JP2008008339A - Transmission control device for vehicular continuously variable transmission - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To restrain slipping of a belt in starting of a vehicle when a speed ratio of a continuously variable transmission is determined to be the lowest speed side speed ratio, in a transmission control device for the continuously variable transmission wherein hydraulic fluid is sealed in a driving side hydraulic actuator when the vehicle speed is equal to or lower than the prescribed vehicle speed. <P>SOLUTION: In this transmission control device, supply/discharge of the hydraulic fluid to a driving side hydraulic cylinder 42c is controlled by a transmission control means 152 in order to maintain a maximum speed ratio γmax in starting of the vehicle after stopping the vehicle on the condition that a transmission belt 48 is determined as being in the most reduced speed state in stopping of the vehicle by a most reduced speed state determination means 166 and fluctuation is not determined as occurring in input torque T<SB>IN</SB>input to a driving side pulley 42 when closing control is performed by a torque fluctuation determination means 168. Accordingly, the hydraulic fluid is not supplied/discharged to the driving side hydraulic cylinder 42c when the fluctuation occurs in the input torque T<SB>IN</SB>and the transmission belt 48 is out of the most reduced speed state, and slipping of the belt can be prevented. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、油圧アクチュエータにより有効径が変化させられる一対のプーリとその一対の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無段変速機の変速制御装置に係り、特に、発進時における変速制御に関するものである。   The present invention relates to a shift control device for a belt-type continuously variable transmission having a pair of pulleys whose effective diameter is changed by a hydraulic actuator and a transmission belt wound around the pair of pulleys, and more particularly It is about control.

駆動側プーリおよび従動側プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する車両用無段変速機の変速制御装置において、駆動側プーリの溝幅を変更するための駆動側油圧アクチュエータとその駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御することによって駆動側プーリの溝幅を変更する変速制御弁とを備え、回転速度センサにより回転部材の回転速度が検出可能な所定車速を超える車両状態ではその回転速度の目標値と実際値との偏差に基づいて変速制御弁によって駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御して無段変速機の変速を行う一方で、その回転速度が検出困難な所定車速以下の車両状態では変速制御弁によって駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機の変速比を所定の変速比とすることが良く知られている。   A drive-side hydraulic actuator for changing the groove width of a drive-side pulley and its drive in a transmission control device for a continuously variable transmission for a vehicle having a drive-side pulley, a driven-side pulley, and a belt wound around both pulleys In a vehicle state in which the rotational speed of the rotating member exceeds a predetermined vehicle speed that can be detected by the rotational speed sensor. While the variable speed control valve controls the supply and discharge of hydraulic fluid to the drive hydraulic actuator based on the deviation between the target value and the actual value of the rotational speed, the continuously variable transmission is shifted, but the rotational speed is difficult to detect. When the vehicle speed is less than the predetermined vehicle speed, the gear ratio of the continuously variable transmission is determined by confining the hydraulic oil in the drive hydraulic actuator by the shift control valve. It is well known that the transmission ratio.

例えば、所定車速を超える車両走行の際には、変速制御弁によって、作動油が駆動側油圧アクチュエータへ供給されることにより駆動側プーリの溝幅が狭くされて無段変速機がアップシフトされ、駆動側油圧アクチュエータの作動油が排出されることにより駆動側プーリの溝幅が広くされて無段変速機がダウンシフトされる。また、車両停止の際には、変速制御弁によって駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態とする所謂閉じ込み制御が行われることにより、無段変速機の変速比が最低速側変速比とされる、すなわちベルトが最減速状態に戻される。   For example, when the vehicle travels above a predetermined vehicle speed, the drive oil is supplied to the drive-side hydraulic actuator by the shift control valve, thereby narrowing the groove width of the drive-side pulley and upshifting the continuously variable transmission, By discharging the hydraulic oil from the drive side hydraulic actuator, the groove width of the drive side pulley is widened and the continuously variable transmission is downshifted. Further, when the vehicle is stopped, so-called closing control is performed in which the hydraulic oil is confined in the drive side hydraulic actuator by the speed change control valve, so that the speed ratio of the continuously variable transmission becomes the lowest speed side speed ratio. That is, the belt is returned to the maximum deceleration state.

上記閉じ込み制御においては、駆動側油圧アクチュエータに対して僅かではあるが油圧が作用していることから、閉じ込み制御後の車両発進の際に駆動側プーリの回転に伴ってアップシフトが生じるおそれがある。そこで、閉じ込み制御後の車両発進時には、所定車速を超えるまでダウンシフト指令を出力して駆動側油圧アクチュエータ内の作動油を排出する所謂デューティダウン制御（Duty Down制御）を実行し、アップシフトを防止して変速機の変速比を最低速側変速比に維持することが考えられる。このデューティダウン制御が実行されて駆動側油圧アクチュエータ内の作動油が排出されたとしても、車両停止の際にベルトが最減速状態に戻されている場合には駆動側プーリの溝幅が増大されることはない。しかし、車両停止の際にベルトが最減速状態に戻されていない場合には、上記デューティダウン制御が実行されると駆動側プーリの溝幅が増大されてベルトが緩み、ベルト滑りが生じるおそれがある。   In the closing control described above, since a slight hydraulic pressure is applied to the drive side hydraulic actuator, an upshift may occur with the rotation of the drive side pulley when the vehicle starts after the closing control. There is. Therefore, when the vehicle starts after the closing control, a so-called duty down control (Duty Down control) is performed in which a downshift command is output until the predetermined vehicle speed is exceeded and the hydraulic oil in the drive side hydraulic actuator is discharged, and the upshift is performed. It may be possible to prevent and maintain the transmission gear ratio at the lowest speed side gear ratio. Even when the duty-down control is executed and the hydraulic oil in the drive-side hydraulic actuator is discharged, the groove width of the drive-side pulley is increased when the belt is returned to the maximum deceleration state when the vehicle is stopped. Never happen. However, if the belt is not returned to the maximum deceleration state when the vehicle is stopped, the groove width of the driving pulley is increased and the belt is loosened when the duty down control is executed. is there.

このようなベルト滑りの発生を回避するために、例えば特許文献１には、ベルトが最減速状態に戻ったか否かを判定すると共に、車両発進時にはベルトが最減速状態に戻っている旨が判定されていることを条件として、ダウンシフト指令を出力するベルト式無段変速機の変速制御装置が提案されている。   In order to avoid the occurrence of such belt slip, for example, Patent Document 1 determines whether or not the belt has returned to the maximum deceleration state, and also determines that the belt has returned to the maximum deceleration state when the vehicle starts. On the condition that this is done, a shift control device for a belt-type continuously variable transmission that outputs a downshift command has been proposed.

特開２００２−１８１１７７号公報JP 2002-181177 A

ところで、ベルトが最減速状態に戻っている旨が判定されている閉じ込み制御中に、シフトポジションが走行ポジションとニュートラルポジションとの間で操作される所謂ガレージシフトや、シフトポジションが走行ポジションとされているときに無段変速機への動力伝達経路が遮断される所謂ニュートラル制御が行われる場合がある。このようなガレージシフトやニュートラル制御が行われると、駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じて駆動側プーリが回転することにより、上述したようにアップシフトが生じるおそれがある。また、坂路等の車両状態によってはブレーキオフに伴い車両が動き出すことがあり、このようなときにも駆動側プーリが回転することにより、アップシフトが生じるおそれがある。   By the way, a so-called garage shift in which the shift position is operated between the travel position and the neutral position during the closing control in which it is determined that the belt has returned to the maximum deceleration state, or the shift position is set as the travel position. In some cases, so-called neutral control is performed in which the power transmission path to the continuously variable transmission is interrupted. When such a garage shift or neutral control is performed, the input torque input to the drive-side pulley varies and the drive-side pulley rotates, which may cause an upshift as described above. Further, depending on the state of the vehicle such as a slope, the vehicle may start to move when the brake is turned off, and an upshift may occur due to the rotation of the driving pulley even in such a case.

このようなアップシフトが生じてベルトが最減速状態から外れたときに、ベルトが最減速状態に戻っている旨の判定が否定されれば良いが、回転速度センサによる回転速度の検出が困難な所定車速以下の車両状態では、ベルトが最減速状態から外れたとしてもこの旨の判定が否定されず引き続きベルトが最減速状態に戻っている旨が判定される。   When such an upshift occurs and the belt deviates from the maximum deceleration state, it may be denied that the belt has returned to the maximum deceleration state, but it is difficult to detect the rotation speed with the rotation speed sensor. In a vehicle state of a predetermined vehicle speed or less, even if the belt is out of the most decelerated state, the determination to that effect is not denied and it is determined that the belt continues to return to the most decelerated state.

そうすると、上記のようなアップシフトが生じてベルトが最減速状態から外れている状態であっても、上記特許文献１に提案されるようにダウンシフト指令が出力されることから、駆動側プーリの溝幅が増大されてベルトが緩み、ベルト滑りが生じるおそれがある。   Then, even if the above-described upshift occurs and the belt is out of the most decelerated state, a downshift command is output as proposed in Patent Document 1, so the drive pulley There is a possibility that the groove width increases, the belt loosens, and belt slippage occurs.

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、所定車速以下の車両状態では駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として変速比を所定の変速比とする車両用無段変速機の変速制御装置において、無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断されているときの車両発進に際して、ベルト滑りの発生を抑制することにある。   The present invention has been made in the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to set a gear ratio to a predetermined gear ratio in a state where the hydraulic oil is confined in the drive side hydraulic actuator in a vehicle state below a predetermined vehicle speed. In a transmission control device for a continuously variable transmission for a vehicle, the occurrence of belt slip is suppressed when the vehicle starts when it is determined that the transmission ratio of the continuously variable transmission is at the lowest speed side transmission ratio. is there.

かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a) 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に駆動側プーリおよび従動側プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機が配設された車両において、前記駆動側プーリの溝幅を変更するための駆動側油圧アクチュエータとその駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御することによってその駆動側プーリの溝幅を変更する変速制御弁とを備え、所定車速を超える車両状態では前記変速制御弁によってその駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御して前記無段変速機の変速を行う一方で、所定車速以下の車両状態では前記変速制御弁によってその駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として前記無段変速機の変速比を所定の変速比とする車両用無段変速機の変速制御装置であって、(b) 車両停止時に前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあるか否かを判断する最減速判断手段と、(c) 前記所定車速以下の車両状態において前記変速制御弁によって前記駆動側油圧アクチュエータ内に作動油が閉じ込められた状態とされているときに、前記駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じたか否かを判断するトルク変動判断手段と、(d) 前記最減速判断手段により前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断され、且つ前記トルク変動判断手段により前記駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じていないと判断されていることを条件として、車両発進に際して、前記無段変速機の変速比が最低速側変速比に維持されるように前記変速制御弁によって前記駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御する発進時変速制御手段とを、含むことにある。   To achieve this object, the gist of the invention according to claim 1 is that (a) a driving pulley, a driven pulley, and both pulleys are provided in a power transmission path between a driving power source and driving wheels. In a vehicle in which a continuously variable transmission having a wound belt is disposed, a drive-side hydraulic actuator for changing the groove width of the drive-side pulley and the supply / discharge of hydraulic fluid to the drive-side hydraulic actuator are controlled. A shift control valve that changes the groove width of the drive pulley by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to the drive hydraulic actuator by the shift control valve in a vehicle state exceeding a predetermined vehicle speed. While shifting the transmission, in the vehicle state below a predetermined vehicle speed, the above-mentioned state is set as a state in which hydraulic oil is confined in the drive side hydraulic actuator by the shift control valve. A transmission control device for a continuously variable transmission for a vehicle having a transmission ratio of a stepped transmission as a predetermined transmission ratio, wherein (b) whether the transmission ratio of the continuously variable transmission is at the lowest speed side transmission ratio when the vehicle is stopped And (c) the driving when the hydraulic oil is confined in the driving hydraulic actuator by the shift control valve in a vehicle state equal to or lower than the predetermined vehicle speed. Torque fluctuation judging means for judging whether or not the input torque inputted to the side pulley has fluctuated; and (d) when the speed reduction ratio of the continuously variable transmission is at the lowest speed side gear ratio by the maximum deceleration judging means. On the condition that the torque variation determining means determines that the input torque input to the driving pulley does not fluctuate, the speed ratio of the continuously variable transmission is the lowest when starting the vehicle. Maintained at the gear ratio A start time of shift control means for controlling the hydraulic oil supply and discharge for said drive side hydraulic actuator by the shift control valve so that is to contain.

このようにすれば、最減速判断手段により車両停止時に無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断され、且つ所定車速以下の車両状態において変速制御弁によって駆動側油圧アクチュエータ内に作動油が閉じ込められた状態とされているときに、トルク変動判断手段により駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じていないと判断されていることを条件として、車両発進に際して、無段変速機の変速比が最低速側変速比に維持されるように、すなわちベルトが最減速状態に維持されるように、発進時変速制御手段により変速制御弁による駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排が制御されるので、所定車速以下の低車速状態において変速制御弁によって駆動側油圧アクチュエータ内に作動油が閉じ込められた状態のときに駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じてベルトが最減速状態から外れた状態のときには、ベルトを最減速状態とする為の変速制御弁による駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排がおこなわれず、ベルト滑りの発生が防止される。よって、無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断されているときの車両発進に際してベルト滑りの発生が抑制される。   In this way, it is determined that the speed ratio of the continuously variable transmission is at the minimum speed side speed ratio when the vehicle is stopped by the most deceleration determination means, and in the vehicle state below the predetermined vehicle speed, the shift control valve causes the inside of the drive side hydraulic actuator. When starting the vehicle, it is determined that there is no fluctuation in the input torque input to the driving pulley by the torque fluctuation judging means when the hydraulic oil is confined in the vehicle. In order to maintain the speed ratio of the stepped transmission at the lowest speed side speed ratio, that is, so that the belt is maintained in the lowest speed reduction state, the start-time speed change control means causes the hydraulic oil to be applied to the drive side hydraulic actuator by the speed change control valve. Since the supply and discharge are controlled, the hydraulic oil is confined in the drive side hydraulic actuator by the shift control valve in a low vehicle speed state below a predetermined vehicle speed. When the fluctuation of the input torque input to the driving pulley occurs and the belt deviates from the maximum deceleration state, hydraulic fluid is supplied to the driving hydraulic actuator by the shift control valve to bring the belt to the maximum deceleration state. No drainage occurs and belt slippage is prevented. Therefore, the occurrence of belt slip is suppressed when the vehicle starts when it is determined that the speed ratio of the continuously variable transmission is at the lowest speed side speed ratio.

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の車両用無段変速機の変速制御装置において、前記トルク変動判断手段は、前記走行用動力源と前記無段変速機との間の動力伝達経路が動力伝達遮断状態と動力伝達可能状態との間で切り替えられたか否かに基づいて前記駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じたか否かを判断するものであり、その動力伝達経路が動力伝達遮断状態と動力伝達可能状態との間で切り替えられると前記駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じたと判断するものである。このようにすれば、動力伝達経路が動力伝達遮断状態とされているときに坂路等の車両状態によってブレーキオフに伴い車両が動き出すことにより駆動側プーリが回転してベルトが最減速状態から外れた状態のときには、ベルトを最減速状態とする為の変速制御弁による駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排がおこなわれず、ベルト滑りの発生が防止される。   The invention according to claim 2 is the shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the torque fluctuation determining means is provided between the driving power source and the continuously variable transmission. Determining whether or not the input torque input to the drive pulley has changed based on whether or not the power transmission path is switched between the power transmission cut-off state and the power transmission enabled state, When the power transmission path is switched between the power transmission cutoff state and the power transmission enabled state, it is determined that the input torque input to the driving pulley has changed. In this way, when the power transmission path is in the power transmission cut-off state, the drive pulley is rotated by the vehicle moving with the brake off due to the vehicle state such as a slope, and the belt is removed from the maximum deceleration state. In this state, the hydraulic fluid is not supplied to or discharged from the drive side hydraulic actuator by the speed change control valve for bringing the belt to the maximum deceleration state, and belt slippage is prevented.

