JP2010242838A - Control device of continuously variable transmission for vehicle - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a method for controlling a continuously variable transmission for vehicle, that suitably prevents a hunting occurring during the change over to a downshifted position in a transmission of the continuously variable transmission. <P>SOLUTION: When the continuously variable transmission 18 is changed over from an upshifted position to a downshifted position, a downshifting DUTY is output by control means 164 for use in downshifting time, causing a solenoid valve DS2 for downshifting to execute downshifting, if an actual transmission ratio γ is lower than a downshift execution transmission ratio γ<SB>α</SB>, set on a higher speed side than a target transmission ratio γ<SP>*</SP>calculated based on a target input rotation speed N<SB>in</SB><SP>*</SP>set by target input rotation setting means 150, by a predetermined deviation α set by deviation setting means 170. Therefore, a hunting occurring during the change over of the continuously variable transmission 18 is suitably prevented. <P>COPYRIGHT: (C)2011,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両用無段変速機の制御装置に係り、特に、ダウンシフト時に発生するハンチング抑制に関するものである。   The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly to suppression of hunting that occurs during downshifting.

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、所定の回転部材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ことが良く知られている。また、その回転部材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も良く知られている。   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 And a shift control valve that changes the groove width of the drive pulley by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to the side hydraulic actuator, and shifts based on the deviation between the target value and the actual value of the rotation speed of a predetermined rotating member. It is well known that gears of a continuously variable transmission are controlled by controlling the supply and discharge of hydraulic fluid to and from a drive-side hydraulic actuator using a control valve. In a vehicle state where the rotational speed of the rotating member is less than a predetermined vehicle speed that is difficult to detect, the gear ratio of the continuously variable transmission is set to a predetermined gear ratio by confining the hydraulic oil in the drive side hydraulic actuator by the shift control valve. It is also well known.

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。   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. It is said.

ところで、例えば車両用無段変速機がアップシフトされることで、所定の回転部材の実際の回転速度（実回転速度）が目標回転速度に向かって追従中に、実回転速度が目標回転速度に到達してダウンシフトが実施されると、大きくダウンシフトされてしまい、再びアップシフトを繰り返すハンチングが発生する問題があった。例えば、アップシフトソレノイド弁からの指令油圧を介して変速制御弁を制御することにより駆動側油圧アクチュエータに作動油を供給してアップシフトを実行し、ダウンシフトソレノイド弁からの指令油圧を介して変速制御弁を制御することにより駆動側油圧アクチュエータの作動油を排出してダウンシフトを実行する無段変速機において、アップシフトからダウンシフトに切り換えられる場合、変速制御弁の油路が切り換えられるが、上記ソレノイド弁による変速出力に対して所定の応答遅れが生じる。この応答遅れによって作動油が必要以上に排出されてしまってダウンシフトが大きくなる場合がある。   By the way, for example, when the continuously variable transmission for a vehicle is upshifted, the actual rotational speed becomes the target rotational speed while the actual rotational speed (actual rotational speed) of the predetermined rotating member follows the target rotational speed. When the downshift is performed after reaching, there is a problem that the downshift is greatly performed and hunting that repeats the upshift again occurs. For example, by controlling the shift control valve via the command hydraulic pressure from the upshift solenoid valve, the hydraulic fluid is supplied to the drive side hydraulic actuator to perform an upshift, and the gearshift is performed via the command hydraulic pressure from the downshift solenoid valve. In a continuously variable transmission that performs a downshift by discharging the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator by controlling the control valve, when switching from an upshift to a downshift, the oil path of the shift control valve is switched, A predetermined response delay occurs with respect to the shift output by the solenoid valve. Due to this response delay, the hydraulic oil may be discharged more than necessary, resulting in a large downshift.

特許文献１においては、無段変速機の入力プーリ制御目標回転速度と実際の入力プーリ回転速度との回転速度差が設定値以下の時は、その回転速度差の大きさに応じてアップシフト用電磁ソレノイド又はダウンシフト用電磁ソレノイドの作動時間が変化するデューティー制御を行なう車両用無段自動変速機の減速比制御方法が開示されている。   In Patent Document 1, when the rotational speed difference between the input pulley control target rotational speed of the continuously variable transmission and the actual input pulley rotational speed is equal to or less than a set value, upshifting is performed according to the magnitude of the rotational speed difference. A reduction ratio control method for a continuously variable automatic transmission for a vehicle that performs duty control in which an operation time of an electromagnetic solenoid or a downshift electromagnetic solenoid changes is disclosed.

特公平３−２１７８１号公報Japanese Patent Publication No. 3-21781

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、変速用ソレノイド弁によって制御される無段変速機の制御装置において、ダウンシフト時に発生するハンチングを好適に防止することができる車両用無段変速機の制御方法を提供することにある。   The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to suitably use hunting that occurs during downshifting in a control device for a continuously variable transmission controlled by a shift solenoid valve. An object of the present invention is to provide a control method for a continuously variable transmission for a vehicle that can be prevented.

上記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）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と、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前記車両用無段変速機の変速比を変更する変速制御弁と、その変速制御弁をアップシフト側に制御するアップシフト用ソレノイド弁と、その変速制御弁をダウンシフト側に制御するダウンシフト用ソレノイド弁と、前記車両用無段変速機の実際の変速比を予め設定されている目標変速比となるように制御する変速制御手段とを備える車両用無段変速機の制御方法であって、（ｂ）前記無段変速機がアップシフトからダウンシフトへ切り換えられる際には、実際の変速比が前記目標変速比よりも所定偏差だけ高速側に設定されたダウンシフト実行変速比を下回った場合にダウンシフト用ソレノイド弁によるダウンシフトが実行され、該所定偏差は、前記車両用無段変速機の入力軸回転速度に基づいて設定されることること、を特徴とする。   In order to achieve the above object, the gist of the invention according to claim 1 is that (a) a continuously variable transmission for a vehicle having a driving pulley, a driven pulley, and a belt wound around both pulleys. A drive-side hydraulic actuator for changing the groove width of the drive-side pulley, and a gear change for changing the gear ratio of the continuously variable transmission for the vehicle by controlling supply / discharge of hydraulic oil to / from the drive-side hydraulic actuator A control valve, an upshift solenoid valve for controlling the shift control valve to the upshift side, a downshift solenoid valve for controlling the shift control valve to the downshift side, and the vehicle continuously variable transmission And a transmission control means for controlling the transmission gear ratio to a preset target transmission gear ratio, wherein: (b) the continuously variable transmission is When switching from shift to downshift, if the actual gear ratio falls below the downshift execution gear ratio set on the high speed side by a predetermined deviation from the target gear ratio, the downshift by the downshift solenoid valve is performed. The predetermined deviation is set based on an input shaft rotation speed of the continuously variable transmission for a vehicle.

また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１の車両用無段変速機の制御方法において、実際の変速比が前記目標変速比を下回った後、且つ前記ダウンシフト実行変速比を下回るまでの間においては、アップシフト用ソレノイド弁によるダウンシフトが実行されること、を特徴とする。   According to a second aspect of the present invention, there is provided a vehicular continuously variable transmission control method according to the first aspect, wherein an actual gear ratio is less than the target gear ratio, and the downshift execution shift is performed. A downshift by the upshift solenoid valve is executed until the ratio falls below the ratio.

請求項１にかかる発明の車両用無段変速機の制御方法によれば、前記無段変速機がアップシフトからダウンシフトへ切り換えられる際において、実際の変速比が前記目標変速比よりも所定偏差だけ高速側に設定されたダウンシフト実行変速比を下回った場合にダウンシフト用ソレノイド弁によるダウンシフトが実行されるので、無段変速機の変速中に発生するハンチングを好適に防止することができる。例えば、アップシフト中に無段変速機の変速比が目標変速比を下回った場合であってもダウンシフト実行変速比を下回っていない場合にダウンシフト用ソレノイド弁によるダウンシフトが実行されず、アップシフト指令の出力を制御することで、駆動側油圧アクチュエータと前記制御弁の出力ポートとを連通させる。これにより、駆動側油圧アクチュエータの作動油が制御弁側へ排出されて駆動側プーリの溝幅が拡大され、結果としてダウンシフトされる。したがって、ダウンシフト指令を出力しなくとも一定の範囲内であればダウンシフトが可能となる。上記より、ダウンシフト指令の出力を抑制することができるため、ハンチングを抑制することができる。   According to the control method for a continuously variable transmission for a vehicle according to the first aspect of the present invention, when the continuously variable transmission is switched from upshift to downshift, the actual speed ratio is a predetermined deviation from the target speed ratio. Since the downshift by the downshift solenoid valve is executed when the downshift execution speed ratio set on the high speed side is less than that, it is possible to suitably prevent hunting that occurs during the speed change of the continuously variable transmission. . For example, even if the gear ratio of the continuously variable transmission is below the target gear ratio during the upshift, if the downshift execution gear ratio is not below, the downshift by the downshift solenoid valve is not executed and the upshift By controlling the output of the shift command, the drive side hydraulic actuator and the output port of the control valve are communicated. As a result, the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator is discharged to the control valve side, the groove width of the drive side pulley is expanded, and as a result, it is downshifted. Therefore, even if a downshift command is not output, a downshift is possible within a certain range. As mentioned above, since the output of a downshift command can be suppressed, hunting can be suppressed.

また、前記所定偏差は、前記車両用無段変速機の入力軸回転速度に基づいて設定されるので、前記無段変速機がアップシフトからダウンシフトへ切り換えられる際において、ダウンシフト用ソレノイド弁によるダウンシフトが実行されることなく変動する前記車両用無段変速機の変速比は、前記所定偏差によって決定される範囲内とすることができる。すなわち、前記車両用無段変速機の変速比の変動の許容しうる範囲は前記車両用無段変速機の入力軸回転速度に応じて異なるところ、前記車両用無段変速機の変速比の変動を前記車両用無段変速機の入力軸回転速度に応じて異なる前記範囲内のものとすることができる。   Further, since the predetermined deviation is set based on the input shaft rotational speed of the vehicle continuously variable transmission, when the continuously variable transmission is switched from upshift to downshift, a downshift solenoid valve is used. The speed ratio of the vehicle continuously variable transmission that fluctuates without downshifting can be within a range determined by the predetermined deviation. That is, the allowable range of the change in the transmission gear ratio of the vehicle continuously variable transmission varies depending on the input shaft rotation speed of the continuously variable transmission for the vehicle, and the change in the transmission gear ratio of the continuously variable transmission for the vehicle. Can be within the different ranges according to the input shaft rotational speed of the continuously variable transmission for a vehicle.

