御では、ガレージ操作検出時に前記無段変速機のセカンダリシーブ圧を、前記ガレージ操作により発生し得る最大トルクが入力されてもベルト滑りが発生しないようにし、前記クラッチトゥクラッチ制御では、前記無段変速機のセカンダリシーブ圧を、前記第２クラッチの係合状態に応じて発生するトルクが入力されてもベルト滑りが発生しないようにし、前記クラッチトゥクラッチ制御で設定する前記セカンダリシーブ圧は、前記無段変速機の作動油温に基づいて補正することを特徴とするものである。 In order to solve the above-mentioned problems and achieve the object, the transmission control device according to the present invention uses a first power transmission path for transmitting torque to the output shaft via a gear mechanism and a primary pulley for torque. A second power transmission path that is transmitted to the output shaft via a belt-type stepless transmission in which a belt is wound around a secondary pulley, and the first power that is provided between the gear mechanism and the drive wheels. A vehicle including a first clutch that engages or disengages a transmission path, and a second clutch that is provided between the stepless transmission and the drive wheels and engages or disengages the second power transmission path. In the transmission control device provided in the vehicle, the control in the garage operation in which the operating position of the shift lever of the vehicle is changed from the P range or the N range to the D range or the R range, and the torque is controlled via the gear mechanism. From the gear traveling mode in which the stepless transmission is transmitted to the output shaft and the stepless transmission does not perform power transmission, torque is transmitted to the output shaft via the stepless transmission, and power transmission is transmitted to the gear mechanism. When switching to the belt traveling mode, which is not performed, clutch-to-clutch control in which the first clutch is released and the second clutch is engaged can be executed. In the control by the garage operation, the garage can be executed. When the operation is detected, the secondary sheave pressure of the stepless transmission is set so that the belt slip does not occur even if the maximum torque that can be generated by the garage operation is input. The sheave pressure is set so that belt slip does not occur even if a torque generated according to the engaged state of the second clutch is input, and the secondary sheave pressure set by the clutch-to-clutch control is the stepless transmission. it is characterized in that corrected based on the hydraulic oil temperature.

本発明に係る変速機の制御装置は、ベルト滑りの防止と燃費悪化の抑制とを両立することができるという効果を奏する。 The transmission control device according to the present invention has the effect of being able to both prevent belt slippage and suppress deterioration of fuel efficiency.

図１は、実施形態に係る動力伝達装置を備えた車両の一例を示すスケルトン図である。FIG. 1 is a skeleton diagram showing an example of a vehicle provided with the power transmission device according to the embodiment. 図２は、エンジンや無段変速機などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。FIG. 2 is a block diagram illustrating a main part of a control system provided in a vehicle for controlling an engine, a continuously variable transmission, and the like. 図３は、セカンダリプーリ側にのみセカンダリ圧センサが備えられている場合に、必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立するための制御構造を示すブロック図である。FIG. 3 is a block diagram showing a control structure for achieving both target shifting and belt slip prevention with the minimum necessary thrust when the secondary pressure sensor is provided only on the secondary pulley side. 図４は、ＣｔｏＣ制御でのクラッチＣ２圧とセカンダリシーブ圧と油圧アップ量との関係を示したグラフである。FIG. 4 is a graph showing the relationship between the clutch C2 pressure, the secondary sheave pressure, and the amount of increase in oil pressure under CtoC control. 図５は、実施形態に係る電子制御装置により実行されるＣｔｏＣ制御でのセカンダリシーブ油圧制御の一例を示したフローチャートである。FIG. 5 is a flowchart showing an example of secondary sheave hydraulic control in CtoC control executed by the electronic control device according to the embodiment. 図６は、実施形態に係る電子制御装置により実行されるＣｔｏＣ制御でのセカンダリシーブ油圧制御の他例を示したフローチャートである。FIG. 6 is a flowchart showing another example of the secondary sheave hydraulic control in the CtoC control executed by the electronic control device according to the embodiment. 図７は、油圧応答モデルの一例を示した図である。FIG. 7 is a diagram showing an example of a hydraulic response model.

以下に、本発明に係る無段変速機の制御装置の一実施形態について説明する。なお、本実施形態により本発明が限定されるものではない。 Hereinafter, an embodiment of the continuously variable transmission control device according to the present invention will be described. The present invention is not limited to the present embodiment.

図１は、実施形態に係る動力伝達装置１００を備えた車両Ｖｅの一例を示すスケルトン図である。 FIG. 1 is a skeleton diagram showing an example of a vehicle Ve including the power transmission device 100 according to the embodiment.

図１に示すように、車両Ｖｅは、動力源としてエンジン１と動力伝達装置１００とを備える。エンジン１はエンジン回転数Ｎｅに応じて所定の動力を出力する。エンジン１から出力された動力は、動力伝達装置１００を構成する、トルクコンバータ２、入力軸３、前後進切替機構４、ベルト式の無段変速機であるＣＶＴ５またはギヤ機構６、出力軸７、カウンタギヤ機構８、デファレンシャルギヤ９、及び、駆動軸１０を介して、駆動輪１１に伝達される。ＣＶＴ５の下流側には、エンジン１を駆動輪１１から切り離すためのクラッチとしてクラッチＣ２が設けられている。クラッチＣ２を解放させることによって、ＣＶＴ５と出力軸７との間がトルク伝達不能に遮断され、エンジン１に加えＣＶＴ５が駆動輪１１から切り離される。 As shown in FIG. 1, the vehicle Ve includes an engine 1 and a power transmission device 100 as power sources. The engine 1 outputs a predetermined power according to the engine speed Ne. The power output from the engine 1 comprises a torque converter 2, an input shaft 3, a forward / backward switching mechanism 4, a belt-type stepless transmission CVT 5 or a gear mechanism 6, an output shaft 7, and the power transmission device 100. It is transmitted to the drive wheels 11 via the counter gear mechanism 8, the differential gear 9, and the drive shaft 10. A clutch C2 is provided on the downstream side of the CVT 5 as a clutch for disconnecting the engine 1 from the drive wheels 11. By releasing the clutch C2, the torque cannot be transmitted between the CVT 5 and the output shaft 7, and the CVT 5 in addition to the engine 1 is disconnected from the drive wheels 11.

具体的にトルクコンバータ２は、エンジン１に連結されたポンプインペラ２ａ、ポンプインペラ２ａに対向して配置されたタービンランナ２ｂ、及び、ポンプインペラ２ａとタービンランナ２ｂとの間に配置されたステータ２ｃを備える。トルクコンバータ２の内部は作動流体としてのオイルで満たされている。ポンプインペラ２ａはエンジン１のクランクシャフト１ａと一体回転する。タービンランナ２ｂには、入力軸３が一体回転するように連結されている。トルクコンバータ２はロックアップクラッチを備え、その係合状態ではポンプインペラ２ａとタービンランナ２ｂとが一体回転し、その解放状態ではエンジン１から出力された動力が作動流体を介してタービンランナ２ｂに伝達される。なお、ステータ２ｃは、一方向クラッチを介してケースなどの固定部に保持されている。 Specifically, the torque converter 2 includes a pump impeller 2a connected to the engine 1, a turbine runner 2b arranged to face the pump impeller 2a, and a stator 2c arranged between the pump impeller 2a and the turbine runner 2b. To be equipped. The inside of the torque converter 2 is filled with oil as a working fluid. The pump impeller 2a rotates integrally with the crankshaft 1a of the engine 1. The input shaft 3 is connected to the turbine runner 2b so as to rotate integrally. The torque converter 2 is provided with a lockup clutch, and in the engaged state, the pump impeller 2a and the turbine runner 2b rotate integrally, and in the released state, the power output from the engine 1 is transmitted to the turbine runner 2b via the working fluid. Will be done. The stator 2c is held by a fixed portion such as a case via a one-way clutch.

また、ポンプインペラ２ａには、ベルト機構などの伝動機構を介して、オイルポンプ４１が連結されている。オイルポンプ４１は、ポンプインペラ２ａを介してクランクシャフト１ａに連結され、エンジン１によって駆動される。なお、オイルポンプ４１とポンプインペラ２ａとが一体回転するように構成されてもよい。 Further, an oil pump 41 is connected to the pump impeller 2a via a transmission mechanism such as a belt mechanism. The oil pump 41 is connected to the crankshaft 1a via a pump impeller 2a and is driven by the engine 1. The oil pump 41 and the pump impeller 2a may be configured to rotate integrally.