ここで、好適には、前記無段変速機において、従動側プーリの溝幅（有効径）を変化させる従動側油圧アクチュエータとしての従動側油圧シリンダが従動側プーリに一体的に設けられ、従動側油圧シリンダの油圧がベルトが滑りを生じないように油圧制御装置によって調圧される。   Preferably, in the continuously variable transmission, a driven hydraulic cylinder as a driven hydraulic actuator that changes the groove width (effective diameter) of the driven pulley is provided integrally with the driven pulley, The hydraulic pressure of the hydraulic cylinder is regulated by a hydraulic control device so that the belt does not slip.

また、好適には、前記無段変速機において、所定車速例えば回転速度センサにより回転部材の回転速度が検出可能な車速を超える車両状態において実行される前記無段変速機の通常の変速制御は、例えば予め定められた変速条件に従って目標変速比を求め、実変速比がその目標変速比になるように駆動側プーリに一体的に設けられた駆動側油圧アクチュエータとしての駆動側油圧シリンダへの作動油の給排により駆動側プーリの溝幅を変更して変速比をフィードバック制御したり、車速や出力回転速度（駆動輪側回転速度）などに応じて入力側（駆動源側）の目標回転速度を求め、実際の入力回転速度がその目標回転速度になるように駆動側油圧シリンダへの作動油の給排により駆動側プーリの溝幅を変更して変速比をフィードバック制御したりするなど、種々の態様を採用できる。   Preferably, in the continuously variable transmission, the normal shift control of the continuously variable transmission executed in a vehicle state exceeding a predetermined vehicle speed, for example, a vehicle speed at which the rotation speed of the rotating member can be detected by a rotation speed sensor, For example, the target speed ratio is obtained according to a predetermined speed change condition, and the hydraulic oil to the drive side hydraulic cylinder as the drive side hydraulic actuator provided integrally with the drive side pulley so that the actual speed ratio becomes the target speed ratio. By changing the groove width of the drive pulley by feeding and discharging the gear, the gear ratio is feedback controlled, and the target rotation speed on the input side (drive source side) is set according to the vehicle speed and output rotation speed (drive wheel rotation speed). The gear ratio is feedback controlled by changing the groove width of the drive pulley by supplying and discharging hydraulic oil to the drive hydraulic cylinder so that the actual input rotation speed becomes the target rotation speed. Benefit such, it can adopt various aspects.

上記予め定められた変速条件は、例えばアクセル操作量などの運転者の出力要求量（加速要求量）および車速（出力回転速度に対応）などの運転状態をパラメータとするマップや演算式などによって設定される。   The above-mentioned predetermined speed change conditions are set by a map or an arithmetic expression using, for example, driving conditions such as a driver output request amount (acceleration request amount) such as an accelerator operation amount and a vehicle speed (corresponding to an output rotation speed) as parameters. Is done.

また、所定車速以下の低車速走行時のような上記フィードバック制御が困難なときの車両状態において実行される駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機の変速比を所定の変速比とする油圧制御は、駆動側油圧シリンダの油圧および従動側油圧シリンダの油圧をそれぞれ独立に制御して所定の推力比τ（＝従動側油圧シリンダの油圧×従動側油圧シリンダの受圧面積／駆動側油圧シリンダの油圧×駆動側油圧シリンダの受圧面積）となるように駆動側油圧シリンダの油圧を制御するものでも良いが、例えば従動側油圧シリンダの油圧がパイロット圧として導入される推力比コントロールバルブを有し、その推力比コントロールバルブから出力されるコントロール圧に基づいて駆動側油圧シリンダの油圧が制御されることにより、所定の推力比τとなるように構成することが望ましい。   Further, the gear ratio of the continuously variable transmission is set to a predetermined value as a state in which hydraulic oil is confined in a drive-side hydraulic actuator that is executed in a vehicle state when the feedback control is difficult such as when traveling at a low vehicle speed below a predetermined vehicle speed. In the hydraulic control for changing the gear ratio, the hydraulic pressure of the driving hydraulic cylinder and the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder are controlled independently, and a predetermined thrust ratio τ (= the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder × the pressure receiving area of the driven hydraulic cylinder / The hydraulic pressure of the drive side hydraulic cylinder may be controlled so that the hydraulic pressure of the drive side hydraulic cylinder x the pressure receiving area of the drive side hydraulic cylinder). For example, the thrust ratio control in which the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder is introduced as a pilot pressure The hydraulic pressure of the drive side hydraulic cylinder is controlled based on the control pressure output from the thrust ratio control valve. By Rukoto, it is desirable to configure such that a predetermined thrust ratio tau.

また、好適には、前記走行用動力源としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジンが広く用いられる。さらに、補助的な走行用動力源として、電動機等が上記エンジンに加えて用いられても良い。或いは、走行用動力源として電動機のみが用いられてもよい。   Preferably, an engine that is an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine is widely used as the driving power source. Furthermore, an electric motor or the like may be used in addition to the engine as an auxiliary driving power source. Alternatively, only an electric motor may be used as a driving power source.

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、本発明が適用された車両用駆動装置１０の構成を説明する骨子図である。この車両用駆動装置１０は横置き型自動変速機であって、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エンジン１２を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、エンジン１２のクランク軸、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ分配される。   FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a vehicle drive device 10 to which the present invention is applied. This vehicle drive device 10 is a horizontal automatic transmission, which is suitably employed in an FF (front engine / front drive) type vehicle, and includes an engine 12 as a driving power source. The output of the engine 12 composed of an internal combustion engine is the crankshaft of the engine 12, the torque converter 14 as a fluid transmission device, the forward / reverse switching device 16, the belt type continuously variable transmission (CVT) 18, the reduction gear. It is transmitted to the differential gear device 22 via the device 20 and distributed to the left and right drive wheels 24L, 24R.

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、およびトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸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が設けられており、油圧制御回路１００（図２、図３参照）内の図示しないロックアップコントロールバルブ（L/C制御弁）などによって係合側油室および解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６を係合解放制御したり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。   The torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft of the engine 12 and a turbine impeller 14t connected to the forward / reverse switching device 16 via a turbine shaft 34 corresponding to an output side member of the torque converter 14. And power transmission is performed via a fluid. A lock-up clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t, and a lock-up control valve (L not shown) in the hydraulic control circuit 100 (see FIGS. 2 and 3) is provided. The hydraulic pressure supply to the engagement side oil chamber and the release side oil chamber is switched by the (C / C control valve) or the like, thereby being engaged or released. The turbine impeller 14t is rotated integrally. The pump impeller 14p has a hydraulic pressure for controlling the transmission of the continuously variable transmission 18, generating a belt clamping pressure, controlling the engagement release of the lockup clutch 26, or supplying lubricating oil to each part. Is coupled to a mechanical oil pump 28 that is generated by being driven to rotate by the engine 12.

前後進切換装置１６は、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐとを主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３４はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３６はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は断続装置に相当するもので、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。   The forward / reverse switching device 16 is composed mainly of a forward clutch C1, a reverse brake B1, and a double pinion type planetary gear device 16p, and the turbine shaft 34 of the torque converter 14 is integrally connected to the sun gear 16s. The input shaft 36 of the continuously variable transmission 18 is integrally connected to the carrier 16c, while the carrier 16c and the sun gear 16s are selectively connected via the forward clutch C1, and the ring gear 16r is connected to the reverse brake B1. And is fixed to the housing selectively. The forward clutch C1 and the reverse brake B1 correspond to an intermittent device, both of which are hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder.

そして、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）になる。   When the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching device 16 is brought into an integral rotation state, whereby the turbine shaft 34 is directly connected to the input shaft 36, and the forward power The transmission path is established (achieved), and the driving force in the forward direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. When the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the forward / reverse switching device 16 establishes (achieves) the reverse power transmission path, and the input shaft 36 is connected to the turbine shaft 34. On the other hand, it is rotated in the opposite direction, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. When both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 16 enters a neutral state (power transmission cut-off state) in which power transmission is cut off.

無段変速機１８は、入力軸３６に設けられた入力側部材である有効径が可変の駆動側プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）４２と、出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の従動側プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。   The continuously variable transmission 18 is an input side member provided on the input shaft 36, a drive side pulley (primary pulley, primary sheave) 42 having a variable effective diameter, and an output side member provided on the output shaft 44. A driven pulley (secondary pulley, secondary sheave) 46 having a variable diameter and a transmission belt 48 wound around these variable pulleys 42, 46, and the variable pulleys 42, 46 and the transmission belt 48 are provided. Power is transmitted via the frictional force between them.

可変プーリ４２および４６は、入力軸３６および出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体４２ａおよび４６ａと、入力軸３６および出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた可動回転体４２ｂおよび４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する油圧アクチュエータとしての駆動側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）４２ｃおよび従動側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されており、駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給排出流量が油圧制御回路１００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。また、従動側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるセカンダリ圧（以下、ベルト挟圧という）Ｐdが油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。このような制御の結果として、駆動側油圧シリンダ４２ｃの油圧であるプライマリ圧（以下、変速圧という）Ｐinが生じるのである。 The variable pulleys 42 and 46 are fixed rotation bodies 42 a and 46 a fixed to the input shaft 36 and the output shaft 44, respectively, and are not rotatable relative to the input shaft 36 and the output shaft 44 and are movable in the axial direction. Driven hydraulic cylinder (primary pulley side hydraulic cylinder) 42c and driven side hydraulic cylinder (secondary pulley side) as hydraulic actuators for applying thrust to change the V-groove width between the movable rotating bodies 42b and 46b provided Hydraulic cylinder) 46c, and the hydraulic fluid supply / discharge flow rate to the drive side hydraulic cylinder 42c is controlled by the hydraulic control circuit 100, so that the V groove widths of both variable pulleys 42, 46 change. As a result, the engagement diameter (effective diameter) of the transmission belt 48 is changed, and the gear ratio γ (= input shaft rotational speed N IN / output shaft) The rotational speed N OUT ) is continuously changed. The secondary pressure (hereinafter referred to as belt clamping pressure) Pd, which is the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder 46c, is regulated by the hydraulic control circuit 100, so that the belt clamping pressure is reduced so that the transmission belt 48 does not slip. Be controlled. As a result of such control, a primary pressure (hereinafter referred to as shift pressure) Pin, which is the hydraulic pressure of the drive side hydraulic cylinder 42c, is generated.

図２は、図１の車両用駆動装置１０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。電子制御装置５０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより、エンジン１２の出力制御や無段変速機１８の変速制御およびベルト挟圧力制御やロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や無段変速機１８およびロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。   FIG. 2 is a block diagram for explaining a main part of a control system provided in the vehicle for controlling the vehicle drive device 10 of FIG. The electronic control unit 50 includes, for example, a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like. The CPU uses a temporary storage function of the RAM and follows a program stored in the ROM in advance. By performing signal processing, output control of the engine 12, shift control of the continuously variable transmission 18, belt clamping pressure control, torque capacity control of the lockup clutch 26, and the like are executed. This is divided into control and hydraulic control for the continuously variable transmission 18 and the lockup clutch 26.

電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸回転角度（位置）ＡＣＲ（°）およびエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）ＮＥに対応するクランク軸回転速度を表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３４の回転速度（タービン回転速度）ＮＴを表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度）ＮＩＮを表す信号、車速センサ（出力軸回転速度センサ）５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）ＮＯＵＴすなわち出力軸回転速度ＮＯＵＴに対応する車速Ｖを表す車速信号、スロットルセンサ６０により検出されたエンジン１２の吸気配管３２（図１参照）に備えられた電子スロットル弁３０のスロットル弁開度θＴＨを表すスロットル弁開度信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温ＴＷを表す信号、ＣＶＴ油温センサ６４により検出された無段変速機１８等の油圧回路の油温ＴＣＶＴを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出されたアクセルペダル６８の操作量であるアクセル開度Ａccを表すアクセル開度信号、フットブレーキスイッチ７０により検出された常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無ＢＯＮを表すブレーキ操作信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバー７４のレバーポジション（操作位置）ＰＳＨを表す操作位置信号などが供給されている。 The electronic control unit 50, representing the crankshaft rotation speed corresponding to the engine rotational speed crankshaft detected by the sensor 52 rotation angle (position) A CR (°) and the rotational speed of the engine 12 (engine rotational speed) N E Signal, a signal representing the rotational speed (turbine rotational speed) NT of the turbine shaft 34 detected by the turbine rotational speed sensor 54, and an input that is the input rotational speed of the continuously variable transmission 18 detected by the input shaft rotational speed sensor 56. rotational speed (input shaft rotational speed) signal representing the N iN of the shaft 36, a vehicle speed sensor (output shaft rotation speed sensor) 58 by the rotational speed (output of the output shaft 44 is the output rotational speed of the continuously variable transmission 18 detected axis rotation speed) N OUT ie vehicle speed signal representing a vehicle speed V corresponding to the output shaft speed N OUT, en detected by the throttle sensor 60 Intake pipe 32 throttle valve opening signal representing the throttle valve opening theta TH of the electronic throttle valve 30 provided in (see FIG. 1) of the emission 12, the cooling water temperature T W of the engine 12 detected by a coolant temperature sensor 62 signals representative signal representative of the oil temperature T CVT of a hydraulic circuit of the continuously variable such as transmission 18 detected by the CVT oil temperature sensor 64, the accelerator opening is an operation amount of the accelerator pedal 68 detected by the accelerator opening sensor 66 an accelerator opening signal representative of the acc, brake operation signal indicating whether B ON operation of the foot brake is a service brake, which is detected by a foot brake switch 70, a lever position (operation of the shift lever 74 detected by a lever position sensor 72 Position) An operation position signal representing PSH is supplied.

また、電子制御装置５０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号ＳＥ、例えば電子スロットル弁３０の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータ７６を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置７８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８０によるエンジン１２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、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号ＳＴ例えば駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための指令信号、伝動ベルト４８の挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号ＳＢ例えばベルト挟圧Ｐdを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号、ロックアップクラッチ２６の係合、解放、スリップ量を制御させる為のロックアップ制御指令信号例えば油圧制御回路１００内の前記ロックアップコントロールバルブの弁位置を切り換える図示しないオンオフソレノイド弁ＤＳＵを駆動するための指令信号やロックアップクラッチ２６のトルク容量を調節するソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための指令信号、ライン油圧ＰＬを制御するリニアソレノイド弁ＳＬＴやリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。 Further, the electronic control device 50 receives an engine output control command signal S E for controlling the output of the engine 12, for example, a throttle signal for driving a throttle actuator 76 for controlling the opening / closing of the electronic throttle valve 30, and a fuel injection device 78. An injection signal for controlling the amount of fuel injected from the engine, an ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device 80, and the like are output. Further, a command for driving the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 for controlling the flow of hydraulic fluid to the shift control command signal S T for example drive side hydraulic cylinder 42c for changing the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 signal, a command signal for driving the squeezing force control command signal S B for example, a linear solenoid valve pressure belt clamping pressure Pd adjusted SLS for aligning clamping pressure of the transmission belt 48, the engagement of the lock-up clutch 26, a release, A lock-up control command signal for controlling the slip amount, for example, a command signal for driving an on-off solenoid valve DSU (not shown) for switching the valve position of the lock-up control valve in the hydraulic control circuit 100 and a torque capacity of the lock-up clutch 26 command signal for driving the solenoid valve DS2 to adjust the line pressure P L Such a command signal for driving a linear solenoid valve SLT and the linear solenoid valve SLS which controls are output to the hydraulic control circuit 100.

シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、および「Ｌ」（図３参照）のうちの何れかへ手動操作されるようになっている。   The shift lever 74 is arranged, for example, in the vicinity of the driver's seat and is sequentially positioned in five lever positions “P”, “R”, “N”, “D”, and “L” (see FIG. 3). Any one of them is manually operated.

「Ｐ」ポジション（レンジ）は車両用駆動装置１０の動力伝達経路を解放しすなわち車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態（中立状態）とし且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力軸４４の回転を阻止（ロック）するための駐車ポジション（位置）であり、「Ｒ」ポジションは出力軸４４の回転方向を逆回転とするための後進走行ポジション（位置）であり、「Ｎ」ポジションは車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態とするための中立ポジション（位置）であり、「Ｄ」ポジションは無段変速機１８の変速を許容する変速範囲で自動変速モードを成立させて自動変速制御を実行させる前進走行ポジション（位置）であり、「Ｌ」ポジションは強いエンジンブレーキが作用させられるエンジンブレーキポジション（位置）である。このように、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションは動力伝達経路をニュートラル状態とし車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであり、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジションおよび「Ｌ」ポジションは動力伝達経路を動力伝達経路の動力伝達を可能とする動力伝達可能状態とし車両を走行させるときに選択される走行ポジションである。   The “P” position (range) releases the power transmission path of the vehicle drive device 10, that is, a neutral state (neutral state) where the power transmission of the vehicle drive device 10 is interrupted, and is mechanically output by the mechanical parking mechanism. The parking position (position) for preventing (locking) the rotation of 44, the “R” position is the reverse traveling position (position) for reversely rotating the output shaft 44, and the “N” position. Is a neutral position (position) for setting the neutral state in which the power transmission of the vehicle drive device 10 is interrupted, and the “D” position establishes an automatic transmission mode within a transmission range that allows the transmission of the continuously variable transmission 18. This is a forward travel position (position) that allows automatic shift control to be executed, and the “L” position is operated by a strong engine brake. An engine brake position (position). As described above, the “P” position and the “N” position are non-traveling positions that are selected when the power transmission path is in the neutral state and the vehicle is not traveling, and the “R” position, the “D” position, and the “L” position. Is a travel position that is selected when the vehicle travels with the power transmission path in a power transmission enabled state that enables power transmission through the power transmission path.

図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバー７４の操作に伴う前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３において、油圧制御回路１００は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように従動側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるベルト挟圧Ｐdを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１０、リニアソレノイド弁ＳＬＴにより調圧された第１油圧としての制御油圧ＰＳＬＴを出力する第１位置とライン圧モジュレータNO.2バルブ１２２からの第２油圧としての出力油圧ＰＬＭ２を出力する第２位置とに切り換えられる切換弁として機能するクラッチアプライコントロールバルブ１１２、変速比γが連続的に変化させられるように駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御する変速制御弁として機能する変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６、変速圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とする推力比コントロールバルブ１１８、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ１２０等を備えている。 FIG. 3 shows the main part of the hydraulic control circuit 100 relating to the belt clamping pressure control, the transmission gear ratio control of the continuously variable transmission 18, and the engagement hydraulic pressure control of the forward clutch C1 or the reverse brake B1 accompanying the operation of the shift lever 74. FIG. In FIG. 3, the hydraulic control circuit 100 is regulated by a clamping pressure control valve 110 and a linear solenoid valve SLT that regulate the belt clamping pressure Pd, which is the hydraulic pressure of the driven hydraulic cylinder 46c, so that the transmission belt 48 does not slip. Further, it functions as a switching valve that is switched between a first position that outputs the control oil pressure P SLT as the first oil pressure and a second position that outputs the output oil pressure P LM2 as the second oil pressure from the line pressure modulator NO. A clutch apply control valve 112 that performs, a gear ratio control valve UP114 and a gear ratio control valve DN116 that function as a gear shift control valve that controls the flow rate of hydraulic oil to the drive hydraulic cylinder 42c so that the gear ratio γ can be continuously changed. The ratio between the transmission pressure Pin and the belt clamping pressure Pd is determined in advance. Thrust ratio control valve 118 to the oil passage is a manual valve 120 which is mechanically switched in accordance with the operation of the shift lever 74 as the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are engaged or released.

また、ライン油圧ＰＬは、エンジン１２により回転駆動される機械式のオイルポンプ２８（図１参照）から出力（発生）される作動油圧を元圧として、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（調圧弁）１２４によりリニアソレノイド弁ＳＬＴからの信号圧ＰＳＬＴ或いはリニアソレノイド弁ＳＬＳからの信号圧ＰＳＬＳに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧されるようになっている。上記出力油圧ＰＬＭ２は、ライン油圧ＰＬを元圧として前記ライン圧モジュレータNO.2バルブ１２２によりリニアソレノイド弁ＳＬＴからの信号圧ＰＳＬＴ或いはリニアソレノイド弁ＳＬＳからの信号圧ＰＳＬＳに基づいて調圧されるようになっている。出力油圧ＰＬＭ３は、制御油圧（信号圧）ＰＳＬＴおよび信号圧ＰＳＬＳの元圧となるものであって、ライン油圧ＰＬを元圧としてライン圧モジュレータNO.3バルブ１２６により一定圧に調圧されるようになっている。モジュレータ油圧ＰＭは、電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧ＰＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧ＰＤＳ２の元圧となるものであって、出力油圧ＰＬＭ３を元圧としてモジュレータバルブ１２８により一定圧に調圧されるようになっている。 The line pressure P L as source pressure working oil pressure output from the mechanical oil pump 28 that is driven to rotate (see FIG. 1) (generated) by the engine 12, for example, a primary regulator valve (pressure regulating valve of the relief type ) it is adapted to be pressure adjusted to a value corresponding to the engine load and the like based on the signal pressure P SLS from the signal pressure P SLT or the linear solenoid valve SLS from the linear solenoid valve SLT by 124. The output oil pressure P LM2 is regulated on the basis by the line pressure modulator NO.2 valve 122 the line pressure P L as source pressure to the signal pressure P SLS from the signal pressure P SLT or the linear solenoid valve SLS from the linear solenoid valve SLT It comes to be pressed. Output hydraulic pressure P LM3 is controlled hydraulic there used as the basic pressure of the (signal pressure) P SLT and the signal pressure P SLS, regulated to a constant pressure by the line pressure modulator NO.3 valve 126 to line pressure P L as source pressure It comes to be pressed. Modulator pressure P M is a used as the basic pressure of the electronic control unit 50 controls oil pressure P DS2 is the output hydraulic pressure of the control oil pressure P DS1 and the solenoid valve DS2 which is the output hydraulic pressure of the solenoid valve DS1 that is duty-controlled by, The output hydraulic pressure PLM3 is adjusted to a constant pressure by the modulator valve 128 using the original pressure.

前記マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａにはクラッチアプライコントロールバルブ１１２から出力された係合油圧ＰＡが供給される。そして、シフトレバー７４が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、係合油圧ＰＡが前進走行用出力圧として前進用出力ポート１２０ｆを経て前進用クラッチＣ１に供給され且つ後進用ブレーキＢ１内の作動油が後進用出力ポート１２０ｒから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放させられる。 Wherein the manual valve 120, the engagement pressure P A that is output from the clutch apply control valve 112 is supplied to the input port 120a. When the shift lever 74 is operated to the "D" position or "L" position, and for reverse engagement pressure P A is supplied to the forward clutch C1 via a forward output port 120f as forward running output pressure The oil passage of the manual valve 120 is switched so that the hydraulic oil in the brake B1 is drained (discharged) to the atmospheric pressure, for example, from the reverse output port 120r through the discharge port EX, and the forward clutch C1 is engaged. The reverse brake B1 is released.

また、シフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、係合油圧ＰＡが後進走行用出力圧として後進用出力ポート１２０ｒを経て後進用ブレーキＢ１に供給され且つ前進用クラッチＣ１内の作動油が前進用出力ポート１２０ｆから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放させられる。 Also, operating the shift lever 74 when it is operated to the "R" position, the engagement pressure P A is the reverse in the output port 120r are supplied to the reverse brake B1 via the and the forward clutch C1 as reverse running output pressure The oil passage of the manual valve 120 is switched so that the oil is drained (discharged) from the forward output port 120f through the discharge port EX to, for example, atmospheric pressure, the reverse brake B1 is engaged, and the forward clutch C1 is engaged. Be released.

また、シフトレバー７４が「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１２０ａから前進用出力ポート１２０ｆへの油路および入力ポート１２０ａから後進用出力ポート１２０ｒへの油路がいずれも遮断され且つ前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１内の作動油が何れもマニュアルバルブ１２０からドレーンされるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放させられる。   When the shift lever 74 is operated to the “P” position and the “N” position, the oil path from the input port 120a to the forward output port 120f and the oil path from the input port 120a to the reverse output port 120r are both And the oil passage of the manual valve 120 is switched so that the hydraulic oil in the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is drained from the manual valve 120, and both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are connected. Be released.

前記クラッチアプライコントロールバルブ１１２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより制御油圧ＰＳＬＴを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｓを経て係合油圧ＰＡとしてマニュアルバルブ１２０へ供給し且つ信号圧ＰＳＬＳを入力ポート１１２ｊから出力ポート１１２ｔを経てライン圧モジュレータNO.2バルブ１２２およびプライマリレギュレータバルブ１２４へ供給する第１の油路を構成する第１位置（ＣＯＮＴＲＯＬ位置）と出力油圧ＰＬＭ２を入力ポート１１２ｋから出力ポート１１２ｓを経て係合油圧ＰＡとしてマニュアルバルブ１２０へ供給し且つ制御油圧ＰＳＬＴを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｔを経てライン圧モジュレータNO.2バルブ１２２およびプライマリレギュレータバルブ１２４へ供給する第２の油路を構成する第２位置（ＮＯＲＭＡＬ位置）とに位置させられるスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを第２位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１２ｂと、スプール弁子１１２ａに第１位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ１を受け入れる油室１１２ｃと、スプール弁子１１２ａに第１位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ２を受け入れる径差部１１２ｄとを備えている。 The clutch apply control valve 112, the control hydraulic pressure P SLT is supplied to the manual valve 120 as an engagement pressure P A via the output port 112s from the input port 112i to and signal pressure P SLS by being movable in the axial direction from the input port 112k first position constituting a first oil passage for supplying the input port 112j via an output port 112t to the line pressure modulator NO.2 valve 122 and the primary regulator valve 124 and (CONTROL position) the output hydraulic pressure P LM2 supplied through the output port 112t of the engagement pressure P a is supplied to the manual valve 120 as a and the control pressure P SLT through an output port 112s from the input port 112i to the line pressure modulator NO.2 valve 122 and the primary regulator valve 124 A spool valve element 112a positioned at a second position (NORMAL position) constituting the second oil passage, and a spring 112b as an urging means for urging the spool valve element 112a toward the second position side. And an oil chamber 112c that receives the control oil pressure PDS1 to apply a thrust toward the first position to the spool valve element 112a, and a control oil pressure P to apply a thrust toward the first position to the spool valve element 112a. And a diameter difference portion 112d for receiving DS2 .

このように構成されたクラッチアプライコントロールバルブ１１２において、例えば所定の低車速時や車両停止時等にシフトレバー７４が「Ｎ」ポジションから「Ｄ」ポジション或いは「Ｒ」ポジションへ操作されるガレージシフト（Ｎ→Ｄシフト或いはＮ→Ｒシフト）が行われ、所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ１が油室１１２ｃへ供給され且つ所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ２が径差部１１２ｄへ供給されると、中心線より右側半分に示す第１位置側に切り換えられて制御油圧ＰＳＬＴがマニュアルバルブ１２０を介して前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１に供給される。これにより、ガレージシフト時のクラッチＣ１やブレーキＢ１の係合過渡油圧が第１の電磁弁としてのリニアソレノイド弁ＳＬＴによって調圧される。例えば、制御油圧ＰＳＬＴは、Ｎ→Ｄシフト或いはＮ→ＲシフトにおいてクラッチＣ１やブレーキＢ１の過渡的な係合状態を制御するための油圧であって、クラッチＣ１或いはブレーキＢ１が滑らかに係合させられ、係合時のショックが抑制されるように、予め定められた規則に従って調圧される。 In the clutch apply control valve 112 configured as described above, for example, a garage shift in which the shift lever 74 is operated from the “N” position to the “D” position or the “R” position at a predetermined low vehicle speed or when the vehicle is stopped. N → D shift or N → R shift), the control oil pressure P DS1 exceeding the predetermined pressure is supplied to the oil chamber 112c, and the control oil pressure P DS2 exceeding the predetermined pressure is supplied to the diameter difference portion 112d. The control hydraulic pressure PSLT is supplied to the forward clutch C1 or the reverse brake B1 via the manual valve 120 by switching to the first position shown in the right half of the line. Thereby, the engagement transient hydraulic pressure of the clutch C1 and the brake B1 at the time of the garage shift is regulated by the linear solenoid valve SLT as the first electromagnetic valve. For example, the control hydraulic pressure P SLT is a hydraulic pressure for controlling the transient engagement state of the clutch C1 and the brake B1 in the N → D shift or the N → R shift, and the clutch C1 or the brake B1 is smoothly engaged. The pressure is regulated according to a predetermined rule so that a shock at the time of engagement is suppressed.

また、例えばガレージシフト後のクラッチＣ１やブレーキＢ１が係合させられた定常時等に、制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２のうち少なくとも一方の供給が停止させられると、中心線より左側半分に示す第２位置側に切り換えられて出力油圧ＰＬＭ２がマニュアルバルブ１２０を介して前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１に供給される。これにより、ガレージシフト後のクラッチＣ１やブレーキＢ１の係合が出力油圧ＰＬＭ２によって保持される。例えば、出力油圧ＰＬＭ２は、クラッチＣ１やブレーキＢ１を完全係合状態とするための所定油圧であって、少なくとも予め定められた一定圧に調圧されると共に信号圧ＰＳＬＴに応じた油圧分を加えて調圧される。 Further, for example, when the supply of at least one of the control hydraulic pressure PDS1 and the control hydraulic pressure PDS2 is stopped in the steady state in which the clutch C1 and the brake B1 are engaged after the garage shift, the left half of the center line The output hydraulic pressure PLM2 is switched to the second position shown, and is supplied to the forward clutch C1 or the reverse brake B1 via the manual valve 120. As a result, the engagement of the clutch C1 and the brake B1 after the garage shift is held by the output hydraulic pressure PLM2 . For example, the output hydraulic pressure P LM2 is a predetermined hydraulic pressure for bringing the clutch C1 and the brake B1 into a fully engaged state, and is adjusted to at least a predetermined constant pressure and a hydraulic pressure corresponding to the signal pressure P SLT. To adjust the pressure.

