WO2011145222A1 - 車両用変速制御装置 - Google Patents

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WO2011145222A1
WO2011145222A1 PCT/JP2010/058677 JP2010058677W WO2011145222A1 WO 2011145222 A1 WO2011145222 A1 WO 2011145222A1 JP 2010058677 W JP2010058677 W JP 2010058677W WO 2011145222 A1 WO2011145222 A1 WO 2011145222A1
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WO
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variable pulley
pressure
hydraulic
hydraulic pressure
shift
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PCT/JP2010/058677
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English (en)
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邦雄 服部
晋哉 豊田
伊良波　平
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トヨタ自動車株式会社
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Priority to JP2012515701A priority patent/JP5376054B2/ja
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
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    • F16H61/66272—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing
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    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing

Definitions

  • the present invention relates to hydraulic control related to shifting of a belt type transmission for a vehicle.
  • a vehicular shift control device that performs a shift of the belt-type transmission by changing it is well known. For example, this is the control device for the belt-type transmission described in Patent Document 1.
  • the control device for the belt-type transmission of Patent Document 1 targets the gear ratio of the belt-type transmission by regulating the supply hydraulic pressure supplied to the pair of variable pulleys by the pressure regulating valve according to the indicated hydraulic pressure. The speed is changed so as to match the transmission ratio, and the belt slip is prevented from slipping with respect to the variable pulley.
  • the hydraulic cylinder that receives the supply hydraulic pressure of the drive-side variable pulley that is one of the pair of variable pulleys includes a hydraulic oil supply port having a supply-side check valve that prevents the hydraulic oil from being discharged; And a hydraulic oil discharge port having a discharge-side check valve that can release the discharge prevention state of the hydraulic actuator by operating the hydraulic actuator, and the control device of Patent Document 1 controls the hydraulic actuator based on a predetermined allowable condition.
  • the hydraulic oil is discharged from the hydraulic cylinder of the drive side variable pulley by operating.
  • the belt-type transmission is controlled by controlling the hydraulic pressures of the hydraulic cylinders of the pair of variable pulleys according to the indicated hydraulic pressure.
  • the present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to provide sufficient shift responsiveness while preventing belt slip in downshift of a belt-type transmission that shifts by hydraulic control.
  • An object of the present invention is to provide a vehicle transmission control device that can be obtained.
  • the gist of the present invention is: (a) a first variable pulley on the driving force source side, a second variable pulley on the driving wheel side, and a transmission belt wound around these variable pulleys;
  • the hydraulic transmission of the hydraulic cylinder of the first variable pulley and the hydraulic cylinder of the second variable pulley are controlled in accordance with the first variable pulley instruction oil pressure and the second variable pulley instruction oil pressure, respectively.
  • a vehicular transmission control device for controlling the transmission ratio so that the transmission ratio of the belt-type transmission matches the target transmission ratio, wherein (b) the first variable pulley command hydraulic pressure
  • the downshift of the belt-type transmission is executed with the first variable pulley maintaining pressure for maintaining the target transmission ratio of the transmission, the first shift is started at the start of the downshift. Is to temporarily lower than the variable pulley command oil pressure of the first variable pulley maintain pressure.
  • the supply hydraulic pressure (first supply hydraulic pressure) can be lowered immediately after the start of the downshift as compared with before the start of the downshift, the hydraulic oil is easily discharged from the first variable pulley.
  • the responsiveness of reducing the effective diameter of the first variable pulley and increasing the effective diameter of the second variable pulley that is, It is possible to obtain a sufficient shift response.
  • the decrease in the first variable pulley command hydraulic pressure at the start of the downshift is temporary, the internal pressure of the hydraulic cylinder provided in the first variable pulley is not so much due to the pipe resistance of the hydraulic control circuit. Therefore, belt slippage can be prevented appropriately.
  • the target gear ratio is a transient target value of the gear ratio during execution of the downshift, and the downshift is performed so as to approach the gear ratio (post-shift target gear ratio) to be achieved after the downshift. It can be changed sequentially. Accordingly, the first variable pulley maintenance pressure changes with the change of the target gear ratio during the downshift.
  • an orifice is provided in an oil passage between the hydraulic cylinder of the first variable pulley and a hydraulic control valve that regulates the supply hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder of the first variable pulley.
  • the orifice acts to prevent a change in the internal pressure of the hydraulic cylinder provided in the first variable pulley, so that it is possible to prevent belt slip more reliably as compared with the case where the orifice is not provided. Is possible.
  • the first variable pulley command hydraulic pressure is temporarily lowered with respect to the first variable pulley maintenance pressure at the start of the downshift
  • the first variable pulley with respect to the first variable pulley maintenance pressure is used.
  • the decrease range of the command hydraulic pressure is increased as the target shift speed increases.
  • the first supply hydraulic pressure drop immediately after the start of the downshift also increases as the target shift speed increases, so that the shift response is changed according to the target shift speed. Can do.
  • the first variable pulley command oil pressure is temporarily lowered with respect to the first variable pulley maintenance pressure at the start of the downshift
  • the first variable pulley command oil pressure is reduced to the first variable pulley.
  • the time for temporarily lowering the maintenance pressure is increased as the target shift speed increases.
  • the first supply hydraulic pressure drop immediately after the start of the downshift also increases as the target shift speed increases, so that the shift response is changed according to the target shift speed. Can do.
  • the second variable pulley command hydraulic pressure is a sum of a second variable pulley maintenance pressure for maintaining the target gear ratio and a transmission differential pressure for realizing the target gear shift speed.
  • the second variable pulley command hydraulic pressure is set to the second variable pulley maintenance pressure, and the first variable pulley command hydraulic pressure is reduced with respect to the first variable pulley maintenance pressure to perform the downshift. Compared to the case, it is possible to prevent the belt slip more reliably.
  • the first variable pulley command oil pressure is changed to the first variable pulley.
  • Use pulley maintenance pressure is the same as the hydraulic control that does not temporarily reduce the first variable pulley command hydraulic pressure. It is possible to execute.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a vehicle drive device to which the present invention is applied. It is a figure for demonstrating the input-output signal of the electronic controller provided in order to control the vehicle drive device of FIG.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing a main part related to belt clamping pressure control and speed ratio control of a belt-type transmission in a hydraulic control circuit included in the vehicle drive device of FIG. 1. It is a functional block diagram for demonstrating the principal part of the control function with which the electronic control apparatus of FIG. 2 is provided.
  • the target gear ratio and the thrust ratio that are set in advance to determine the thrust ratio of the variable pulley based on the target gear ratio are calculated.
  • FIG. 3 is a time chart for explaining command hydraulic pressure correction control executed by the electronic control device of FIG. 2, and illustrates an example in which a rapid downshift is executed when the accelerator pedal is greatly depressed.
  • the command hydraulic pressure correction control executed by the electronic control unit of FIG. 2 the relationship between the command hydraulic pressure correction time set in advance to determine the command hydraulic pressure correction time based on the target gear shift speed and the target gear shift speed is shown.
  • FIG. FIG. 3 is a time chart for explaining command hydraulic pressure correction control executed by the electronic control device of FIG. 2, and illustrates an example in which a rapid downshift is executed when the accelerator pedal is greatly depressed.
  • FIG. 3 is a diagram showing a relationship between the correction pressure set in advance for determining a correction pressure based on a target shift speed and the target shift speed in the command hydraulic pressure correction control executed by the electronic control unit of FIG. 2.
  • FIG. 3 is a flowchart for explaining a main part of a control operation of the electronic control device of FIG. 2, that is, a control operation when executing a rapid downshift of a belt-type transmission.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle drive device 10 to which the present invention is applied.
  • the vehicle drive device 10 is of a horizontal type and is suitably employed in an FF (front engine / front drive) type vehicle.
  • the engine 12 is an internal combustion engine used as a driving power source, a torque converter 14, A forward / reverse switching device 16, a belt-type transmission (CVT) 18, a reduction gear 20, a differential gear device 22, and the like are provided.
  • the output of the engine 12 is transmitted from the torque converter 14 to the differential gear device 22 via the forward / reverse switching device 16, the belt-type transmission 18, and the reduction gear 20 and is distributed to the left and right drive wheels 24.
  • the engine 12 includes an electric throttle valve 30 that electrically adjusts the amount of intake air, and is electrically controlled by an electronic control unit 80 (see FIG. 2) in accordance with an accelerator opening degree Acc that represents a driver's required output amount.
  • an accelerator opening degree Acc that represents a driver's required output amount.
  • a brake booster 32 is connected to the intake pipe 31 of the engine 12 so as to assist the stepping operation force (brake force) of the foot brake pedal 33 by the negative pressure in the intake pipe 31.
  • the torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft of the engine 12 and a turbine impeller 14t connected to the forward / reverse switching device 16 via a turbine shaft 34, and transmits power through a fluid. Is supposed to do. Further, a lock-up clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t so that they can be integrally connected to rotate integrally.
  • the pump impeller 14p is used to control the shift of the belt-type transmission 18, to generate a belt clamping pressure by which the variable pulleys 42 and 46 clamp the transmission belt 48, or to supply lubricating oil to each part.
  • a mechanical oil pump 28 for generating the hydraulic pressure is provided.
  • the forward / reverse switching device 16 is composed of a double pinion type planetary gear device.
  • the turbine shaft 34 of the torque converter 14 is connected to the sun gear 16s, and the input shaft 36 of the belt-type transmission 18 is connected to the carrier 16c. ing. Then, when the direct coupling clutch 38 disposed between the carrier 16c and the sun gear 16s is engaged, the forward / reverse switching device 16 is rotated integrally so that the turbine shaft 34 is directly coupled to the input shaft 36, and the forward movement direction is increased. The driving force is transmitted to the driving wheel 24.
  • each of the direct coupling clutch 38 and the reaction force brake 40 is a hydraulic friction engagement device, and corresponds to an intermittent device capable of interrupting power transmission between the engine 12 and the belt-type transmission 18.
  • the belt-type transmission 18 is a continuously variable automatic transmission that can continuously change the speed ratio ⁇ disposed in the power transmission path.
  • the belt-type transmission 18 includes a first variable pulley 42 (input side variable pulley 42) having a variable V groove width, a second variable pulley 46 (output side variable pulley 46) having a variable V groove width, A transmission belt 48 wound around a pair of variable pulleys 42 and 46 is provided.
  • the first variable pulley 42 is provided on the input shaft 36
  • the second variable pulley 46 is provided on the output shaft 44.
  • Torque is transmitted by the frictional force generated between the variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48. That is, the variable pulleys 42 and 46 generate torque capacity Tc by the frictional force generated between the variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48, respectively.
  • a pair of variable pulleys 42 and 46 are provided on an input shaft 36 and an output shaft 44, which are a pair of rotating shafts parallel to each other.
  • the first variable pulley 42 which is one of the pair of variable pulleys 42, 46, cannot rotate relative to the fixed pulley 42 a fixed to the input shaft 36 and the axis of the input shaft 36.
  • a movable pulley 42b provided so as to be movable in the axial direction. The movable pulley 42b causes the hydraulic pressure from the output port 264 of the first hydraulic control valve 251 to act on the movable pulley 42b, and the V-groove.
  • a hydraulic cylinder 42c for receiving the hydraulic pressure from the output port 264 is provided.
  • the second variable pulley 46 is provided with a fixed pulley 46 a fixed to the output shaft 44, and a relatively non-rotatable and movable in the axial direction around the axis of the output shaft 44.
  • the movable pulley 46b has an output port 284 for changing the V groove width by applying the hydraulic pressure from the output port 284 of the second hydraulic control valve 253 to the movable pulley 46b.
  • the rotational speed of the input shaft 36 (input shaft rotational speed Nin) is the same as the rotational speed of the first variable pulley 42, and the rotational speed of the output shaft 44 (output)
  • the shaft rotational speed Nout is the same as the rotational speed of the second variable pulley 46.