また、請求項２にかかる発明の車両用無段変速機の制御方法によれば、実際の変速比が前記目標変速比を下回った後、且つ前記ダウンシフト実行変速比を下回るまでの間においては、アップシフト用ソレノイド弁によるダウンシフトが実行されるので、実際の変速比が前記目標変速比を下回った後、且つ前記ダウンシフト実行変速比を下回るまでの間において、ダウンシフト用ソレノイド弁を用いることなくダウンシフトが実行され、ハンチングを防止することができる。   According to the control method for a continuously variable transmission for a vehicle according to the second aspect of the present invention, after the actual gear ratio falls below the target gear ratio and until it falls below the downshift execution gear ratio. Since the downshift by the upshift solenoid valve is executed, the downshift solenoid valve is used after the actual gear ratio falls below the target gear ratio and until it falls below the downshift execution gear ratio. Downshifting can be performed without hunting.

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. アップシフトからダウンシフトへの切り換えによって発生するハンチングを示す図である。It is a figure which shows the hunting which generate | occur | produces by switching from an upshift to a downshift. アップシフトＤＵＴＹ値と駆動側油圧シリンダに供給される作動油の油量との関係を説明する図である。It is a figure explaining the relationship between an upshift DUTY value and the oil quantity of the hydraulic fluid supplied to a drive side hydraulic cylinder. 入力軸回転速度と偏差との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between an input shaft rotational speed and a deviation. 駆動側プーリの実プーリ位置が変速目標プーリ位置へ向かってアップシフトされる場合に、偏差が設定された場合の変速状態を示すタイムチャートである。It is a time chart which shows the gear shift state when a deviation is set when the actual pulley position of the driving pulley is upshifted toward the gear shift target pulley position. 駆動側プーリの実プーリ位置が変速目標プーリ位置へ向かってアップシフトされる場合に、偏差が設定された場合の変速状態を示す他のタイムチャートであって、図１１に対応する図である。FIG. 12 is another time chart showing a shift state when a deviation is set when the actual pulley position of the driving pulley is upshifted toward the shift target pulley position, and corresponds to FIG. 11. 電子制御装置の制御作動の要部すなわちアップシフトからダウンシフトへの切換時に発生するハンチングを防止することができる制御作動を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating the control action which can prevent the main part of the control action of an electronic controller, ie, the hunting which generate | occur | produces at the time of switching from an upshift to a downshift.

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。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following embodiments, the drawings are appropriately simplified or modified, and the dimensional ratios, shapes, and the like of the respective parts are not necessarily drawn accurately.

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 is used for speed-controlling the continuously variable transmission 18, generating belt clamping pressure, engaging / disengaging the lock-up clutch 26, or supplying lubricating oil to each part. A mechanical oil pump 28 that is generated by rotationally driving hydraulic pressure by the engine 12 is connected.

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、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。   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 actuator.

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（本発明のベルトに相当）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 (corresponding to the belt of the present invention) wound around these variable pulleys 42, 46 are provided. , 46 and the transmission belt 48, power is transmitted through a frictional force.

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アクチュエータ（プライマリプーリ側油圧アクチュエータ）４２ｃおよび従動側油圧アクチュエータ（セカンダリプーリ側油圧アクチュエータ）４６ｃとを備えて構成されており、駆動側油圧アクチュエータ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、従動側油圧アクチュエータ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、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの油圧であるプライマリ圧（以下、変速圧という）Ｐin（本発明の駆動側油圧アクチュエータの油圧に相当）が生じる。   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 actuator (primary pulley side hydraulic actuator) 42c and driven side hydraulic actuator (secondary pulley side) as hydraulic actuators that apply thrust to change the V-groove width between the movable rotors 42b and 46b provided Hydraulic actuator) 46c, and the hydraulic fluid supply / discharge flow rate to the drive side hydraulic actuator 42c is controlled by the hydraulic control circuit 100, so that the V-groove widths of both variable pulleys 42, 46 change. Thus, the engagement diameter (effective diameter) of the transmission belt 48 is changed, and the gear ratio γ ( The input shaft rotation speed Nin / output shaft rotation speed Nout) is continuously changed. Further, the secondary pressure (hereinafter referred to as belt clamping pressure) Pd, which is the hydraulic pressure of the driven hydraulic actuator 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 (corresponding to the hydraulic pressure of the drive side hydraulic actuator of the present invention), which is the hydraulic pressure of the drive side hydraulic actuator 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。すなわち、前記電子制御装置５０は、本発明の車両用無段変速機の制御方法を実施することができる。   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. That is, the electronic control unit 50 can implement the method for controlling a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention.

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、油圧センサ７５により検出される従動側油圧アクチュエータ４６ｃのベルト狭圧Ｐdを表すベルト狭圧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. A signal representing the rotational speed of the shaft 36 (input shaft rotational speed) Nin, the rotational speed of the output shaft 44 (output shaft) which is the output rotational speed of the continuously variable transmission 18 detected by the vehicle speed sensor (output shaft rotational speed sensor) 58. Rotational speed) Nout, i.e., a vehicle speed signal representing the vehicle speed V corresponding to the output shaft rotational speed Nout, and the intake of the engine 12 detected by the throttle sensor 60 Pipe 32 throttle valve opening signal representing the throttle valve opening theta TH of the electronic throttle valve 30 provided in (see FIG. 1), a signal representing the cooling water temperature T W of the engine 12 detected by a coolant temperature sensor 62, CVT A signal that represents the oil temperature TCVT of the hydraulic circuit such as the continuously variable transmission 18 detected by the oil temperature sensor 64, and an accelerator that represents the accelerator opening Acc that is the operation amount of the accelerator pedal 68 detected by the accelerator opening sensor 66. opening signal, a 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 (operating position) of a shift lever 74 detected by a lever position sensor 72 P SH An operation position signal representing the following, a driven hydraulic actuator 46c detected by the hydraulic sensor 75 A belt narrow pressure signal representing the belt narrow pressure Pd 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例えば駆動側油圧アクチュエータ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１（本発明のアップシフト用ソレノイド弁に相当）およびソレノイド弁ＤＳ２（本発明のダウンシフト用ソレノイド弁に相当）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, the shift control command signal S T for example a solenoid valve DS1 (upshift solenoid valve of the present invention for controlling the flow rate of hydraulic oil to the drive side hydraulic actuator 42c for changing the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 equivalent) and a command signal for driving the corresponding) to the downshift solenoid valve of the solenoid valve DS2 (the present invention, the clamping pressure control command signal S B for example, a belt clamping pressure Pd of the order to adjust the clamping pressure of the transmission belt 48 A command signal for driving the linear solenoid valve SLS to regulate pressure, a lockup control command signal for controlling the engagement, release, and slip amount of the lockup clutch 26, for example, the valve of the lockup control valve in the hydraulic control circuit 100 A command signal or lock-up for driving an ON / OFF solenoid valve DSU (not shown) that switches the position. A command signal for driving the solenoid valve DS2 for adjusting the torque capacity of the clutch 26, a linear solenoid valve SLT for controlling the line hydraulic pressure PL, a command signal for driving the linear solenoid valve SLS, and the like are output to the hydraulic control circuit 100. The

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アクチュエータ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（本発明の狭圧力制御弁に相当）、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アクチュエータ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（本発明の変速制御弁に相当）および変速比コントロールバルブＤＮ１１６（本発明の変速制御弁に相当）、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（本発明の制御弁に相当）、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, a hydraulic pressure control circuit 100 adjusts a belt clamping pressure Pd that is the hydraulic pressure of the driven hydraulic actuator 46c so that the transmission belt 48 does not slip. Equivalent), a first position for outputting the control hydraulic pressure P SLT as the first hydraulic pressure regulated by the linear solenoid valve SLT, and an output hydraulic pressure P LM2 as the second hydraulic pressure from the line pressure modulator NO. A clutch apply control valve 112 that functions as a switching valve that is switched to the second position, and a speed change control valve that controls the flow rate of hydraulic oil to the drive side hydraulic actuator 42c so that the speed ratio γ is continuously changed. Gear ratio control valve UP114 (corresponding to the gearshift control valve of the present invention) and gear ratio control Lub DN 116 (corresponding to the transmission control valve of the present invention), thrust ratio control valve 118 (corresponding to the control valve of the present invention) having a predetermined ratio between the transmission pressure Pin and the belt clamping pressure Pd, the forward clutch A manual valve 120 or the like that mechanically switches the oil passage according to the operation of the shift lever 74 is provided so that 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 oil pressure PL is, for example, a relief-type primary regulator valve (pressure regulating valve) using, as a source pressure, the working oil pressure output (generated) from a mechanical oil pump 28 (see FIG. 1) that is rotationally driven by the engine 12. It 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 hydraulic pressure PLM2 is regulated based on the signal pressure P SLT from the linear solenoid valve SLT or the signal pressure P SLS from the linear solenoid valve SLS by the line pressure modulator NO. It has come to be. The output oil pressure P LM3 is a source pressure of the control oil pressure (signal pressure) P SLT and the signal pressure P SLS , and is adjusted to a constant pressure by the line pressure modulator NO. It has come to be. 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 the present embodiment, although the description of the two types in the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLT and the control pressure P SLT and the signal pressure P SLT, the engagement transition oil pressure at the time of garage shifting the control pressure P SLT The pilot pressure for regulating the line oil pressure PL is clearly distinguished and used as the signal pressure PSLT . 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. When the clutch apply control valve 112 is switched to the second position, the signal pressure PSLT is output to regulate the line oil pressure PL. The signal pressure PSLT is a pilot pressure for adjusting the line hydraulic pressure PL by the primary regulator valve 124, and is directly supplied to the hydraulic actuators of the engaging devices in order to engage 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 transmission ratio control valve UP114 is provided so as to be movable in the axial direction, so that the line hydraulic pressure PL can be supplied from the input port 114i to the driving pulley 42 via the input / output port 114j, and the input / output port 114k is closed. The spool valve element 114a is positioned at the original position where the position and the driving pulley 42 are 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 hydraulic pressure PDS2 to apply a thrust toward the original position to the spool valve element 114a, and an upshift to the spool valve element 114a the control oil pressure P DS1 to apply a thrust force toward the position side And an 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（駆動側油圧アクチュエータ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（本発明の制御弁の所定の油圧に相当）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 communicated with each other, and the hydraulic fluid of the drive pulley 42 (drive hydraulic actuator 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 The thrust ratio control hydraulic pressure Pτ (corresponding to a predetermined hydraulic pressure of the control valve of the present invention) from the control valve 118 is allowed 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を経て駆動側油圧アクチュエータ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 PL is supplied to the control oil pressure P DS1 to the corresponding flow rate through the output port 114j from the input port 114i drive side hydraulic actuator 42c, input-output port 114k is cut off The flow of hydraulic oil to the gear 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、駆動側油圧アクチュエータ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 hydraulic fluid of the drive side hydraulic actuator 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 hydraulic 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が駆動側油圧アクチュエータ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ＰＤＳ２が出力されると駆動側油圧アクチュエータ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。 As described above, when the control hydraulic pressure PDS1 is output, the line hydraulic pressure PL input to the transmission ratio control valve UP114 is supplied to the drive side hydraulic actuator 42c, and the transmission pressure Pin is increased and continuously upshifted. When the hydraulic pressure PDS2 is output, the hydraulic fluid of the drive side hydraulic actuator 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アクチュエータ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, an actual value is obtained from a previously stored relationship (shift map) between the vehicle speed V and the target input shaft rotational speed Nin * , which is the target input rotational speed of the continuously variable transmission 18, using the accelerator opening Acc as a parameter. actual input shaft rotational speed and the target input shaft rotation speed Nin * of the input shaft 36 as a predetermined rotation member to be set on the basis of the vehicle condition represented by the vehicle speed V and the accelerator opening Acc (hereinafter, referred to as the actual input shaft rotational speed ) Shifting of the continuously variable transmission 18 is executed by feedback control in accordance with the rotational speed difference (deviation) ΔNin (= Nin * −Nin) so that Nin matches, that is, the drive side hydraulic actuator 42c. As the hydraulic oil is supplied and discharged, the V groove widths of both variable pulleys 42 and 46 are changed, and the speed ratio γ is continuously changed by feedback control.