このように、クラッチアプライコントロールバルブ１１２は、クラッチＣ１或いはブレーキＢ１への油圧の供給油路を、ガレージシフト時には前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の過渡的な係合状態を制御するために制御油圧ＰＳＬＴを供給する第１油路と、定常時にはクラッチＣ１或いはブレーキＢ１を完全係合状態とするために出力油圧ＰＬＭ２を供給する第２油路とのいずれかに、第２の電磁弁としてのソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２からの制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２に基づいて切り換える切換弁として機能する。 Thus, the clutch apply control valve 112 controls the hydraulic oil supply passage to the clutch C1 or the brake B1 in order to control the transient engagement state of the forward clutch C1 or the reverse brake B1 during the garage shift. The second solenoid valve is connected to either the first oil passage that supplies the hydraulic pressure P SLT and the second oil passage that supplies the output hydraulic pressure P LM2 in order to bring the clutch C1 or the brake B1 into a fully engaged state in a steady state. functions as a switching valve for switching on the basis of the control oil pressure P DS1 and the control pressure P DS2 from the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 as.

尚、本実施例では、リニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧を制御油圧ＰＳＬＴと信号圧ＰＳＬＴとで２通りの記載をしているが、ガレージシフト時の係合過渡油圧を制御油圧ＰＳＬＴとし、ライン油圧ＰＬを調圧するためのパイロット圧を信号圧ＰＳＬＴとして明確に区別して用いる。すなわち、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、クラッチアプライコントロールバルブ１１２が第１位置に切り換えられているときには前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の過渡的な係合状態を制御するために制御油圧ＰＳＬＴを出力し、クラッチアプライコントロールバルブ１１２が第２位置に切り換えられているときにはライン油圧ＰＬを調圧するために信号圧ＰＳＬＴを出力する。また、この信号圧ＰＳＬＴはプライマリレギュレータバルブ１２４によりライン油圧ＰＬを調圧するためのパイロット圧であり、クラッチＣ１或いはブレーキＢ１を係合するために直接的にそれら係合装置の油圧アクチュエータに供給される油圧でないことから、上記出力油圧ＰＬＭ２よりも小さな油圧とされている。 In this embodiment, the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLT is described in two ways, the control hydraulic pressure P SLT and the signal pressure P SLT , but the engagement transient hydraulic pressure at the time of the garage shift is the control hydraulic pressure P SLT. , we used a clear distinction between pilot pressure for pressure regulating the line pressure P L as a signal pressure P SLT. That is, the linear solenoid valve SLT outputs the control hydraulic pressure P SLT to control the transient engagement state of the forward clutch C1 or the reverse brake B1 when the clutch apply control valve 112 is switched to the first position. , and it outputs a signal pressure P SLT to pressure the line pressure P L tone when the clutch apply control valve 112 is switched to the second position. Further, the signal pressure P SLT is a pilot pressure for pressure regulating the line pressure P L by the primary regulator valve 124, directly supplied to the hydraulic actuator thereof engaging device for engaging the clutch C1 or the brake B1 Therefore, the hydraulic pressure is smaller than the output hydraulic pressure PLM2 .

前記変速比コントロールバルブＵＰ１１４は、軸方向へ移動可能に設けられることによりライン油圧ＰＬを入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て駆動側プーリ４２へ供給可能且つ入出力ポート１１４ｋを閉弁するアップシフト位置と駆動側プーリ４２が入出力ポート１１４ｊを介して入出力ポート１１４ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１４ａと、そのスプール弁子１１４ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１４ｂと、そのスプリング１１４ｂを収容し且つスプール弁子１１４ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ２を受け入れる油室１１４ｃと、スプール弁子１１４ａにアップシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ１を受け入れる油室１１４ｄとを備えている。 The speed ratio control valve UP114 is up to close the suppliable and output port 114k from the input port 114i to the line pressure P L by being movable in the axial direction to the drive pulley 42 through the output port 114j The spool valve element 114a is positioned at the shift position and the original position where the driving pulley 42 is communicated with the input / output port 114k via the input / output port 114j, and the spool valve element 114a is biased toward the original position side. A spring 114b as an urging means, an oil chamber 114c that accommodates the spring 114b and receives the control oil pressure PDS2 to apply a thrust toward the original position to the spool valve element 114a, and the spool valve element 114a the control oil pressure P DS1 to apply a thrust force toward the shift position side And a only put the oil chamber 114d.

また、変速比コントロールバルブＤＮ１１６は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１６ｊが排出ポートＥＸと連通させられるダウンシフト位置と入出力ポート１１６ｊが入出力ポート１１６ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１６ｂと、そのスプリング１１６ｂを収容し且つスプール弁子１１６ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ１を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａにダウンシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ２を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。 Further, the transmission ratio control valve DN116 is provided so as to be movable in the axial direction, whereby a downshift position where the input / output port 116j communicates with the discharge port EX and an original position where the input / output port 116j communicates with the input / output port 116k. A spool valve element 116a positioned at the first position, a spring 116b as an urging means for urging the spool valve element 116a toward the original position, and a spring 116b that accommodates the spool valve element 116a in the original position side. An oil chamber 116c that receives the control hydraulic pressure PDS1 to apply a thrust toward the engine, and an oil chamber 116d that receives the control hydraulic pressure PDS2 to apply a thrust toward the downshift position to the spool valve element 116a. .

このように構成された変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６において、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがスプリング１１４ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通させられ、駆動側プーリ４２（駆動側油圧シリンダ４２ｃ）の作動油が入出力ポート１１６ｊへ流通することが許容される。また、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがスプリング１１６ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１６ｊと入出力ポート１１６ｋとが連通させられ、推力比コントロールバルブ１１８からの推力比制御油圧Ｐτが入出力ポート１１４ｋへ流通することが許容される。 In the transmission ratio control valve UP114 and the transmission ratio control valve DN116 thus configured, in the closed state in which the spool valve element 114a is held in the original position in accordance with the urging force of the spring 114b as shown in the left half of the center line, The input / output port 114j and the input / output port 114k are in communication with each other, and the hydraulic oil in the drive pulley 42 (drive hydraulic cylinder 42c) is allowed to flow to the input / output port 116j. In the closed state in which the spool valve element 116a is held in the original position according to the urging force of the spring 116b as shown in the right half of the center line, the input / output port 116j and the input / output port 116k are communicated with each other, and the thrust ratio it is allowed that the thrust ratio control oil pressure P tau from control valve 118 to flow to the input-output port 114k.

また、制御油圧ＰＤＳ１が油室１１４ｄへ供給されると、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがその制御油圧ＰＤＳ１に応じた推力によりスプリング１１４ｂの付勢力に抗してアップシフト位置側へ移動させられ、ライン油圧ＰＬが制御油圧ＰＤＳ１に対応する流量で入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て駆動側油圧シリンダ４２ｃへ供給されると共に、入出力ポート１１４ｋが遮断されて変速比コントロールバルブＤＮ１１６側への作動油の流通が阻止される。これにより、変速圧Ｐinが高められ、駆動側プーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。 Further, when the control oil pressure PDS1 is supplied to the oil chamber 114d, the spool valve element 114a is increased against the urging force of the spring 114b by a thrust according to the control oil pressure PDS1 as shown in the right half of the center line. is moved to the shift position side, the line pressure P L is supplied to the control oil pressure P DS1 to the corresponding flow rate at the input port output from 114i port 114j menstrual driving side hydraulic cylinder 42c, input and output ports 114k is blocked Accordingly, the flow of the hydraulic oil to the speed ratio control valve DN116 side is prevented. As a result, the transmission pressure Pin is increased, the V groove width of the drive pulley 42 is reduced, and the transmission ratio γ is reduced, that is, the continuously variable transmission 18 is upshifted.

また、制御油圧ＰＤＳ２が油室１１６ｄへ供給されると、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがその制御油圧ＰＤＳ２に応じた推力によりスプリング１１６ｂの付勢力に抗してダウンシフト位置側へ移動させられ、駆動側油圧シリンダ４２ｃの作動油が制御油圧ＰＤＳ２に対応する流量で入出力ポート１１４ｊから入出力ポート１１４ｋさらに入出力ポート１１６ｊを経て排出ポートＥＸから排出される。これにより、変速圧Ｐinが低められ、駆動側プーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。 When the control oil pressure PDS2 is supplied to the oil chamber 116d, the spool valve element 116a is lowered against the urging force of the spring 116b by the thrust according to the control oil pressure PDS2 , as shown in the left half of the center line. The oil is moved to the shift position side, and the hydraulic oil in the drive side hydraulic cylinder 42c is discharged from the input / output port 114j through the input / output port 114k and further through the input / output port 116j from the discharge port EX at a flow rate corresponding to the control oil pressure PDS2 . As a result, the transmission pressure Pin is reduced, the V groove width of the drive pulley 42 is increased, and the transmission ratio γ is increased, that is, the continuously variable transmission 18 is downshifted.

このように、制御油圧ＰＤＳ１が出力されると変速比コントロールバルブＵＰ１１４に入力されたライン油圧ＰＬが駆動側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速圧Ｐinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧ＰＳ２が出力されると駆動側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出されて変速圧Ｐinが低められて連続的にダウンシフトされる。 Thus, the control oil pressure P DS1 continuously upshift speed ratio control valve UP114 input to the line pressure P L is supplied to the shift pressure Pin is increased to the drive side hydraulic cylinder 42c to be outputted, When the control hydraulic pressure PS2 is output, the hydraulic oil in the drive side hydraulic cylinder 42c is discharged from the discharge port EX, and the shift pressure Pin is lowered and continuously downshifted.

例えば図４に示すようにアクセル開度Ａccをパラメータとして車速Ｖと無段変速機１８の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊との予め記憶された関係（変速マップ）から実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて設定される所定回転部材としての入力軸３６の目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊と実際の入力軸回転速度（以下、実入力軸回転速度という）ＮＩＮとが一致するように、それ等の回転速度差（偏差）ΔＮＩＮ（＝ＮＩＮ ＊−ＮＩＮ）に応じて無段変速機１８の変速がフィードバック制御により実行される、すなわち駆動側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の供給および排出により両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化させられて変速比γがフィードバック制御により連続的に変化させられる。 For example, as shown in FIG. 4, it is actually determined from a previously stored relationship (shift map) between the vehicle speed V and the target input shaft rotational speed N IN * that is the target input rotational speed of the continuously variable transmission 18 using the accelerator opening Acc as a parameter. The target input shaft rotational speed N IN * of the input shaft 36 as a predetermined rotational member set based on the vehicle state indicated by the vehicle speed V and the accelerator opening Acc and the actual input shaft rotational speed (hereinafter referred to as actual input shaft rotational speed). The speed of the continuously variable transmission 18 is changed by feedback control in accordance with their rotational speed difference (deviation) ΔN IN (= N IN * −N IN ) so that N IN matches the speed (N IN ). In other words, the V groove width of both variable pulleys 42 and 46 is changed by supplying and discharging the hydraulic oil to and from the drive side hydraulic cylinder 42c, and the gear ratio γ is continuously changed by feedback control. Is Sera.

図４の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル開度Ａccが大きい程大きな変速比γになる目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊が設定されるようになっている。また、車速Ｖは出力軸回転速度ＮＯＵＴに対応するため、入力軸回転速度ＮＩＮの目標値である目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊は目標変速比γ＊（＝ＮＩＮ ＊／ＮＯＵＴ）に対応し、無段変速機１８の最小変速比γminと最大変速比γmaxの範囲内で定められる。 The shift map in FIG. 4 corresponds to the shift conditions, and the target input shaft rotational speed N IN * is set such that the larger the vehicle speed V is and the larger the accelerator opening Acc is, the larger the gear ratio γ is. Further, since the vehicle speed V corresponds to the output shaft rotation speed N OUT, which is the target value of the input shaft rotational speed N IN target input shaft rotational speed N IN * is the target speed ratio γ * (= N IN * / N OUT) And is determined within the range of the minimum speed ratio γmin and the maximum speed ratio γmax of the continuously variable transmission 18.

但し、入力軸回転速度ＮＩＮの目標値として目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊をそのまま設定しても良いが、好適には、加速走行時や減速走行時（コースト走行時）や変速過渡時等の走行状態に応じて目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊を処理した値である基本目標入力軸回転速度ＮＩＮＣを設定し、その基本目標入力軸回転速度ＮＩＮＣに基づいて最終的な入力軸回転速度ＮＩＮの目標値である過渡目標入力軸回転速度ＮＩＮＴを設定する。従って、この場合には、その過渡目標入力軸回転速度ＮＩＮＴと実入力軸回転速度ＮＩＮとが一致するように、それ等の回転速度差（偏差）ΔＮＩＮＴ（＝ＮＩＮＴ−ＮＩＮ）に応じて無段変速機１８の変速がフィードバック制御により実行される。 However, although it may be set a target input shaft rotational speed N IN * as a target value of the input shaft rotational speed N IN, preferably, during acceleration during running and deceleration (during coasting) and shifting transient state such as The basic target input shaft rotational speed N INC , which is a value obtained by processing the target input shaft rotational speed N IN *, is set according to the traveling state of the vehicle , and the final input shaft rotation is based on the basic target input shaft rotational speed N INC. A transient target input shaft rotational speed N INT that is a target value of the speed N IN is set. Accordingly, in this case, the rotational speed difference (deviation) ΔN INT (= N INT −N IN ) of the transient target input shaft rotational speed N INT and the actual input shaft rotational speed N IN coincide with each other. In response to this, shifting of the continuously variable transmission 18 is executed by feedback control.

また、制御油圧ＰＤＳ１は変速比コントロールバルブＤＮ１１６の油室１１６ｃに供給され、制御油圧ＰＤＳ２に拘らずその変速比コントロールバルブＤＮ１１６を閉じ状態としてダウンシフトを制限する一方、制御油圧ＰＤＳ２は変速比コントロールバルブＵＰ１１４の油室１１４ｃに供給され、制御油圧ＰＤＳ１に拘らずその変速比コントロールバルブＵＰ１１４を閉じ状態としてアップシフトを禁止するようになっている。つまり、制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２が共に供給されないときはもちろんであるが、制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２が共に供給されるときにも、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６は何れも原位置に保持されている閉じ状態とされる。これにより、電気系統の故障などでソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２の一方が機能しなくなり、制御油圧ＰＤＳ１または制御油圧ＰＤＳ２が最大圧で出力され続けるオンフェール時となった場合でも、急なアップシフトやダウンシフトが生じたり、その急変速に起因してベルト滑りが発生したりすることが防止される。 Further, the control hydraulic pressure PDS1 is supplied to the oil chamber 116c of the transmission ratio control valve DN116, and regardless of the control hydraulic pressure PDS2 , the transmission ratio control valve DN116 is closed to limit the downshift, while the control hydraulic pressure PDS2 changes the speed. The oil ratio is supplied to the oil chamber 114c of the ratio control valve UP114, and regardless of the control oil pressure PDS1 , the transmission ratio control valve UP114 is closed to prohibit the upshift. That is, the control when the hydraulic P DS1 and the control pressure P DS2 are not supplied together but of course, also, the speed change ratio control valve UP114 and speed ratio control valve when the control oil pressure P DS1 and the control pressure P DS2 is supplied together Each of the DNs 116 is in a closed state held in its original position. As a result, one of the solenoid valves DS1 and DS2 does not function due to a failure in the electrical system, and a sudden upshift occurs even when the control hydraulic pressure PDS1 or the control hydraulic pressure PDS2 continues to be output at the maximum pressure. It is possible to prevent a downshift or a belt slip due to the sudden shift.