  • the transmission belt 48 is a compression transmission belt (metal belt) for a belt-type transmission that is stretched between the first variable pulley 42 and the second variable pulley 46.
  • Each of the variable pulleys 42 and 46 has a V-shaped groove having a variable V-groove width on the outer peripheral portion.
  • the transmission belt 48 is wound around the V-shaped groove.
  • the V-shaped groove is formed by a pair of conical sheave surfaces 42d and 46d in which the relative distance in the axial direction increases toward the radially outer side of any of the variable pulleys 42 and 46.
  • the electronic control unit 80 shown in FIG. 2 includes a microcomputer, and performs signal processing according to a program stored in advance in the ROM while utilizing the temporary storage function of the RAM, thereby changing the speed of the belt-type transmission 18. It is a control device that performs control and clamping pressure control.
  • the electronic control device 80 and the vehicle drive device 10 correspond to the vehicle transmission control device of the present invention.
  • the electronic control unit 80 includes a lever position sensor 82, an accelerator opening sensor 84, an engine rotation speed sensor 86, an output shaft rotation speed sensor 88, an input shaft rotation speed sensor 90, a turbine rotation speed sensor 92, a throttle valve opening sensor 93, From the hydraulic oil temperature sensor 94, the first hydraulic sensor 96, the second hydraulic sensor 97, etc., the lever position PSH of the shift lever 98, the accelerator opening Acc, the engine rotational speed Ne, and the output shaft rotational speed Nout (corresponding to the vehicle speed V), respectively.
  • the first supply hydraulic pressure Pin which is the hydraulic pressure, that is, the supply hydraulic pressure to the first variable pulley 42, and the second hydraulic control valve Signals representative of such second supply oil pressure Pout is adapted to be supplied 53 is the output hydraulic pressure i.e. oil pressure supplied to the second variable pulley 46.
  • the electronic control unit 80 shifts the belt-type transmission 18 based on the output shaft rotational speed Nout detected by the output shaft rotational speed sensor 88 and the input shaft rotational speed Nin detected by the input shaft rotational speed sensor 90.
  • the ratio ⁇ is calculated sequentially.
  • the electronic control unit 80 also includes various pieces of information necessary for the shift control of the belt-type transmission 18 and the control of the belt clamping pressure, such as the intake air amount Q of the engine 12, the cooling water temperature Tw of the engine 12, and the electric load of the alternator.
  • ELS signals related to the presence or absence of fuel cut to stop fuel supply to the engine 12 during coasting with accelerator OFF, presence or absence of reduced cylinder operation, ON / OFF of air conditioner, ON / OFF of lockup clutch 26, etc. It has become.
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a main part related to the belt clamping pressure control and the gear ratio control of the belt-type transmission 18 in the vehicle hydraulic control circuit 150.
  • the hydraulic control circuit 150 includes an oil pump 28, a linear solenoid valve SLP, a linear solenoid valve SLS, an ON-OFF solenoid valve SL1, a modulator valve 156, a first hydraulic control valve 251, and a second hydraulic control valve. 253, a primary regulator valve 153, and a select reducing valve 155.
  • the primary regulator valve 153 includes a spool 181 that is movable in the axial direction, and adjusts the hydraulic pressure generated by the oil pump 28 to generate the line pressure PL.
  • a spring 182 is disposed in a compressed state on one end side (the lower end side in FIG. 3) of the spool 181 and a control hydraulic pressure port 185 is formed on one end side thereof.
  • the control hydraulic pressure port 185 is connected to the output port 209 of the select reducing valve 155, and the control hydraulic pressure port 185 receives the output hydraulic pressure output from the select reducing valve 155.
  • the primary regulator valve 153 operates using the output hydraulic pressure of the select reducing valve 155 as a pilot pressure to regulate the line pressure PL.
  • the line pressure PL adjusted by the primary regulator valve 153 is supplied to the input port 263 of the first hydraulic control valve 251, the input port 283 of the second hydraulic control valve 253, and the modulator valve 156, respectively.
  • the modulator valve 156 is a pressure regulating valve that regulates the line pressure PL to a constant modulator hydraulic pressure PM lower than the line pressure PL.
  • the modulator hydraulic pressure PM is supplied to the linear solenoid valve SLP, the linear solenoid valve SLS, the ON-OFF solenoid valve SL1, and the input port 208 of the select reducing valve 155, respectively.
  • the linear solenoid valve SLP is a normally open type solenoid valve, for example, and outputs a control hydraulic pressure (output hydraulic pressure) P SLP corresponding to a control current duty-controlled by the electronic control unit 80. Then, the control oil pressure P SLP is supplied to the control oil pressure port 265 of the first oil pressure control valve 251.
  • the linear solenoid valve SLS is a normally open type solenoid valve, for example, and outputs a control hydraulic pressure (output hydraulic pressure) P SLS corresponding to a control current duty-controlled by the electronic control unit 80.
  • the control oil pressure P SLS is supplied to the control oil pressure port 285 of the second oil pressure control valve 253.
  • the ON-OFF solenoid valve SL1 is, for example, a normally open solenoid valve, which can be switched to an open state in which the control hydraulic pressure is output to the third control hydraulic pressure port 206 of the select reducing valve 155 when not energized. It is switched to the closed state where the control hydraulic pressure is not output.
  • the first hydraulic control valve 251 includes an axially movable spool 261, a spring 262 disposed in a compressed state on one end side (the lower end side in FIG. 3) of the spool 261, and formed on the one end side.
  • the first hydraulic control valve 251 is a hydraulic control valve that regulates the first supply hydraulic pressure Pin supplied to the hydraulic cylinder 42 c of the first variable pulley 42.
  • the first hydraulic control valve 251 controls the line pressure PL using the control hydraulic pressure P SLP of the linear solenoid valve SLP as a pilot pressure, and supplies it to the hydraulic cylinder 42 c of the first variable pulley 42. Thereby, the first supply hydraulic pressure Pin supplied to the hydraulic cylinder 42c is controlled.
  • An orifice 290 is provided in the oil passage 292 between the hydraulic cylinder 42 c of the first variable pulley 42 and the first hydraulic control valve 251. By providing the orifice 290, for example, even if the linear solenoid valve SLP fails, the internal pressure of the hydraulic cylinder 42c of the first variable pulley 42 is not suddenly reduced. The vehicle is prevented from sudden deceleration.
  • the orifice 290 has a hydraulic pressure within the hydraulic cylinder 42c that does not cause belt slip even if the command pressure of the first supply hydraulic pressure Pin (first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt) is set to 0 Mpa, for example, for a short time. Acts to remain.
  • the second hydraulic control valve 253 has the same configuration as the first hydraulic control valve 251, and is disposed in a compressed state on a spool 281 that is movable in the axial direction and on one end side (the lower end side in FIG. 3) of the spool 281.
  • Spring 282 a control hydraulic port 285 formed on one end side for receiving the control hydraulic pressure P SLS , an input port 283 for receiving the line pressure PL, and an output port connected to the hydraulic cylinder 46c of the second variable pulley 46 284.
  • the second hydraulic control valve 253 is a hydraulic control valve that regulates the second supply hydraulic pressure Pout supplied to the hydraulic cylinder 46 c of the second variable pulley 46.
  • the second hydraulic control valve 253 controls the line pressure PL using the control hydraulic pressure P SLS of the linear solenoid valve SLS as a pilot pressure, and supplies it to the hydraulic cylinder 46 c of the second variable pulley 46. Thereby, the second supply hydraulic pressure Pout supplied to the hydraulic cylinder 46c is controlled.
  • the first supply hydraulic pressure Pin regulated by the linear solenoid valve SLP and the second supply hydraulic pressure Pout regulated by the linear solenoid valve SLS do not cause belt slip and do not increase unnecessarily.
  • the pressure is controlled to be generated in the variable pulleys 42 and 46.
  • the ratio ⁇ is changed.
  • the gear ratio ⁇ increases as the thrust ratio Rw increases.
  • the select reducing valve 155 adjusts the pilot pressure for adjusting the line pressure PL and supplies it to the primary regulator valve 153.
  • the select reducing valve 155 includes a first spool 201 that is movable in the axial direction, and a second spool 202 that has the same axial center as the first spool 201 and that is arranged in series and is movable in the axial direction.
  • the spring 203 disposed in a compressed state on one end side (the lower end side in FIG.
  • a hydraulic port 205 and a third control hydraulic port 206 formed at the end on one end side where the spring 203 is disposed are provided.
  • An output port 264 of the first hydraulic control valve 251 is connected (communication) to the first control hydraulic port 204, and the hydraulic pressure regulated by the first hydraulic control valve 251, that is, the first hydraulic pressure to the hydraulic cylinder 42c.
  • Supply hydraulic pressure Pin is applied to the first control hydraulic pressure port 204.
  • a linear solenoid valve SLS is connected to the second control hydraulic pressure port 205, and a control hydraulic pressure P SLS output from the linear solenoid valve SLS is applied to the second control hydraulic pressure port 205.
  • An ON-OFF solenoid valve SL1 is connected to the third control hydraulic pressure port 206, and the control hydraulic pressure output from the ON-OFF solenoid valve SL1 is applied to the third control hydraulic pressure port 206.
  • the select reducing valve 155 includes a feedback port 207 formed at one end of the spring 203, an input port 208 connected to the modulator valve 156, and a control hydraulic port of the primary regulator valve 153. And an output port 209 connected to 185.
  • the select reducing valve 155 configured as described above includes the output hydraulic pressure Pin of the first hydraulic control valve 251 introduced from the first control hydraulic port 204 and the linear solenoid valve SLS introduced from the second control hydraulic port 205.
  • the control oil pressure P SLS and the control oil pressure of the ON-OFF solenoid valve SL1 introduced from the third control oil pressure port 206 are operated as pilot pressures.
  • the thrust acting on the first spool 201 of the output hydraulic pressure Pin of the first hydraulic control valve 251 and the control hydraulic pressure P SLS of the linear solenoid valve SLS are adjusted.
  • the larger thrust contributes.
  • the first spool 201 and the second spool 202 are in contact with each other. In this state, it moves integrally in the axial direction (vertical direction in FIG. 3). Therefore, the output hydraulic pressure output from the output port 209 of the select reducing valve 155 is adjusted according to the output hydraulic pressure Pin of the first hydraulic control valve 251.
  • control hydraulic pressure of the ON-OFF solenoid valve SL1 acts on the second spool 202 only in the open state (when not energized) and does not act in the closed state (when energized). That is, the control hydraulic pressure of the ON-OFF solenoid valve SL1 contributes to the adjustment of the output hydraulic pressure output from the output port 209 only in the open state (when not energized), and in the closed state (when energized). It does not contribute.
  • the primary regulator valve 153 operates using the output hydraulic pressure output from the output port 209 of the select reducing valve 155 as a pilot pressure to adjust the line pressure PL.
  • the line pressure PL can be increased or decreased by an amount corresponding to the control oil pressure of the ON-OFF solenoid valve SL1.
  • the ON-OFF solenoid valve SL1 is deenergized and opened. Further, the line pressure PL is compared with the higher one of the output hydraulic pressure Pin of the first hydraulic control valve 251 and the output hydraulic pressure Pout of the second hydraulic control valve 253 by the operation of the primary regulator valve 153 and the select reducing valve 155. Thus, the pressure is adjusted higher by a predetermined margin pressure. Therefore, it is avoided that the line pressure PL, which is the original pressure, is insufficient in the pressure adjusting operation of the first hydraulic control valve 251 and the second hydraulic control valve 253, and the line pressure PL is not increased unnecessarily. It is possible.
  • FIG. 4 is a functional block diagram for explaining the main part of the control function provided in the electronic control unit 80.
  • the electronic control unit 80 includes a shift determination unit 102 as a shift determination unit and a shift control unit 104 as a shift control unit.