入力軸３は、前後進切替機構４に連結されている。前後進切替機構４は、エンジントルクを駆動輪１１へ伝達する際、駆動輪１１に作用するトルクの方向を前進方向と後進方向との間で切り替える。前後進切替機構４は、差動機構からなり、図１に示す例ではダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されている。その前後進切替機構４は、サンギヤ４Ｓと、サンギヤ４Ｓに対して同心円上に配置されたリングギヤ４Ｒと、サンギヤ４Ｓに噛み合っている第１ピニオンギヤ４Ｐ_１と、第１ピニオンギヤ４Ｐ_１及びリングギヤ４Ｒに噛み合っている第２ピニオンギヤ４Ｐ_２と、第１ピニオンギヤ４Ｐ_１及び第２ピニオンギヤ４Ｐ_２を自転可能かつ公転可能に保持しているキャリヤ４Ｃとを備えている。サンギヤ４Ｓには、ギヤ機構６の駆動ギヤ６１が一体回転するように連結されている。キャリヤ４Ｃには、入力軸３が一体回転するように連結されている。 The input shaft 3 is connected to the forward / backward switching mechanism 4. When the engine torque is transmitted to the drive wheels 11, the forward / backward switching mechanism 4 switches the direction of the torque acting on the drive wheels 11 between the forward direction and the reverse direction. The forward / backward switching mechanism 4 is composed of a differential mechanism, and in the example shown in FIG. 1, it is composed of a double pinion type planetary gear mechanism. The forward / backward switching mechanism 4 meshes with the sun gear 4S, the ring gear 4R arranged concentrically with respect to the sun gear 4S, the first pinion gear 4P ₁ meshing with the sun gear 4S, the first pinion gear 4P ₁ and the ring gear 4R. The second pinion gear 4P ₂ and the carrier 4C holding the first pinion gear 4P ₁ and the second pinion gear 4P _{2 so as} to rotate and revolve are provided. The drive gear 61 of the gear mechanism 6 is connected to the sun gear 4S so as to rotate integrally. The input shaft 3 is connected to the carrier 4C so as to rotate integrally.

また、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとを選択的に一体回転させる第１クラッチであるクラッチＣ１が設けられている。クラッチＣ１を係合させることによって、前後進切替機構４全体が一体回転する。さらに、リングギヤ４Ｒを選択的に回転不能に固定するブレーキＢ１が設けられている。クラッチＣ１及びブレーキＢ１は、油圧式である。 Further, a clutch C1 which is a first clutch for selectively integrally rotating the sun gear 4S and the carrier 4C is provided. By engaging the clutch C1, the entire forward / backward switching mechanism 4 rotates integrally. Further, a brake B1 for selectively fixing the ring gear 4R so as not to rotate is provided. The clutch C1 and the brake B1 are hydraulic.

例えば、クラッチＣ１を係合させ、かつブレーキＢ１を解放させると、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが一体回転する。すなわち、入力軸３と駆動ギヤ６１とが一体回転する。また、クラッチＣ１を解放させ、かつブレーキＢ１を係合させると、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが逆方向に回転する。すなわち、入力軸３と駆動ギヤ６１とは逆方向に回転する。 For example, when the clutch C1 is engaged and the brake B1 is released, the sun gear 4S and the carrier 4C rotate integrally. That is, the input shaft 3 and the drive gear 61 rotate integrally. Further, when the clutch C1 is released and the brake B1 is engaged, the sun gear 4S and the carrier 4C rotate in opposite directions. That is, the input shaft 3 and the drive gear 61 rotate in opposite directions.

車両Ｖｅにおいては、無段変速機であるＣＶＴ５と有段変速部であるギヤ機構６とが並列に設けられている。入力軸３と出力軸７との間の動力伝達経路として、ギヤ機構６を介する第１動力伝達経路と、ＣＶＴ５を介する第２動力伝達経路とが、並列に形成されている。 In the vehicle Ve, the CVT 5 which is a continuously variable transmission and the gear mechanism 6 which is a stepped transmission unit are provided in parallel. As a power transmission path between the input shaft 3 and the output shaft 7, a first power transmission path via the gear mechanism 6 and a second power transmission path via the CVT 5 are formed in parallel.

ＣＶＴ５は、入力軸３と入力軸回転速度Ｎ_ｉｎで一体回転するプライマリプーリ５１、セカンダリシャフト５４と一体回転するセカンダリプーリ５２、プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２に形成されたＶ溝に巻き掛けられたベルト５３を備える。入力軸３はプライマリシャフトとなる。プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２のＶ溝幅を変化させることによってベルト５３の巻き掛け径が変化するので、ＣＶＴ５の変速比γを連続的に変化させることができる。ＣＶＴ５の変速比γは、最大変速比γ_ｍａｘ（ギヤが最Ｌｏｗ）から最小変速比γ_ｍｉｎ（ギヤが最Ｈｉｇｈ）の範囲内で連続的に変化する。 The CVT 5 is wound around a V-groove formed in a primary pulley 51 that integrally rotates with an input shaft 3 and an input shaft rotation speed N _in , a secondary pulley 52 that integrally rotates with a secondary shaft 54, a primary pulley 51, and a secondary pulley 52. A belt 53 is provided. The input shaft 3 becomes the primary shaft. Since the winding diameter of the belt 53 is changed by changing the V-groove width of the primary pulley 51 and the secondary pulley 52, the gear ratio γ of the CVT 5 can be continuously changed. The gear ratio γ of the CVT 5 _{continuously changes within the range from the maximum gear ratio γ max} (the gear is the lowest) to the minimum gear ratio γ _min (the gear is the highest).

プライマリプーリ５１は、入力軸３と一体化された固定シーブ５１ａ、入力軸３上で軸線方向に移動可能な可動シーブ５１ｂ、及び、可動シーブ５１ｂに推力を付与するプライマリ圧シリンダ５１ｃを備える。固定シーブ５１ａのシーブ面と可動シーブ５１ｂのシーブ面とが対向して、プライマリプーリ５１のＶ溝を形成する。プライマリ圧シリンダ５１ｃは、可動シーブ５１ｂの背面側に配置されている。プライマリ圧シリンダ５１ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐｉｎによって、可動シーブ５１ｂを固定シーブ５１ａ側へ移動させる推力が発生し、プライマリプーリ５１に巻き掛けられたベルト５３に対して挟持圧力を発生させる。 The primary pulley 51 includes a fixed sheave 51a integrated with the input shaft 3, a movable sheave 51b that can move in the axial direction on the input shaft 3, and a primary pressure cylinder 51c that applies thrust to the movable sheave 51b. The sheave surface of the fixed sheave 51a and the sheave surface of the movable sheave 51b face each other to form a V-groove of the primary pulley 51. The primary pressure cylinder 51c is arranged on the back side of the movable sheave 51b. The primary pressure Pin supplied to the primary pressure cylinder 51c generates a thrust that moves the movable sheave 51b toward the fixed sheave 51a, and generates a holding pressure on the belt 53 wound around the primary pulley 51.

セカンダリプーリ５２は、セカンダリシャフト５４と一体化された固定シーブ５２ａ、セカンダリシャフト５４上で軸線方向に移動可能な可動シーブ５２ｂ、及び可動シーブ５２ｂに推力を付与するセカンダリ圧シリンダ５２ｃを備える。固定シーブ５２ａのシーブ面と可動シーブ５２ｂのシーブ面とが対向して、セカンダリプーリ５２のＶ溝を形成する。セカンダリ圧シリンダ５２ｃは、可動シーブ５２ｂの背面側に配置されている。セカンダリ圧シリンダ５２ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐｏｕｔによって、可動シーブ５２ｂを固定シーブ５２ａ側へ移動させる推力が発生し、セカンダリプーリ５２に巻き掛けられたベルト５３に対して挟持圧力を発生させる。 The secondary pulley 52 includes a fixed sheave 52a integrated with the secondary shaft 54, a movable sheave 52b that can move in the axial direction on the secondary shaft 54, and a secondary pressure cylinder 52c that applies thrust to the movable sheave 52b. The sheave surface of the fixed sheave 52a and the sheave surface of the movable sheave 52b face each other to form a V-groove of the secondary pulley 52. The secondary pressure cylinder 52c is arranged on the back side of the movable sheave 52b. The secondary pressure Pout supplied to the secondary pressure cylinder 52c generates a thrust for moving the movable sheave 52b toward the fixed sheave 52a, and generates a holding pressure on the belt 53 wound around the secondary pulley 52.