前記挟圧力コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経て従動側プーリ４６および推力比コントロールバルブ１１８へベルト挟圧Ｐdを供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＳを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１０ｔから出力されたベルト挟圧Ｐdを受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧ＰＭを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。 The clamping force control valve 110, via an output port 110t by opening and closing an input port 110i to the line pressure P L from the input port 110i by being movable in the axial direction to the driven side pulley 46 and the thrust ratio control valve 118 The spool valve element 110a that can supply the belt clamping pressure Pd, the spring 110b as an urging means that urges the spool valve element 110a in the valve opening direction, and the spring 110b is accommodated and opened to the spool valve element 110a. feedback oil accepting an oil chamber 110c that receives the control oil pressure P SLS to apply a thrust force of the valve direction, the belt clamping pressure Pd output from the output port 110t to apply thrust in the valve closing direction to the spool valve element 110a Applying thrust in the valve closing direction to the chamber 110d and the spool valve element 110a And an oil chamber 110e that accepts modulator pressure P M to.

このように構成された挟圧力コントロールバルブ１１０において、伝動ベルト４８が滑りを生じないように制御油圧ＰＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧ＰＬが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔからベルト挟圧Ｐdが出力される。 In the clamping pressure control valve 110 thus configured, by the transmission belt 48 is line pressure P L is continuously regulated pressure control control oil pressure P SLS so as not slip as a pilot pressure, an output port 110t From this, the belt clamping pressure Pd is output.

例えば図５に示すように伝達トルクに対応するアクセル開度Ａccをパラメータとして変速比γと必要油圧（ベルト挟圧力）Ｐd＊とのベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された関係（ベルト挟圧力マップ）から実際の変速比γおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて決定（算出）されたベルト挟圧力Ｐd＊が得られるように従動側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが制御され、このベルト挟圧Ｐdに応じてベルト挟圧力すなわち可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力が増減させられる。 For example, as shown in FIG. 5, the accelerator opening degree Acc corresponding to the transmission torque is used as a parameter, and is experimentally obtained and stored in advance so as not to cause belt slip between the gear ratio γ and the required hydraulic pressure (belt clamping pressure) Pd *. From the relationship (belt clamping pressure map), the belt of the driven hydraulic cylinder 46c is obtained so that the belt clamping pressure Pd * determined (calculated) based on the vehicle state indicated by the actual gear ratio γ and the accelerator opening Acc is obtained. The clamping pressure Pd is controlled, and the belt clamping pressure, that is, the frictional force between the variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is increased or decreased according to the belt clamping pressure Pd.

前記推力比コントロールバルブ１１８は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１８ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１８ｉから出力ポート１１８ｔを経て変速比コントロールバルブＤＮ１１６へ推力比制御油圧Ｐτを供給可能にするスプール弁子１１８ａと、そのスプール弁子１１８ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１８ｂと、そのスプリング１１８ｂを収容し且つスプール弁子１１８ａに開弁方向の推力を付与するためにベルト挟圧Ｐdを受け入れる油室１１８ｃと、スプール弁子１１８ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１８ｔから出力された推力比制御油圧Ｐτを受け入れるフィードバック油室１１８ｄとを備えている。 The thrust ratio control valve 118, a thrust ratio control oil pressure P the line pressure P L by opening and closing an input port 118i by being movable in the axial direction from the input port 118i via an output port 118t to the speed ratio control valve DN116 a spool valve element 118a that can supply τ , a spring 118b as an urging means that urges the spool valve element 118a in the valve opening direction, and the spring 118b is accommodated in the valve opening direction in the valve opening direction. an oil chamber 118c that receives the belt clamping pressure Pd to apply a thrust force, a feedback oil chamber for receiving the thrust ratio control oil pressure P tau output from the output port 118t to apply a thrust force in the valve closing direction to the spool valve element 118a 118d.

このように構成された推力比コントロールバルブ１１８において、油室１１８ｃにおけるベルト挟圧Ｐdの受圧面積をａ、フィードバック油室１１８ｄにおける推力比制御油圧Ｐτの受圧面積をｂ、スプリング１１８ｂの付勢力をＦＳとすると、次式（１）で平衡状態となる。
Ｐτ×ｂ＝Ｐd×ａ＋ＦＳ ・・・（１）
従って、推力比制御油圧Ｐτは、次式（２）で表され、ベルト挟圧Ｐdに比例する。
Ｐτ＝Ｐd×（ａ／ｂ）＋ＦＳ／ｂ ・・・（２） In the thrust ratio control valve 118 configured as described above, the pressure receiving area of the belt clamping pressure Pd in the oil chamber 118c a, the pressure receiving area of the thrust ratio control oil pressure P tau in the feedback oil chamber 118d b, the biasing force of the spring 118b When F S, an equilibrium state in the following equation (1).
Pτ × b = Pd × a + F S (1)
Therefore, the thrust ratio control oil pressure Pτ is expressed by the following equation (2) and is proportional to the belt clamping pressure Pd.
Pτ = Pd × (a / b) + F S / b (2)

そして、制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２が共に供給されないか、或いは所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ１および所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ２がともに供給されて、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６が何れも原位置に保持されている閉じ状態とされたときには、推力比制御油圧Ｐτが駆動側油圧シリンダ４２ｃに供給されることから、変速圧Ｐinが推力比制御油圧Ｐτと一致させられる。つまり、推力比コントロールバルブ１１８により変速圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Ｐτすなわち変速圧Ｐinが出力される。 Then, the control oil pressure P or DS1 and the control pressure P DS2 is not supplied together, or the predetermined pressure or more control pressure P DS1 and the predetermined pressure or more control pressure P DS2 is both supplied, the speed ratio control valve UP114 and the speed ratio control when the valve DN116 has both been a closed state is held in the original position, consistent since the thrust ratio control oil pressure P tau is supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c, and the transmission pressure Pin thrust ratio control oil pressure P tau Be made. That is, the shift pressure Pin and the belt clamping pressure Pd kept in a predetermined relationship the ratio between the thrust ratio control oil pressure P tau i.e. the shift pressure Pin is outputted by the thrust ratio control valve 118.

例えば、入力軸回転速度センサ５６や車速センサ５８の精度上所定車速Ｖ’以下の低車速状態では入力軸回転速度ＮＩＮや車速Ｖの検出精度が劣ることから、このような低車速走行時や発進時には回転速度差（偏差）ΔＮＩＮを解消するための変速比γのフィードバック制御に替えて、例えば制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２を共に供給せず変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６を何れも閉じ状態とする所謂閉じ込み制御を実行する。これにより、低車速走行時や発進時には変速圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とするようにベルト挟圧Ｐdに比例する変速圧Ｐinが駆動側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて、車両停車時から極低車速時における伝動ベルト４８のベルト滑りが防止されると共に、このとき例えば最大変速比γmaxに対応する推力比τ（＝従動側油圧シリンダ推力ＷＯＵＴ／駆動側油圧シリンダ推力ＷＩＮ；ＷＯＵＴはベルト挟圧Ｐd×従動側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積、ＷＩＮは変速圧Ｐin×駆動側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積）より大きな推力比τが可能なように上記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ）やＦＳ／ｂが設定されていると、最大変速比γmax又はその近傍の変速比γmax’にて良好な発進が行われる。また、上記所定車速Ｖ’は、所定回転部材の回転速度例えば入力軸回転速度ＮＩＮが検出不可能な回転速度となる車速Ｖとして予め定められたフィードバック制御を実行可能な下限の車速であって、例えば２km/h程度に設定されている。 For example, because of the accuracy of the input shaft rotation speed sensor 56 and the vehicle speed sensor 58, the detection accuracy of the input shaft rotation speed NIN and the vehicle speed V is inferior in a low vehicle speed state below a predetermined vehicle speed V ′. Instead of feedback control of the gear ratio γ for eliminating the rotational speed difference (deviation) ΔN IN at the time of starting, for example, neither the control hydraulic pressure P DS1 nor the control hydraulic pressure P DS2 is supplied, and the gear ratio control valve UP114 and the gear ratio control valve A so-called closing control is performed in which all the DNs 116 are closed. As a result, the shift pressure Pin proportional to the belt clamping pressure Pd is supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c so that the ratio between the transmission pressure Pin and the belt clamping pressure Pd is a predetermined relationship during low vehicle speed traveling or starting. Thus, the belt slip of the transmission belt 48 from the time when the vehicle is stopped to the extremely low vehicle speed is prevented, and at this time, for example, the thrust ratio τ corresponding to the maximum gear ratio γmax (= driven hydraulic cylinder thrust W OUT / driving side hydraulic cylinder) Thrust W IN ; W OUT is the belt clamping pressure Pd × the pressure receiving area of the driven hydraulic cylinder 46c, and W IN is the speed change pressure Pin × the pressure receiving area of the driving hydraulic cylinder 42c). When (a / b) and F S / b in the first term on the right side of 2) are set, a good start is performed at the maximum gear ratio γmax or a gear ratio γmax ′ in the vicinity thereof. The predetermined vehicle speed V ′ is a lower limit vehicle speed at which a predetermined feedback control can be executed as a vehicle speed V at which the rotational speed of the predetermined rotating member, for example, the input shaft rotational speed NIN cannot be detected. For example, it is set to about 2 km / h.

図６は、車速Ｖをパラメータとして変速比γと推力比τとの予め求められて記憶された関係であって、図示の関係になるように上記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ）が設定された場合の一例を示す図である。図６の一点鎖線で示した車速Ｖのパラメータは駆動側油圧シリンダ４２ｃおよび従動側油圧シリンダ４６ｃにおける遠心油圧を考慮して算出した推力比τであり、実線との交点（Ｖ０、Ｖ２０、Ｖ５０）にて閉じ込み制御時に保持可能な所定の変速比としての変速比γが求められる。例えば、この図６に示すように本実施例の無段変速機１８においては、車速Ｖが０km/hすなわち車両停止中の閉じ込み制御時に所定の変速比として最大変速比γmaxが保持可能である。 FIG. 6 shows the relationship obtained and stored in advance between the speed ratio γ and the thrust ratio τ using the vehicle speed V as a parameter, and the first term (a It is a figure which shows an example when / b) is set. The parameter of the vehicle speed V shown by the one-dot chain line in FIG. 6 is a thrust ratio τ calculated in consideration of the centrifugal hydraulic pressure in the drive side hydraulic cylinder 42c and the driven side hydraulic cylinder 46c, and the intersections with the solid lines (V 0 , V 20 , V 50 ) obtains a gear ratio γ as a predetermined gear ratio that can be held during the closing control. For example, as shown in FIG. 6, in the continuously variable transmission 18 according to this embodiment, the maximum speed ratio γmax can be maintained as a predetermined speed ratio when the vehicle speed V is 0 km / h, that is, the closing control is performed while the vehicle is stopped. .

図７は、電子制御装置５０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図７において、目標入力回転設定手段１５０は、例えば図４に示すような予め記憶された変速マップから実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて入力軸回転速度ＮＩＮの目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊を逐次設定する。 FIG. 7 is a functional block diagram for explaining the main part of the control function by the electronic control unit 50. In FIG. 7, the target input rotation setting means 150 is configured to change the input shaft rotation speed N IN based on the vehicle state indicated by the actual vehicle speed V and the accelerator opening Acc from a shift map stored in advance as shown in FIG. Set the target input shaft rotational speed N IN * sequentially.

変速制御手段１５２は、実入力軸回転速度ＮＩＮが前記目標入力回転設定手段１５０によって設定された目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊と一致するように、すなわち回転速度差（偏差）ΔＮＩＮ（＝ＮＩＮ ＊−ＮＩＮ）を解消するように、その回転速度差ΔＮＩＮに応じて無段変速機１８の変速をフィードバック制御により実行する。すなわち、駆動側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の流量を制御することにより両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅を変化させる変速制御指令信号（油圧指令）ＳＴを油圧制御回路１００へ出力して変速比γを連続的に変化させる。 The shift control means 152 makes the actual input shaft rotational speed N IN coincide with the target input shaft rotational speed N IN * set by the target input rotational setting means 150, that is, the rotational speed difference (deviation) ΔN IN (= N IN * −N IN ), the shift of the continuously variable transmission 18 is executed by feedback control according to the rotational speed difference ΔN IN . That is, the speed change outputs a shift control command signal (oil pressure command) S T for changing the V groove widths of both variable pulleys 42 and 46 by controlling the flow rate of hydraulic fluid to the driving side hydraulic cylinder 42c to the hydraulic control circuit 100 The ratio γ is continuously changed.

ベルト挟圧力設定手段１５４は、例えば図５に示すような予め実験的に求められて記憶されたベルト挟圧力マップから、実際のアクセル開度Ａccおよび電子制御装置５０により実際の入力軸回転速度ＮＩＮおよび出力軸回転速度ＮＯＵＴに基づいて算出される実変速比γ（＝ＮＩＮ／ＮＯＵＴ）で示される車両状態に基づいてベルト挟圧力Ｐd＊を設定する。つまり、ベルト挟圧力設定手段１５４は、ベルト挟圧力Ｐd＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを設定する。 The belt clamping pressure setting means 154, for example, from the belt clamping pressure map obtained and stored experimentally in advance as shown in FIG. 5, for example, the actual accelerator opening Acc and the actual input shaft rotational speed N by the electronic control unit 50. The belt clamping pressure Pd * is set based on the vehicle state indicated by the actual speed ratio γ (= N IN / N OUT ) calculated based on IN and the output shaft rotational speed N OUT . That is, the belt clamping pressure setting means 154 sets the belt clamping pressure Pd of the output side hydraulic cylinder 46c for obtaining the belt clamping pressure Pd * .

ベルト挟圧力制御手段１５６は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたベルト挟圧力Ｐd＊が得られるように従動側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを調圧する挟圧力制御指令信号ＳＢを油圧制御回路１００へ出力してベルト挟圧力Ｐd＊を増減させる。 Belt clamping pressure control means 156, the belt clamping pressure setting means 154 clamping pressure control command signal S B for pressurizing regulates the belt clamping pressure Pd of the driven-side hydraulic cylinder 46c as set belt clamping pressure Pd * is obtained by Output to the hydraulic control circuit 100 to increase or decrease the belt clamping pressure Pd * .

油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号ＳＴに従って無段変速機１８の変速が実行されるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給・排出量を制御すると共に、上記挟圧力制御指令信号ＳＢに従ってベルト挟圧力Ｐd＊が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてベルト挟圧Ｐdを調圧する。 The hydraulic control circuit 100, the supply of hydraulic fluid to the shift control command signal solenoid valve DS1 and operates the solenoid valve DS2 to the drive side hydraulic cylinder 42c so the shift of the continuously variable transmission 18 is executed in accordance with S T · to control the emissions, by operating the linear solenoid valve SLS so that the belt clamping pressure Pd * is increased or decreased pressure of the belt clamping pressure Pd adjusted in accordance with the above clamping force control command signal S B.