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 a shift condition, and a target input shaft rotational speed Nin * that sets a larger gear ratio γ as the vehicle speed V is smaller and the accelerator opening Acc is larger is set. Further, since the vehicle speed V corresponds to the output shaft rotational speed Nout, the target input shaft rotational speed Nin *, which is the target value of the input shaft rotational speed Nin, corresponds to the target gear ratio γ * (= Nin * / Nout). It is determined within the range of the minimum speed ratio γmin and the maximum speed ratio γmax of the stage transmission 18.

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 pinching pressure control valve 110 is provided so as to be movable in the axial direction, thereby opening and closing the input port 110i to transfer the line oil pressure PL from the input port 110i to the driven pulley 46 and the thrust ratio control valve 118 via the output port 110t. The spool valve element 110a that can supply the 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 in the spool valve element 110a. an oil chamber 110c that receives the control oil pressure P SLS to apply thrust direction, feedback oil chamber for receiving 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 110d and the thrust in the valve closing direction is applied to the spool valve element 110a. And an oil chamber 110e that accepts modulator pressure P M in order.

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 pinching pressure control valve 110 configured as described above, the line oil pressure PL is continuously regulated by using the control oil pressure PLSS as a pilot pressure so that the transmission belt 48 does not slip. 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アクチュエータ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 actuator 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 is provided so as to be movable in the axial direction, thereby opening and closing the input port 118i and supplying the line hydraulic pressure PL from the input port 118i to the transmission ratio control valve DN116 via the output port 118t. A spool valve element 118a that enables supply, a spring 118b as an urging means that urges the spool valve element 118a in the valve opening direction, and a spring 118b that accommodates the spring 118b and applies a thrust in the valve opening direction to the spool valve element 118a. An oil chamber 118c that receives the belt clamping pressure Pd for application and a feedback oil chamber 118d that receives the thrust ratio control hydraulic pressure Pτ output from the output port 118t for applying thrust in the valve closing direction to the spool valve element 118a. I have.

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 in this manner, the pressure receiving area of the belt clamping pressure Pd in the oil chamber 118c is a, the pressure receiving area of the thrust ratio control hydraulic pressure Pτ in the feedback oil chamber 118d is b, and the biasing force of the spring 118b is FS. Then, it will be in an equilibrium state by following Formula (1).
Pτ × b = Pd × a + FS (1)
Therefore, the thrust ratio control hydraulic pressure Pτ is expressed by the following equation (2) and is proportional to the belt clamping pressure Pd.
Pτ = Pd × (a / b) + FS / 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が駆動側油圧アクチュエータ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 is in the closed state in which both are held in their original positions, the thrust ratio control hydraulic pressure Pτ is supplied to the drive side hydraulic actuator 42c, so that the transmission pressure Pin is made to coincide with the thrust ratio control hydraulic pressure Pτ. . That is, the thrust ratio control valve 118 outputs the thrust ratio control hydraulic pressure Pτ, that is, the transmission pressure Pin, which maintains the ratio between the transmission pressure Pin and the belt clamping pressure Pd in a predetermined relationship.

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が駆動側油圧アクチュエータ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（＝従動側油圧アクチュエータ推力Ｗout／駆動側油圧アクチュエータ推力Ｗin；Ｗoutはベルト挟圧Ｐd×従動側油圧アクチュエータ４６ｃの受圧面積、Ｗinは変速圧Ｐin×駆動側油圧アクチュエータ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 rotational speed sensor 56 and the vehicle speed sensor 58, the detection accuracy of the input shaft rotational speed Nin and the vehicle speed V is inferior in a low vehicle speed state below a predetermined vehicle speed V ′. sometimes instead feedback control of the gear ratio γ for eliminating the rotation speed difference (deviation) ΔNin, for example the speed ratio control valve UP114 and speed ratio control valve DN116 without supplying both the control pressure P DS1 and the control pressure P DS2 In either case, so-called closing control is executed to make the closing state. As a result, the shift pressure Pin proportional to the belt clamping pressure Pd is supplied to the drive-side hydraulic actuator 42c so that the ratio between the transmission pressure Pin and the belt clamping pressure Pd becomes 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 actuator thrust Wout / drive hydraulic actuator thrust) Win; Wout is the belt clamping pressure Pd × the pressure receiving area of the driven hydraulic actuator 46c, and Win is the transmission pressure Pin × the pressure receiving area of the driving hydraulic actuator 42c). When the first term (a / b) or FS / b is 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アクチュエータ４２ｃおよび従動側油圧アクチュエータ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 actuator 42c and the driven side hydraulic actuator 46c, and the intersections with the solid lines (V0, V20, V50). To obtain a transmission gear ratio γ as a predetermined transmission 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 a target of the input shaft rotation speed Nin 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 input shaft rotation speed Nin * 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、駆動側油圧アクチュエータ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 is arranged so that the actual input shaft rotation speed Nin matches the target input shaft rotation speed Nin * set by the target input rotation setting means 150, that is, the rotation speed difference (deviation) ΔNin (= Nin * −). Nin), the shift of the continuously variable transmission 18 is executed by feedback control in accordance with the rotational speed difference ΔNin. 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 the hydraulic oil to the drive side hydraulic actuator 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アクチュエータ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 Nin 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 (= Nin / Nout) calculated based on the output shaft rotational speed Nout. That is, the belt clamping pressure setting means 154 sets the belt clamping pressure Pd of the output side hydraulic actuator 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アクチュエータ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 actuator 46c as set belt clamping pressure Pd * is obtained by and outputs to the hydraulic control circuit 100 increases or decreases 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アクチュエータ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 oil to the solenoid valve DS1 and operates the solenoid valve DS2 driven side hydraulic actuator 42c as shifting is executed in the continuously variable transmission 18 according to the shift control command signal 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、駆動側油圧アクチュエータ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 shift control means 152 provides feedback of the transmission ratio γ for eliminating the rotational speed difference ΔNin as the normal shift control on condition that the vehicle speed V is equal to or less than the predetermined vehicle speed V ′. Without performing the 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 transmission ratio γ of the continuously variable transmission 18 is set to a predetermined transmission ratio with the hydraulic oil confined in the drive side hydraulic actuator 42c. 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 oil pressure P SLT for gradually increasing the engagement oil pressure is output so that the engagement shock is suppressed, and the line oil pressure PL is set. A garage shift command signal SA that outputs the signal pressure P SLS to adjust the pressure is output to the hydraulic 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.

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. A steady control command for switching the clutch apply control valve 112 to the second position side in order to supply the output hydraulic pressure PLM2 to B1 and bring it into a fully engaged state, and to output the signal pressure P SLT to regulate the line hydraulic pressure PL. and it outputs a signal S a 'to the 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.

上記変速制御手段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、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としたが、言い換えれば、無段変速機１８の変速比γが予め設定された目標変速比γ＊と一致するように、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ことと同様である。さらに、変速比γは駆動側プーリ４２のプーリ位置ｘに応じて一義的に決定されるため、駆動側プーリ４２のプーリ位置ｘが予め設定された目標プーリ位置ｘ＊と一致するように無段変速機１８の変速をフィードバック制御により実行することも同様となる。以下の制御の説明において、無段変速機１８の変速においてフィードバックされる対象をプーリ位置ｘを中心に説明するが、実質的には、上記入力軸回転速度Ｎinおよび変速比γに基づくフィードバック制御と何ら変わらない。 The shift control means 152 executes a shift of the continuously variable transmission 18 by feedback control so that the actual input shaft rotation speed Nin matches the target input shaft rotation speed Nin * set by the target input rotation setting means 150. However, in other words, it is the same as executing the shift of the continuously variable transmission 18 by feedback control so that the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 matches the preset target speed ratio γ *. . Further, since the gear ratio γ is uniquely determined according to the pulley position x of the driving pulley 42, the stepless step is performed so that the pulley position x of the driving pulley 42 matches the preset target pulley position x *. The same applies to the shift of the transmission 18 by feedback control. In the following description of the control, the object to be fed back in the shifting of the continuously variable transmission 18 will be described with a focus on the pulley position x. In practice, however, the feedback control based on the input shaft rotational speed Nin and the gear ratio γ No change.