第２クラッチであるクラッチＣ２は、セカンダリシャフト５４と出力軸７との間に設けられており、出力軸７からＣＶＴ５を選択的に切り離すことができる。例えば、クラッチＣ２を係合させると、ＣＶＴ５と出力軸７との間が動力伝達可能に接続され、セカンダリシャフト５４と出力軸７とが一体回転する。一方、クラッチＣ２を解放させると、セカンダリシャフト５４と出力軸７との間がトルク伝達不能に遮断され、エンジン１及びＣＶＴ５が駆動輪１１から切り離される。 The second clutch, the clutch C2, is provided between the secondary shaft 54 and the output shaft 7, and can selectively disconnect the CVT 5 from the output shaft 7. For example, when the clutch C2 is engaged, the CVT 5 and the output shaft 7 are connected so as to be able to transmit power, and the secondary shaft 54 and the output shaft 7 rotate integrally. On the other hand, when the clutch C2 is released, the torque cannot be transmitted between the secondary shaft 54 and the output shaft 7, and the engine 1 and the CVT 5 are disconnected from the drive wheels 11.

クラッチＣ２は油圧式である。油圧アクチュエータによってクラッチＣ２の係合要素同士が摩擦係合するように構成されている。そのため、クラッチＣ２の係合要素同士を半係合状態として摩擦係合させると、クラッチＣ２をスリップ状態にできる。この場合、ＣＶＴ５と出力軸７との間を伝達するトルクが比較的小さくなる。 The clutch C2 is a hydraulic type. The engagement elements of the clutch C2 are configured to be frictionally engaged with each other by a hydraulic actuator. Therefore, when the engaging elements of the clutch C2 are frictionally engaged with each other in a semi-engaged state, the clutch C2 can be put into a slip state. In this case, the torque transmitted between the CVT 5 and the output shaft 7 becomes relatively small.

出力軸７には、出力ギヤ７ａと従動ギヤ６３とが一体回転するように取り付けられている。出力ギヤ７ａは、減速機構であるカウンタギヤ機構８のカウンタドリブンギヤ８ａと噛み合っている。カウンタギヤ機構８のカウンタドライブギヤ８ｂは、デファレンシャルギヤ９のリングギヤ９ａと噛み合っている。デファレンシャルギヤ９には、左右の駆動軸１０を介して左右の駆動輪１１が連結されている。 The output gear 7a and the driven gear 63 are attached to the output shaft 7 so as to rotate integrally. The output gear 7a meshes with the counter driven gear 8a of the counter gear mechanism 8 which is a reduction mechanism. The counter drive gear 8b of the counter gear mechanism 8 meshes with the ring gear 9a of the differential gear 9. The left and right drive wheels 11 are connected to the differential gear 9 via the left and right drive shafts 10.

ギヤ機構６は、前後進切替機構４のサンギヤ４Ｓと一体回転する駆動ギヤ６１と、カウンタギヤ機構６２と、出力軸７と一体回転する従動ギヤ６３とを含む。ギヤ機構６は減速機構であって、ギヤ機構６の変速比（ギヤ比）は、ＣＶＴ５の最大変速比γ_ｍａｘよりも大きい所定値に設定されている。車両Ｖｅにおいては、発進時にエンジン１からギヤ機構６を介して駆動輪１１にトルクを伝達可能に構成されている。ギヤ機構６は例えば発進ギヤとして機能する。 The gear mechanism 6 includes a drive gear 61 that rotates integrally with the sun gear 4S of the forward / backward switching mechanism 4, a counter gear mechanism 62, and a driven gear 63 that rotates integrally with the output shaft 7. The gear mechanism 6 is a reduction mechanism, and the gear ratio (gear ratio) of the gear mechanism 6 is set to a predetermined value larger than _{the maximum gear ratio γ max of the CVT 5.} The vehicle Ve is configured to be able to transmit torque from the engine 1 to the drive wheels 11 via the gear mechanism 6 when starting. The gear mechanism 6 functions as, for example, a starting gear.

駆動ギヤ６１は、カウンタギヤ機構６２のカウンタドリブンギヤ６２ａと噛み合っている。カウンタギヤ機構６２は、カウンタドリブンギヤ６２ａと、カウンタシャフト６２ｂと、従動ギヤ６３に噛み合っているカウンタドライブギヤ６２ｃとを含む。カウンタシャフト６２ｂには、カウンタドリブンギヤ６２ａが一体回転するように取り付けられている。カウンタシャフト６２ｂは入力軸３及び出力軸７と平行に配置されている。カウンタドライブギヤ６２ｃは、カウンタシャフト６２ｂに対して相対回転可能に構成されている。 The drive gear 61 meshes with the counter driven gear 62a of the counter gear mechanism 62. The counter gear mechanism 62 includes a counter driven gear 62a, a counter shaft 62b, and a counter drive gear 62c that meshes with the driven gear 63. A counter driven gear 62a is attached to the counter shaft 62b so as to rotate integrally. The counter shaft 62b is arranged in parallel with the input shaft 3 and the output shaft 7. The counter drive gear 62c is configured to be rotatable relative to the counter shaft 62b.

また、カウンタシャフト６２ｂとカウンタドライブギヤ６２ｃとを選択的に一体回転させる噛合式の係合装置であるドグクラッチＳ１が設けられている。ドグクラッチＳ１は、噛合式の第１係合要素６４ａ及び第２係合要素６４ｂと、軸線方向に移動可能なスリーブ６４ｃとを備える。第１係合要素６４ａは、カウンタシャフト６２ｂにスプライン嵌合されたハブである。第１係合要素６４ａとカウンタシャフト６２ｂとは一体回転する。第２係合要素６４ｂは、カウンタドライブギヤ６２ｃと一体回転するように連結されている。すなわち、第２係合要素６４ｂはカウンタシャフト６２ｂに対して相対回転する。スリーブ６４ｃの内周面に形成されたスプライン歯が、第１係合要素６４ａ及び第２係合要素６４ｂの外周面に形成されたスプライン歯と噛み合うことによって、ドグクラッチＳ１は係合状態となる。ドグクラッチＳ１を係合させることによって、駆動ギヤ６１と従動ギヤ６３との間がトルク伝達可能に接続される。第２係合要素６４ｂとスリーブ６４ｃとの噛み合いが解除されることによって、ドグクラッチＳ１は解放状態となる。ドグクラッチＳ１を解放させることによって、駆動ギヤ６１と従動ギヤ６３との間はトルク伝達不能に遮断される。また、ドグクラッチＳ１は、油圧式であり、油圧アクチュエータによってスリーブ６４ｃが軸線方向に移動する。 Further, a dog clutch S1 which is a meshing type engaging device for selectively and integrally rotating the counter shaft 62b and the counter drive gear 62c is provided. The dog clutch S1 includes a meshing type first engaging element 64a and a second engaging element 64b, and a sleeve 64c that can move in the axial direction. The first engaging element 64a is a hub spline-fitted to the counter shaft 62b. The first engaging element 64a and the counter shaft 62b rotate integrally. The second engaging element 64b is connected to the counter drive gear 62c so as to rotate integrally with the counter drive gear 62c. That is, the second engaging element 64b rotates relative to the counter shaft 62b. The dog clutch S1 is brought into an engaged state when the spline teeth formed on the inner peripheral surface of the sleeve 64c mesh with the spline teeth formed on the outer peripheral surfaces of the first engaging element 64a and the second engaging element 64b. By engaging the dog clutch S1, the drive gear 61 and the driven gear 63 are connected so as to be able to transmit torque. When the engagement between the second engaging element 64b and the sleeve 64c is released, the dog clutch S1 is released. By releasing the dog clutch S1, torque cannot be transmitted between the drive gear 61 and the driven gear 63. Further, the dog clutch S1 is a hydraulic type, and the sleeve 64c is moved in the axial direction by the hydraulic actuator.