また、変速制御手段１５２は、前述の機能に加え、車速Ｖが前記所定車速Ｖ’以下であることを条件として、通常の変速制御としての回転速度差ΔＮＩＮを解消するための変速比γのフィードバック制御を行わず、推力比コントロールバルブ１１８により変速圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係に保つ閉じ込み制御を実行する。すなわち、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６を閉じ状態とすることによって、駆動側油圧シリンダ４２ｃ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機１８の変速比γを所定の変速比とする低車速用の変速制御のための変速指令（閉じ込み制御指令）信号ＳＴ’を油圧制御回路１００へ出力して所定の変速比を成立させる。 In addition to the above-described function, the speed change control means 152 sets the speed ratio γ for eliminating the rotational speed difference ΔN IN as a normal speed change control on condition that the vehicle speed V is equal to or lower than the predetermined speed V ′. Without performing the feedback control, the thrust ratio control valve 118 executes the closing control for maintaining the ratio between the transmission pressure Pin and the belt clamping pressure Pd in a predetermined relationship. That is, by closing the transmission ratio control valve UP114 and the transmission ratio control valve DN116, the operating oil is confined in the drive hydraulic cylinder 42c, and the transmission ratio γ of the continuously variable transmission 18 is set to a predetermined transmission ratio. A shift command (closed control command) signal S T ′ for shifting control for low vehicle speed is output to the hydraulic control circuit 100 to establish a predetermined gear ratio.

油圧制御回路１００は、上記閉じ込み制御指令信号ＳＴ’に従って変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６が閉じ状態とされるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させず、推力比コントロールバルブ１１８から変速圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Ｐτを出力する。 The hydraulic control circuit 100 does not operate the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 so as to close the transmission ratio control valve UP114 and the transmission ratio control valve DN116 in accordance with the closing control command signal S T ′, and controls the thrust ratio control. The valve 118 outputs a thrust ratio control hydraulic pressure Pτ that maintains the ratio between the transmission pressure Pin and the belt clamping pressure Pd in a predetermined relationship.

エンジン出力制御手段１５８は、エンジン１２の出力制御の為にエンジン出力制御指令信号ＳＥ、例えばスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などをそれぞれスロットルアクチュエータ７６や燃料噴射装置７８や点火装置８０へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１５８は、アクセル開度Ａccに応じたスロットル開度θＴＨとなるように電子スロットル弁３０を開閉するスロットル信号をスロットルアクチュエータ７６へ出力してエンジントルクＴＥを制御する。 The engine output control means 158 outputs an engine output control command signal S E , for example, a throttle signal, an injection signal, an ignition timing signal, etc., to the throttle actuator 76, the fuel injection device 78, and the ignition device 80, respectively, for output control of the engine 12. To do. For example, the engine output control means 158 controls the engine torque T E and outputs a throttle signal for opening and closing the electronic throttle valve 30 such that the throttle opening theta TH corresponding to the accelerator opening Acc to the throttle actuator 76.

シフトポジション判定手段１６０は、レバーポジションＰＳＨに基づいてすなわち各レバーポジションＰＳＨのＯＮ信号に基づいて現在のレバーポジションＰＳＨを判定したり、シフトレバー７４の操作履歴を判定する。例えば、シフトポジション判定手段１６０は、レバーポジションＰＳＨに基づいてＮ→Ｄシフト判定、Ｎ→Ｒシフト判定、「Ｄ」ポジション判定、「Ｎ」ポジション判定、「Ｒ」ポジション判定等を行う。 Shift position determining means 160, or determines the current lever position P SH based on based on the lever position P SH i.e. ON signal of the lever position P SH, it determines an operation history of the shift lever 74. For example, the shift position determination unit 160 performs N → D shift determination, N → R shift determination, “D” position determination, “N” position determination, “R” position determination, and the like based on the lever position PSH .

係合制御手段１６２は、前記シフトポジション判定手段１６０によりＮ→Ｄシフト或いはＮ→Ｒシフトが行われたと判定されたガレージシフト時には、クラッチアプライコントロールバルブ１１２を第１位置側へ切り換えると共に、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の過渡的な係合状態を制御するために係合ショックが抑制されるように係合油圧を緩やかに上昇させるための制御油圧ＰＳＬＴを出力し且つライン油圧ＰＬを調圧するために信号圧ＰＳＬＳを出力するガレージシフト指令信号ＳＡを油圧制御回路１００へ出力する。例えば、係合制御手段１６２は、リニアソレノイド弁ＳＬＴをデューティー制御するための指令信号SLTDUTYとして係合過渡油圧指令圧pcltexcを油圧制御回路１００へ出力する。 The engagement control means 162 switches the clutch apply control valve 112 to the first position side and moves forward when the garage shift is determined that the N → D shift or the N → R shift has been performed by the shift position determination means 160. In order to control the transitional engagement state of the clutch C1 or the reverse brake B1, the control hydraulic pressure P SLT for gradually increasing the engagement hydraulic pressure is output so that the engagement shock is suppressed, and the line hydraulic pressure P L is output. , A garage shift command signal SA that outputs a signal pressure P SLS is output to the hydraulic pressure control circuit 100. For example, the engagement control unit 162 outputs the engagement transient hydraulic command pressure pcltexc to the hydraulic control circuit 100 as a command signal SLTDUTY for duty-controlling the linear solenoid valve SLT.

油圧制御回路１００は、ガレージシフト時には上記ガレージシフト指令信号ＳＡに従って、クラッチアプライコントロールバルブ１１２が第１位置側へ切り換えられるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ１および所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ２を出力すると共に、予め定められた規則に従って前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１が係合されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＴを作動させて制御油圧ＰＳＬＴを出力し且つエンジン負荷等に応じてライン油圧ＰＬが調圧されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させて信号圧ＰＳＬＳを出力する。 The hydraulic control circuit 100, in accordance with the garage shift command signal S A at the time of the garage shifting, the clutch apply control valve 112 is first switched to the position side so actuates the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 to the predetermined pressure or more control pressure The control hydraulic pressure P SLT is output by operating the linear solenoid valve SLT so that the forward clutch C1 or the reverse brake B1 is engaged according to a predetermined rule, while outputting the P DS1 and the control hydraulic pressure P DS2 equal to or higher than a predetermined pressure. It actuates the linear solenoid valve SLS so as the line pressure P L is pressure regulated in accordance with the outputs and engine load and the like and outputs the signal pressure P SLS with.

また、係合制御手段１６２は、ガレージシフト後例えばガレージシフト開始から所定時間経過後や制御油圧ＰＳＬＴが所定の係合油圧以上となった後等の定常時には、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１へ出力油圧ＰＬＭ２を供給して完全係合状態とするためにクラッチアプライコントロールバルブ１１２を第２位置側へ切り換えると共に、ライン油圧ＰＬを調圧するために信号圧ＰＳＬＴを出力する定常制御指令信号ＳＡ’を油圧制御回路１００へ出力する。例えば、係合制御手段１６２は、リニアソレノイド弁ＳＬＴをデューティー制御するための指令信号SLTDUTYとしてライン圧指令圧plctgtを油圧制御回路１００へ出力する。 Further, the engagement control means 162 is configured to move the forward clutch C1 or the reverse brake in a steady state such as after a garage shift, for example, after a lapse of a predetermined time from the start of the garage shift, or after the control hydraulic pressure PSLT becomes a predetermined engagement hydraulic pressure or higher. It switches the clutch apply control valve 112 to the completely engaged state by supplying the output hydraulic pressure P LM2 to B1 to the second position, stationary control for outputting a signal pressure P SLT to pressure the line pressure P L tone Command signal S A ′ is output to hydraulic control circuit 100. For example, the engagement control unit 162 outputs the line pressure command pressure plctgt to the hydraulic control circuit 100 as a command signal SLTDUTY for duty-controlling the linear solenoid valve SLT.

油圧制御回路１００は、定常時には上記定常制御指令信号ＳＡ’に従って、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１へ出力油圧ＰＬＭ２が供給されて完全係合状態とされるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を同時に作動させずにクラッチアプライコントロールバルブ１１２を第２位置側へ切り換えると共に、エンジン負荷等に応じてライン油圧ＰＬが調圧されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＴを作動させて信号圧ＰＳＬＴを出力する。 In a steady state, the hydraulic control circuit 100 supplies the output hydraulic pressure PLM2 to the forward clutch C1 or the reverse brake B1 in accordance with the steady control command signal S A ′ so that the fully engaged state is established. switches the clutch apply control valve 112 without operating the valve DS2 simultaneously to the second position, it actuates the linear solenoid valve SLT as the line pressure P L is pressure regulated in accordance with the engine load or the like signal pressure P SLT is output.

このように、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、ガレージシフト時にはクラッチアプライコントロールバルブ１１２の第１位置において、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１が係合されるように制御油圧ＰＳＬＴを出力する（クラッチ圧モードという）。また、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、定常時にはクラッチアプライコントロールバルブ１１２の第２位置において、ライン油圧ＰＬが調圧されるように信号圧ＰＳＬＴを出力する（ライン圧モードという）。また、このクラッチ圧モードにおいては、所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ１および所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ２が出力されていることから、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１へ制御油圧ＰＳＬＴが供給されると同時に、所定の変速比となるように推力比コントロールバルブ１１８による閉じ込み制御が行われる。 Thus, the linear solenoid valve SLT outputs the control hydraulic pressure P SLT so that the forward clutch C1 or the reverse brake B1 is engaged at the first position of the clutch apply control valve 112 during garage shift (clutch pressure). Mode). The linear solenoid valve SLT, in the second position of the clutch apply control valve 112 is in a steady state, outputs a signal pressure P SLT as the line pressure P L is pressure regulated (referred line pressure mode). Further, in this clutch pressure mode, the control hydraulic pressure P DS1 exceeding the predetermined pressure and the control hydraulic pressure P DS2 exceeding the predetermined pressure are output, so that the control hydraulic pressure P SLT is supplied to the forward clutch C1 or the reverse brake B1. At the same time, the closing control by the thrust ratio control valve 118 is performed so that a predetermined gear ratio is obtained.

つまり、ガレージシフト時には変速を行う必要がないことから、そのガレージシフトが行われたときには、クラッチアプライコントロールバルブ１１２を第１位置に切り換えるための信号油圧としての所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ１および所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ２を通常は無段変速機１８の変速を制御するために作動させるソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２から出力させると共に、所定の変速比となるように推力比コントロールバルブ１１８による閉じ込み制御が行われる。 That is, since it is not necessary to perform a shift during a garage shift, when the garage shift is performed, a control hydraulic pressure P DS1 that is equal to or higher than a predetermined pressure as a signal hydraulic pressure for switching the clutch apply control valve 112 to the first position, and a predetermined hydraulic pressure. The control hydraulic pressure PDS2 that is higher than the pressure is normally output from the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 that are operated to control the shift of the continuously variable transmission 18, and the thrust ratio control valve 118 controls the predetermined hydraulic ratio. Closed control is performed.

ニュートラル制御条件判定手段１６４は、シフトレバー７４の走行ポジションにおいて所定のニュートラル制御条件が成立するか否かを判定する。この所定のニュートラル制御条件は、例えば車両が停止中であってアクセルペダル６８が踏み込まれておらず、フットブレーキが踏込操作されていることなどである。より具体的には、ニュートラル制御条件判定手段１６４は、前記シフトポジション判定手段１６０によりレバーポジションＰＳＨが「Ｄ」ポジションにあると判定されているときに、車速Ｖが所定の停止判定値以下であり且つアクセル開度Ａccが所定の零判定値以下であり且つフットブレーキスイッチ７０がオンＢＯＮである場合に、ニュートラル制御条件が成立したと判定する。尚、フットブレーキの解除に伴ってニュートラル制御が中止された際、前進用クラッチＣ１が係合されるまでの間に車両がずり下がるのを回避する為に、図示しない加速度センサにより検出された勾配が所定以上である場合にはニュートラル制御条件が成立していないと判定しても良い。 The neutral control condition determination unit 164 determines whether or not a predetermined neutral control condition is satisfied at the travel position of the shift lever 74. The predetermined neutral control condition is, for example, that the vehicle is stopped, the accelerator pedal 68 is not depressed, and the foot brake is depressed. More specifically, the neutral control condition determination unit 164 determines that the vehicle speed V is less than or equal to a predetermined stop determination value when the shift position determination unit 160 determines that the lever position P SH is in the “D” position. There and determines if the accelerator opening Acc is less than a predetermined zero judgment value and a foot brake switch 70 is oN B oN, the neutral control condition is satisfied. It should be noted that when neutral control is stopped with the release of the foot brake, the gradient detected by an acceleration sensor (not shown) is used to avoid the vehicle from sliding down until the forward clutch C1 is engaged. May be determined that the neutral control condition is not satisfied.

前記係合制御手段１６２は、前記ニュートラル制御条件判定手段１６４により所定のニュートラル制御条件が成立したと判定された場合には、クラッチアプライコントロールバルブ１１２を第１位置側へ切り換えると共に、動力伝達経路がニュートラル状態とされるように前進用クラッチＣ１を解放状態とするための制御油圧ＰＳＬＴを出力し且つライン油圧ＰＬを調圧するために信号圧ＰＳＬＳを出力するニュートラル制御指令信号ＳＡ”を油圧制御回路１００へ出力する。例えば、係合制御手段１６２は、リニアソレノイド弁ＳＬＴをデューティー制御するための指令信号SLTDUTYとして解放油圧指令圧pclopenを油圧制御回路１００へ出力してニュートラル制御を実行する。この前進用クラッチＣ１を解放状態とするための制御油圧ＰＳＬＴは前進用クラッチＣ１が係合トルク容量を持たない油圧である。 When the neutral control condition determining unit 164 determines that a predetermined neutral control condition is satisfied, the engagement control unit 162 switches the clutch apply control valve 112 to the first position side, and the power transmission path is the control hydraulic pressure P SLT outputs and line pressure P neutral control command L outputs a signal pressure P SLS a to pressure regulating signal S a "for the forward clutch C1 and the release state so as to be a neutral state For example, the engagement control means 162 outputs the release hydraulic pressure command pressure pclopen to the hydraulic pressure control circuit 100 as a command signal SLTDUTY for duty control of the linear solenoid valve SLT, and executes neutral control. . control pressure P S to the forward clutch C1 and releasing state T is the hydraulic forward clutch C1 does not have the engagement torque capacity.

油圧制御回路１００は、ニュートラル制御時には上記ニュートラル制御指令信号ＳＡ”に従って、クラッチアプライコントロールバルブ１１２が第１位置側へ切り換えられるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ１および所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ２を出力すると共に、前進用クラッチＣ１が解放されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＴを作動させて制御油圧ＰＳＬＴを例えば零であったり或いは係合させるときの応答速度が早くなるように前進用クラッチＣ１の油圧アクチュエータのリターンスプリング相当の油圧に調圧する。 In the neutral control, the hydraulic control circuit 100 operates the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 so as to switch the clutch apply control valve 112 to the first position side in accordance with the neutral control command signal S A ″, thereby controlling the pressure above a predetermined pressure. When outputting the hydraulic pressure P DS1 and the control hydraulic pressure P DS2 equal to or higher than a predetermined pressure, and operating the linear solenoid valve SLT so that the forward clutch C1 is released, the control hydraulic pressure P SLT is, for example, zero or engaged. Is adjusted to a hydraulic pressure corresponding to the return spring of the hydraulic actuator of the forward clutch C1 so that the response speed of the forward clutch C1 is increased.