図８は、本発明の車両用無段変速機の制御方法が適用されない場合における、無段変速機１８のアップシフト変速を駆動側シーブ４２のプーリ位置ｘを基準として示したものである。なお、上記プーリ位置ｘと変速比γとは、上述したように一対一に対応するものであるため、プーリ位置ｘを変速比γに置き換えても構わない。図８においては、アップシフト用ソレノイド弁であるソレノイド弁ＤＳ１およびダウンシフト用ソレノイド弁であるソレノイド弁ＤＳ２に対する出力指令すなわちアップシフトＤＵＴＹおよびダウンシフトＤＵＴＹが示されている。このうち、実線がソレノイド弁ＤＳ１から出力されるアップシフトＤＵＴＹを、破線がソレノイド弁ＤＳ２から出力されるダウンシフトＤＵＴＹをそれぞれ示している。これらのアップシフトＤＵＴＹおよびダウンシフトＤＵＴＹにより無段変速機１８の変速比が決定されるので、アップシフトＤＵＴＹおよびダウンシフトＤＵＴＹは変速指令に対応する。図８においてはまた、破線で示す変速目標となる変速目標プーリ位置ｘ＊に対する実線で示す実プーリ位置ｘの位置関係が示されている。図８においてはアップシフトＤＵＴＹ、ダウンシフトＤＵＴＹおよび実プーリ位置ｘの変化は共通する時間軸により表わされている。 FIG. 8 shows the upshift of the continuously variable transmission 18 based on the pulley position x of the drive sheave 42 when the control method for a continuously variable transmission for a vehicle of the present invention is not applied. Since the pulley position x and the gear ratio γ have a one-to-one correspondence as described above, the pulley position x may be replaced with the gear ratio γ. FIG. 8 shows output commands, that is, upshift DUTY and downshift DUTY, to solenoid valve DS1 which is an upshift solenoid valve and solenoid valve DS2 which is a downshift solenoid valve. Among these, the solid line indicates the upshift DUTY output from the solenoid valve DS1, and the broken line indicates the downshift DUTY output from the solenoid valve DS2. Since the gear ratio of the continuously variable transmission 18 is determined by the upshift DUTY and the downshift DUTY, the upshift DUTY and the downshift DUTY correspond to a shift command. FIG. 8 also shows the positional relationship of the actual pulley position x indicated by the solid line with respect to the shift target pulley position x * that is the shift target indicated by the broken line. In FIG. 8, changes in the upshift DUTY, the downshift DUTY, and the actual pulley position x are represented by a common time axis.

図８において、アップシフトＤＵＴＹが出力されることで、ソレノイド弁ＤＳ１からの油圧の供給が行なわれ、実プーリ位置ｘが目標プーリ位置ｘ＊に向かってアップシフトされる。すなわち、このとき駆動側油圧アクチュエータ４２ｃに作動油が供給され、駆動側シーブ４２のＶ溝幅が狭まる方向に可動回転体４２ｂが軸心と平行に移動させられる。そして、例えば図８のように実プーリ位置ｘが変速目標プーリ位置ｘ＊に到達し、さらに変速目標プーリ位置ｘ＊を超えて移動させられると、ソレノイド弁ＤＳ２に対しダウンシフトＤＵＴＹが出力され、ソレノイド弁ＤＳ２から油圧が供給される。このとき、変速比コントロールバルブＵＰ１１４のスプール弁子１１４ａが原位置に切り換えられると共に、変速比コントロールバルブＤＮ１１６のスプール弁子１１６ａがダウンシフト位置側に切り換えられ、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油が変速比コントロールバルブＤＮ１１６の排出ポートＥＸから排出される。これにより、無段変速機１８がダウンシフトされて実プーリ位置ｘが再び変速目標プーリ位置ｘ＊よりも低速側、すなわち変速比の高い側に移動させられる。このとき、図８に示すように、本実施例の油圧制御回路１００においては、ダウンシフト指令が出力された際のダウンシフト量が大きくなる傾向にあり、実プーリ位置ｘは変速目標プーリ位置ｘ＊に対してダウンシフト側に大きく移動される。これに対して、実プーリ位置ｘをアップシフト側へ移動させるため、再度アップシフトＤＵＴＹが出力されることとなり、アップシフトＤＵＴＹおよびダウンシフトＤＵＴＹの出力が繰り返されて図８に示す様な変速ハンチングが発生する可能性がある。 In FIG. 8, when the upshift DUTY is output, the hydraulic pressure is supplied from the solenoid valve DS1, and the actual pulley position x is upshifted toward the target pulley position x * . That is, at this time, hydraulic oil is supplied to the drive side hydraulic actuator 42c, and the movable rotating body 42b is moved in parallel with the shaft center in the direction in which the V groove width of the drive side sheave 42 is narrowed. For example, as shown in FIG. 8, when the actual pulley position x reaches the speed change target pulley position x * and is further moved beyond the speed change target pulley position x * , a downshift DUTY is output to the solenoid valve DS2. Hydraulic pressure is supplied from the solenoid valve DS2. At this time, the spool valve element 114a of the transmission ratio control valve UP114 is switched to the original position, the spool valve element 116a of the transmission ratio control valve DN116 is switched to the downshift position side, and the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator 42c is shifted. It is discharged from the discharge port EX of the ratio control valve DN116. As a result, the continuously variable transmission 18 is downshifted, and the actual pulley position x is moved again to the lower speed side, that is, the higher gear ratio side than the speed change target pulley position x * . At this time, as shown in FIG. 8, in the hydraulic control circuit 100 of the present embodiment, the downshift amount when the downshift command is output tends to increase, and the actual pulley position x is the shift target pulley position x. * Moved greatly to the downshift side. On the other hand, since the actual pulley position x is moved to the upshift side, the upshift DUTY is output again, and the output of the upshift DUTY and the downshift DUTY is repeated, and the shift hunting as shown in FIG. May occur.

上記のように、ダウンシフト量が大きくなる理由について説明する。アップシフトＤＵＴＹの出力が停止され、無段変速機１８がアップシフトからダウンシフトに切り換えられると、ソレノイド弁ＤＳ１からの油圧の供給が停止させられるのに伴って変速比コントロールバルブＵＰ１１４のスプール弁子１１４ａがアップシフト位置から原位置に向かって移動させられる。このスプール弁子１１４ａが移動させられる過渡期において、入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通される。一方、変速比コントロールバルブＤＮ１１６では、ダウンシフトが実行されると、ダウンシフトＤＵＴＹが出力され、ソレノイド弁ＤＳ２からの油圧の供給が行なわれてスプール弁子１１６ａが原位置からダウンシフト位置側に移動させられる。ここで、スプール弁子１１６ａがダウンシフト位置へ切り換える過渡期においては、入出力１１６ｊと入出力ポート１１６ｋとが連通された状態となる。したがって、ダウンシフトへの切り換え過渡期において、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃと推力比コントロールバルブ１１８の出力ポート１１８ｔとが連通させられる。ここで、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの変速圧Ｐinが推力比コントロールバルブ１１８の推力比制御油圧Ｐτよりも高いと、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油が推力比コントロールバルブ１１８側に排出されるため、無段変速機１８がダウンシフトされる。すなわち、油圧制御回路１００は、ダウンシフトへの過渡期においても駆動側油圧アクチュエータ４２ｃから作動油が排出される構成となっている。   The reason why the downshift amount increases as described above will be described. When the output of the upshift DUTY is stopped and the continuously variable transmission 18 is switched from the upshift to the downshift, the supply of hydraulic pressure from the solenoid valve DS1 is stopped and the spool valve element of the transmission ratio control valve UP114 is stopped. 114a is moved from the upshift position toward the original position. In the transition period in which the spool valve element 114a is moved, the input / output port 114j and the input / output port 114k communicate with each other. On the other hand, when the downshift is executed, the transmission ratio control valve DN116 outputs a downshift DUTY, the hydraulic pressure is supplied from the solenoid valve DS2, and the spool valve element 116a moves from the original position to the downshift position side. Be made. Here, in the transition period in which the spool valve element 116a is switched to the downshift position, the input / output 116j and the input / output port 116k are in communication with each other. Therefore, the drive side hydraulic actuator 42c and the output port 118t of the thrust ratio control valve 118 are communicated with each other in the transition period to the downshift. Here, when the transmission pressure Pin of the drive side hydraulic actuator 42c is higher than the thrust ratio control oil pressure Pτ of the thrust ratio control valve 118, the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator 42c is discharged to the thrust ratio control valve 118 side. The continuously variable transmission 18 is downshifted. That is, the hydraulic control circuit 100 is configured such that the hydraulic oil is discharged from the drive-side hydraulic actuator 42c even in the transition period to the downshift.

そして、さらにダウンシフトへの切換が進行すると、変速比コントロールバルブＵＰ１１４の入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋが連通されるとともに、変速比コントロールバルブＤＮ１１６の入出力ポート１１６ｊと排出ポートＥＸとが連通されることにより、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出される。そして、実プーリ位置ｘが変速目標プーリ位置ｘ＊を通過すると、ダウンシフトＤＵＴＹの出力が停止されてアップシフトＤＵＴＹが出力されるが、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の応答性の遅れに伴って駆動側油圧アクチュエータ４２ｃから排出される作動油が増加することとなる。さらに、ダウンシフトからアップシフトへ切り換えられる過渡期においても、前述したように駆動側油圧アクチュエータ４２ｃと推力比コントロールバルブ１１８とが連通されることで、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油が推力比コントロールバルブ１１８側へ排出される。上記より、油圧制御回路１００においては、ダウンシフトへの切換の際にアップシフトＤＵＴＹが停止されると、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃからの作動油の排出量が多くなる構成となっている。また、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃからの作動油の漏れによってもダウンシフト量が多くなる。したがって、油圧制御回路１００においては、ダウンシフト量増加に伴ってハンチング発生する可能性がある。なお、油圧制御回路１００においては、アップシフトＤＵＴＹの出力が低下された状態であっても、変速比コントロールバルブＵＰ１１４の入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通されるため、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの変速圧Ｐinが推力比コントロールバルブ１１８の推力比制御油圧Ｐτよりも高いと、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油が推力比コントロールバルブ１１８側に排出される。 When the shift to the downshift further proceeds, the input / output port 114j of the transmission ratio control valve UP114 and the input / output port 114k are communicated, and the input / output port 116j of the transmission ratio control valve DN116 and the discharge port EX are communicated. As a result, the hydraulic fluid of the drive side hydraulic actuator 42c is discharged from the discharge port EX. When the actual pulley position x passes the transmission target pulley position x * , the output of the downshift DUTY is stopped and the upshift DUTY is output. However, the response of the transmission ratio control valve UP114 and the transmission ratio control valve DN116 is improved. The hydraulic oil discharged from the drive side hydraulic actuator 42c increases with a delay. Further, even during the transition period when the shift from downshift to upshift is performed, the drive side hydraulic actuator 42c and the thrust ratio control valve 118 communicate with each other as described above, so that the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator 42c is controlled by the thrust ratio control. It is discharged to the valve 118 side. As described above, in the hydraulic control circuit 100, when the upshift DUTY is stopped at the time of switching to the downshift, the amount of hydraulic oil discharged from the drive side hydraulic actuator 42c increases. Further, the amount of downshift increases due to leakage of hydraulic oil from the drive side hydraulic actuator 42c. Therefore, in the hydraulic control circuit 100, hunting may occur as the downshift amount increases. In the hydraulic control circuit 100, the input / output port 114j and the input / output port 114k of the transmission ratio control valve UP114 communicate with each other even in a state where the output of the upshift DUTY is lowered. When the transmission pressure Pin of 42c is higher than the thrust ratio control hydraulic pressure Pτ of the thrust ratio control valve 118, the hydraulic fluid of the drive side hydraulic actuator 42c is discharged to the thrust ratio control valve 118 side.