このように構成される車両Ｖｅでは、電子制御装置１１０（図２参照）によって制御されて、クラッチＣ１を係合状態とし、クラッチＣ２を解放状態とすることにより、入力軸３の動力がギヤ機構６を介して出力軸７に伝達され、ＣＶＴ５は動力伝達を行わない。この状態をギヤ走行モードと呼ぶ。一方、電子制御装置１１０によって制御されて、クラッチＣ２を係合状態とし、クラッチＣ１を解放状態とすることにより、入力軸３の動力がＣＶＴ５を介して出力軸７に伝達され、ギヤ機構６には動力伝達を行わない。この状態をベルト走行モードと呼ぶ。また、ギヤ走行モードからベルト走行モードへ切り替える場合には、クラッチＣ１を解放してクラッチＣ２を係合するようにクラッチを掛け替える変速制御であるクラッチトゥクラッチ制御(以下、ＣｔｏＣ制御という）が実行される。 In the vehicle Ve configured in this way, the power of the input shaft 3 is driven by the gear mechanism by engaging the clutch C1 and disengaging the clutch C2 under the control of the electronic control device 110 (see FIG. 2). It is transmitted to the output shaft 7 via 6, and the CVT 5 does not perform power transmission. This state is called a gear running mode. On the other hand, controlled by the electronic control device 110, the clutch C2 is engaged and the clutch C1 is released, so that the power of the input shaft 3 is transmitted to the output shaft 7 via the CVT 5 and is transmitted to the gear mechanism 6. Does not transmit power. This state is called a belt running mode. Further, when switching from the gear traveling mode to the belt traveling mode, clutch-to-clutch control (hereinafter referred to as CtoC control), which is a shift control in which the clutch C1 is released and the clutch is engaged so as to engage the clutch C2, is executed. Will be done.

図２は、エンジン１やＣＶＴ５などを制御するために車両Ｖｅに設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図２において、車両Ｖｅには、例えばＣＶＴ５の変速制御などに関連する変速機の制御装置としての機能を有する電子制御装置１１０が備えられている。電子制御装置１１０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Ｖｅの各種制御を実行する。例えば、電子制御装置１１０は、エンジン１の出力制御やＣＶＴ５の変速制御やベルト挟圧力制御などを実行するようになっている。 FIG. 2 is a block diagram illustrating a main part of a control system provided in the vehicle Ve for controlling the engine 1, CVT 5, and the like. In FIG. 2, the vehicle Ve is provided with an electronic control device 110 having a function as a control device for a transmission related to, for example, shift control of the CVT 5. The electronic control device 110 includes, for example, a so-called microcomputer provided with a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like, and the CPU follows a program stored in the ROM in advance while using the temporary storage function of the RAM. Various controls of the vehicle Ve are executed by performing signal processing. For example, the electronic control device 110 is adapted to execute output control of the engine 1, shift control of the CVT 5, belt pinching pressure control, and the like.

電子制御装置１１０には、エンジン回転速度センサ１２０により検出されたクランクシャフト１ａの回転角度（位置）Ａ_ＣＲ及びエンジン１の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅを表す信号、タービン回転速度センサ１２１により検出された入力軸３（タービン軸）の回転速度（タービン回転速度）Ｎ_Ｔを表す信号、入力軸回転速度センサ１２２により検出されたＣＶＴ５の入力回転速度である入力軸回転速度Ｎ_ｉｎを表す信号、出力軸回転速度センサ１２３により検出された車速Ｖに対応するＣＶＴ５の出力回転速度である出力軸回転速度Ｎ_ｏｕｔを表す信号、スロットルセンサ１２４により検出された電子スロットル弁のスロットル弁開度θ_ＴＨを表す信号、アクセル開度センサ１２５により検出された運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａ_ＣＣを表す信号、フットブレーキスイッチ１２６により検出された常用ブレーキであるフットブレーキが操作された状態を示すブレーキオンＢ_ＯＮを表す信号、レバーポジションセンサ１２７により検出されたシフトレバーのレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを表す信号、セカンダリ圧センサ１２８により検出されたセカンダリプーリ５２への供給油圧であるセカンダリ圧Ｐｏｕｔを表す信号、油温センサ１２９により検出されたＣＶＴ５の油温（作動油温）を表す信号などが、それぞれ供給される。なお、電子制御装置１１０は、例えば、出力軸回転速度Ｎ_ｏｕｔと入力軸回転速度Ｎ_ｉｎとに基づいてＣＶＴ５の実変速比γ（＝Ｎ_ｉｎ／Ｎ_ｏｕｔ）を逐次算出する。 The electronic control unit 110, a signal representative of the rotation angle _{(position) A CR} and the rotational speed of the engine 1 (engine rotational speed) _{N E} of the crankshaft 1a, which is detected by the engine rotational speed sensor 120, a turbine speed sensor 121 _{A signal representing the detected rotation speed (turbine rotation speed) NT} of the input shaft 3 (turbine shaft), _{and a signal representing the input shaft rotation speed N in} which is the input rotation speed of the CVT 5 detected by the input shaft rotation speed sensor 122. _{, A signal representing the output shaft rotation speed N out} , which is the output rotation speed of the CVT 5 corresponding to the vehicle speed V detected by the output shaft rotation speed sensor 123 _{, and the throttle valve opening degree θ TH} of the electronic throttle valve detected by the throttle sensor 124. signal representative of a signal representing the accelerator opening a _CC is an operation amount of the accelerator pedal as an acceleration demand of the detected driver by the accelerator opening sensor 125, a foot is a service brake, which is detected by a foot brake switch 126 signal representing the brake oN B _oN that indicates the state in which the brake is operated, a lever position (operating position) of the shift lever detected by the lever position sensor 127 signals representative of P _SH, the secondary pulley 52 detected by the secondary pressure sensor 128 A signal indicating the secondary pressure Pout, which is the hydraulic pressure supplied to the vehicle, a signal indicating the oil temperature (hydraulic oil temperature) of the CVT 5 detected by the oil temperature sensor 129, and the like are supplied. The electronic control device 110 sequentially calculates the actual gear ratio γ (= N _in / N _out ) of the CVT 5 based on, for example, the output shaft rotation speed N _out and the input shaft rotation speed N _in.

また、電子制御装置１１０からは、エンジン１の出力制御のためのエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅや、ＣＶＴ５の変速に関する油圧制御のための油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴなどが、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Ｓ_Ｅとして、スロットルアクチュエータ１３０を駆動して電子スロットル弁の開閉を制御するためのスロットル信号や、燃料噴射装置１３１から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号や、点火装置１３２によるエンジン１の点火時期を制御するための点火時期信号などが出力される。また、油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴとしては、プライマリ圧Ｐｉｎを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＰ（図１参照）を駆動するための指令信号や、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳ（図１参照）を駆動するための指令信号などが、油圧制御回路１４０へ出力される。 Further, the electronic control unit 110, and an engine output control command signal S _E for the output control of the engine 1, a hydraulic control command signal S _CVT for hydraulic control over the shift CVT5 are output respectively. Specifically, as the engine output control command signal S _E, to control the amount of fuel injected from the throttle signal and the fuel injection device 131 for controlling the opening and closing of the electronic throttle valve to the throttle actuator 130 And the ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 1 by the ignition device 132 are output. The hydraulic control command signal _SCVT includes a command signal for driving a linear solenoid valve SLP (see FIG. 1) that regulates the primary pressure Pin and a linear solenoid valve SLS (see FIG. 1) that regulates the secondary pressure Pout. A command signal or the like for driving is output to the hydraulic control circuit 140.

油圧制御回路１４０において、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰにより調圧されるプライマリ圧Ｐｉｎ及びリニアソレノイド弁ＳＬＳにより調圧されるセカンダリ圧Ｐｏｕｔは、ベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト挟圧力を、プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２に発生させるように制御される。また、プライマリ圧Ｐｉｎとセカンダリ圧Ｐｏｕｔとの相互関係で、プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２の推力比τ（＝Ｗｏｕｔ／Ｗｉｎ）が変更されることによりＣＶＴ５の変速比γが変更される。例えば、その推力比τが大きくされるほど変速比γが大きくされる（すなわちＣＶＴ５はダウンシフトされる）。 In the hydraulic control circuit 140, for example, the primary pressure Pin regulated by the linear solenoid valve SLP and the secondary pressure Pout regulated by the linear solenoid valve SLS generate a belt pinching pressure that does not cause belt slippage and does not increase unnecessarily. , It is controlled to be generated in the primary pulley 51 and the secondary pulley 52. Further, the gear ratio γ of the CVT 5 is changed by changing the thrust ratio τ (= Wout / Win) of the primary pulley 51 and the secondary pulley 52 due to the mutual relationship between the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout. For example, as the thrust ratio τ increases, the gear ratio γ increases (that is, the CVT 5 is downshifted).

図３は、セカンダリプーリ５２側にのみセカンダリ圧センサ１２８が備えられている場合に、必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立するための制御構造を示すブロック図である。図３において、目標変速比γ^＊及びＣＶＴ５の入力トルクＴｉｎが、電子制御装置１１０により逐次算出される。 FIG. 3 is a block diagram showing a control structure for achieving both target shifting and belt slip prevention with the minimum necessary thrust when the secondary pressure sensor 128 is provided only on the secondary pulley 52 side. In FIG. 3, the target gear ratio γ ^* and the input torque Tin of the CVT 5 are sequentially calculated by the electronic control device 110.