  • the shift determination means 102 determines a precondition regarding the shift (downshift, upshift) of the belt-type transmission 18 and makes a determination regarding the shift. Specifically, the shift determination unit 102 functions as a shift target value determination unit, and when the shift of the belt type transmission 18 is executed, the shift ratio ⁇ to be achieved after the shift of the belt type transmission 18 is achieved. A post-shift target gear ratio ⁇ 1 * is determined. For example, the shift determination means 102 stores a shift map that is a relationship experimentally set in advance between the post-shift target speed ratio ⁇ 1 *, the vehicle speed V, and the accelerator opening degree Acc. A post-shift target gear ratio ⁇ 1 * is determined based on the accelerator opening Acc.
  • the shift determination means 102 determines the speed ratio ⁇ before the start of the shift, the post-shift target speed ratio ⁇ 1 *, and the difference between them based on a relationship that has been experimentally set in advance so that a quick and smooth shift is realized. Based on this, the target value of the transient gear ratio ⁇ during the gear shift, that is, the target gear ratio ⁇ * is determined.
  • the shift determination means 102 follows a smooth curve (for example, a first-order lag curve) in which the target speed ratio ⁇ * that is sequentially changed during a shift changes from the start of the shift toward the target speed ratio ⁇ 1 * after the shift. Determined as a function of changing elapsed time.
  • the shift determination means 102 changes the target speed ratio ⁇ * from the speed ratio ⁇ before the start of the shift to the target speed ratio ⁇ 1 * after the shift as the time elapses from the start of the shift during the shift of the belt-type transmission 18. It changes sequentially so that it may approach.
  • the time change rate of the target speed ratio ⁇ * is the target speed change ⁇ * as the target value of the speed change speed ⁇ .
  • the shift determining means 102 determines the target gear ratio ⁇ * as a function of the elapsed time, and therefore the target shift speed ⁇ * during the shift is also determined. For example, when the speed change is completed and the target speed ratio ⁇ * becomes constant, the target speed change speed ⁇ * becomes zero.
  • the speed change control means 104 sequentially receives the target speed ratio ⁇ * and the target speed change ⁇ * determined by the speed change judgment means 102, and sets the target speed ratio ⁇ * and the target speed change ⁇ * while preventing belt slippage.
  • the first variable pulley command oil pressure Pintgt as the command value or target value of the first supply oil pressure Pin and the second variable pulley command oil pressure Pouttgt as the command value or target value of the second supply oil pressure Pout are achieved. decide. Then, the shift control means 104 makes the first supply oil pressure Pin detected by the first oil pressure sensor 96 coincide with the first variable pulley command oil pressure Pintgt, and the second supply detected by the second oil pressure sensor 97.
  • Feedback control is performed by adjusting the control currents of the linear solenoid valve SLP and the linear solenoid valve SLS so that the hydraulic pressure Pout matches the second variable pulley command hydraulic pressure Pouttgt.
  • the shift control means 104 converts the hydraulic pressure (internal pressure) of the hydraulic cylinder 42c of the first variable pulley 42 and the hydraulic pressure (internal pressure) of the hydraulic cylinder 46c of the second variable pulley 46 into the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt and
  • the speed ratio ⁇ is controlled so as to make the speed ratio ⁇ of the belt-type transmission 18 coincide with the target speed ratio ⁇ * by controlling according to the second variable pulley command oil pressure Pouttgt.
  • the shift control means 104 sets the target gear ratio ⁇ * to the target gear ratio ⁇ * from the relationship set experimentally as shown in FIG. Based on this, the second hydraulic cylinder 46c of the second variable pulley 46 is generated in the axial direction against the first variable pulley thrust Win (unit is “N”, for example) generated in the axial direction of the hydraulic cylinder 42c of the first variable pulley 42.
  • the thrust ratio Rw increases as the target speed ratio ⁇ * increases.
  • the thrust ratio Rw determined based on the target speed ratio ⁇ * is the speed change of the belt-type transmission 18. This is the thrust ratio Rw for constantly maintaining the ratio ⁇ at the target speed ratio ⁇ *, that is, the thrust ratio Rw for maintaining the speed ratio ⁇ constant at the target speed ratio ⁇ *.
  • the shift control means 104 achieves the target speed ratio ⁇ * and the target speed change ⁇ * determined by the shift determination means 102, that is, when the shift determination means 102 determines that the rapid downshift is performed.
  • a rapid downshift an experiment is performed in advance based on the estimated input torque around the input shaft 36 estimated from the throttle valve opening ⁇ th, the engine rotational speed Ne, the turbine rotational speed Nt, and the like and the target gear ratio ⁇ *.
  • the first supply oil pressure Pin that is as low pressure as possible and does not cause belt slip is obtained from the set relationship, and the obtained first supply oil pressure Pin is determined as the first variable pulley maintenance pressure Pin_n.
  • the shift control means 104 receives the pressures of the hydraulic cylinders 42c and 46c of the variable pulleys 42 and 46 based on the thrust ratio Rw determined based on the target speed ratio ⁇ * and the first variable pulley maintenance pressure Pin_n.
  • the second supply hydraulic pressure Pout that establishes the thrust ratio Rw in relation to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n is obtained, and the obtained second supply oil pressure Pout is determined as the second variable pulley maintenance pressure Pout_n.
  • the first supply hydraulic pressure Pin and the internal pressure of the hydraulic cylinder 42c match, and the second supply hydraulic pressure Pout and the internal pressure of the hydraulic cylinder 46c match.
  • the first variable pulley maintenance pressure Pin_n determined in this way may be called a first variable pulley steady pressure, and is a first supply oil pressure Pin for maintaining the target speed ratio ⁇ * in a steady manner, in other words, a speed change.
  • the first supply hydraulic pressure Pin for maintaining the ratio ⁇ constant at the target speed ratio ⁇ *, the second variable pulley maintenance pressure Pout_n may be called the second variable pulley steady pressure, and the target speed ratio ⁇ * is constantly It can be said that this is the second supply hydraulic pressure Pout for maintaining the transmission gear ratio Pout at a constant speed at the target transmission gear ratio ⁇ *. Therefore, the first variable pulley maintenance pressure Pin_n and the second variable pulley maintenance pressure Pout_n each change with the change of the target speed ratio ⁇ * during the shift of the belt-type transmission 18.
  • the shift control means 104 determines the first differential pulley maintenance pressure Pin_n and the second variable pulley maintenance pressure Pout_n as well as the shift differential pressure PDF for realizing the target shift speed ⁇ *. Specifically, the shift control means 104 stores a previously experimentally set relationship between the shift differential pressure PDF and the target shift speed ⁇ * as shown in FIG. 6, and from the relationship of FIG. The shift differential pressure PDF is determined based on the shift speed ⁇ *. As is apparent from FIG. 6, the transmission differential pressure PDF is a value greater than or equal to zero, and is determined to increase as the target transmission speed ⁇ * increases. Further, the shift differential pressure PDF is determined to be zero if the target shift speed ⁇ * is zero, for example.
  • the transmission control means 104 determines the first variable pulley maintenance pressure Pin_n, the second variable pulley maintenance pressure Pout_n, and the transmission differential pressure PDF
  • the transmission control means 104 sets the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n.
  • the second variable pulley command hydraulic pressure Pouttgt is set to the sum of the second variable pulley maintenance pressure Pout_n and the transmission differential pressure PDF.
  • the shift control means 104 determines the first variable pulley command oil pressure Pintgt and the second variable pulley command oil pressure Pouttgt when it is determined that the rapid downshift is performed, and the first variable pulley.
  • the feedback control is performed based on the command hydraulic pressure Pintgt and the second variable pulley command hydraulic pressure Pouttgt to execute the rapid downshift.
  • the shift control means 104 may perform the rapid downshift as described above. However, in this embodiment, the shift control means 104 performs the rapid downshift in order to improve the shift response in the rapid downshift. In other words, when downshifting is performed by setting the first variable pulley command oil pressure Pintgt to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n, the first variable pulley command oil pressure Pintgt is temporarily set to the first variable pulley command oil pressure Pintgt. Add corrections.
  • the shift control means 104 sets the first variable pulley command oil pressure Pintgt to the first variable pulley command oil pressure Pintgt at the start of the downshift when the first variable pulley command oil pressure Pintgt is set to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n and the downshift is executed.
  • the command hydraulic pressure correction control for temporarily reducing the variable pulley maintenance pressure Pin_n is executed. This instruction hydraulic pressure correction control will be described by taking the time chart of FIG. 7 as an example.
  • FIG. 7 is a time chart for explaining the indicated hydraulic pressure correction control by taking as an example a case where the accelerator pedal is largely depressed and the rapid downshift is executed.
  • the gear ratio ⁇ of the belt-type transmission 18 calculated based on the accelerator opening Acc detected by the accelerator opening sensor 84, the output shaft rotational speed Nout and the input shaft rotational speed Nin, in order from the top,
  • the second supply hydraulic pressure (secondary pressure) Pout detected by the second hydraulic pressure sensor 97 and the first supply hydraulic pressure (primary pressure) Pin detected by the first hydraulic pressure sensor 96 are indicated by solid lines.
  • a first variable pulley instruction oil pressure Pintgt which is an instruction pressure of the first supply oil pressure Pin is indicated by a broken line. Note that the solid line representing the first supply oil pressure Pin and the broken line representing the first variable pulley command oil pressure Pintgt are displayed with a slight shift so as not to overlap each other in order to make the time chart easy to see.
  • Accelerator opening Acc suddenly increases at time t1 in FIG.
  • the shift determination unit 102 determines that the shift control to be executed by the shift control unit 104 is a rapid downshift. Then, the shift control means 104 starts executing the rapid downshift from time t1. That is, in FIG. 7, the time t1 is the start time of the downshift. From time t1, the first supply hydraulic pressure Pin and the second supply hydraulic pressure Pout are changed so that the transmission gear ratio ⁇ of the belt-type transmission 18 matches the target transmission gear ratio ⁇ *.
  • the shift control means 104 basically sets the first variable pulley command oil pressure Pintgt to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n during the downshift, but the first at the start of the downshift (time t1).
  • the broken line indicates that the variable pulley command oil pressure Pintgt is temporarily lower than the first variable pulley maintenance pressure Pin_n.
  • the shift control means 104 changes the first variable pulley command oil pressure Pintgt to the first variable pulley until the predetermined command oil pressure correction time TIMEc elapses from time t1.
  • variable pulley maintenance pressure Pin_n is made lower by a predetermined correction pressure Pintgtc, and after the command oil pressure correction time TIMEc has elapsed, the first variable pulley command oil pressure Pintgt is set to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n. Due to such a temporary decrease in the first variable pulley command oil pressure Pintgt at the start of the downshift, the first supply oil pressure Pin decreases immediately after time t1, and the first variable pulley command oil pressure Pintgt of the first supply oil pressure Pin (solid line). The followability to (broken line) is improved.
  • FIG. 1 variable pulley maintenance pressure Pin_n is made lower by a predetermined correction pressure Pintgtc, and after the command oil pressure correction time TIMEc has elapsed, the first variable pulley command oil pressure Pintgt is set to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n. Due to such a temporary decrease in the first variable pulley command oil pressure Pintgt at the start of the downshift,
  • the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt is lowered by the correction pressure Pintgtc with reference to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n at the time t1. However, it may be lowered by the correction pressure Pingtgt based on the first variable pulley maintenance pressure Pin_n that is sequentially changed until the command oil pressure correction time TIMEc elapses.
  • the command hydraulic pressure correction time TIMEc is very short, and the command hydraulic pressure correction time TIMEc and the correction pressure Pintgtc reduce the first supply hydraulic pressure Pin at the start of the downshift to the extent that belt slip does not occur, thereby improving the shift response. This is an experimentally set parameter.
  • the shift control means 104 sets the command hydraulic pressure correction time TIMEc as shown in FIG.
  • the target shift speed ⁇ * which is the reference for setting the indicated hydraulic pressure correction time TIMEc and the correction pressure Pintgtc, is at any point during the shift, such as when a certain time has elapsed since the start of the shift (downshift).