そこで、ダウン切換時判断制御手段１６４は、変速目標プーリ位置ｘ＊に対し、後述する偏差設定手段１７０によって設定される偏差αだけ高速側、すなわち低変速比側にダウンシフト実行プーリ位置ｘαを設定する。そして、実プーリ位置ｘがダウンシフト実行プーリ位置ｘαを超えて高速側、すなわち低変速比側に移動した場合においてダウンシフトＤＵＴＹの出力を実行する。一方、実プーリ位置ｘが変速目標プーリ位置ｘ＊を超えて高速側に移動した場合であっても、ダウンシフト実行プーリ位置ｘαを高速側に超えていない場合にはダウンシフトＤＵＴＹの出力を実行しない。このように変速制御を行なうことにより、変速ハンチングを低減する。なお、無段変速機１８においてダウンシフト実行プーリ位置ｘαに対応する変速比γα、すなわち実プーリ位置ｘがダウンシフト実行プーリ位置ｘαとなった際のダウンシフト実行変速比γαが、本発明のダウンシフト実行変速比に対応する。また、変速目標プーリ位置ｘ＊に対応する目標変速比γ＊が目標変速比に対応しする。また、ダウンシフト実行プーリ位置ｘαと変速目標プーリ位置ｘ＊との偏差αを変速比に換算したもの、すなわち、ダウンシフト実行変速比γαと目標変速比γ＊との偏差が、本発明の所定偏差に対応する。 Therefore, down switching determination control unit 164, to shift the target pulley position x *, it sets the deviation alpha only the high speed side by the deviation setting means 170 to be described later, i.e. a downshift pulley position x alpha to the low speed ratio side Set. The actual pulley position x executes the output of the downshift DUTY when you move the high speed side beyond the downshift pulley position x alpha, i.e. the low speed ratio side. On the other hand, even when the actual pulley position x is moved to the high speed side beyond the gear shift target pulley position x *, the output of the downshift DUTY if not exceeded downshift pulley position x alpha speed side Do not execute. By performing the shift control in this manner, shift hunting is reduced. Incidentally, the speed ratio gamma alpha corresponding to downshift pulley position x alpha in the continuously variable transmission 18, i.e. actual pulley position x downshift speed ratio at the time of a downshift pulley position x alpha gamma alpha is, This corresponds to the downshift execution speed ratio of the present invention. Further, the target speed ratio γ * corresponding to the speed change target pulley position x * corresponds to the target speed ratio. Further, those obtained by converting the deviation alpha and downshift pulley position x alpha and a transmission target pulley position x * to the gear ratio, i.e., the deviation of the downshift speed ratio gamma alpha and target gear ratio gamma *, the present invention Corresponding to the predetermined deviation.

上述したように、油圧制御回路１００においてアップシフトＤＵＴＹの出力が低下されると、変速比コントロールバルブＵＰ１１４のスプール弁子１１４ａが原位置側に移動されて入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通される。したがって、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃが変速比コントールバルブＤＮ１１６を介して推力比コントロールバルブ１１８の出力ポート１１８ｔと連通される。ここで、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの変速圧Ｐinが推力比制御油圧Ｐτよりも高い場合、上述したように、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油が推力比コントロールバルブ１１８側に排出される。したがって、油圧制御回路１００では、ダウンシフトＤＵＴＹが出力されない状態であっても、アップシフトＤＵＴＹを低下させることで、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油を排出させてダウンシフトさせることができる。   As described above, when the output of the upshift DUTY is decreased in the hydraulic control circuit 100, the spool valve element 114a of the transmission ratio control valve UP114 is moved to the original position side, and the input / output port 114j and the input / output port 114k are moved. Communicated. Therefore, the drive side hydraulic actuator 42c is communicated with the output port 118t of the thrust ratio control valve 118 via the transmission ratio control valve DN116. Here, when the transmission pressure Pin of the drive side hydraulic actuator 42c is higher than the thrust ratio control oil pressure Pτ, the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator 42c is discharged to the thrust ratio control valve 118 side as described above. Therefore, in the hydraulic control circuit 100, even when the downshift DUTY is not output, the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator 42c can be discharged and downshifted by reducing the upshift DUTY.

図９は、アップシフトＤＵＴＹの指示値に対する駆動側油圧シリンダ４２ｃに供給される油量の関係の一例を説明する図である。この図において、アップシフトＤＵＴＹがＤ１よりも小さい範囲においては、変速比コントロールバルブＵＰ１１４のスプール弁子１１４ａが原位置側に移動されて入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通される。したがって、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃが変速比コントールバルブＤＮ１１６を介して推力比コントロールバルブ１１８の出力ポート１１８ｔと連通される。そして、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの変速圧Ｐinが推力比制御油圧Ｐτよりも高いことなどを条件として、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油がを推力比コントロールバルブ１１８側に排出される。すなわち、駆動側油圧シリンダ４２ｃに供給される作動油量は負の値となる。   FIG. 9 is a diagram for explaining an example of the relationship between the oil amount supplied to the drive hydraulic cylinder 42c and the instruction value of the upshift DUTY. In this figure, in a range where the upshift DUTY is smaller than D1, the spool valve element 114a of the transmission ratio control valve UP114 is moved to the original position side so that the input / output port 114j and the input / output port 114k communicate with each other. Therefore, the drive side hydraulic actuator 42c is communicated with the output port 118t of the thrust ratio control valve 118 via the transmission ratio control valve DN116. Then, on the condition that the transmission pressure Pin of the drive side hydraulic actuator 42c is higher than the thrust ratio control oil pressure Pτ, the hydraulic fluid of the drive side hydraulic actuator 42c is discharged to the thrust ratio control valve 118 side. That is, the amount of hydraulic oil supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c is a negative value.

一方、アップシフトＤＵＴＹがＤ２よりも大きい範囲においては、駆動側油圧シリンダ４２ｃに作動油が供給される。すなわち、作動油量は正の値となる。また、アップシフトＤＵＴＹがＤ１乃至Ｄ２の範囲においては、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの変速圧Ｐinと推力比制御油圧Ｐτとが略等しい状態にあって、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油は、供給も排出もされない状態とされている。すなわち、駆動側油圧シリンダ４２ｃに供給される作動油量は略０となる。   On the other hand, when the upshift DUTY is larger than D2, hydraulic oil is supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c. That is, the hydraulic oil amount is a positive value. Further, when the upshift DUTY is in the range of D1 to D2, the transmission pressure Pin of the drive side hydraulic actuator 42c and the thrust ratio control oil pressure Pτ are substantially equal, and the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator 42c is supplied. It is said that it is not discharged. That is, the amount of hydraulic oil supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c is substantially zero.

そこで、ダウン切換時制御手段１６４は、後述する偏差設定手段１７０によって設定される偏差αに基づいてダウンシフトＤＵＴＹ出力線を設定し、設定された無段変速比１８の目標変速比もしくは目標プーリ位置および前記ダウンシフトＤＵＴＹ出力線とに基づいて、ソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２の制御を実施する。前記ダウンシフトＤＵＴＹ出力線は、実プーリ位置ｘがダウンシフト実行プーリ位置ｘαである状態に対応する。 Therefore, the down-switching control means 164 sets the downshift DUTY output line based on the deviation α set by the deviation setting means 170 described later, and sets the target speed ratio or target pulley position of the set continuously variable speed ratio 18. The solenoid valve DS1 and the solenoid valve DS2 are controlled based on the downshift DUTY output line. The downshift DUTY output line, actual pulley position x corresponds to the state is a downshift pulley position x alpha.

偏差設定手段１７０は、入力軸回転速度センサ５６により検出される無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinに基づいてプーリ位置ｘに対する偏差α、または変速比γに対する偏差αを設定する。なお、ダウン切換時制御手段１６４の実施に際して設定される偏差αは、プーリ位置ｘまたは変速比γのいずれを基準とするものであっても実質的には変わらないので、偏差はαにより表わす。ただし、具体的な数値は、その選択される変数（プーリ位置ｘ、変速比γ）に応じて適宜変更される。   Deviation setting means 170 sets deviation α for pulley position x or deviation α for gear ratio γ based on input shaft rotational speed Nin of continuously variable transmission 18 detected by input shaft rotational speed sensor 56. The deviation α set when the down-switching control means 164 is implemented does not substantially change regardless of whether the pulley position x or the gear ratio γ is used as a reference, so the deviation is represented by α. However, specific numerical values are appropriately changed according to the selected variables (pulley position x, gear ratio γ).

図１０は、上記無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinと偏差αとの関係を示す図である。なお、前述の様に偏差αは変速比γおよびプーリ位置ｘの何れかについて設定されるが、変速比γとプーリ位置ｘは一対一に対応する関係にあるため、何れによって設定されてもよく、一方から他方に換算することができる。図１０に示すように、無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinの値が上昇するほど偏差αは小さくなる関係にある。これは、無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinが高回転速度になると、許容することのできる無段変速機１８の変速比の変動の範囲が小さくなることを意味している。   FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the input shaft rotational speed Nin and the deviation α of the continuously variable transmission 18. As described above, the deviation α is set for either the gear ratio γ or the pulley position x. However, since the gear ratio γ and the pulley position x have a one-to-one correspondence, the deviation α may be set. , Can be converted from one to the other. As shown in FIG. 10, the deviation α becomes smaller as the value of the input shaft rotational speed Nin of the continuously variable transmission 18 increases. This means that when the input shaft rotational speed Nin of the continuously variable transmission 18 becomes a high rotational speed, the allowable range of the change in the gear ratio of the continuously variable transmission 18 is reduced.