図３のブロックＢ１及びブロックＢ２において、電子制御装置１１０は、例えば実変速比γとＣＶＴ５の入力トルクＴｉｎとに基づいて滑り限界推力Ｗｌｍｔを算出する。具体的には、電子制御装置１１０は、下記（１）式及び下記（２）式からプライマリプーリ５１の入力トルクとしてのＣＶＴ５の入力トルクＴｉｎ、セカンダリプーリ５２の入力トルクとしてのＣＶＴ５の出力トルクＴｏｕｔ、プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２のシーブ角α、プライマリプーリ５１側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μｉｎ、セカンダリプーリ５２側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μｏｕｔ、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ５１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５２側のベルト掛かり径Ｒｏｕｔに基づいて、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗｏｕｔｌｍｔ及びプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔをそれぞれ算出する。なお、Ｔｏｕｔ＝γ×Ｔｉｎ＝（Ｒｏｕｔ／Ｒｉｎ）×Ｔｉｎとしている。 In the blocks B1 and B2 of FIG. 3, the electronic control device 110 calculates the slip limit thrust Wlmt based on, for example, the actual gear ratio γ and the input torque Tin of the CVT5. Specifically, the electronic control device 110 has an input torque Tin of the CVT 5 as the input torque of the primary pulley 51 and an output torque Tout of the CVT 5 as the input torque of the secondary pulley 52 from the following equations (1) and (2). , The sheave angle α of the primary pulley 51 and the secondary pulley 52, the predetermined element-pulley friction coefficient μin on the primary pulley 51 side, the predetermined element-pulley friction coefficient μout on the secondary pulley 52 side, and the actual gear ratio γ are unique. Based on the belt hook diameter Rin on the primary pulley 51 side calculated in 1 and the belt hook diameter Rout on the secondary pulley 52 side uniquely calculated from the actual gear ratio γ, the secondary pulley side slip limit thrust Woutlmt and the primary pulley side slip The limit thrust Winlmt is calculated respectively. In addition, Tout = γ × Tin = (Rout / Rin) × Tin.

Ｗｏｕｔｌｍｔ＝（Ｔｏｕｔ×ｃｏｓα）／（２×μｏｕｔ×Ｒｏｕｔ）
＝（Ｔｉｎ×ｃｏｓα）／（２×μ_ｏｕｔ×Ｒｉｎ）・・・（１） Woutlmt = (Tout × cosα) / (2 × μout × Rout)
= (Tin × cosα) / (2 × μ _out × Rin) ・・・ (1)

Ｗｉｎｌｍｔ＝（Ｔｉｎ×ｃｏｓα）／（２×μｉｎ×Ｒｉｎ）・・・（２） Winlmt = (Tin × cosα) / (2 × μin × Rin) ・・・ (2)

図３のブロックＢ３及びブロックＢ６において、電子制御装置１１０は、例えばプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔに対応するセカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌ、及び目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊に対応するプライマリバランス推力Ｗｉｎｂｌをそれぞれ算出する。 In the blocks B3 and B6 of FIG. 3, the electronic control device 110 calculates, for example, the secondary balance thrust Woutbl corresponding to the primary pulley side slip limit thrust Winlmt and the primary balance thrust Winbl corresponding to the ^{target secondary thrust Wout *, respectively.}

具体的には、電子制御装置１１０は、目標変速比γ^＊をパラメータとして、プライマリ側安全率ＳＦｉｎ（＝Ｗｉｎ／Ｗｉｎｌｍｔ）の逆数ＳＦｉｎ^−１（＝Ｗｉｎｌｍｔ／Ｗｉｎ）と、プライマリプーリ５１側に対応するセカンダリプーリ５２側の推力を算出するときの推力比τｉｎと、の予め実験的に求められて記憶された関係（推力比マップ）から、逐次算出される目標変速比γ^＊及びプライマリ側安全率の逆数ＳＦｉｎ^−１に基づいて推力比τｉｎを算出する。 Specifically, the electronic control device 110 corresponds to ^{the inverse number SFin -1} (= Winlmt / Win) of the primary side safety factor SFin (= Win / Winlmt) and the primary pulley 51 side with ^{the target gear ratio γ * as a parameter.} ^{The target gear ratio γ *} and the primary safety factor are sequentially calculated from the relationship (thrust ratio map) experimentally obtained and stored in advance with the thrust ratio τin when calculating the thrust on the secondary pulley 52 side. The thrust ratio τin is calculated based on the inverse number SFin ^{-1 of.}

そして、電子制御装置１１０は、下記（３）式からプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔ及び推力比τｉｎに基づいて、セカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌを算出する。 Then, the electronic control device 110 calculates the secondary balance thrust Woutbl from the following equation (3) based on the primary pulley side slip limit thrust Winlmt and the thrust ratio τin.

Ｗｏｕｔｂｌ＝Ｗｉｎｌｍｔ×τｉｎ・・・（３） Woutbl = Winlmt × τin ・・・ (3)

また、電子制御装置１１０は、目標変速比γ^＊をパラメータとして、セカンダリ側安全率ＳＦｏｕｔ（＝Ｗｏｕｔ／Ｗｏｕｔｌｍｔ）の逆数ＳＦｏｕｔ^−１（＝Ｗｏｕｔｌｍｔ／Ｗｏｕｔ）と、セカンダリプーリ５２側に対応するプライマリプーリ５１側の推力を算出するときの推力比τｏｕｔと、の予め実験的に求められて記憶された関係（推力比マップ）から、逐次算出される目標変速比γ^＊及びセカンダリ側安全率の逆数ＳＦｏｕｔ^−１に基づいて推力比τｏｕｔを算出する。 Further, the electronic control device 110 uses the target gear ratio γ ^* as a parameter, and has the inverse number SFout ^-1 (= Woutlmt / Wout) of the secondary safety factor SFout (= Wout / Woutlmt) and the primary pulley corresponding to the secondary pulley 52 side. ^{The target gear ratio γ *} and the inverse number SFout of the secondary safety factor are sequentially calculated from the relationship (thrust ratio map) experimentally obtained and stored in advance with the thrust ratio τout when calculating the thrust on the 51 side. ^The thrust ratio τout is calculated based on -1.

そして、電子制御装置１１０は、下記（４）式から目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊及び推力比τｏｕｔに基づいて、プライマリバランス推力Ｗｉｎｂｌを算出する。 Then, the electronic control device 110 calculates the primary balance thrust Winbl ^{from the following equation (4) based on the target secondary thrust Wout * and the thrust ratio τout.}

Ｗｉｎｂｌ＝Ｗｏｕｔ^＊／τｏｕｔ・・・（４） Winbl = Wout ^* / τout ・・・ (4)

なお、被駆動時には入力トルクＴｉｎや出力トルクＴｏｕｔが負の値となることから、各安全率の逆数ＳＦｉｎ^−１，ＳＦｏｕｔ^−１も被駆動時には負の値となる。また、この逆数ＳＦｉｎ^−１，ＳＦｏｕｔ^−１は、逐次算出されても良いが、安全率ＳＦｉｎ，ＳＦｏｕｔに所定値を各々設定するならばその逆数を設定しても良い。 Since the input torque Tin and the output torque Tout have negative values ^{when driven, the reciprocals SFin -1} and SFout ^{-1 of} each safety factor also have negative values when driven. The reciprocals SFin ^-1 and SFout ^-1 may be calculated sequentially, but the reciprocals may be set if predetermined values are set for the safety factors SFin and SFout, respectively.

図３のブロックＢ４及びブロックＢ７において、電子制御装置１１０は、例えばセカンダリプーリ５２側にて目標の変速を実現する場合のセカンダリプーリ側換算の差推力ΔＷとしてのセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔ、及びプライマリプーリ５１側にて目標の変速を実現する場合のプライマリプーリ側換算の差推力ΔＷとしてのプライマリ変速差推力ΔＷｉｎを算出する。 In the blocks B4 and B7 of FIG. 3, the electronic control device 110 has, for example, the secondary shift difference thrust ΔWout as the difference thrust ΔW converted to the secondary pulley side when the target shift is realized on the secondary pulley 52 side, and the primary pulley. The primary shift difference thrust ΔWin as the difference thrust ΔW converted to the primary pulley side when the target shift is realized on the 51 side is calculated.