  • the maximum value of the target shift speed ⁇ * during the shift is set.
  • FIG. 10 is a flowchart for explaining a main part of the control operation of the electronic control unit 80, that is, a control operation when executing a rapid downshift of the belt-type transmission 18, for example, about several milliseconds to several tens of milliseconds. It is repeatedly executed with a very short cycle time.
  • step a rapid downshift of the belt-type transmission 18 has been requested, that is, shift control or execution to be performed from now on. It is determined whether the middle shift control is a rapid downshift. If the determination of SA1 is affirmative, that is, if the shift control to be executed or the shift control being executed is a rapid downshift, the process proceeds to SA2. On the other hand, if the determination of SA1 is negative, this flowchart ends.
  • the second variable pulley command hydraulic pressure Pouttgt is set to the sum of the second variable pulley maintenance pressure Pout_n and the transmission differential pressure PDF.
  • the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt is set lower than the first variable pulley maintenance pressure Pin_n by the correction pressure Pintgtc. That is, as shown in the following formula (2), the first variable pulley command oil pressure Pintgt is set to a value obtained by subtracting the correction pressure Pintgtc from the first variable pulley maintenance pressure Pin_n.
  • the second variable pulley command hydraulic pressure Pouttgt is set to the sum of the second variable pulley maintenance pressure Pout_n and the transmission differential pressure PDF.
  • the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt is set to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n.
  • the rapid downshift of the belt-type transmission 18 is executed or continued based on the set first variable pulley command oil pressure Pintgt and second variable pulley command oil pressure Pouttgt.
  • SA2 to SA4 correspond to the shift control means 104.
  • Pintgt Pin_n (3)
  • the shift control means 104 sets the first variable pulley command oil pressure Pintgt to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n and executes the downshift, and at the start of the downshift, the first variable pulley The command oil pressure correction control for temporarily lowering the command oil pressure Pintgt with respect to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n is executed. Accordingly, as shown in the time chart of FIG. 7, the hydraulic pressure received by the hydraulic cylinder 42c of the first variable pulley 42, that is, the first supply hydraulic pressure Pin immediately after the start of downshifting, due to a temporary decrease in the first variable pulley instruction hydraulic pressure Pintgt.
  • the hydraulic oil is easily discharged from the hydraulic cylinder 42c of the first variable pulley 42. Therefore, when the belt-type transmission 18 is downshifted, for example, during a rapid downshift, the responsiveness, i.e., the speed change of the first variable pulley 42 and the second variable pulley 46 are increased. Sufficient responsiveness can be obtained.
  • the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt is lowered temporarily at the start of the downshift, the internal pressure of the hydraulic cylinder 42c included in the first variable pulley 42 is determined by the orifice 290 and the oil passage 292 included in the hydraulic control circuit 150. Therefore, the belt slippage can be prevented appropriately.
  • the orifice 290 is provided in the oil passage 292 between the hydraulic cylinder 42 c of the first variable pulley 42 and the first hydraulic control valve 251. Accordingly, the orifice 290 acts so as to prevent the change in the internal pressure of the hydraulic cylinder 42c included in the first variable pulley 42, so that it is possible to prevent the belt slip more reliably as compared with the case where the orifice 290 is not provided. is there.
  • the shift control means 104 temporarily reduces the first variable pulley command oil pressure Pintgt with respect to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n at the start of downshifting, that is, the command oil pressure correction.
  • the correction pressure Pintgtc which is a decrease width of the first variable pulley command oil pressure Pintgt with respect to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n, is set to a large target shift speed ⁇ * in the downshift. Make it bigger. Accordingly, since the decrease range of the first supply hydraulic pressure Pin immediately after the start of the downshift increases as the target shift speed ⁇ * increases, the shift response can be changed according to the target shift speed ⁇ *. it can.
  • the shift control means 104 temporarily reduces the first variable pulley command oil pressure Pintgt with respect to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n at the start of downshifting, that is, the command oil pressure correction.
  • the command hydraulic pressure correction time TIMEc which is a time for temporarily lowering the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt with respect to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n, is downshifted.
  • the shift control unit 104 sets the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n, that is, in the downshift, that is, the rapid downshift, the second variable
  • the pulley instruction oil pressure Pouttgt is set to the sum of the second variable pulley maintenance pressure Pout_n and the transmission differential pressure PDF. Therefore, the second variable pulley command hydraulic pressure Pouttgt is set to the second variable pulley maintenance pressure Pout_n, and the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt is decreased with respect to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n, compared with the case where the above-described downshift is performed. Thus, it is possible to prevent the belt slip more reliably.
  • the shift control means 104 changes the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt to the first variable pulley maintenance pressure at the start of downshift by executing the command hydraulic pressure correction control.
  • the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt is set to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n. Therefore, the hydraulic control after the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt is changed to the first variable pulley maintenance pressure Pin_n can be executed in the same manner as the hydraulic control that does not temporarily reduce the first variable pulley command hydraulic pressure Pintgt. Is possible.
  • the vehicle drive device 10 in FIG. 1 includes only the engine 12 as a driving force source for traveling, but may be a drive device for a hybrid vehicle including an electric motor together with the engine 12. Alternatively, it may be a drive device for an electric vehicle provided with an electric motor instead of the engine 12.
  • the command hydraulic pressure correction control is executed at the start of the rapid downshift.