このように、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、ニュートラル制御時にはクラッチアプライコントロールバルブ１１２の第１位置において、前進用クラッチＣ１がスリップ乃至解放されるように制御油圧ＰＳＬＴを出力する。また、このニュートラル制御時においては、ガレージシフト時と同様に、所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ１および所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ２が出力されていることから、前進用クラッチＣ１へ制御油圧ＰＳＬＴが供給されると同時に、所定の変速比となるように推力比コントロールバルブ１１８による閉じ込み制御が行われる。 Thus, the linear solenoid valve SLT outputs the control hydraulic pressure P SLT so that the forward clutch C1 is slipped or released at the first position of the clutch apply control valve 112 during the neutral control. Further, at the time of this neutral control, the control hydraulic pressure P DS1 that is equal to or higher than the predetermined pressure and the control hydraulic pressure P DS2 that is equal to or higher than the predetermined pressure are output as in the garage shift, and therefore the control hydraulic pressure P SLT is output to the forward clutch C1. Is simultaneously controlled by the thrust ratio control valve 118 so as to obtain a predetermined gear ratio.

ここで、前述したように、本実施例の無段変速機１８においては、車両停止中の閉じ込み制御時には変速比γが最大変速比γmaxとされる、すなわち伝動ベルト４８が最減速位置に戻された状態（以下、最減速状態という）とされる。この閉じ込み制御においては推力比制御油圧Ｐτが駆動側油圧シリンダ４２ｃに供給されていることから、閉じ込み制御後の車両発進の際に駆動側プーリ４２の回転に伴ってアップシフトが生じるおそれがある。 Here, as described above, in the continuously variable transmission 18 of the present embodiment, the speed ratio γ is set to the maximum speed ratio γmax during the closing control while the vehicle is stopped, that is, the transmission belt 48 returns to the maximum deceleration position. (Hereinafter, referred to as the maximum deceleration state). Possibility since the thrust ratio control oil pressure P tau is supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c in this closed narrowing control, the upshift with the rotation of the drive pulley 42 at the time of vehicle start after closing control occurs There is.

そこで、前記変速制御手段１５２は、最減速判断手段１６６により伝動ベルト４８が最減速状態にあると判断されて車両停止した後の車両発進の際には、通常の変速制御が実行可能となる車速Ｖが所定車速Ｖ’を超えるまで通常の変速制御に先だって、閉じ込み制御に替えて、ダウンシフト時と同様に駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の作動油を排出することにより駆動側プーリ４２のＶ溝幅を最大幅に維持させるデューティダウン制御の為のデューティダウン制御指令信号ＳＴ”を油圧制御回路１００へ出力して伝動ベルト４８の最減速状態を維持させる発進時変速制御手段としての機能を備える。 Accordingly, the speed change control means 152 determines the vehicle speed at which normal speed change control can be executed when the vehicle starts after the speed reduction determination means 166 determines that the transmission belt 48 is in the lowest speed reduction state and the vehicle stops. Prior to the normal shift control until V exceeds a predetermined vehicle speed V ′, instead of the closing control, the hydraulic oil in the drive side hydraulic cylinder 42c is discharged in the same manner as during the downshift, so that the V groove of the drive side pulley 42 is discharged. A duty down control command signal S T ″ for duty down control for maintaining the width at the maximum width is output to the hydraulic control circuit 100 to function as a start-time shift control means for maintaining the maximum deceleration state of the transmission belt 48. .

油圧制御回路１００は、上記デューティダウン制御指令信号ＳＴ”に従ってソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて駆動側油圧シリンダ４２ｃから作動油を排出する。これによって、無段変速機１８のアップシフトが防止されて変速比γが最大変速比γmaxに維持される。 The hydraulic control circuit 100 operates the solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 in accordance with the duty down control command signal S T ″ to discharge the hydraulic oil from the drive side hydraulic cylinder 42c. Thereby, the upshift of the continuously variable transmission 18 is performed. Is prevented and the gear ratio γ is maintained at the maximum gear ratio γmax.

前記最減速判断手段１６６は、閉じ込み制御が行われている車両停止時に、無段変速機１８の変速比γが最大変速比（最低速側変速比）γmaxにあるか否か、すなわち伝動ベルト４８が最減速状態にあるか否かを、例えば車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて既に変速比γが最大変速比γmaxとなっている状態で車両停止したか否か、或いは車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて変速比γが最大変速比γmaxとなっていないものの車両停止時には最大変速比γmaxとなっていると推定される最大変速比γmax近傍の所定変速比γmax’になっているか否かに基づいて判断する。   The maximum deceleration determination means 166 determines whether or not the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is at the maximum transmission gear ratio (minimum speed side transmission gear ratio) γmax when the vehicle is controlled to be closed. For example, whether or not the vehicle has stopped in a state where the speed ratio γ is already at the maximum speed ratio γmax at the vehicle speed V exceeding the predetermined vehicle speed V ′ during vehicle deceleration traveling. Alternatively, the maximum speed ratio γmax that is estimated to be the maximum speed ratio γmax when the vehicle is stopped, although the speed ratio γ is not the maximum speed ratio γmax at the vehicle speed V that exceeds the predetermined vehicle speed V ′ during vehicle deceleration travel. The determination is made based on whether or not the predetermined gear ratio γmax ′ is in the vicinity.

最減速判断手段１６６により伝動ベルト４８が最減速状態にあると判断されているときには電子制御装置５０によりベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＮとされる一方、最減速判断手段１６６により伝動ベルト４８が最減速状態にないと判断されているときには電子制御装置５０によりベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＦＦとされる。   When it is determined by the most deceleration judging means 166 that the transmission belt 48 is in the most decelerated state, the electronic control device 50 sets the belt return determination flag Fbelt to ON, while the most deceleration judging means 166 causes the transmission belt 48 to be most decelerated. When it is determined that the belt is not in the state, the belt return determination flag Fbelt is turned off by the electronic control unit 50.

ところで、前記デューティダウン制御が実行されて駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の作動油が排出されたとしても、車両停止の際に伝動ベルト４８が実際に最減速状態に戻されている場合には駆動側プーリ４２のＶ溝幅が増大されることはない。しかし、伝動ベルト４８が最減速状態にあると判断されているときに、ガレージシフトやニュートラル制御が行われると、駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じて駆動側プーリ４２が回転することによりアップシフトが生じるおそれがある。また、坂路等の車両状態によってはフットブレーキの解除に伴い車両が動き出すことがあり、このようなときにも駆動側プーリ４２が回転することによりアップシフトが生じるおそれがある。 By the way, even if the duty-down control is executed and the hydraulic oil in the drive-side hydraulic cylinder 42c is discharged, the drive-side when the transmission belt 48 is actually returned to the maximum deceleration state when the vehicle is stopped. The V groove width of the pulley 42 is not increased. However, transmission when the belt 48 is determined to be in the highest speed reduction state, the garage shift and the neutral control is performed, the driving pulley 42 varies with the input torque T IN is generated drive pulley that is input to the 42 There is a possibility that an upshift may occur due to the rotation of. Further, depending on the state of the vehicle such as a slope, the vehicle may start to move with the release of the foot brake. In such a case, an upshift may occur due to the rotation of the driving pulley 42.

このようなアップシフトが生じて伝動ベルト４８が最減速状態から外れたときに、最減速判断手段１６６により伝動ベルト４８が最減速状態にないと判断されれば良いが、所定車速Ｖ’以下の車両状態では、伝動ベルト４８が最減速状態にあるか否かの判断が行われず、引き続き伝動ベルト４８が最減速状態にあると判断される。   When such an upshift occurs and the transmission belt 48 deviates from the maximum deceleration state, the maximum deceleration determination means 166 may determine that the transmission belt 48 is not in the maximum deceleration state. In the vehicle state, it is not determined whether or not the transmission belt 48 is in the most decelerated state, and it is determined that the transmission belt 48 is in the most decelerated state.

そうすると、伝動ベルト４８が最減速状態から外れた状態であっても、車両発進の際には所定車速Ｖ’を超えるまで前記変速制御手段１５２によりデューティダウン制御指令信号ＳＴ”が油圧制御回路１００へ出力されることから、駆動側プーリ４２のＶ溝幅が増大されて伝動ベルト４８が緩み、ベルト滑りが生じるおそれがある。 Then, even when the transmission belt 48 is out of the most decelerated state, the duty reduction control command signal S T ″ is transmitted by the shift control means 152 until the vehicle speed exceeds a predetermined vehicle speed V ′ when the vehicle starts. Therefore, the V-groove width of the driving pulley 42 is increased, the transmission belt 48 is loosened, and belt slipping may occur.

そこで、前記変速制御手段１５２は、最減速判断手段１６６により伝動ベルト４８が最減速状態にあると判断されていることに加え、トルク変動判断手段１６８により閉じ込み制御中に駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じていないと判断されていることを条件として、車両停止した後の車両発進の際には、前記デューティダウン制御指令信号ＳＴ”を油圧制御回路１００へ出力して伝動ベルト４８の最減速状態を維持させる。 Therefore, the shift control means 152 is input to the driving pulley 42 during the closing control by the torque fluctuation determination means 168 in addition to the transmission speed 48 being determined to be in the maximum deceleration state by the maximum deceleration determination means 166. The duty-down control command signal S T ″ is output to the hydraulic control circuit 100 when starting the vehicle after stopping the vehicle, provided that it is determined that the input torque T IN has not changed. As a result, the transmission belt 48 is kept in its most decelerated state.

前記トルク変動判断手段１６８は、所定車速Ｖ’以下の車両状態において閉じ込み制御が実行されているときに、駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じたか否かを、例えばガレージシフトが実行されたか否かおよびニュートラル制御が実行されたか否かに基づいて判断する。すなわち、車両用駆動装置１０が動力伝達遮断状態と動力伝達可能状態との間で切り替えられたか否かに基づいて駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じたか否かを判断する。そして、トルク変動判断手段１６８は、車両用駆動装置１０が動力伝達遮断状態と動力伝達可能状態との間で切り替えられると駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じたと判断する。 The torque fluctuation determining means 168, when the closing control in the predetermined vehicle speed V 'following vehicle condition is being executed, whether the variation in the input torque T IN is inputted to the drive pulley 42 is generated, for example, A determination is made based on whether garage shift has been executed and whether neutral control has been executed. In other words, it determines whether the vehicle driving apparatus 10 is a variation in the input torque T IN is inputted to the drive pulley 42 on the basis of whether or not switched between the power transmission interrupted state and power transmitting state occurs To do. The torque variation determination unit 168, the vehicle drive device 10 determines that change in the input torque T IN input and is switched to the drive pulley 42 between the power transmission interrupted state and power transmitting state occurs .

より具体的には、前記トルク変動判断手段１６８は、所定車速Ｖ’以下の車両状態において閉じ込み制御が実行されているときに、前記係合制御手段１６２により前記ガレージシフト指令信号ＳＡが油圧制御回路１００へ出力されていないか否かを判断し、ガレージシフト指令信号ＳＡが油圧制御回路１００へ出力されていないときには駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じていないと判断する一方で、ガレージシフト指令信号ＳＡが出力されたときには駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じたと判断する。 More specifically, the torque fluctuation determining means 168, when the closing control in the predetermined vehicle speed V 'following vehicle state is executed, the garage shift command signal S A by the engagement control means 162 hydraulic it is determined whether not output to the control circuit 100, when the garage shifting command signal S a is not output to the hydraulic control circuit 100 does not occur is a change in the input torque T iN is inputted to the drive pulley 42 while it is determined that, when the garage shifting command signal S a is output is determined that the variation in the input torque T iN is inputted to the drive pulley 42 has occurred.

また、前記トルク変動判断手段１６８は、所定車速Ｖ’以下の車両状態において閉じ込み制御が実行されているときに、前記係合制御手段１６２により前記ニュートラル制御指令信号ＳＡ”が油圧制御回路１００へ出力されていないか否かを判断し、ニュートラル制御指令信号ＳＡ”が油圧制御回路１００へ出力されていないときには駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じていないと判断する一方で、ニュートラル制御指令信号ＳＡ”が出力されたときには駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じたと判断する。 Further, the torque fluctuation determining means 168 is configured such that the neutral control command signal S A ″ is output from the hydraulic control circuit 100 by the engagement control means 162 when the closing control is being executed in a vehicle state of a predetermined vehicle speed V ′ or less. And when the neutral control command signal S A ″ is not output to the hydraulic control circuit 100, it is determined that the input torque T IN input to the drive pulley 42 has not changed. On the other hand, when the neutral control command signal S A ″ is output, it is determined that the input torque T IN input to the driving pulley 42 has changed.

前記トルク変動判断手段１６８により駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じていないと判断されているときには電子制御装置５０によりベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＮとされる一方、トルク変動判断手段１６８により駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じたと判断されているときには電子制御装置５０によりベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＦＦとされる。 While the belt back determination flag Fbelt is turned ON by an electronic control unit 50 when the change in the input torque T IN is inputted to the drive pulley 42 is determined not caused by the torque fluctuation determining means 168, the torque fluctuation belt back determination flag Fbelt is turned OFF by the electronic control unit 50 when the change in the input torque T iN is inputted to the drive pulley 42 is determined to have occurred by determining means 168.

前記変速制御手段１５２は、車両停止した後の車両発進の際に、ベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＮとされている場合には前記デューティダウン制御指令信号ＳＴ”を油圧制御回路１００へ出力して伝動ベルト４８の最減速状態を維持させる一方で、ベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＦＦとされている場合には前記閉じ込み制御指令信号ＳＴ’を油圧制御回路１００へ出力して閉じ込み制御を実行する。 The shift control means 152 outputs the duty down control command signal S T ″ to the hydraulic control circuit 100 if the belt return determination flag Fbelt is ON when the vehicle starts after the vehicle stops. while to maintain the highest speed reduction state of the transmission belt 48, running the closing control by outputting a control command signal S T 'confinement said to the hydraulic control circuit 100 when the belt return determination flag Fbelt is turned OFF To do.

図８は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxにあると判断されているときの車両発進に際してベルト滑りの発生を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。   FIG. 8 shows a main part of the control operation of the electronic control unit 50, that is, for suppressing the occurrence of belt slip when starting the vehicle when it is determined that the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 is the maximum speed ratio γmax. It is a flowchart explaining the control operation, and is repeatedly executed with an extremely short cycle time of about several milliseconds to several tens of milliseconds, for example.

先ず、前記最減速判断手段１６６に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、閉じ込み制御が行われている車両停止時に、無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxにあるか否か、すなわち伝動ベルト４８が最減速状態にあるか否かが、例えば車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて既に変速比γが最大変速比γmaxとなっている状態で車両停止したか否かに基づいて判断される。   First, in a step (hereinafter, step is omitted) S1 corresponding to the most deceleration determination means 166, the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 becomes the maximum speed ratio γmax when the vehicle is stopped while the closing control is performed. Whether or not the transmission belt 48 is in the maximum deceleration state, for example, the gear ratio γ is already the maximum gear ratio γmax at a vehicle speed V that exceeds a predetermined vehicle speed V ′ during vehicle deceleration traveling, for example. Judgment is made based on whether or not the vehicle is stopped in the state.

前記Ｓ１の判断が肯定される場合はベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＮとされると共に、前記トルク変動判断手段１６８に対応するＳ２において、所定車速Ｖ’以下の車両状態において閉じ込み制御が実行されているときに、前記ガレージシフト指令信号ＳＡが油圧制御回路１００へ出力されていないか否かが判断される。 If the determination in S1 is affirmative, the belt return determination flag Fbelt is turned ON, and in S2 corresponding to the torque fluctuation determination means 168, the closing control is executed in a vehicle state of a predetermined vehicle speed V 'or less. when you are, the garage shift command signal S A whether not output to the hydraulic control circuit 100 is determined.