具体的には、電子制御装置１１０は、セカンダリ側目標変速速度（ｄＸｏｕｔ／ｄＮｅｌｍｏｕｔ）とセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔとの予め実験的に求められて記憶された関係（差推力マップ）から、逐次算出されるセカンダリ側目標変速速度（ｄＸｏｕｔ／ｄＮｅｌｍｏｕｔ）に基づいてセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔを算出する。また、電子制御装置１１０は、プライマリ側目標変速速度（ｄＸｉｎ／ｄＮｅｌｍｉｎ）とプライマリ変速差推力ΔＷｉｎとの予め実験的に求められて記憶された関係（差推力マップ）から、逐次算出されるプライマリ側目標変速速度（ｄＸｉｎ／ｄＮｅｌｍｉｎ）に基づいてプライマリ変速差推力ΔＷｉｎを算出する。 Specifically, the electronic control device 110 is sequentially calculated from the relationship (difference thrust map) experimentally obtained and stored in advance between the secondary side target speed change speed (dXout / dNelmout) and the secondary shift difference thrust ΔWout. The secondary shift difference thrust ΔWout is calculated based on the secondary target shift speed (dXout / dNelmout). Further, the electronic control device 110 sequentially calculates the primary side from the relationship (difference thrust map) experimentally obtained and stored in advance between the primary side target speed change speed (dXin / dNelmin) and the primary shift difference thrust ΔWin. The primary shift difference thrust ΔWin is calculated based on the target shift speed (dXin / dNelmin).

ここで、ブロックＢ３及びブロックＢ４における演算では、推力比マップや差推力マップなどの予め実験的に求められて設定された物理特性図を用いる。そのため、油圧制御回路１４０等の個体差によりセカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌやセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔの算出結果には、物理特性に対するばらつきが存在する。そこで、このような物理特性に対するばらつきを考慮する場合、電子制御装置１１０は、例えばプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔに基づくセカンダリプーリ５２側の推力（セカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌやセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔ）の算出に関わる物理特性に対するばらつき分に対応する所定推力である制御マージンＷｍｇｎを、セカンダリプーリ５２側の推力の算出に先立って、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔに加算する。したがって、上記物理特性に対するばらつきを考慮する場合、ブロックＢ３において電子制御装置１１０は、例えば上記（３）式に替えて、下記（３）’式から制御マージンＷｍｇｎが加算されたプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔ及び推力比τｉｎに基づいて、セカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌを算出する。 Here, in the calculation in the blocks B3 and the block B4, a physical characteristic diagram which is experimentally obtained and set in advance such as a thrust ratio map and a difference thrust map is used. Therefore, there are variations in the physical characteristics in the calculation results of the secondary balance thrust Woutbl and the secondary shift difference thrust ΔWout due to individual differences in the hydraulic control circuit 140 and the like. Therefore, when considering such variations in physical characteristics, the electronic control device 110 calculates, for example, the thrust on the secondary pulley 52 side (secondary balance thrust Woutbl or secondary shift difference thrust ΔWout) based on the primary pulley side slip limit thrust Winlmt. The control margin Wmgn, which is a predetermined thrust corresponding to the variation in the physical characteristics related to the above, is added to the primary pulley side slip limit thrust Winlmt prior to the calculation of the thrust on the secondary pulley 52 side. Therefore, when considering the variation with respect to the physical characteristics, in the block B3, the electronic control device 110 replaces the above equation (3) with, for example, the primary pulley side slip limit to which the control margin Wmgn is added from the following equation (3)'. The secondary balance thrust Woutbl is calculated based on the thrust Winlmt and the thrust ratio τin.

Ｗｏｕｔｂｌ＝（Ｗｉｎｌｍｔ＋Ｗｍｇｎ）×τｉｎ・・・（３）’ Woutbl = (Winlmt + Wmgn) x τin ... (3)'

なお、制御マージンＷｍｇｎは、例えば予め実験的に求められて設定された一定値（設計値）であるが、定常状態（変速比一定状態）よりも過渡状態（変速中）の方がばらつき要因（推力比マップや差推力マップなどの物理特性図）を多く用いるので、大きい値に設定されている。また、上記算出に関わる物理特性に対するばらつき分は、例えば各リニアソレノイド弁ＳＬＰ，ＳＬＳへの各制御電流に対する制御油圧のばらつき、その制御電流を出力する駆動回路のばらつき、制御油圧に対するプライマリ圧Ｐｉｎやセカンダリ圧Ｐｏｕｔのばらつきなどのプーリ圧の油圧指令値に対する実油圧のずれ分（油圧ばらつき分、油圧制御上のばらつき分）とは異なるものである。 The control margin Wmgn is, for example, a constant value (design value) experimentally obtained and set in advance, but the transient state (during shifting) is a variation factor (during shifting) rather than the steady state (constant gear ratio state). Since many physical characteristic maps such as thrust ratio maps and differential thrust maps) are used, they are set to large values. The variations in the physical characteristics related to the above calculation include, for example, variations in the control oil pressure for each control current to each linear solenoid valve SLP and SLS, variations in the drive circuit that outputs the control current, primary pressure Pin for the control oil pressure, and the like. It is different from the deviation of the actual oil pressure with respect to the hydraulic command value of the pulley pressure such as the variation of the secondary pressure Pout (the variation of the hydraulic pressure and the variation of the hydraulic control).

この油圧ばらつき分は、油圧制御回路１４０などのハードユニットによっては比較的大きな値となるが、上記算出に関わる物理特性に対するばらつき分は、上記油圧ばらつき分と比べて極めて小さな値である。そのため、制御マージンＷｍｇｎをプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔに加算することは、プーリ圧の油圧指令値に対して実プーリ圧がどんなにばらついても目標のプーリ圧が得られるように、その油圧指令値に制御上のばらつき分を上乗せすることに比べ、燃費の悪化が抑制される。また、ブロックＢ６及びＢ７における演算では、目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊を基にするので、ここでは演算に先立って制御マージンＷｍｇｎを目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊に加算することについては実行しない。 This hydraulic variation is a relatively large value depending on the hard unit such as the hydraulic control circuit 140, but the variation with respect to the physical characteristics related to the calculation is an extremely small value as compared with the hydraulic variation. Therefore, adding the control margin Wmgn to the primary pulley side slip limit thrust Winlmt is a hydraulic command value so that the target pulley pressure can be obtained no matter how much the actual pulley pressure varies with respect to the hydraulic command value of the pulley pressure. Compared to adding the amount of control variation to the above, deterioration of fuel efficiency is suppressed. Further, in the calculation in the block B6 and B7, because on the basis of the target secondary thrust force Wout ^*, not executed for here by adding the control margin Wmgn prior to calculating the target secondary thrust force Wout ^*.

また、電子制御装置１１０は、例えばプライマリプーリ５１側のベルト滑りを防止するために必要なセカンダリ推力として、セカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌにセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔを加算したセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗｏｕｔｓｈ（＝Ｗｏｕｔｂｌ＋ΔＷｏｕｔ）を算出する。そして、図３のブロックＢ５において、電子制御装置１１０は、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗｏｕｔｌｍｔとセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗｏｕｔｓｈとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊として選択する。 Further, in the electronic control device 110, for example, as the secondary thrust required to prevent the belt slip on the primary pulley 51 side, the secondary pulley side shift control thrust Woutsh (= Woutbl + ΔWout) obtained by adding the secondary shift difference thrust ΔWout to the secondary balance thrust Woutbl. ) Is calculated. Then, in the block B5 of FIG. 3, the electronic control device 110 selects the larger of the secondary pulley side slip limit thrust Woutlmt and the secondary pulley side shift control thrust Woutsh as the target secondary thrust Wout ^* .

また、電子制御装置１１０は、例えばプライマリバランス推力Ｗｉｎｂｌにプライマリ変速差推力ΔＷｉｎを加算してプライマリプーリ側変速制御推力Ｗｉｎｓｈ（＝Ｗｉｎｂｌ＋ΔＷｉｎ）を算出する。 Further, the electronic control device 110 calculates, for example, the primary pulley side shift control thrust Winsh (= Winbl + ΔWin) by adding the primary shift difference thrust ΔWin to the primary balance thrust Winbl.