  • the command hydraulic pressure correction control is not limited to the rapid downshift, and may be executed in all downshifts.
  • the internal pressure of the hydraulic cylinder 42c is unlikely to be rapidly reduced by providing the orifice 290 at the hydraulic pressure supply port to the hydraulic cylinder 42c of the first variable pulley 42.
  • the orifice 290 may be omitted.
  • the shift determination unit 102 determines the post-shift target speed ratio ⁇ 1 * based on the vehicle speed V and the accelerator opening Acc.
  • this is merely an example, and the post-shift target speed ratio ⁇ 1. * May be determined using other parameters representing the traveling state other than the vehicle speed V and the accelerator opening degree Acc.
  • Vehicle drive device vehicle shift control device
  • belt type transmission first variable pulley 42c: hydraulic cylinder 46: second variable pulley 46c: hydraulic cylinder 48: transmission belt
  • electronic control device vehicle transmission control device

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

　油圧制御で変速するベルト式変速機のダウンシフトにおいて、ベルト滑りを防止しつつ十分な変速応答性を得ることができる車両用変速制御装置を提供する。　変速制御手段１０４は、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに設定してダウンシフトを実行する場合において、そのダウンシフトの開始時に第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して一時的に低くする。従って、その第１可変プーリ指示油圧Pintgtの一時的な低下により、第１供給油圧Ｐinをダウンシフト開始直後にダウンシフト開始前と比較して低下させることができるので、第１可変プーリから作動油が排出され易くなり、変速応答性を十分に得ることが可能である。また、上記第１可変プーリ指示油圧Pintgtの低下は一時的なものであるので、油圧シリンダ４２ｃの内圧はあまり低下せず、ベルト滑りを適切に防止できる。

Description

車両用変速制御装置
　本発明は、車両用のベルト式変速機の変速に関連する油圧制御に関するものである。
　１対の可変プーリとその１対の可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを有するベルト式変速機を備えており、前記１対の可変プーリの有効径（ベルト掛かり径）を油圧制御によってそれぞれ変更することにより前記ベルト式変速機の変速を実行する車両用変速制御装置がよく知られている。例えば、特許文献１に記載されたベルト式変速機の制御装置がそれである。その特許文献１のベルト式変速機の制御装置は、調圧バルブが１対の可変プーリに供給するそれぞれの供給油圧を指示油圧に応じて調圧することにより前記ベルト式変速機の変速比を目標変速比に一致させるように変速すると共に、前記伝動ベルトが前記可変プーリに対して滑るベルト滑りが発生しないようにする。そして、前記１対の可変プーリのうちの一方である駆動側可変プーリの供給油圧を受け入れる油圧シリンダには、作動油の排出を阻止する供給側逆止弁を有する作動油供給口と、作動油の排出阻止状態を油圧アクチュエータの作動により解除可能な排出側逆止弁を有する作動油排出口とが設けられており、前記特許文献１の制御装置は、所定の許容条件に基づき前記油圧アクチュエータを作動させて前記駆動側可変プーリの油圧シリンダから作動油を排出させる。
特開２００７－１６２９１９号公報 特開２００７－０５７０７３号公報 特開２００５－２９９８０３号公報
　上述した特許文献１のベルト式変速機の制御装置を含む従来からの車両用変速制御装置には、前記１対の可変プーリの油圧シリンダの油圧をそれぞれ指示油圧に従って制御することにより前記ベルト式変速機の変速比を変更するものがあり、ベルト式変速機の変速制御に油圧が用いられているので、その変速制御には油圧の応答遅れが生じ得る。特に、急速なダウンシフトにおいては、その変速開始時に前記油圧の応答遅れは顕著なものとなり、十分な変速応答性が得られず、例えば走行状態に即した変速初期の目標変速速度を実現できないこととなる可能性があった。なお、このような課題は未公知のことである。
　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、油圧制御で変速するベルト式変速機のダウンシフトにおいて、ベルト滑りを防止しつつ十分な変速応答性を得ることができる車両用変速制御装置を提供することにある。
　前記目的を達成するための本発明の要旨とするところは、（ａ）駆動力源側の第１可変プーリと駆動輪側の第２可変プーリとそれらの可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを含むベルト式変速機を備えており、前記第１可変プーリの油圧シリンダの油圧および前記第２可変プーリの油圧シリンダの油圧を、第１可変プーリ指示油圧および第２可変プーリ指示油圧に従ってそれぞれ制御することにより前記ベルト式変速機の変速比を目標変速比に一致させるようにその変速比を制御する車両用変速制御装置であって、（ｂ）前記第１可変プーリ指示油圧を、前記ベルト式変速機の目標変速比を維持するための第１可変プーリ維持圧にしてそのベルト式変速機のダウンシフトを実行する場合において、そのダウンシフトの開始時に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くすることにある。
　このようにすれば、前記第１可変プーリ指示油圧の一時的な低下により、前記第１可変プーリの油圧シリンダが受け入れる油圧（シリンダ内圧ではない）すなわちその第１可変プーリの油圧シリンダに供給される供給油圧（第１供給油圧）をダウンシフト開始直後にダウンシフト開始前と比較して低下させることができるので、前記第１可変プーリから作動油が排出され易くなる。そのため、前記ベルト式変速機のダウンシフトの際に、例えば急速なダウンシフトの際に、前記第１可変プーリの有効径を小さくすると共に前記第２可変プーリの有効径を大きくするという応答性すなわち変速応答性を十分に得ることが可能である。また、ダウンシフト開始時の前記第１可変プーリ指示油圧の低下は一時的なものであるので、前記第１可変プーリが備える油圧シリンダの内圧は油圧制御回路の管路抵抗などに起因してあまり低下せず、そのため、ベルト滑りを適切に防止できる。なお、前記目標変速比は、前記ダウンシフト実行中における前記変速比の過渡的な目標値であって、そのダウンシフト後に達成すべき変速比（変速後目標変速比）に近付くようにそのダウンシフト中に逐次変化させられる。従って、前記第１可変プーリ維持圧は前記ダウンシフト中に前記目標変速比の変化に連れて変化する。
　ここで、好適には、前記第１可変プーリの油圧シリンダとその第１可変プーリの油圧シリンダに供給される供給油圧を調圧する油圧制御弁との間の油路にオリフィスが設けられている。このようにすれば、前記オリフィスは前記第１可変プーリが備える油圧シリンダの内圧の変化を妨げるように作用するので、そのオリフィスが無い場合と比較して、より確実にベルト滑りを防止することが可能である。
　また、好適には、前記ダウンシフトの開始時に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くするときには、その第１可変プーリ維持圧に対するその第１可変プーリ指示油圧の低下幅を目標変速速度が大きいほど大きくする。このようにすれば、前記ダウンシフト開始直後における前記第１供給油圧の低下幅も上記目標変速速度が大きいほど大きくなるので、その目標変速速度の大きさに応じて前記変速応答性を変更することができる。
　また、好適には、前記ダウンシフトの開始時に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くするときには、その第１可変プーリ指示油圧をその第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くする時間を目標変速速度が大きいほど長くする。このようにすれば、前記ダウンシフト開始直後における前記第１供給油圧の低下幅も上記目標変速速度が大きいほど大きくなるので、その目標変速速度の大きさに応じて前記変速応答性を変更することができる。
　また、好適には、前記ダウンシフトでは、前記第２可変プーリ指示油圧を、前記目標変速比を維持するための第２可変プーリ維持圧と目標変速速度を実現するための変速差圧との和とする。このようにすれば、前記第２可変プーリ指示油圧を前記第２可変プーリ維持圧にすると共に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して減ずることにより前記ダウンシフトを行う場合と比較して、より確実にベルト滑りを防止することが可能である。
　また、好適には、前記ダウンシフトの開始時に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くした後には、その第１可変プーリ指示油圧をその第１可変プーリ維持圧にする。このようにすれば、その第１可変プーリ指示油圧をその第１可変プーリ維持圧にしてからの油圧制御を、上記第１可変プーリ指示油圧の一時的な低下を行わない油圧制御と同様にして実行することが可能である。
本発明が適用された車両用駆動装置の骨子図である。 図１の車両用駆動装置を制御するために設けられた電子制御装置の入出力信号を説明するための図である。 図１の車両用駆動装置が有する油圧制御回路のうちベルト式変速機のベルト挟圧力制御および変速比制御に関する要部を示す油圧回路図である。 図２の電子制御装置が備えている制御機能の要部を説明するための機能ブロック線図である。 図２の電子制御装置が実行するベルト式変速機の変速に関する油圧制御において、目標変速比に基づいて可変プーリの推力比を決定するために予め設定された上記目標変速比と上記推力比との関係を示した図である。 図２の電子制御装置が実行するベルト式変速機の変速に関する油圧制御において、目標変速速度に基づいて変速差圧を決定するために予め設定された上記変速差圧と上記目標変速速度との関係を示した図である。 図２の電子制御装置が実行する指示油圧補正制御を説明するためのタイムチャートであって、アクセルペダルが大きく踏み込まれて急速ダウンシフトが実行される場合を例としたものである。 図２の電子制御装置が実行する指示油圧補正制御において、目標変速速度に基づいて指示油圧補正時間を決定するために予め設定された上記指示油圧補正時間と上記目標変速速度との関係を示した図である。 図２の電子制御装置が実行する指示油圧補正制御において、目標変速速度に基づいて補正圧を決定するために予め設定された上記補正圧と上記目標変速速度との関係を示した図である。 図２の電子制御装置の制御作動の要部、すなわち、ベルト式変速機の急速ダウンシフトを実行するときの制御作動を説明するためのフローチャートである。
　以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
　図１は、本発明が適用された車両用駆動装置１０の骨子図である。この車両用駆動装置１０は横置型で、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源として用いられる内燃機関であるエンジン１２、トルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、ベルト式変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車２０、及び差動歯車装置２２などを備えている。エンジン１２の出力は、トルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、ベルト式変速機１８、減速歯車２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４へ分配される。
　エンジン１２は、吸入空気量を電気的に調整する電気式スロットル弁３０を備えており、運転者の出力要求量を表すアクセル開度Ａccなどに応じて電子制御装置８０（図２参照）により電気式スロットル弁３０の開閉制御や燃料噴射制御等のエンジン出力制御が行われることにより、エンジン１２の出力が増減制御される。また、エンジン１２の吸気管３１にはブレーキブースタ３２が接続され、吸気管３１内の負圧によってフットブレーキペダル３３の踏込み操作力（ブレーキ力）を助勢するようになっている。
　トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、およびタービン軸３４を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられ、それ等を一体的に連結して一体回転させることができるようになっている。上記ポンプ翼車１４ｐには、ベルト式変速機１８を変速制御したり、可変プーリ４２、４６が伝動ベルト４８を挟圧するベルト挟圧力を発生させたり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧を発生する機械式のオイルポンプ２８が設けられている。
　前後進切換装置１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置にて構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３４はサンギヤ１６ｓに連結され、ベルト式変速機１８の入力軸３６はキャリア１６ｃに連結されている。そして、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓとの間に配設された直結クラッチ３８が係合させられると、前後進切換装置１６は一体回転させられてタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進方向の駆動力が駆動輪２４に伝達される。リングギヤ１６ｒとハウジングとの間に配設された反力ブレーキ４０が係合させられるとともに上記直結クラッチ３８が解放されると、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆回転させられ、後進方向の駆動力が駆動輪２４に伝達される。また、直結クラッチ３８および反力ブレーキ４０が共に解放されると、エンジン１２とベルト式変速機１８との間の動力伝達が遮断される。直結クラッチ３８および反力ブレーキ４０は何れも油圧式摩擦係合装置で、エンジン１２とベルト式変速機１８との間の動力伝達を遮断できる断続装置に相当する。
　ベルト式変速機１８は図１に示すように動力伝達経路に配設された変速比γを連続的に変更できる無段の自動変速機である。そして、ベルト式変速機１８は、Ｖ溝幅が可変の第１可変プーリ４２（入力側可変プーリ４２）と、Ｖ溝幅が可変の第２可変プーリ４６（出力側可変プーリ４６）と、それら1対の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えている。第１可変プーリ４２は入力軸３６に設けられており、第２可変プーリ４６は出力軸４４に設けられている。そして、可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間に生じる摩擦力によりトルク伝達が行われる。すなわち、可変プーリ４２、４６は、その可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間に生じる摩擦力によりトルク容量Ｔcをそれぞれ発生する。