前記Ｓ２の判断が否定される場合はＳ３においてベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＦＦとされるが、肯定される場合はベルト戻り判定フラグＦbeltがそのままＯＮとされると共に前記トルク変動判断手段１６８に対応するＳ４において、所定車速Ｖ’以下の車両状態において閉じ込み制御が実行されているときに、前記ニュートラル制御指令信号ＳＡ”が油圧制御回路１００へ出力されていないか否かが判断される。 If the determination in S2 is negative, the belt return determination flag Fbelt is turned off in S3. If the determination is affirmative, the belt return determination flag Fbelt is turned on as it is and corresponds to the torque fluctuation determination means 168. In S <b> 4, it is determined whether or not the neutral control command signal S A ″ has not been output to the hydraulic control circuit 100 when the closing control is being executed in a vehicle state of a predetermined vehicle speed V ′ or less.

前記Ｓ４の判断が否定される場合はＳ５においてベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＦＦとされるが、肯定される場合はベルト戻り判定フラグＦbeltがそのままＯＮとされると共に前記変速制御手段１５２に対応するＳ６において、車両停止した後の車両発進の際に、前記デューティダウン制御指令信号ＳＴ”が油圧制御回路１００へ出力されて伝動ベルト４８の最減速状態が維持させられる。 If the determination in S4 is negative, the belt return determination flag Fbelt is turned off in S5. If the determination is affirmative, the belt return determination flag Fbelt is turned on as it is and S6 corresponding to the shift control means 152 is set. When the vehicle starts after the vehicle stops, the duty down control command signal S T ″ is output to the hydraulic control circuit 100, and the transmission belt 48 is maintained in the most decelerated state.

前記Ｓ１の判断が否定されてベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＦＦとされた場合は、或いは前記Ｓ３或いは前記Ｓ５に続いて、前記変速制御手段１５２に対応するＳ７において、車両停止した後の車両発進の際に、前記閉じ込み制御指令信号ＳＴ’が油圧制御回路１００へ出力されて閉じ込み制御が実行させられる。 If the determination in S1 is negative and the belt return determination flag Fbelt is OFF, or following S3 or S5, in S7 corresponding to the shift control means 152, the vehicle start after the vehicle stops. At this time, the closing control command signal S T ′ is output to the hydraulic control circuit 100 to execute the closing control.

上述のように、本実施例によれば、最減速判断手段１６６により車両停止時に伝動ベルト４８が最減速状態にあると判断され、且つトルク変動判断手段１６８により閉じ込み制御中に駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じていないと判断されていることを条件として、車両停止した後の車両発進の際には無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxに維持されるように、変速制御手段１５２により駆動側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の給排が制御されるので、閉じ込み制御時に駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じて伝動ベルト４８が最減速状態から外れた状態のときには、伝動ベルト４８を最減速状態とする為の駆動側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の給排がおこなわれず、ベルト滑りの発生が防止される。よって、無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxにあると判断されているときの車両発進に際してベルト滑りの発生が抑制される。 As described above, according to this embodiment, it is determined by the most deceleration determination means 166 that the transmission belt 48 is in the most deceleration state when the vehicle is stopped and the torque fluctuation determination means 168 performs the closing control during the closing control. on condition that variation in the input torque T iN is input is determined not to occur, the maximum speed ratio speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 .gamma.max the time of vehicle start after the vehicle stops as will be maintained, since the supply and discharge of hydraulic oil is controlled, fluctuation in the input torque T iN is input to the driving pulley 42 at the time of closing control is generated transmission to the driving side hydraulic cylinder 42c by the speed change control means 152 When the belt 48 is out of the maximum deceleration state, the hydraulic oil is not supplied to or discharged from the drive side hydraulic cylinder 42c to bring the transmission belt 48 into the maximum deceleration state. The occurrence of slippage is prevented from. Therefore, the occurrence of belt slip is suppressed when the vehicle starts when it is determined that the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 is the maximum speed ratio γmax.

また、本実施例によれば、トルク変動判断手段１６８により、車両用駆動装置１０が動力伝達遮断状態と動力伝達可能状態との間で切り替えられたか否かに基づいて駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じたか否かが判断されるものであり、車両用駆動装置１０が動力伝達遮断状態と動力伝達可能状態との間で切り替えられると駆動側プーリ４２に入力される入力トルクＴＩＮに変動が生じたと判断されるので、車両用駆動装置１０の動力伝達がニュートラル状態とされているときに坂路等の車両状態によってフットブレーキの解除に伴い車両が動き出すことにより駆動側プーリ４２が回転して伝動ベルト４８が最減速状態から外れた状態のときには、伝動ベルト４８を最減速状態とする為の駆動側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の給排がおこなわれず、ベルト滑りの発生が防止される。 In addition, according to the present embodiment, the torque fluctuation determining means 168 inputs the driving device 10 to the driving pulley 42 based on whether or not the vehicle drive device 10 is switched between the power transmission cut-off state and the power transmission enabled state. that is intended to whether variation in the input torque T iN is generated is determined and inputted to the drive pulley 42 and is switched between the vehicle drive device 10 and the power transmission interrupted state and power transmitting state Since it is determined that the input torque TIN has fluctuated, when the power transmission of the vehicle drive device 10 is in the neutral state, the vehicle starts to move with the release of the foot brake depending on the vehicle state such as a hill road. When the pulley 42 rotates and the transmission belt 48 is out of the most decelerated state, the drive side hydraulic cylinder 42 for bringing the transmission belt 48 into the most decelerated state. Supply and discharge of hydraulic fluid is not performed for the occurrence of belt slippage is prevented.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。   As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.

例えば、前述の実施例において、所定回転部材の回転速度として例示した入力軸回転速度ＮＩＮやそれに関連する目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊などは、それら入力軸回転速度ＮＩＮなどに替えて、エンジン回転速度ＮＥやそれに関連する目標エンジン回転速度ＮＥ ＊など、或いはタービン回転速度ＮＴやそれに関連する目標タービン回転速度ＮＴ ＊などが用いられても良い。従って、入力軸回転速度センサ５６等の回転速度センサは、制御する必要がある回転速度に合わせて適宜備えられれば良い。 For example, in the above-described embodiment, the input shaft rotation speed N IN exemplified as the rotation speed of the predetermined rotation member and the target input shaft rotation speed N IN * related thereto are replaced with the input shaft rotation speed N IN etc. The engine rotational speed NE and the related target engine rotational speed NE * may be used, or the turbine rotational speed NT and the related target turbine rotational speed NT * may be used. Accordingly, a rotational speed sensor such as the input shaft rotational speed sensor 56 may be appropriately provided in accordance with the rotational speed that needs to be controlled.

また、前述の実施例において、流体伝動装置としてロックアップクラッチ２６が備えられているトルクコンバータ１４が用いられていたが、ロックアップクラッチ２６は必ずしも設けられなくてもよく、またトルクコンバータ１４に替えて、トルク増幅作用のない流体継手（フルードカップリング）などの他の流体式動力伝達装置が用いられてもよい。   In the above-described embodiment, the torque converter 14 provided with the lock-up clutch 26 is used as the fluid transmission device. However, the lock-up clutch 26 is not necessarily provided. In addition, other fluid type power transmission devices such as a fluid coupling (fluid coupling) having no torque amplification function may be used.

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。   The above description is only an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art.

本発明が適用された車両用駆動装置を説明する骨子図である。1 is a skeleton diagram illustrating a vehicle drive device to which the present invention is applied. 図１の車両用駆動装置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。It is a block diagram explaining the principal part of the control system provided in the vehicle in order to control the vehicle drive device etc. of FIG. 油圧制御回路のうち無段変速機のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバーの操作に伴う前進用クラッチ或いは後進用ブレーキの係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a main part relating to belt clamping pressure control of a continuously variable transmission, gear ratio control, and engagement hydraulic control of a forward clutch or reverse brake accompanying operation of a shift lever in the hydraulic control circuit. 無段変速機の変速制御において目標入力回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the shift map used when calculating | requiring a target input rotational speed in the shift control of a continuously variable transmission. 無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じて必要油圧を求める必要油圧マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the required hydraulic pressure map which calculates | requires required hydraulic pressure according to gear ratio etc. in the clamping pressure control of a continuously variable transmission. 車速をパラメータとして変速比と推力比との予め求められて記憶された関係である。This is a relationship obtained and stored in advance between the gear ratio and the thrust ratio with the vehicle speed as a parameter. 図２の電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。It is a functional block diagram explaining the principal part of the control function of the electronic control apparatus of FIG. 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち無段変速機の変速比が最大変速比にあると判断されているときの車両発進に際してベルト滑りの発生を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートである。The main part of the control operation of the electronic control unit of FIG. 2, that is, the control operation for suppressing the occurrence of belt slip when starting the vehicle when it is determined that the speed ratio of the continuously variable transmission is at the maximum speed ratio will be described. It is a flowchart.

符号の説明Explanation of symbols

１２：エンジン（走行用動力源）
１８：無段変速機
２４：駆動輪
４２：駆動側プーリ
４２ｃ：駆動側油圧シリンダ（駆動側油圧アクチュエータ）
４６：従動側プーリ
４８：伝動ベルト（ベルト）
５０：電子制御装置（変速制御装置）
１１４：変速比コントロールバルブＵＰ（変速制御弁）
１１６：変速比コントロールバルブＤＮ（変速制御弁）
１５２：変速制御手段（発進時変速制御手段）
１６６：最減速判断手段
１６８：トルク変動判断手段 12: Engine (power source for running)
18: continuously variable transmission 24: driving wheel 42: driving pulley 42c: driving hydraulic cylinder (driving hydraulic actuator)
46: driven pulley 48: transmission belt (belt)
50: Electronic control device (shift control device)
114: Transmission ratio control valve UP (transmission control valve)
116: Transmission ratio control valve DN (transmission control valve)
152: Shift control means (startup shift control means)
166: Maximum deceleration determination means 168: Torque fluctuation determination means

Claims (2)

走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に駆動側プーリおよび従動側プーリと該両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機が配設された車両において、前記駆動側プーリの溝幅を変更するための駆動側油圧アクチュエータと該駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御することによって該駆動側プーリの溝幅を変更する変速制御弁とを備え、所定車速を超える車両状態では前記変速制御弁によって該駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御して前記無段変速機の変速を行う一方で、所定車速以下の車両状態では前記変速制御弁によって該駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として前記無段変速機の変速比を所定の変速比とする車両用無段変速機の変速制御装置であって、
車両停止時に前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあるか否かを判断する最減速判断手段と、
前記所定車速以下の車両状態において前記変速制御弁によって前記駆動側油圧アクチュエータ内に作動油が閉じ込められた状態とされているときに、前記駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じたか否かを判断するトルク変動判断手段と、
前記最減速判断手段により前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断され、且つ前記トルク変動判断手段により前記駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じていないと判断されていることを条件として、車両発進に際して、前記無段変速機の変速比が最低速側変速比に維持されるように前記変速制御弁によって前記駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御する発進時変速制御手段と
を、含むことを特徴とする車両用無段変速機の変速制御装置。 In a vehicle in which a continuously variable transmission having a driving pulley and a driven pulley and a belt wound around both pulleys is disposed on a power transmission path between a driving power source and driving wheels, the driving side A drive-side hydraulic actuator for changing the groove width of the pulley, and a shift control valve for changing the groove width of the drive-side pulley by controlling supply and discharge of hydraulic oil to and from the drive-side hydraulic actuator, and having a predetermined vehicle speed In the vehicle state exceeding the above, the hydraulic control actuator controls the supply and discharge of hydraulic fluid to the drive side hydraulic actuator to shift the continuously variable transmission, while in the vehicle state below a predetermined vehicle speed, the drive is controlled by the shift control valve. A transmission control device for a continuously variable transmission for a vehicle in which hydraulic oil is confined in a side hydraulic actuator and a transmission ratio of the continuously variable transmission is set to a predetermined transmission ratio,
A minimum deceleration determination means for determining whether or not the speed ratio of the continuously variable transmission is at the minimum speed side gear ratio when the vehicle is stopped;
Whether or not a change has occurred in the input torque input to the drive-side pulley when the hydraulic oil is confined in the drive-side hydraulic actuator by the shift control valve in a vehicle state below the predetermined vehicle speed Torque fluctuation judging means for judging whether
It is determined that the speed reduction ratio of the continuously variable transmission is at the lowest speed side speed ratio by the most deceleration determination means, and the input torque input to the driving pulley is not changed by the torque fluctuation determination means. On the condition that it is determined, when starting the vehicle, the shift control valve allows the hydraulic oil to be supplied to and discharged from the drive side hydraulic actuator so that the transmission gear ratio of the continuously variable transmission is maintained at the lowest speed transmission gear ratio. A shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle, comprising: a start shift control means for controlling the vehicle. 前記トルク変動判断手段は、前記走行用動力源と前記無段変速機との間の動力伝達経路が動力伝達遮断状態と動力伝達可能状態との間で切り替えられたか否かに基づいて前記駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じたか否かを判断するものであり、該動力伝達経路が動力伝達遮断状態と動力伝達可能状態との間で切り替えられると前記駆動側プーリに入力される入力トルクに変動が生じたと判断するものである請求項１の車両用無段変速機の変速制御装置。   The torque fluctuation determining means is configured to determine whether the power transmission path between the driving power source and the continuously variable transmission has been switched between a power transmission cut-off state and a power transmission enabled state. It is determined whether or not the input torque input to the pulley has fluctuated. When the power transmission path is switched between the power transmission cutoff state and the power transmission possible state, the input torque is input to the driving pulley. The shift control apparatus for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein it is determined that the input torque fluctuates.
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011069453A (en) * 2009-09-28 2011-04-07 Daihatsu Motor Co Ltd Control device of automatic transmission for vehicle
WO2012017536A1 (en) * 2010-08-05 2012-02-09 トヨタ自動車株式会社 Device for controlling continuous variable transmission for vehicle

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH08178036A (en) * 1994-12-28 1996-07-12 Aisin Seiki Co Ltd Transmission control device
JP2001324007A (en) * 2000-05-16 2001-11-22 Toyota Motor Corp Variable speed control device of continuously variable transmission
JP2002323121A (en) * 2001-04-25 2002-11-08 Toyota Motor Corp Control device for power transmission
JP2005308082A (en) * 2004-04-21 2005-11-04 Toyota Motor Corp Controller of vehicle

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH08178036A (en) * 1994-12-28 1996-07-12 Aisin Seiki Co Ltd Transmission control device
JP2001324007A (en) * 2000-05-16 2001-11-22 Toyota Motor Corp Variable speed control device of continuously variable transmission
JP2002323121A (en) * 2001-04-25 2002-11-08 Toyota Motor Corp Control device for power transmission
JP2005308082A (en) * 2004-04-21 2005-11-04 Toyota Motor Corp Controller of vehicle

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011069453A (en) * 2009-09-28 2011-04-07 Daihatsu Motor Co Ltd Control device of automatic transmission for vehicle
WO2012017536A1 (en) * 2010-08-05 2012-02-09 トヨタ自動車株式会社 Device for controlling continuous variable transmission for vehicle
CN103052832A (en) * 2010-08-05 2013-04-17 丰田自动车株式会社 Device for controlling continuous variable transmission for vehicle
JP5435137B2 (en) * 2010-08-05 2014-03-05 トヨタ自動車株式会社 Control device for continuously variable transmission for vehicle
US8798877B2 (en) 2010-08-05 2014-08-05 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control device of continuously variable transmission for vehicle

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