また、図３のブロックＢ８において、電子制御装置１１０は、例えば下記（５）式に示すような予め求められて設定されたフィードバック制御式を用いて、実変速比γを目標変速比γ^＊と一致させるためのフィードバック制御量（ＦＢ制御補正量）Ｗｉｎｆｂを算出する。なお、下記（５）式において、Δγは目標変速比γ^＊と実変速比γとの変速比偏差（＝γ^＊−γ）、ＫＰは所定の比例定数、ＫＩは所定の積分定数、ＫＤは所定の微分定数である。 Further, in the block B8 of FIG. 3, the electronic control device 110 sets the actual gear ratio γ as the target gear ratio γ ^{* by using a feedback control equation obtained and set in advance as shown in the following equation (5), for example.} The feedback control amount (FB control correction amount) Winfb for matching is calculated. In the following equation (5), Δγ is the gear ratio deviation (= γ ^* ^{−γ) between the target gear ratio γ *} and the actual gear ratio γ, KP is a predetermined proportionality constant, KI is a predetermined integration constant, and KD is. It is a predetermined differential constant.

Ｗｉｎｆｂ＝ＫＰ×Δγ＋ＫＩ×（∫Δγｄｔ）＋ＫＤ×（ｄΔγ／ｄｔ）・・（５） Winfb = KP × Δγ + KI × (∫Δγdt) + KD × (dΔγ / dt) ・・ (5)

そして、電子制御装置１１０は、例えばプライマリプーリ側変速制御推力Ｗｉｎｓｈに対して、変速比偏差Δγに基づいたフィードバック制御により補正した値（＝Ｗｉｎｓｈ＋Ｗｉｎｆｂ）を目標プライマリ推力Ｗｉｎ^＊として設定する。 Then, the electronic control device 110 sets, for example, a value (= Winsh + Winfb) corrected by feedback control based on the gear ratio deviation Δγ with respect to the primary pulley side shift control thrust Winsh as the target primary thrust Win ^* .

このように、図３のブロックＢ１〜Ｂ５は、目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊を設定するセカンダリ側目標推力演算部１５０として機能する。また、図３のブロックＢ６〜Ｂ８は、目標プライマリ推力Ｗｉｎ^＊を設定するプライマリ側目標推力演算部１５２として機能する。 As described above, the blocks B1 to B5 of FIG. 3 function as the secondary side target thrust calculation unit 150 for setting the ^{target secondary thrust Wout *.} Further, the blocks B6 to B8 of FIG. 3 function as the primary side target thrust calculation unit 152 for setting the ^{target primary thrust Win *.}

図３のブロックＢ９及びブロックＢ１０において、電子制御装置１１０は、例えば目標推力を目標プーリ圧に変換する。具体的には、電子制御装置１１０は、目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊及び目標プライマリ推力Ｗｉｎ^＊を、セカンダリ圧シリンダ５２ｃ及びプライマリ圧シリンダ５１ｃの各受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐｏｕｔ^＊（＝Ｗｏｕｔ^＊／セカンダリ圧シリンダ５２ｃの受圧面積）及び目標プライマリ圧Ｐｉｎ^＊（＝Ｗｉｎ^＊／プライマリ圧シリンダ５１ｃの受圧面積）に各々変換し、セカンダリ指示圧Ｐｏｕｔｔｇｔ及びプライマリ指示圧Ｐｉｎｔｇｔを設定する。 In the blocks B9 and B10 of FIG. 3, the electronic control device 110 converts, for example, a target thrust into a target pulley pressure. Specifically, the electronic control device 110 sets the target secondary thrust Wout ^* and the target primary thrust Win ^* ^{to the target secondary pressure Pout *} (= Wout ^* /) based on the respective pressure receiving areas of the secondary pressure cylinder 52c and the primary pressure cylinder 51c. The pressure receiving area of the secondary pressure cylinder 52c) and the target primary pressure Pin ^* (= Win ^* / pressure receiving area of the primary pressure cylinder 51c) are converted, respectively, and the secondary instruction pressure Pouttgt and the primary instruction pressure Pintgt are set.

電子制御装置１１０は、例えば目標プライマリ圧Ｐｉｎ^＊及び目標セカンダリ圧Ｐｏｕｔ^＊が得られるように、油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴとしてプライマリ指示圧Ｐｉｎｔｇｔ及びセカンダリ指示圧Ｐｏｕｔｔｇｔを油圧制御回路１４０へ出力する。油圧制御回路１４０は、その油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴに従って、リニアソレノイド弁ＳＬＰを作動させてプライマリ圧Ｐｉｎを調圧するとともに、リニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてセカンダリ圧Ｐｏｕｔを調圧する。 The electronic control device 110, for example, as the target primary pressure Pin ^* and the target secondary pressure Pout ^* is obtained, and outputs the primary instruction pressure Pintgt and secondary instruction pressure Pouttgt to the hydraulic control circuit 140 as the hydraulic pressure control command signal _{S CVT.} The hydraulic control circuit 140, the following hydraulic pressure control command signal _{S CVT,} with pressure regulates the primary pressure Pin by operating the linear solenoid valve SLP, actuates the linear solenoid valve SLS pressure regulating the secondary pressure Pout by.

ここで、シフトレバーの操作位置がＰレンジまたはＮレンジからＤレンジまたはＲレンジに変更されるガレージ操作が入力された場合、電子制御装置１１０は、ガレージ操作検出時にＣＶＴ５のセカンダリシーブ圧を、ガレージ操作により発生し得る最大トルクが入力されてもベルト滑りが発生しない所定量だけ増加させることによって、ＣＶＴ５でのベルト滑りを防止する。 Here, when a garage operation in which the operation position of the shift lever is changed from the P range or N range to the D range or R range is input, the electronic control device 110 applies the secondary sheave pressure of the CVT 5 to the garage when the garage operation is detected. Even if the maximum torque that can be generated by the operation is input, the belt slip does not occur. By increasing the torque by a predetermined amount, the belt slip in the CVT 5 is prevented.

図４は、ＣｔｏＣ制御でのクラッチＣ２圧とセカンダリシーブ圧と油圧アップ量との関係を示したグラフである。図４に示すように、ＣｔｏＣ制御中において、クラッチＣ２の係合開始から終了までＣＶＴ５の油温に応じて一定の油圧アップ量で増加させた場合、クラッチＣ２圧の指示値と実圧との関係と、セカンダリシーブ圧の指示値と実圧との関係とからわかるように、セカンダリシーブ圧の応答性は、クラッチＣ２圧の応答性に比べて悪い。そのため、ＣｔｏＣ制御の際に、セカンダリシーブ圧が十分確保できる前にクラッチＣ２が係合してしまうと、入力トルク分のトルク容量をベルト５３が持つことができず、ベルト滑りが発生してしまう。そのため、ＣｔｏＣ制御中は、油圧応答遅れ分を保証する油圧アップが必要となる。 FIG. 4 is a graph showing the relationship between the clutch C2 pressure, the secondary sheave pressure, and the amount of increase in oil pressure under CtoC control. As shown in FIG. 4, during CtoC control, when the clutch C2 pressure is increased by a constant hydraulic pressure increase amount according to the oil temperature of the CVT 5 from the start to the end of the clutch C2 engagement, the indicated value of the clutch C2 pressure and the actual pressure As can be seen from the relationship and the relationship between the indicated value of the secondary sheave pressure and the actual pressure, the responsiveness of the secondary sheave pressure is worse than the responsiveness of the clutch C2 pressure. Therefore, in the case of CtoC control, if the clutch C2 is engaged before the secondary sheave pressure can be sufficiently secured, the belt 53 cannot have the torque capacity corresponding to the input torque, and the belt slips. .. Therefore, during CtoC control, it is necessary to increase the oil pressure to guarantee the delay in the oil pressure response.

図５は、実施形態に係る電子制御装置１１０により実行されるＣｔｏＣ制御でのセカンダリシーブ油圧制御の一例を示したフローチャートである。 FIG. 5 is a flowchart showing an example of secondary sheave hydraulic control in CtoC control executed by the electronic control device 110 according to the embodiment.

まず、図５に示すように、電子制御装置１１０は、クラッチＣ２の制御状態＝有段変速の係合過渡であるかを判断する（ステップＳ１）。すなわち、電子制御装置１１０は、クラッチＣ２の制御状態が、ギヤ走行モードからベルト走行モードへ切り替える際のＣｔｏＣ制御で、１速から２速への有段変速の変速中（クラッチＣ２の係合開始から終了までの間）であるかを判断する。 First, as shown in FIG. 5, the electronic control device 110 determines whether the control state of the clutch C2 = the engagement transient of the stepped speed change (step S1). That is, in the electronic control device 110, the control state of the clutch C2 is CtoC control when switching from the gear traveling mode to the belt traveling mode, and the clutch C2 is engaged during the step shift from the first speed to the second speed (engagement start of the clutch C2). From to the end).