　1対の可変プーリ４２、４６は、互いに平行な１対の回転軸である入力軸３６と出力軸４４とにそれぞれ設けられている。図３に示すように、その1対の可変プーリ４２、４６の一方である第１可変プーリ４２は、入力軸３６に固定された固定プーリ４２ａと、入力軸３６の軸心まわりに相対回転不能且つ軸心方向に移動可能に設けられた可動プーリ４２ｂとを有しており、その可動プーリ４２ｂは、第１油圧コントロールバルブ２５１の出力ポート２６４からの油圧を可動プーリ４２ｂに作用させ前記Ｖ溝幅を変更するために、その出力ポート２６４からの油圧を受け入れる油圧シリンダ４２ｃを備えて構成されている。また、図３に示すように、第２可変プーリ４６は、出力軸４４に固定された固定プーリ４６ａと、出力軸４４の軸心まわりに相対回転不能且つ軸心方向に移動可能に設けられた可動プーリ４６ｂとを有しており、その可動プーリ４６ｂは、第２油圧コントロールバルブ２５３の出力ポート２８４からの油圧を可動プーリ４６ｂに作用させ前記Ｖ溝幅を変更するために、その出力ポート２８４からの油圧を受け入れる油圧シリンダ４６ｃを備えて構成されている。
　そして、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃの油圧が油圧制御回路１５０（図２参照）によって制御されることにより、両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）が連続的に変化させられる。なお、上記入力軸回転速度Ｎinは入力軸３６の回転速度であり、上記出力軸回転速度Ｎoutは出力軸４４の回転速度である。また、本実施例では図１から判るように、上記入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度Ｎin）は第１可変プーリ４２の回転速度と同一であり、上記出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度Ｎout）は第２可変プーリ４６の回転速度と同一である。
　伝動ベルト４８は、第１可変プーリ４２と第２可変プーリ４６との間に掛け渡されたベルト式変速機用の圧縮式伝動ベルト（金属ベルト）である。可変プーリ４２、４６はそれぞれ前記Ｖ溝幅が可変であるＶ型溝を外周部に有しており、各可変プーリ４２、４６では、上記伝動ベルト４８はそのＶ型溝に巻き掛けられている。上記Ｖ型溝は、可変プーリ４２、４６の何れでも径方向外側に向かうほど軸心方向の相対距離が大きくなる円錐状の一対のシーブ面４２ｄ，４６ｄにより形成されている。
　図２の電子制御装置８０はマイクロコンピュータを含んで構成されており、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め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、上記ベルト式変速機１８の変速制御や挟圧力制御を行う制御装置である。この電子制御装置８０と車両用駆動装置１０とが本発明の車両用変速制御装置に対応する。電子制御装置８０は、レバーポジションセンサ８２、アクセル開度センサ８４、エンジン回転速度センサ８６、出力軸回転速度センサ８８、入力軸回転速度センサ９０、タービン回転速度センサ９２、スロットル弁開度センサ９３、作動油温センサ９４、第１油圧センサ９６、第２油圧センサ９７などから、それぞれシフトレバー９８のレバーポジションＰSH、アクセル開度Ａcc、エンジン回転速度Ｎe、出力軸回転速度Ｎout（車速Ｖに対応）、入力軸回転速度Ｎin、タービン回転速度Ｎt、電気式スロットル弁３０の開度であるスロットル弁開度θth、ベルト式変速機１８の油圧回路の作動油温Ｔoil、第１油圧コントロールバルブ２５１の出力油圧すなわち第１可変プーリ４２への供給油圧である第１供給油圧Ｐin、第２油圧コントロールバルブ２５３の出力油圧すなわち第２可変プーリ４６への供給油圧である第２供給油圧Ｐoutなどを表す信号が供給されるようになっている。例えば、電子制御装置８０は、出力軸回転速度センサ８８により検出される出力軸回転速度Ｎoutと入力軸回転速度センサ９０により検出される入力軸回転速度Ｎinとに基づいてベルト式変速機１８の変速比γを逐次算出する。
　また、電子制御装置８０には、ベルト式変速機１８の変速制御やベルト挟圧力の制御に必要な各種の情報、例えばエンジン１２の吸入空気量Ｑ、エンジン１２の冷却水温Ｔw、オルタネータの電気負荷ELS、アクセルＯＦＦのコースト走行時にエンジン１２に対する燃料供給を停止するフューエルカットの有無、減筒運転の有無、エアコンのＯＮ・ＯＦＦ、ロックアップクラッチ２６のＯＮ・ＯＦＦ、などに関する信号が供給されるようになっている。
　図３は、車両の油圧制御回路１５０のうちベルト式変速機１８のベルト挟圧力制御および変速比制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３に示すように、油圧制御回路１５０は、オイルポンプ２８、リニアソレノイド弁ＳＬＰ、リニアソレノイド弁ＳＬＳ、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１、モジュレータバルブ１５６、第１油圧コントロールバルブ２５１、第２油圧コントロールバルブ２５３、プライマリレギュレータバルブ１５３、及びセレクトレデューシングバルブ１５５を備えて構成されている。
　プライマリレギュレータバルブ１５３は、軸方向に移動可能なスプール１８１を備えており、オイルポンプ２８が発生した油圧を調圧してライン圧ＰＬを生成する。スプール１８１の一端側（図３での下端側）にはスプリング１８２が圧縮状態で配置されていると共に、その一端側には制御油圧ポート１８５が形成されている。その制御油圧ポート１８５にはセレクトレデューシングバルブ１５５の出力ポート２０９が接続されており、制御油圧ポート１８５は、セレクトレデューシングバルブ１５５が出力する出力油圧を受け入れる。プライマリレギュレータバルブ１５３は、このような構成により、セレクトレデューシングバルブ１５５の出力油圧をパイロット圧として作動して、上記ライン圧ＰＬを調圧する。
　プライマリレギュレータバルブ１５３によって調圧されたライン圧ＰＬは、第１油圧コントロールバルブ２５１の入力ポート２６３と第２油圧コントロールバルブ２５３の入力ポート２８３とモジュレータバルブ１５６とにそれぞれ供給される。
　モジュレータバルブ１５６は、上記ライン圧ＰＬをそれよりも低い一定のモジュレータ油圧ＰＭに調圧する調圧弁である。そのモジュレータ油圧ＰＭは、リニアソレノイド弁ＳＬＰとリニアソレノイド弁ＳＬＳとＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１とセレクトレデューシングバルブ１５５の入力ポート２０８とにそれぞれ供給される。
　リニアソレノイド弁ＳＬＰは、例えばノーマルオープンタイプのソレノイドバルブであり、電子制御装置８０によってデューティ制御される制御電流に応じた制御油圧（出力油圧）ＰSLPを出力する。そして、その制御油圧ＰSLPは、第１油圧コントロールバルブ２５１の制御油圧ポート２６５に供給される。
　リニアソレノイド弁ＳＬＳは、例えばノーマルオープンタイプのソレノイドバルブであり、電子制御装置８０によってデューティ制御される制御電流に応じた制御油圧（出力油圧）ＰSLSを出力する。そして、その制御油圧ＰSLSは、第２油圧コントロールバルブ２５３の制御油圧ポート２８５に供給される。
　ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１は、例えばノーマルオープンタイプのソレノイドバルブであり、非通電時には制御油圧をセレクトレデューシングバルブ１５５の第３制御油圧ポート２０６に出力する開状態に切り換えられる一方で、通電時には上記制御油圧を出力しない閉状態に切り換えられる。
　第１油圧コントロールバルブ２５１は、軸方向に移動可能なスプール２６１と、そのスプール２６１の一端側（図３での下端側）に圧縮状態で配置されたスプリング２６２と、上記一端側に形成され前記制御油圧ＰSLPを受け入れる制御油圧ポート２６５と、ライン圧ＰＬを受け入れる入力ポート２６３と、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃ及びセレクトレデューシングバルブ１５５の第１制御油圧ポート２０４に接続された出力ポート２６４とを備えている。第１油圧コントロールバルブ２５１は、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃに供給される第１供給油圧Ｐinを調圧する油圧制御弁である。すなわち、第１油圧コントロールバルブ２５１は、リニアソレノイド弁ＳＬＰの制御油圧ＰSLPをパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧制御して第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃに供給する。これにより、その油圧シリンダ４２ｃに供給される第１供給油圧Ｐinが制御される。また、オリフィス２９０が、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃと第１油圧コントロールバルブ２５１との間の油路２９２に設けられている。このオリフィス２９０が設けられていることにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰが故障しても第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃの内圧が急減しないようにされており、リニアソレノイド弁ＳＬＰの故障に起因した車両の急減速が起きないようにされている。そのため、オリフィス２９０は、短い時間であれば例えば第１供給油圧Ｐinの指示圧（第１可変プーリ指示油圧Pintgt）が０Mpaにされても、ベルト滑りを生じないだけの油圧が上記油圧シリンダ４２ｃ内に残るように作用する。
　例えば、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧ＰSLPが増大すると、第１油圧コントロールバルブ２５１のスプール２６１が図３の上側に移動する。これにより、上記油圧シリンダ４２ｃへの第１供給油圧Ｐinが増大する。
　一方で、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧ＰSLPが低下するすると、第１油圧コントロールバルブ２５１のスプール２６１が図３の下側に移動する。これにより、上記油圧シリンダ４２ｃへの第１供給油圧Ｐinが低下する。
　第２油圧コントロールバルブ２５３は、第１油圧コントロールバルブ２５１と同様の構成であり、軸方向に移動可能なスプール２８１と、そのスプール２８１の一端側（図３での下端側）に圧縮状態で配置されたスプリング２８２と、上記一端側に形成され前記制御油圧ＰSLSを受け入れる制御油圧ポート２８５と、ライン圧ＰＬを受け入れる入力ポート２８３と、第２可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃに接続された出力ポート２８４とを備えている。第２油圧コントロールバルブ２５３は、第２可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃに供給される第２供給油圧Ｐoutを調圧する油圧制御弁である。すなわち、第２油圧コントロールバルブ２５３は、リニアソレノイド弁ＳＬＳの制御油圧ＰSLSをパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧制御して第２可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃに供給する。これにより、その油圧シリンダ４６ｃに供給される第２供給油圧Ｐoutが制御される。
　例えば、第２可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧ＰSLSが増大するすると、第２油圧コントロールバルブ２５３のスプール２８１が図３の上側に移動する。これにより、上記油圧シリンダ４６ｃへの第２供給油圧Ｐoutが増大する。
　一方で、第２可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧ＰSLSが低下するすると、第２油圧コントロールバルブ２５３のスプール２８１が図３の下側に移動する。これにより、上記油圧シリンダ４６ｃへの第２供給油圧Ｐoutが低下する。
　具体的には、リニアソレノイド弁ＳＬＰにより調圧される第１供給油圧Ｐinおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳにより調圧される第２供給油圧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可変プーリの４２，４６に発生させるように制御される。また、第１供給油圧Ｐinと第２供給油圧Ｐoutとの相互関係で、後述する可変プーリの４２，４６の推力比Ｒw（＝Ｗout／Ｗin）が変更されることによりベルト式変速機１８の変速比γが変更される。例えば、その推力比Ｒwが大きくされるほど変速比γが大きくなる。
　セレクトレデューシングバルブ１５５は、ライン圧ＰＬを調節するためのパイロット圧を調節してプライマリレギュレータバルブ１５３に供給する。セレクトレデューシングバルブ１５５は、軸方向に移動可能な第１スプール２０１と、その第１スプール２０１と同一軸心を有して直列に配設された軸方向に移動可能な第２スプール２０２と、第２スプール２０２の第１スプール２０１側とは反対側である一端側（図３での下端側）に圧縮状態で配置されたスプリング２０３と、第１スプール２０１及び第２スプール２０２を挟んでスプリング２０３側とは反対側の端部に形成された第１制御油圧ポート２０４と、第１スプール２０１と第２スプール２０２との間の空間に油圧が供給されるように形成された第２制御油圧ポート２０５と、スプリング２０３が配置される一端側の端部に形成された第３制御油圧ポート２０６とを備えている。第１制御油圧ポート２０４には、第１油圧コントロールバルブ２５１の出力ポート２６４が接続（連通）されており、その第１油圧コントロールバルブ２５１によって調圧された油圧すなわち前記油圧シリンダ４２ｃへの第１供給油圧Ｐinが第１制御油圧ポート２０４に印加される。また、第２制御油圧ポート２０５にはリニアソレノイド弁ＳＬＳが接続されており、そのリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力する制御油圧ＰSLSが第２制御油圧ポート２０５に印加される。また、第３制御油圧ポート２０６にはＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１が接続されており、そのＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の出力する制御油圧が第３制御油圧ポート２０６に印加される。
　また、セレクトレデューシングバルブ１５５は、スプリング２０３が配置される一端側の端部に形成されたフィードバックポート２０７と、モジュレータバルブ１５６に接続された入力ポート２０８と、プライマリレギュレータバルブ１５３の制御油圧ポート１８５に接続された出力ポート２０９とを備えている。
　このように構成されたセレクトレデューシングバルブ１５５は、第１制御油圧ポート２０４から導入される第１油圧コントロールバルブ２５１の出力油圧Ｐinと、第２制御油圧ポート２０５から導入されるリニアソレノイド弁ＳＬＳの制御油圧ＰSLSと、第３制御油圧ポート２０６から導入されるＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の制御油圧とをパイロット圧として作動する。