そして、ダウン切換時制御手段１６４は、アップシフトからダウンシフトへの切換に際して、上記偏差αに基づいてダウンシフトＤＵＴＹを出力する境界線となるダウンシフトＤＵＴＹ出力線（図１１における一点鎖線）を変更する。具体的には、図１１に示すように、変更前においては変速目標プーリ位置ｘ＊と一致するように設定されていたダウンシフト実行プーリ位置ｘαに対応する破線で表わされたダウンシフトＤＵＴＹ出力線を、偏差αが設定されることにより、一点鎖線で示すように偏差αだけ高速側、すなわち無段変速機１８の変速比が小さくなる側に（図１１において下方に）変更する。したがって、アップシフトＤＵＴＹが出力される領域が偏差αが設定されることに従って拡大される。また、変速比γを基準とする場合、ダウン切換時制御手段１６４は、変更前において目標変速比γ＊に対応するように設定されていた破線で示すダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対して、ダウンシフトＤＵＴＹ出力線を一点鎖線で示すように偏差αだけダウンシフトＤＵＴＹ出力領域側に、すなわち無段変速機１８の変速比が小さくなるように（図１１において下方に）変更する。 Then, the down-switching control means 164 changes the down-shift DUTY output line (the one-dot chain line in FIG. 11) that becomes the boundary line for outputting the down-shift DUTY based on the deviation α when switching from the up-shift to the down-shift. To do. Specifically, as shown in FIG. 11, before changing the shift target pulley position x * Match as set downshift pulley was positioned x downshift represented by a broken line corresponding to the alpha DUTY When the deviation α is set, the output line is changed to the high speed side by the deviation α, that is, the side where the gear ratio of the continuously variable transmission 18 becomes small (downward in FIG. 11) as indicated by the one-dot chain line. Therefore, the region where the upshift DUTY is output is enlarged according to the deviation α being set. When the transmission gear ratio γ is used as a reference, the down-switching control means 164 performs a downshift with respect to the downshift DUTY output line indicated by a broken line that was set to correspond to the target transmission gear ratio γ * before the change. As shown by the one-dot chain line, the DUTY output line is changed to the downshift DUTY output region side by the deviation α, that is, so that the gear ratio of the continuously variable transmission 18 becomes smaller (downward in FIG. 11).

ダウン切換時制御手段１６４は、アップシフトの実行によりプーリ位置ｘが、変速目標プーリ位置ｘ＊を超えた場合であって、前記ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも低速側変速比に対応する側にある場合、言いかえれば無段変速機１８の変速比γが変速目標変速比γ＊を下回った場合であって、前記ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するダウンシフト実行変速比γαを下回っていない場合には、アップシフトＤＵＴＹの値を前記図９におけるＤ１よりも小さい値であるＤＤに設定する。このようにアップシフトＤＵＴＹがＤ１よりも小さい値とされると、推力比コントロールバルブ１１８の排出ポートから駆動側油圧シリンダ４２ｃからの作動油の排出が行なわれるため、無段変速機１８のダウンシフトが行なわれる。 Down switching control unit 164, a pulley position x by executing upshift, the shift target even if it exceeds the pulley position x *, the low speed side shift than the pulley position x alpha corresponding to the downshift DUTY output line If the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 is less than the speed target speed ratio γ * , the downshift execution speed ratio corresponding to the downshift DUTY output line. if not below the gamma alpha sets the value of the upshift DUTY to DD is smaller than D1 in FIG. 9. When the upshift DUTY is set to a value smaller than D1, the hydraulic oil is discharged from the drive side hydraulic cylinder 42c from the discharge port of the thrust ratio control valve 118, so that the downshift of the continuously variable transmission 18 is performed. Is done.

またダウン切換時制御手段１６４は、プーリ位置ｘが前記ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαを超えた場合、言いかえれば無段変速機１８の変速比γが前記ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応する変速比γαを下回った場合には、アップシフトＤＵＴＹの出力を停止するとともに、ダウンシフトＤＵＴＹを出力する。これによって、変速比コントロールバルブＤＮの排出ポートＥＸから駆動側油圧シリンダ４２ｃからの作動油の排出が行なわれ、無段変速機１８のダウンシフトが実行される。 Further down switching control unit 164, if the pulley position x exceeds the pulley position x alpha corresponding to the downshift DUTY output line, said changing it continuously variable speed ratio γ is the downshift DUTY output lines of the transmission 18 When the gear ratio γ α corresponding to is lower than the output, the output of the upshift DUTY is stopped and the downshift DUTY is output. As a result, the hydraulic oil is discharged from the drive side hydraulic cylinder 42c from the discharge port EX of the transmission ratio control valve DN, and the downshift of the continuously variable transmission 18 is executed.

なお、プーリ位置ｘが変速目標プーリ位置ｘ＊に達していない場合には、前記変速制御手段１５２などにより、アップシフトＤＵＴＹの値は前記図９におけるＤ２よりも大きな値とされる。すなわち、駆動側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給が行なわれる。 When the pulley position x has not reached the shift target pulley position x * , the value of the upshift DUTY is set larger than D2 in FIG. 9 by the shift control means 152 and the like. That is, hydraulic oil is supplied to the drive side hydraulic cylinder 42c.

図１１は、駆動側プーリ４２の実プーリ位置ｘ（変速比γ）が変速目標プーリ位置ｘ＊（目標変速比γ＊）へ向かってアップシフトされる際に、偏差αが設定された場合の変速状態を示すタイムチャートである。なお、以下の説明においては、プーリ位置ｘを基準として説明が為されているが、適宜プーリ位置ｘを変速比γと読み替えることにより変速比γを基準とすることができる。 FIG. 11 shows a case where the deviation α is set when the actual pulley position x (speed ratio γ) of the drive pulley 42 is upshifted toward the speed target pulley position x * (target speed ratio γ * ). It is a time chart which shows a gear shift state. In the following description, the pulley position x is used as a reference, but the gear ratio γ can be used as a reference by appropriately replacing the pulley position x with the gear ratio γ.

まず、無段変速機１８の変速が判断され、目標入力回転設定手段１５０によって無段変速機１８の目標入力軸回転速度Ｎin＊が設定される。このとき、目標入力軸回転速度Ｎin＊に対応する無段変速機１８の目標変速比γ＊、あるいは目標プーリ位置ｘ＊の値が算出される。また、設定された目標入力軸回転速度Ｎin＊に基づいて、偏差設定手段１７０により偏差αが設定される。この偏差αに基づいて、ダウンシフトＤＵＴＹ出力線が決定される。そして、時刻ｔ１１以前においては、無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinを目標入力軸回転速度Ｎin＊とするために変速制御手段１５２などによって無段変速部１８のアップシフトが行なわれる。このとき、アップシフトＤＵＴＹの値が前記Ｄ２よりも大きい値とされることによって、無段変速機１８のプーリ位置ｘが無段変速機１８の変速比γが小さくなる様に変更させられる。すなわち、無段変速機１８のアップシフトが実行される。 First, the shift of the continuously variable transmission 18 is determined, and the target input shaft rotation speed Nin * of the continuously variable transmission 18 is set by the target input rotation setting means 150. At this time, the value of the target speed ratio γ * of the continuously variable transmission 18 or the target pulley position x * corresponding to the target input shaft rotational speed Nin * is calculated. Further, the deviation α is set by the deviation setting means 170 based on the set target input shaft rotational speed Nin * . Based on this deviation α, a downshift DUTY output line is determined. Prior to time t11, the continuously variable transmission unit 18 is upshifted by the shift control means 152 or the like in order to set the input shaft rotational speed Nin of the continuously variable transmission 18 to the target input shaft rotational speed Nin * . At this time, when the value of the upshift DUTY is set to a value larger than D2, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is changed so that the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 becomes smaller. That is, the upshift of the continuously variable transmission 18 is executed.

時刻ｔ１１乃至時刻ｔ１２においては、無段変速機１８のプーリ位置ｘが変速目標プーリ位置ｘ＊よりも高速側変速比に対応する側に位置するので、無段変速機１８のプーリ位置ｘを変速目標プーリ位置ｘ＊に追従させるためにダウンシフトが実行される。このとき、無段変速機１８のプーリ位置ｘは変速目標プーリ位置ｘ＊よりも高速側にある一方で、ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも低速側にあるので、ダウンシフトＤＵＴＹが出力されることはなく、アップシフトＤＵＴＹが前記図９におけるＤＤとされることにより無段変速機１８のダウンシフトが実行される。 From time t11 to time t12, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is located on the side corresponding to the high speed side gear ratio with respect to the speed change target pulley position x *, so the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is shifted. A downshift is performed to follow the target pulley position x * . At this time, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is on the high speed side with respect to the speed change target pulley position x *, but is on the low speed side with respect to the pulley position x α corresponding to the downshift DUTY output line. DUTY is not output, and the upshift DUTY is set to DD in FIG. 9, whereby the continuously variable transmission 18 is downshifted.

続いて時刻ｔ１２乃至時刻ｔ１３においては、プーリ位置ｘが目標プーリ位置ｘ＊よりも低速側変速比に対応する側にあるので、変速制御手段１５２などによりアップシフトＤＵＴＹの値が前記図９におけるＤ２よりも大きい値とされて、無段変速機１８のプーリ位置ｘが無段変速機１８の変速比γが大きくなる様に変更させられる。すなわち、無段変速機１８のアップシフトが実行される。 Subsequently, from time t12 to time t13, since the pulley position x is on the side corresponding to the low speed side gear ratio with respect to the target pulley position x * , the value of the upshift DUTY is set to D2 in FIG. The pulley position x of the continuously variable transmission 18 is changed so that the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is increased. That is, the upshift of the continuously variable transmission 18 is executed.

続いて時刻ｔ１３乃至時刻ｔ１４においては、時刻ｔ１１乃至時刻ｔ１２と同様に、無段変速機１８のプーリ位置ｘが変速目標プーリ位置ｘ＊よりも高速側に位置する一方、ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも低速側にあるので、アップシフトＤＵＴＹが前記図９におけるＤＤとされることにより無段変速機１８のダウンシフトが実行される。 Subsequently, from time t13 to time t14, similarly to time t11 to time t12, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is located on the higher speed side than the speed change target pulley position x * , while the downshift DUTY output line is connected. since than the corresponding pulley position x alpha in the low-speed side, the downshift of the continuously variable transmission 18 is performed by the upshift DUTY is set to DD in FIG. 9.