クラッチＣ２の制御状態＝有段変速の係合過渡ではないと判断した場合（ステップＳ１でＮｏ）、電子制御装置１１０は一連の制御を終了する。一方、クラッチＣ２の制御状態＝有段変速の係合過渡であると判断した場合（ステップＳ１でＹｅｓ）、電子制御装置１１０は、油温センサ１２９によってＣＶＴ５の油温が計測可能であるかを判断する（ステップＳ２）。油温が計測可能であると判断した場合（ステップＳ２でＹｅｓ）、電子制御装置１１０は、油圧の応答性は油温に依存するため、油温によって油圧アップ量を変化させるように、計測された油温に基づいて一定量の油圧アップ量を算出し（ステップＳ４）、その算出した油圧アップ量だけセカンダリシーブ圧を増加させて、一連の制御を終了する。一方、油温が計測可能ではないと判断した場合（ステップＳ２でＮｏ）、電子制御装置１１０は、油温を極低油温に設定し（ステップＳ３）、その極低油温に基づいた一定量の油圧アップ量を算出し（ステップＳ４）、その算出した油圧アップ量だけ、発生するトルク（クラッチＣ２の係合状態による）が入力されてもベルト滑りが発生しないセカンダリシーブ圧の基準量を増加させて、一連の制御を終了する。 When it is determined that the control state of the clutch C2 is not the engagement transient of the stepped speed change (No in step S1), the electronic control device 110 ends a series of controls. On the other hand, when it is determined that the control state of the clutch C2 = the engagement transient of the stepped speed change (Yes in step S1), the electronic control device 110 determines whether the oil temperature of the CVT 5 can be measured by the oil temperature sensor 129. Judgment (step S2). When it is determined that the oil temperature can be measured (Yes in step S2), the electronic control device 110 is measured so as to change the amount of increase in oil pressure depending on the oil temperature because the responsiveness of the oil pressure depends on the oil temperature. A constant amount of oil pressure increase is calculated based on the oil temperature (step S4), the secondary sheave pressure is increased by the calculated oil pressure increase amount, and a series of control is completed. On the other hand, when it is determined that the oil temperature is not measurable (No in step S2), the electronic control device 110 sets the oil temperature to an extremely low oil temperature (step S3), and is constant based on the extremely low oil temperature. Calculate the amount of oil pressure increase (step S4), and set the reference amount of secondary sheave pressure that does not cause belt slip even if the generated torque (depending on the engaged state of the clutch C2) is input by the calculated oil pressure increase amount. Increase to end a series of controls.

このように、電子制御装置１１０は、ＣｔｏＣ制御が行われる場合、クラッチＣ２の係合状態に合わせて、セカンダリシーブ圧の基準量を、ＣＶＴ５の油温に基づいて、油温が低いほど油量を増加させるように補正した量（油圧アップ量）だけ増加させる。これにより、ＣｔｏＣ制御が行われる場合は、ベルト滑りを防止するためにクラッチＣ２の係合状態に合わせたセカンダリシーブ油圧量が増加される。よって、ベルト滑りの防止と燃費悪化の抑制とを両立することができる。また、ＣｔｏＣ制御時には、ＣＶＴ５の油温に基づいてセカンダリシーブ油圧量が補正されるため、クラッチＣ２の係合制御に対してセカンダリシーブ油圧制御が遅れ、ベルト滑りが発生してしまうのを防止することができる。 In this way, when CtoC control is performed, the electronic control device 110 sets the reference amount of the secondary sheave pressure according to the engaged state of the clutch C2 based on the oil temperature of the CVT 5, and the lower the oil temperature, the more the oil amount. Is increased by the amount corrected to increase (the amount of increase in oil pressure). As a result, when CtoC control is performed, the amount of secondary sheave oil pressure that matches the engaged state of the clutch C2 is increased in order to prevent belt slippage. Therefore, it is possible to both prevent belt slippage and suppress deterioration of fuel efficiency. Further, during CtoC control, the secondary sheave hydraulic control amount is corrected based on the oil temperature of the CVT 5, so that the secondary sheave hydraulic control is delayed with respect to the engagement control of the clutch C2, and belt slippage is prevented from occurring. be able to.

図６は、実施形態に係る電子制御装置１１０により実行されるＣｔｏＣ制御でのセカンダリシーブ油圧制御の他例を示したフローチャートである。なお、図６に示したフローチャートにおいては、ステップＳ１１〜Ｓ１３での処理内容が、図５に示したフローチャートにおけるステップＳ１〜Ｓ３での処理内容と同じであるため、その説明は省略する。図７は、油圧応答モデルの一例を示した図である。なお、図７中のＫは周波数フィルターであり、Ｔは時定数であって油温に応じて変化するものである。 FIG. 6 is a flowchart showing another example of the secondary sheave hydraulic control in the CtoC control executed by the electronic control device 110 according to the embodiment. In the flowchart shown in FIG. 6, the processing contents in steps S11 to S13 are the same as the processing contents in steps S1 to S3 in the flowchart shown in FIG. 5, so the description thereof will be omitted. FIG. 7 is a diagram showing an example of a hydraulic response model. In FIG. 7, K is a frequency filter, and T is a time constant that changes according to the oil temperature.

図６に示したフローチャートでは、ステップＳ１４にて、電子制御装置１１０が、図７に示すような油温に応じて時定数Ｔが変化する油圧応答モデル（一次遅れ系の遅れ補償器）を用いて油圧アップ量（遅れ補償後の目標セカンダリシーブ圧−目標セカンダリシーブ圧）を算出して、一連の制御を終了する。このように前記油圧応答モデルを用いて、油圧アップ量を算出することによって、より無駄のない油圧アップを行うことができる。 In the flowchart shown in FIG. 6, in step S14, the electronic control device 110 uses a hydraulic response model (first-order delay system delay compensator) in which the time constant T changes according to the oil temperature as shown in FIG. The amount of increase in oil pressure (target secondary sheave pressure after delay compensation-target secondary sheave pressure) is calculated, and a series of controls is completed. By calculating the amount of oil pressure increase using the hydraulic response model in this way, it is possible to perform more lean oil pressure increase.

３入力軸
５ＣＶＴ
６ギヤ機構
７出力軸
１１駆動輪
５１プライマリプーリ
５２セカンダリプーリ
１１０電子制御装置
１２３出力軸回転速度センサ
１２７レバーポジションセンサ
１２８セカンダリ圧センサ
１２９油温センサ
１４０油圧制御回路
Ｃ１クラッチ
Ｃ２クラッチ 3 Input shaft 5 CVT
6 Gear mechanism 7 Output shaft 11 Drive wheel 51 Primary pulley 52 Secondary pulley 110 Electronic control device 123 Output shaft rotation speed sensor 127 Lever position sensor 128 Secondary pressure sensor 129 Oil temperature sensor 140 Hydraulic control circuit C1 Clutch C2 Clutch

Claims

The first power transmission path that transmits torque to the output shaft via the gear mechanism,
A second power transmission path that transmits torque to the output shaft via a belt-type continuously variable transmission with a belt wound around the primary pulley and secondary pulley.
A first clutch provided between the gear mechanism and the drive wheels to engage or disengage the first power transmission path, and
A second clutch provided between the continuously variable transmission and the drive wheels to engage or disengage the second power transmission path.
In the transmission control device provided in the vehicle equipped with
Control in the garage operation where the operation position of the shift lever of the vehicle is changed from the P range or the N range to the D range or the R range, and
Torque is transmitted to the output shaft via the gear mechanism, and torque is transmitted to the output shaft via the continuously variable transmission from the gear traveling mode in which the continuously variable transmission does not transmit power. Clutch-to-clutch control that releases the first clutch and engages the second clutch when switching to the belt traveling mode in which power is not transmitted to the gear mechanism.
Is feasible and
In the control by the garage operation, when the garage operation is detected, the secondary sheave pressure of the continuously variable transmission is set so that the belt slip does not occur even if the maximum torque that can be generated by the garage operation is input.
In the clutch-to-clutch control, the secondary sheave pressure of the continuously variable transmission is set so that belt slip does not occur even if a torque generated according to the engaged state of the second clutch is input.
A transmission control device characterized in that the secondary sheave pressure set by the clutch-to-clutch control is corrected based on the hydraulic oil temperature of the continuously variable transmission.