　詳細に言えば、セレクトレデューシングバルブ１５５の出力油圧の調節には、第１油圧コントロールバルブ２５１の出力油圧Ｐinの第１スプール２０１へ作用する推力とリニアソレノイド弁ＳＬＳの制御油圧ＰSLSの第２スプール２０２へ作用する推力とのうち、大きい方の推力が寄与する。例えば、第１油圧コントロールバルブ２５１の出力油圧Ｐinの第１スプール２０１へ作用する推力の方が大きい場合、図３の右半分に示すように、第１スプール２０１と第２スプール２０２とが互いに接触した状態で一体的に軸方向（図３での上下方向）に移動する。従って、セレクトレデューシングバルブ１５５の出力ポート２０９から出力される出力油圧は、第１油圧コントロールバルブ２５１の出力油圧Ｐinに応じて調節される。
　その一方で、リニアソレノイド弁ＳＬＳの制御油圧ＰSLSの第２スプール２０２へ作用する推力の方が大きい場合、図３の左半分に示すように、第１スプール２０１と第２スプール２０２とが互いに離間した状態で、第２スプール２０２が軸方向（図３での上下方向）に移動する。従って、前記出力ポート２０９から出力される出力油圧は、リニアソレノイド弁ＳＬＳの制御油圧ＰSLSに応じて調節される。
　また、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の制御油圧は、開状態（非通電時）のときだけ第２スプール２０２に作用し、閉状態（通電時）のときには作用しない。すなわち、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の制御油圧は、前記出力ポート２０９から出力される出力油圧の調節には上記開状態（非通電時）のときだけ寄与し、上記閉状態（通電時）のときには寄与しないようになっている。
　このため、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１が開状態の場合には、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の制御油圧の第２スプール２０２へ作用する推力およびスプリング２０３の付勢力の合成力と、上述した大きい方の推力とのバランスによって、第２スプール２０２が軸方向（図３での上下方向）に摺動する。これにより、セレクトレデューシングバルブ１５５では、入力ポート２０８に供給されるモジュレータ油圧ＰＭが調圧されて、出力ポート２０９から出力される。
　一方、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１が閉状態の場合には、スプリング２０３の付勢力と、上述した大きい方の推力とのバランスによって、第２スプール２０２が軸方向（図３での上下方向）に摺動する。これにより、セレクトレデューシングバルブ１５５では、入力ポート２０８に供給されるモジュレータ油圧ＰＭが調圧されて、出力ポート２０９から出力される。
　そして、プライマリレギュレータバルブ１５３は、セレクトレデューシングバルブ１５５の出力ポート２０９から出力される出力油圧をパイロット圧として作動し、ライン圧ＰＬを調節する。
　このような油圧回路構成から、第１油圧コントロールバルブ２５１の出力油圧Ｐinおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの制御油圧ＰSLSが変化しなければ、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１が閉状態のときには、開状態のときと比較して、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の制御油圧が第２スプール２０２に作用しない分だけ第２スプール２０２が図３の下方に移動し、セレクトレデューシングバルブ１５５の出力油圧が高くなる。逆に、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１が開状態のときには、閉状態のときと比較して、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の制御油圧が第２スプール２０２に作用する分だけ第２スプール２０２が図３の上方に移動し、セレクトレデューシングバルブ１５５の出力油圧が低くなる。従って、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１を閉状態と開状態との間で切り換えることによって、セレクトレデューシングバルブ１５５の出力油圧を、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の制御油圧に相当する分だけ変更することができる。それと共に、その切り換えにより、ライン圧ＰＬをＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１の制御油圧に相当する分だけ増減することができる。
　具体的には、通常走行時には、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１は非通電とされて開状態にされる。また、ライン圧ＰＬは、プライマリレギュレータバルブ１５３およびセレクトレデューシングバルブ１５５の作動によって、第１油圧コントロールバルブ２５１の出力油圧Ｐinおよび第２油圧コントロールバルブ２５３の出力油圧Ｐoutのうち高い方と比較して所定の余裕圧だけ高く調圧される。従って、第１油圧コントロールバルブ２５１および第２油圧コントロールバルブ２５３の調圧動作において元圧であるライン圧ＰＬが不足するということが回避されると共に、ライン圧ＰＬが不必要に高くされないようにすることが可能である。一方、マニュアルモードでの走行状態等に急変速が行われる場合などには、変速比γの単位時間当たりの変化量Δγすなわち変速速度Δγを高くすることが必要とされる。その場合、例えば上記変速速度Δγが所定値を超えて高くされる場合には、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１は通電されて閉状態にされる。これにより、ライン圧ＰＬは、ＯＮ－ＯＦＦソレノイド弁ＳＬ１が開状態である場合と比較して迅速に高められる。従って、高変速速度の変速時（急変速時）においてもライン圧ＰＬが不足するということが回避される。
　図４は、電子制御装置８０が備えている制御機能の要部を説明するための機能ブロック線図である。図４に示すように、電子制御装置８０は、変速判断部としての変速判断手段１０２と、変速制御部としての変速制御手段１０４とを備えている。
　変速判断手段１０２は、ベルト式変速機１８の変速（ダウンシフト、アップシフト）に関する前提条件を決定し、その変速に関する判断を行う。具体的には、変速判断手段１０２は変速目標値決定手段として機能して、ベルト式変速機１８の変速を実行する際には、ベルト式変速機１８の変速後に達成すべき変速比γである変速後目標変速比γ１*を決定する。例えば、変速判断手段１０２は、変速後目標変速比γ１*と車速Ｖおよびアクセル開度Ａccとの予め実験的に設定された関係である変速マップを記憶しており、その変速マップから車速Ｖおよびアクセル開度Ａccに基づいて変速後目標変速比γ１*を決定する。そして、変速判断手段１０２は、迅速且つ滑らかな変速が実現されるように予め実験的に設定された関係から、変速開始前の変速比γと変速後目標変速比γ１*とそれらの差とに基づいて、変速中の過渡的な変速比γの目標値すなわち目標変速比γ*を決定する。例えば、変速判断手段１０２は、変速中に逐次変化させる目標変速比γ*を、変速開始時から変速後目標変速比γ１*に向かって変化する滑らかな曲線（例えば１次遅れ曲線）に沿って変化する経過時間の関数として決定する。すなわち、変速判断手段１０２は、ベルト式変速機１８の変速中において、変速開始時からの時間経過に従って上記目標変速比γ*を、変速開始前の変速比γから変速後目標変速比γ１*に近付くように逐次変化させる。そして、この目標変速比γ*の時間変化率が前記変速速度Δγの目標値としての目標変速速度Δγ*である。つまり、変速判断手段１０２は、上記経過時間の関数として目標変速比γ*を決定するので、変速中における目標変速速度Δγ*も決定していることになる。例えば変速が完了して目標変速比γ*が一定になれば、目標変速速度Δγ*は零になる。
　そして、変速判断手段１０２は、上記決定した変速後目標変速比γ１*が変速開始前の変速比γよりも大きく（γ１*＞γ）、且つ、その変速後目標変速比γ１*と変速開始前の変速比γとの差（＝γ１*－γ）が急変速の判断のために予め実験的に設定された急変速判定値を超えている場合には、変速制御手段１０４がこれから実行する変速制御が急速ダウンシフトであると判断する。
　変速制御手段１０４は、変速判断手段１０２が決定した目標変速比γ*と目標変速速度Δγ*とを逐次受け取り、ベルト滑りが発生しないようにしつつその目標変速比γ*および目標変速速度Δγ*を達成するように、前記第１供給油圧Ｐinの指令値又は目標値としての第１可変プーリ指示油圧Pintgtと前記第２供給油圧Ｐoutの指令値又は目標値としての第２可変プーリ指示油圧Pouttgtとを決定する。そして、変速制御手段１０４は、第１油圧センサ９６により検出される第１供給油圧Ｐinを第１可変プーリ指示油圧Pintgtに一致させるように、且つ、第２油圧センサ９７により検出される第２供給油圧Ｐoutを第２可変プーリ指示油圧Pouttgtに一致させるように、リニアソレノイド弁ＳＬＰおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの制御電流を調節してフィードバック制御を行う。このようにして、変速制御手段１０４は、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃの油圧（内圧）および第２可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃの油圧（内圧）を、第１可変プーリ指示油圧Pintgtおよび第２可変プーリ指示油圧Pouttgtに従ってそれぞれ制御することによりベルト式変速機１８の変速比γを目標変速比γ*に一致させるようにその変速比γを制御する。
　例えば、第１可変プーリ指示油圧Pintgtと第２可変プーリ指示油圧Pouttgtとの決定に際し、変速制御手段１０４は、図５に示すような予め実験的に設定された関係から、目標変速比γ*に基づいて、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃが軸方向に発生する第１可変プーリ推力Ｗin（単位は例えば「Ｎ」）に対する第２可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃが軸方向に発生する第２可変プーリ推力Ｗout（単位は例えば「Ｎ」）の比率である推力比Ｒw（＝Ｗout／Ｗin）を決定する。その推力比Ｒwは、図５のように、目標変速比γ*が大きいほど大きくなるものであり、上記目標変速比γ*に基づいて決定された推力比Ｒwは、ベルト式変速機１８の変速比γをその目標変速比γ*で定常的に維持するための推力比Ｒw、すなわち、変速比γをその目標変速比γ*で一定に維持するための推力比Ｒwである。
　そして、変速制御手段１０４は、変速判断手段１０２により前記急速ダウンシフトであると判断された場合、すなわち、変速判断手段１０２が決定した目標変速比γ*及び目標変速速度Δγ*を達成する変速制御が急速ダウンシフトである場合には、スロットル弁開度θth、エンジン回転速度Ｎe、及びタービン回転速度Ｎt等から推定した入力軸３６まわりの推定入力トルクと目標変速比γ*とに基づいて予め実験的に設定された関係から、可及的に低圧であり且つベルト滑りが生じない第１供給油圧Ｐinを求め、その求めた第１供給油圧Ｐinを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nとして決定する。それと共に、変速制御手段１０４は、前記目標変速比γ*に基づき決定した推力比Ｒwと上記第１可変プーリ維持圧Ｐin_nとに基づき、両可変プーリ４２，４６の油圧シリンダ４２ｃ，４６ｃの各受圧面積を加味して、第１可変プーリ維持圧Ｐin_nとの関係で上記推力比Ｒwを成立させる第２供給油圧Ｐoutを求め、その求めた第２供給油圧Ｐoutを第２可変プーリ維持圧Ｐout_nとして決定する。このとき、第１供給油圧Ｐinと油圧シリンダ４２ｃの内圧とが一致しており、第２供給油圧Ｐoutと油圧シリンダ４６ｃの内圧とが一致しているものとして、第１可変プーリ維持圧Ｐin_nおよび第２可変プーリ維持圧Ｐout_nを決定する。すなわち、このようにして決定された第１可変プーリ維持圧Ｐin_nは第１可変プーリ定常圧と呼んでもよく、目標変速比γ*を定常的に維持するための第１供給油圧Ｐin、言い換えれば変速比γを目標変速比γ*で一定に維持するための第１供給油圧Ｐinであり、第２可変プーリ維持圧Ｐout_nは第２可変プーリ定常圧と呼んでもよく、目標変速比γ*を定常的に維持するための第２供給油圧Ｐout、言い換えれば変速比γを目標変速比γ*で一定に維持するための第２供給油圧Ｐoutであると言える。従って、第１可変プーリ維持圧Ｐin_nと第２可変プーリ維持圧Ｐout_nとはそれぞれ、ベルト式変速機１８の変速中に目標変速比γ*の変化に連れて変化する。
　また、変速制御手段１０４は、上記の第１可変プーリ維持圧Ｐin_nおよび第２可変プーリ維持圧Ｐout_nを決定することと共に、目標変速速度Δγ*を実現するための変速差圧Ｐdfを決定する。具体的に、変速制御手段１０４は、図６に示すような変速差圧Ｐdfと目標変速速度Δγ*との予め実験的に設定された関係を記憶しており、その図６の関係から、目標変速速度Δγ*に基づいて変速差圧Ｐdfを決定する。図６から明らかなように、変速差圧Ｐdfは零以上の値であり、目標変速速度Δγ*が大きいほど大きくなるように決定される。また、変速差圧Ｐdfは例えば目標変速速度Δγ*が零であれば零に決定される。
　変速制御手段１０４は、第１可変プーリ維持圧Ｐin_n、第２可変プーリ維持圧Ｐout_n、及び変速差圧Ｐdfを決定すると、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに設定すると共に、第２可変プーリ指示油圧Pouttgtを第２可変プーリ維持圧Ｐout_nと変速差圧Ｐdfとの和に設定する。このようにして、変速制御手段１０４は、前記急速ダウンシフトであると判断された場合には、第１可変プーリ指示油圧Pintgtと第２可変プーリ指示油圧Pouttgtとを決定し、その第１可変プーリ指示油圧Pintgtと第２可変プーリ指示油圧Pouttgtとに基づいて前記フィードバック制御を行い上記急速ダウンシフトを実行する。
　上記のようにして変速制御手段１０４は上記急速ダウンシフトを実行しても差し支えないが、本実施例では、急速ダウンシフトにおける変速応答性を向上させるため、変速制御手段１０４は、前記急速ダウンシフトであると判断された場合、言い換えれば、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに設定してダウンシフトを実行する場合には、第１可変プーリ指示油圧Pintgtに一時的に補正を加える。
　すなわち、変速制御手段１０４は、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに設定してダウンシフトを実行する場合において、そのダウンシフトの開始時に第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して一時的に低くする指示油圧補正制御を実行する。この指示油圧補正制御を図７のタイムチャートを例に説明する。
　図７は、アクセルペダルが大きく踏み込まれて前記急速ダウンシフトが実行される場合を例として前記指示油圧補正制御を説明するためのタイムチャートである。図７では上から順に、アクセル開度センサ８４により検出されるアクセル開度Ａcc、出力軸回転速度Ｎoutと入力軸回転速度Ｎinとに基づいて算出されるベルト式変速機１８の変速比γ、第２油圧センサ９７により検出される第２供給油圧（セカンダリ圧）Ｐout、第１油圧センサ９６により検出される第１供給油圧（プライマリ圧）Ｐinがそれぞれ実線で示されている。また、第１供給油圧Ｐin（実線）に併せて第１供給油圧Ｐinの指示圧である第１可変プーリ指示油圧Pintgtが破線で示されている。なお、第１供給油圧Ｐinを表す実線と第１可変プーリ指示油圧Pintgtを表す破線とは、タイムチャートを見易く表示するために、相互に重なり合わないように敢えて僅かにずらして表示されている。