続いて時刻ｔ１４以降においては、プーリ位置ｘが目標プーリ位置ｘ＊よりも低速側変速比に対応する側にあるので、時刻ｔ１２乃至時刻ｔ１３と同様に、変速制御手段１５２などによりアップシフトＤＵＴＹの値が前記図９におけるＤ２よりも大きい値とされて、無段変速機１８のプーリ位置ｘが無段変速機１８の変速比γが大きくなる様に変更させられる。すなわち、無段変速機１８のアップシフトが実行され、プーリ位置ｘがプーリ位置ｘ＊に近づく様にされる。 Subsequently, after time t14, the pulley position x is on the side corresponding to the low-speed side gear ratio with respect to the target pulley position x * , so that the upshift DUTY is changed by the shift control means 152 or the like, similarly to time t12 to time t13. The value is set to a value larger than D2 in FIG. 9, and the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is changed so that the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is increased. In other words, the upshift of the continuously variable transmission 18 is executed so that the pulley position x approaches the pulley position x * .

このように、図１１の例においては、プーリ位置ｘがダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも無段変速機１８の変速比が低い側に移動することがないので、ダウンシフトＤＵＴＹが出力されることなく無段変速機１８の変速が行なわれる。すなわち、無段変速機１８のダウンシフトは、アップシフトＤＵＴＹの値が前記ＤＤとされることによって行なわれる。 Thus, in the example of FIG. 11, the pulley position x does not move to the side where the speed ratio of the continuously variable transmission 18 is lower than the pulley position x α corresponding to the downshift DUTY output line. The continuously variable transmission 18 is shifted without outputting DUTY. That is, the downshift of the continuously variable transmission 18 is performed by setting the value of the upshift DUTY to the DD.

続いて図１２について説明する。図１２も、前述の図１１と同様に、駆動側プーリ４２の実プーリ位置ｘ（変速比γ）が変速目標プーリ位置ｘ＊（目標変速比γ＊）へ向かってアップシフトされる際に、偏差αが設定された場合の変速状態を示すタイムチャートである。また、図１２においても図１１と同様にプーリ位置ｘを基準として説明が為されているが、変速比γを基準とする場合、プーリ位置ｘを変速比γと読み替えればよい。まず、無段変速機１８の変速が判断され、目標入力回転設定手段１５０によって無段変速機１８の目標入力軸回転速度Ｎin＊が設定される。また、目標入力軸回転速度Ｎin＊に対応する無段変速機１８の目標変速比γ＊、あるいは目標プーリ位置ｘ＊の値が算出される。さらに、設定された目標入力軸回転速度Ｎin＊に基づいて、偏差設定手段１７０により偏差αが設定される。この偏差αに基づいて、ダウンシフトＤＵＴＹ出力線が決定される。 Next, FIG. 12 will be described. Similarly to FIG. 11 described above, FIG. 12 shows that when the actual pulley position x (speed ratio γ) of the drive pulley 42 is upshifted toward the speed target pulley position x * (target speed ratio γ * ). It is a time chart which shows the gear shift state when deviation (alpha) is set. In FIG. 12, the description is made based on the pulley position x as in FIG. 11. However, when the transmission ratio γ is used as a reference, the pulley position x may be read as the transmission ratio γ. First, the shift of the continuously variable transmission 18 is determined, and the target input shaft rotation speed Nin * of the continuously variable transmission 18 is set by the target input rotation setting means 150. Further, the value of the target speed ratio γ * of the continuously variable transmission 18 or the target pulley position x * corresponding to the target input shaft rotational speed Nin * is calculated. Further, the deviation α is set by the deviation setting means 170 based on the set target input shaft rotational speed Nin * . Based on this deviation α, a downshift DUTY output line is determined.

時刻ｔ２１以前においては、無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinを目標入力軸回転速度Ｎin＊とするために変速制御手段１５２などによって無段変速部１８のアップシフトが行なわれる。このとき、アップシフトＤＵＴＹの値が前記Ｄ２よりも大きい値とされることによって、無段変速機１８のプーリ位置ｘが無段変速機１８の変速比γが小さくなる様に変更させられる。すなわち、無段変速機１８のダウンシフトが実行される。 Prior to time t21, the continuously variable transmission 18 is upshifted by the shift control means 152 and the like in order to set the input shaft rotational speed Nin of the continuously variable transmission 18 to the target input shaft rotational speed Nin * . At this time, when the value of the upshift DUTY is set to a value larger than D2, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is changed so that the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 becomes smaller. That is, the downshift of the continuously variable transmission 18 is executed.

時刻ｔ２１乃至時刻ｔ２２においては、無段変速機１８のプーリ位置ｘが変速目標プーリ位置ｘ＊よりも高速側に位置するので、無段変速機１８のプーリ位置ｘを変速目標プーリ位置ｘ＊に追従させるためにダウンシフトが実行される。このとき、無段変速機１８のプーリ位置ｘは変速目標プーリ位置ｘ＊よりも高速側にある一方で、ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも低速側にあるので、ダウンシフトＤＵＴＹが出力されることはなく、アップシフトＤＵＴＹが前記図９におけるＤＤとされることにより無段変速機１８のダウンシフトが実行される。 At time t21 to the time t22, since the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is located on the higher speed side than the gear target pulley position x *, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 to shift the target pulley position x * A downshift is performed to follow. At this time, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is on the high speed side with respect to the speed change target pulley position x *, but is on the low speed side with respect to the pulley position x α corresponding to the downshift DUTY output line. DUTY is not output, and the upshift DUTY is set to DD in FIG. 9, whereby the continuously variable transmission 18 is downshifted.

続いて、時刻ｔ２２においては、無段変速機１８のプーリ位置ｘがさらに高速側に移動させられ、ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも低速側となる。そのため、時刻ｔ２２乃至時刻ｔ２３においては、それまでアップシフトＤＵＴＹが前記ＤＤとされることによって無段変速機１８のダウンシフトが行なわれていたのに代えて、ダウンシフトＤＵＴＹが出力されて無段変速機１８のダウンシフトが実行される。このとき、いったん時刻ｔ２２において出力されたダウンシフトＤＵＴＹは、無段変速機１８のダウンシフトが完了するまでの間出力が続くようにされている。 Subsequently, at time t22, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is further moved to the high speed side, and is at a lower speed side than the pulley position x α corresponding to the downshift DUTY output line. Therefore, from time t22 to time t23, the downshift DUTY is output and the continuously variable transmission 18 is output instead of the downshift of the continuously variable transmission 18 because the upshift DUTY is changed to the DD until then. A downshift of the transmission 18 is executed. At this time, the downshift DUTY once output at time t22 is continuously output until the downshift of the continuously variable transmission 18 is completed.

続いて時刻ｔ２３乃至時刻ｔ２４においては、プーリ位置ｘが目標プーリ位置ｘ＊よりも低速側変速比に対応する側にあるので、変速制御手段１５２などによりアップシフトＤＵＴＹの値が前記図９におけるＤ２よりも大きい値とされて、無段変速機１８のプーリ位置ｘが無段変速機１８の変速比γが大きくなる様に変更させられる。すなわち、無段変速機１８のアップシフトが実行される。 Subsequently, from time t23 to time t24, since the pulley position x is on the side corresponding to the low speed side gear ratio with respect to the target pulley position x * , the value of the upshift DUTY is set to D2 in FIG. The pulley position x of the continuously variable transmission 18 is changed so that the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is increased. That is, the upshift of the continuously variable transmission 18 is executed.

続いて時刻ｔ２４乃至時刻ｔ２５においては、時刻ｔ２１乃至時刻ｔ２２と同様に、無段変速機１８のプーリ位置ｘが変速目標プーリ位置ｘ＊よりも高速側変速比に対応する側に位置する一方、ダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも低速側にあるので、アップシフトＤＵＴＹが前記図９におけるＤＤとされることにより無段変速機１８のダウンシフトが実行される。 Subsequently, from time t24 to time t25, as with time t21 to time t22, the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is located on the side corresponding to the high speed side gear ratio from the shift target pulley position x * , Since the upshift DUTY is set to DD in FIG. 9, the downshift of the continuously variable transmission 18 is executed because the pulley is located at a lower speed side than the pulley position xα corresponding to the downshift DUTY output line.

続いて時刻ｔ２５以降においては、プーリ位置ｘが目標プーリ位置ｘ＊よりも低速側変速比に対応する側にあるので、時刻ｔ２３乃至時刻ｔ２４と同様に、変速制御手段１５２などによりアップシフトＤＵＴＹの値が前記図９におけるＤ２よりも大きい値とされて、無段変速機１８のプーリ位置ｘが無段変速機１８の変速比γが大きくなる様に変更させられる。すなわち、無段変速機１８のアップシフトが実行され、プーリ位置ｘがプーリ位置ｘ＊に近づく様にされる。 Subsequently, after time t25, since the pulley position x is on the side corresponding to the low speed side gear ratio with respect to the target pulley position x *, the upshift DUTY is controlled by the speed change control means 152 or the like, similarly to time t23 to time t24. The value is set to a value larger than D2 in FIG. 9, and the pulley position x of the continuously variable transmission 18 is changed so that the transmission gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is increased. In other words, the upshift of the continuously variable transmission 18 is executed so that the pulley position x approaches the pulley position x * .

このように、図１２の例においては、プーリ位置ｘがダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも無段変速機１８の変速比が低い側に移動する場合にダウンシフトＤＵＴＹが出力されて無段変速機１８の変速が行なわれる。 Thus, in the example of FIG. 12, a pulley position x downshift DUTY output when moving to the side gear ratio lower pulley position x alpha stepless than transmission 18 corresponding to the down-shift DUTY output line Thus, the continuously variable transmission 18 is shifted.

図１３は、本発明の車両用無段変速機１８の制御方法が実行される電子制御装置５０の制御作動の要部すなわちアップシフトからダウンシフトへの切換時に発生するハンチングを防止することができる制御作動を説明するためのフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。   FIG. 13 can prevent hunting that occurs at the time of switching from the upshift to the downshift, that is, the main part of the control operation of the electronic control unit 50 in which the control method of the continuously variable transmission 18 for the vehicle of the present invention is executed. It is a flowchart for demonstrating control action | operation, for example, is repeatedly performed by the very short cycle time of about several msec thru | or several dozen msec.