　図７のt1時点では、アクセル開度Ａccが急に大きくなっている。これにより、t1時点において、変速判断手段１０２は、変速制御手段１０４がこれから実行する変速制御が急速ダウンシフトであると判断する。そして、変速制御手段１０４は、t1時点からその急速ダウンシフトの実行を開始する。すなわち、図７では、t1時点がダウンシフトの開始時である。t1時点からは、第１供給油圧Ｐinと第２供給油圧Ｐoutとが、ベルト式変速機１８の変速比γを目標変速比γ*に一致させるようにそれぞれ変化させられている。また、変速制御手段１０４は、ダウンシフト中には基本的には第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに設定するが、そのダウンシフトの開始時（t1時点）に第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して一時的に低くしていることが破線で示されている。具体的に、図７の第１可変プーリ指示油圧Pintgtの一時的低下では、変速制御手段１０４は、t1時点から所定の指示油圧補正時間TIMEcが経過するまで、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して所定の補正圧Pintgtcの分だけ低くし、その指示油圧補正時間TIMEcの経過後には第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nにする。このようなダウンシフト開始時における第１可変プーリ指示油圧Pintgtの一時的低下により、t1時点直後に第１供給油圧Ｐinが低下し、第１供給油圧Ｐin（実線）の第１可変プーリ指示油圧Pintgt（破線）に対する追従性が向上している。図７では、第１可変プーリ指示油圧Pintgtの一時的低下の際には、第１可変プーリ指示油圧Pintgtは、t1時点の第１可変プーリ維持圧Ｐin_nを基準として補正圧Pintgtcの分だけ低くされているが、指示油圧補正時間TIMEcが経過するまでの間で逐次変更される第１可変プーリ維持圧Ｐin_nを基準として補正圧Pintgtcの分だけ低くされても差し支えない。上記指示油圧補正時間TIMEcは極僅かの時間であって、指示油圧補正時間TIMEcおよび補正圧Pintgtcは、ベルト滑りを生じない程度に第１供給油圧Ｐinをダウンシフト開始時に低下させ変速応答性を向上させるように実験的に設定されたパラメータである。また、上記指示油圧補正時間TIMEcおよび補正圧Pintgtcの一方または両方は一定値であっても差し支えないが、本実施例では、変速制御手段１０４は、指示油圧補正時間TIMEcを図８に示すように目標変速速度Δγ*が大きいほど長く設定すると共に、補正圧Pintgtcを図９に示すように目標変速速度Δγ*が大きいほど大きく設定する。上記指示油圧補正時間TIMEcと補正圧Pintgtcとを設定する基準となる目標変速速度Δγ*は、変速（ダウンシフト）中であって変速開始時から一定時間経過した時点など変速中のいつの時点でのものであっても差し支えないが、本実施例では、変速中の目標変速速度Δγ*の最大値とされる。
　図１０は、電子制御装置８０の制御作動の要部、すなわち、ベルト式変速機１８の急速ダウンシフトを実行するときの制御作動を説明するためのフローチャートであり、例えば数msec乃至数十msec程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。
　先ず、変速判断手段１０２に対応するステップ（以下、「ステップ」を省略する）ＳＡ１においては、ベルト式変速機１８の急速ダウンシフトが要求されたか否か、すなわち、これから実行される変速制御または実行中の変速制御が急速ダウンシフトであるか否かが判断される。このＳＡ１の判断が肯定された場合、すなわち、これから実行される変速制御または実行中の変速制御が急速ダウンシフトである場合には、ＳＡ２に移る。一方、このＳＡ１の判断が否定された場合には、本フローチャートは終了する。
　ＳＡ２においては、急速ダウンシフトの開始時からの経過時間が前記指示油圧補正時間TIMEc未満であるか、すなわち、急速ダウンシフトの開始時から指示油圧補正時間TIMEcが未だ経過していないか否かが判断される。このＳＡ２の判断が肯定された場合、すなわち、急速ダウンシフトの開始時からの経過時間が前記指示油圧補正時間TIMEc未満である場合には、ＳＡ３に移る。一方、このＳＡ２の判断が否定された場合には、ＳＡ４に移る。
　ＳＡ３においては、下記式（１）に示すように、第２可変プーリ指示油圧Pouttgtが第２可変プーリ維持圧Ｐout_nと変速差圧Ｐdfとの和に設定される。それと共に、第１可変プーリ指示油圧Pintgtが第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して前記補正圧Pintgtcの分だけ低く設定される。すなわち、下記式（２）に示すように、第１可変プーリ指示油圧Pintgtが、第１可変プーリ維持圧Ｐin_nから補正圧Pintgtcを差し引いて得た値に設定される。そして、その設定された第１可変プーリ指示油圧Pintgtおよび第２可変プーリ指示油圧Pouttgtに基づいてベルト式変速機１８の急速ダウンシフトが実行され或いは継続される。
　　Pouttgt＝Ｐout_n＋Ｐdf　・・・（１）
　　Pintgt＝Ｐin_n－Pintgtc　・・・（２）
　ＳＡ４においては、前記式（１）に示すように、第２可変プーリ指示油圧Pouttgtが第２可変プーリ維持圧Ｐout_nと変速差圧Ｐdfとの和に設定される。それと共に、下記式（３）に示すように、第１可変プーリ指示油圧Pintgtが第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに設定される。そして、その設定された第１可変プーリ指示油圧Pintgtおよび第２可変プーリ指示油圧Pouttgtに基づいてベルト式変速機１８の急速ダウンシフトが実行され或いは継続される。なお、ＳＡ２～ＳＡ４は変速制御手段１０４に対応する。
　　Pintgt＝Ｐin_n　・・・（３）
　本実施例によれば、変速制御手段１０４は、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに設定してダウンシフトを実行する場合において、そのダウンシフトの開始時に第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して一時的に低くする前記指示油圧補正制御を実行する。従って、第１可変プーリ指示油圧Pintgtの一時的な低下により、図７のタイムチャートに示すように、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃが受け入れる油圧すなわち第１供給油圧Ｐinをダウンシフト開始直後にダウンシフト開始前と比較して低下させることができるので、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃから作動油が排出され易くなる。そのため、ベルト式変速機１８のダウンシフトの際に、例えば急速ダウンシフトの際に、第１可変プーリ４２の有効径を小さくすると共に第２可変プーリ４６の有効径を大きくするという応答性すなわち変速応答性を十分に得ることが可能である。また、ダウンシフト開始時の第１可変プーリ指示油圧Pintgtの低下は一時的なものであるので、第１可変プーリ４２が備える油圧シリンダ４２ｃの内圧は油圧制御回路１５０が有するオリフィス２９０や油路２９２の管路抵抗などに起因してあまり低下せず、そのため、ベルト滑りを適切に防止できる。
　また、本実施例によれば、オリフィス２９０が、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃと第１油圧コントロールバルブ２５１との間の油路２９２に設けられている。従って、オリフィス２９０は第１可変プーリ４２が備える油圧シリンダ４２ｃの内圧の変化を妨げるように作用するので、そのオリフィス２９０が無い場合と比較して、より確実にベルト滑りを防止することが可能である。
　また、本実施例によれば、変速制御手段１０４は、ダウンシフト開始時に第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して一時的に低くするとき、すなわち、前記指示油圧補正制御を実行するときには、図９に示すように、第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対する第１可変プーリ指示油圧Pintgtの低下幅である前記補正圧Pintgtcを、上記ダウンシフトにおける目標変速速度Δγ*が大きいほど大きくする。従って、上記ダウンシフト開始直後における第１供給油圧Ｐinの低下幅も上記目標変速速度Δγ*が大きいほど大きくなるので、その目標変速速度Δγ*の大きさに応じて変速応答性を変更することができる。
　また、本実施例によれば、変速制御手段１０４は、ダウンシフト開始時に第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して一時的に低くするとき、すなわち、前記指示油圧補正制御を実行するときには、図８に示すように、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して一時的に低くする時間である前記指示油圧補正時間TIMEcを、上記ダウンシフトにおける目標変速速度Δγ*が大きいほど長くする。従って、上記ダウンシフト開始直後における第１供給油圧Ｐinの低下幅も上記目標変速速度Δγ*が大きいほど大きくなるので、その目標変速速度Δγ*の大きさに応じて変速応答性を変更することができる。
　また、本実施例によれば、変速制御手段１０４は、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに設定して実行するダウンシフト、すなわち、前記急速ダウンシフトでは、第２可変プーリ指示油圧Pouttgtを第２可変プーリ維持圧Ｐout_nと変速差圧Ｐdfとの和に設定する。従って、第２可変プーリ指示油圧Pouttgtを第２可変プーリ維持圧Ｐout_nにすると共に第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して減ずることにより上記ダウンシフトを行う場合と比較して、より確実にベルト滑りを防止することが可能である。
　また、本実施例によれば、図１０のフローチャートに示すように、変速制御手段１０４は、前記指示油圧補正制御の実行によりダウンシフト開始時に第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nに対して一時的に低くした後、すなわちダウンシフト開始時から指示油圧補正時間TIMEcが経過した後には、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nにする。従って、第１可変プーリ指示油圧Pintgtを第１可変プーリ維持圧Ｐin_nにしてからの油圧制御を、第１可変プーリ指示油圧Pintgtの一時的な低下を行わない油圧制御と同様にして実行することが可能である。
　以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
　例えば、前述の実施例において、図１の車両用駆動装置１０は走行用駆動力源としてエンジン１２だけを備えているが、そのエンジン１２とともに電動機を備えたハイブリッド車両用の駆動装置であってよく、或いは、エンジン１２に替えて電動機を備えた電気自動車用の駆動装置であってよい。
　また、前述の実施例において、前記指示油圧補正制御は、前記急速ダウンシフトの開始時に実行されるものであるが、急速ダウンシフトに限らず、ダウンシフト全般において実行されても差し支えない。
　また、前述の実施例の図３において、第１可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃへの油圧供給口にオリフィス２９０が設けられていることによりその油圧シリンダ４２ｃの内圧が急減し難くなっているが、例えば油路２９２の管路抵抗等のより上記油圧シリンダ４２ｃの内圧が急減し難くくなっていれば、そのオリフィス２９０は無くても差し支えない。
　また、前述の実施例において、図８および図９の横軸は目標変速速度Δγ*であるが、目標変速速度Δγ*に替えて、変速後目標変速比γ１*と変速開始前の変速比γとの差（＝γ１*－γ）すなわち変速比偏差が図８および図９の横軸とされていても差し支えない。すなわち、指示油圧補正時間TIMEcは上記変速比偏差が大きいほど長く設定されても差し支えなく、また、補正圧Pintgtcは上記変速比偏差が大きいほど大きく設定されても差し支えない。
　また、前述の実施例において、変速判断手段１０２は、車速Ｖおよびアクセル開度Ａccに基づいて変速後目標変速比γ１*を決定するが、これはあくまで例示であり、その変速後目標変速比γ１*は、車速Ｖおよびアクセル開度Ａcc以外の走行状態を表す他のパラメータを用いて決定されても差し支えない。
　その他、一々例示はしないが、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲内において種々の変更が加えられて実施されるものである。
１０：車両用駆動装置（車両用変速制御装置）
１８：ベルト式変速機
４２：第１可変プーリ
４２ｃ：油圧シリンダ
４６：第２可変プーリ
４６ｃ：油圧シリンダ
４８：伝動ベルト
８０：電子制御装置（車両用変速制御装置）
２５１：第１油圧コントロールバルブ（油圧制御弁）
２９０：オリフィス

Claims (6)

  1. 　駆動力源側の第１可変プーリと駆動輪側の第２可変プーリとそれらの可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを含むベルト式変速機を備えており、前記第１可変プーリの油圧シリンダの油圧および前記第２可変プーリの油圧シリンダの油圧を、第１可変プーリ指示油圧および第２可変プーリ指示油圧に従ってそれぞれ制御することにより前記ベルト式変速機の変速比を目標変速比に一致させるように該変速比を制御する車両用変速制御装置であって、
    　前記第１可変プーリ指示油圧を、前記ベルト式変速機の目標変速比を維持するための第１可変プーリ維持圧にして該ベルト式変速機のダウンシフトを実行する場合において、該ダウンシフトの開始時に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くする
    　ことを特徴とする車両用変速制御装置。
  2. 　前記第１可変プーリの油圧シリンダと該第１可変プーリの油圧シリンダに供給される供給油圧を調圧する油圧制御弁との間の油路にオリフィスが設けられている
    　ことを特徴とする請求項１に記載の車両用変速制御装置。
  3. 　前記ダウンシフトの開始時に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くするときには、該第１可変プーリ維持圧に対する該第１可変プーリ指示油圧の低下幅を目標変速速度が大きいほど大きくする
    　ことを特徴とする請求項１または２に記載の車両用変速制御装置。
  4. 　前記ダウンシフトの開始時に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くするときには、該第１可変プーリ指示油圧を該第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くする時間を目標変速速度が大きいほど長くする
    　ことを特徴とする請求項１から３の何れか１項に記載の車両用変速制御装置。
  5. 　前記ダウンシフトでは、前記第２可変プーリ指示油圧を、前記目標変速比を維持するための第２可変プーリ維持圧と目標変速速度を実現するための変速差圧との和とする
    　ことを特徴とする請求項１から４の何れか１項に記載の車両用変速制御装置。
  6. 　前記ダウンシフトの開始時に前記第１可変プーリ指示油圧を前記第１可変プーリ維持圧に対して一時的に低くした後には、該第１可変プーリ指示油圧を該第１可変プーリ維持圧にする
    　ことを特徴とする請求項１から５の何れか１項に記載の車両用変速制御装置。
     
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