先ず、目標入力回転設定手段１５０などに対応するステップ（以下、「ステップ」を省略する。）ＳＡ１においては、無段変速機１８がアップシフト判断が行なわれたか否かが判断される。この判断は、例えば前述の図４に示す様な変速マップから、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とが一致するか否かに基づいて行なわれる。目標入力軸回転速度Ｎin＊と実入力軸回転速度Ｎinとが一致する場合には、本ステップの判断が肯定され、ＳＡ２が実行される。一方、目標入力軸回転速度Ｎin＊と実入力軸回転速度Ｎinとが一致しない場合には、本ステップの判断が否定され、本フローチャートは終了させられる。なお、目標入力軸回転速度Ｎin＊と実入力軸回転速度Ｎinとが一致するかの判断は、完全に一致するか否かにより判断されてもよいし、例えば目標入力軸回転速度Ｎin＊を含む一定の範囲内に実入力軸回転速度Ｎinが含まれるか否かなどのように行なわれてもよい。 First, in a step (hereinafter, “step” will be omitted) SA1 corresponding to the target input rotation setting means 150 or the like, it is determined whether or not the upshift determination has been made for the continuously variable transmission 18. This determination is made, for example, from the shift map as shown in FIG. 4 described above and the target input shaft rotational speed Nin * of the input shaft 36 set based on the vehicle state indicated by the actual vehicle speed V and the accelerator opening Acc, and the actual speed. This is based on whether or not the input shaft rotational speed (hereinafter referred to as the actual input shaft rotational speed) Nin matches. If the target input shaft rotational speed Nin * and the actual input shaft rotational speed Nin match, the determination in this step is affirmed and SA2 is executed. On the other hand, if the target input shaft rotational speed Nin * and the actual input shaft rotational speed Nin do not match, the determination in this step is denied and the present flowchart is ended. Whether the target input shaft rotational speed Nin * matches the actual input shaft rotational speed Nin may be determined based on whether or not the target input shaft rotational speed Nin matches completely. For example, the target input shaft rotational speed Nin * includes the target input shaft rotational speed Nin * . The determination may be made as to whether or not the actual input shaft rotational speed Nin is included in a certain range.

ＳＡ１の判断が肯定された場合に実行されるＳＡ２においては、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの目標位置である目標プーリ位置ｘ＊が設定される。この目標プーリ位置ｘ＊は、ＳＡ１において図４のような変速マップから車速Ｖおよびアクセル開度Ａｃｃのような車両状態に基づいて算出される目標入力軸回転速度Ｎin＊を達成するプーリ位置であって、予め記憶された関係などにより前記目標入力軸回転速度Ｎin＊に基づいて算出される。 In SA2, which is executed when the determination of SA1 is affirmed, a target pulley position x * that is a target position of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 is set. This target pulley position x * is a pulley position that achieves the target input shaft rotational speed Nin * calculated based on the vehicle state such as the vehicle speed V and the accelerator opening Acc from the shift map as shown in FIG. 4 in SA1. Thus, it is calculated based on the target input shaft rotational speed Nin * based on the relationship stored in advance.

偏差設定手段１７０などに対応するＳＡ３においては、ＳＡ２で設定された目標プーリ位置ｘ＊に対するダウンシフトＤＵＴＹ出力線ｘαの偏差αが設定され、設定された偏差αに基づいてダウンシフトＤＵＴＹ出力線ｘαが設定される。 In SA3 corresponding to such a deviation setting unit 170, is set deviation alpha downshift DUTY output line x alpha with respect to the target pulley position x * which is set at SA2, downshift DUTY output line based on the deviation which is set alpha xα is set.

ＳＡ４およびＳＡ５は変速制御手段１５２に対応する。このうち、ＳＡ４においては、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘが、ＳＡ２で設定された目標プーリ位置ｘ＊よりも変速比が高い側、すなわち低速側にあるか否かが判断される。プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘが、目標プーリ位置ｘ＊よりも変速比が高い側にある場合には、本ステップの判断が肯定され、ＳＡ５が実行される。一方、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘが、目標プーリ位置ｘ＊よりも変速比が低い側にある場合には、本ステップの判断が否定され、ＳＡ６が実行される。 SA4 and SA5 correspond to the shift control means 152. Among these, in SA4, it is determined whether or not the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 is on the side where the gear ratio is higher than the target pulley position x * set in SA2, that is, on the low speed side. Is done. If the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 is on the side where the gear ratio is higher than the target pulley position x * , the determination of this step is affirmed and SA5 is executed. On the other hand, if the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 is on the side where the gear ratio is lower than the target pulley position x * , the determination of this step is denied and SA6 is executed.

ＳＡ５においては、アップシフトＤＵＴＹの値が例えば前記図９におけるＤ２よりも大きい値、すなわち駆動側油圧アクチュエータ４２ｃに油圧を供給することのできるアップシフトＤＵＴＹの値とされ、無段変速機１８のアップシフトが行なわれる。   In SA5, the value of the upshift DUTY is set to a value larger than, for example, D2 in FIG. 9, that is, the value of the upshift DUTY that can supply hydraulic pressure to the drive side hydraulic actuator 42c. A shift is performed.

ＳＡ６乃至ＳＡ８は、ダウン切換時制御手段１６４に対応する。このうちＳＡ６はＳＡ４の判断が否定された場合、すなわち、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘが、ＳＡ２で設定された目標プーリ位置ｘ＊よりも変速比が低い側、すなわち高速側にある場合に実行されるステップである。本ステップにおいては、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘが、ＳＡ３で設定されたダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも変速比が高い側、すなわち低速側にあるか否かが判断される。プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘがダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも変速比が高い側にある場合には、本ステップの判断が肯定され、ＳＡ７が実行される。また、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘがダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも変速比が低い側にある場合には、本ステップの判断が否定され、ＳＡ８が実行される。 SA6 to SA8 correspond to the down-switching control means 164. Among these, SA6 is the case where the determination of SA4 is negative, that is, the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 has a lower gear ratio than the target pulley position x * set in SA2, that is, the high speed. It is a step executed when it is on the side. In this step, the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42, the set corresponding to the downshift DUTY output line pulley located x alpha side gear ratio is higher than at SA3, i.e. in the low-speed side It is determined whether or not. If the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 on the side gear ratio is higher than the pulley position x alpha corresponding to downshift DUTY output line, the determination at this step is affirmative, SA7 is executed Is done. Further, when the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 on the side gear ratio is lower than the pulley position x alpha corresponding to downshift DUTY output line, the determination at this step is negative, SA8 Is executed.

ＳＡ７はＳＡ６の判断が肯定された場合、すなわち、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘがダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも変速比が高い側にある場合に実行されるステップである。ＳＡ７においては、アップシフトＤＵＴＹの値が、例えば図８に示すＤＤのような、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃから油圧を排出することのできる値とされる。これにより、ダウンシフトＤＵＴＹを出力することなく、無段変速機１８のダウンシフトが行なわれる。 SA7 If SA6 positive judgment is made, that is, when the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 on the side gear ratio is higher than the pulley position x alpha corresponding to downshift DUTY output line The step to be executed. In SA7, the value of the upshift DUTY is set to a value with which the hydraulic pressure can be discharged from the drive side hydraulic actuator 42c, for example, DD shown in FIG. As a result, the continuously variable transmission 18 is downshifted without outputting the downshift DUTY.

ＳＡ８はＳＡ６の判断が否定された場合、すなわち、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの実際の位置ｘがダウンシフトＤＵＴＹ出力線に対応するプーリ位置ｘαよりも変速比が低い側にある場合に実行されるステップである。ＳＡ８においては、ダウンシフトＤＵＴＹの値が出力され、ソレノイド弁ＤＳ２が駆動させられて、その制御油圧ＰＤＳ２により無段変速機１８のダウンシフトが行なわれる。 SA8 If SA6 determination is negative, i.e., if the actual position x of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 on the side gear ratio is lower than the pulley position x alpha corresponding to downshift DUTY output line The step to be executed. In SA8, the value of the downshift DUTY is output, the solenoid valve DS2 is driven, and the continuously variable transmission 18 is downshifted by the control hydraulic pressure PDS2 .

前述の実施例によれば、無段変速機１８がアップシフトからダウンシフトへ切り換えられる際において、ダウン切り換え時制御手段１６４によって、実際の変速比γが目標入力回転設定手段１５０によって設定される目標入力回転速度Ｎin*に基づいて算出される目標変速比γ＊よりも、偏差設定手段１７０によって設定される所定偏差αだけ高速側に設定されたダウンシフト実行変速比γαを下回った場合にダウンシフトＤＵＴＹが出力され、ダウンシフト用ソレノイド弁ＤＳ２によるダウンシフトが実行されるので、無段変速機１８の変速中に発生するハンチングを好適に防止することができる。具体的には、アップシフト中に無段変速機１８の変速比γが目標変速比γ＊を下回った場合であってもダウンシフト実行変速比γαを下回っていない場合にダウンシフト用ソレノイド弁ＤＳ２によるダウンシフトが実行されず、アップシフトＤＵＴＹの出力を制御することで、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃと制御弁１１８の出力ポートＥＸとを連通させる。これにより、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの作動油が制御弁１１８側へ排出されて駆動側プーリ４２の溝幅が拡大され、結果としてダウンシフトされる。したがって、ダウンシフトＤＵＴＹを出力しなくとも一定の範囲内であればダウンシフトが可能となる。このように、ダウンシフトＤＵＴＹによる無段変速機１８のダウンシフトを抑制することができ、無段変速機１８の変速ハンチングを抑制することができる。 According to the above-described embodiment, when the continuously variable transmission 18 is switched from upshift to downshift, the target speed setting γ is set by the target input rotation setting means 150 by the down-switching control means 164. input rotational speed Nin * than the target speed ratio gamma *, which is calculated based on, down when less than a predetermined deviation alpha only the high-speed downshift gear ratio set to gamma alpha set by deviation setting means 170 Since the shift DUTY is output and the downshift by the downshift solenoid valve DS2 is executed, hunting that occurs during the shifting of the continuously variable transmission 18 can be suitably prevented. Specifically, the continuously variable transmission 18 of the gear ratio gamma is a target gear ratio gamma * downshift solenoid valve when a was not less than the downshift speed ratio gamma alpha be When below during upshifting The downshift by DS2 is not executed, and the output of the upshift DUTY is controlled, so that the drive side hydraulic actuator 42c communicates with the output port EX of the control valve 118. As a result, the hydraulic oil of the drive side hydraulic actuator 42c is discharged to the control valve 118 side, the groove width of the drive side pulley 42 is expanded, and as a result, the downshift is performed. Therefore, even if the downshift DUTY is not output, the downshift can be performed within a certain range. Thus, the downshift of the continuously variable transmission 18 due to the downshift DUTY can be suppressed, and the shift hunting of the continuously variable transmission 18 can be suppressed.

また前述の実施例によれば、所定偏差αは、無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinに基づいて設定されるので、無段変速機１８がアップシフトからダウンシフトへ切り換えられる際において、ダウンシフト用ソレノイド弁ＤＳ２によるダウンシフトが実行されることなく変動する無段変速機１８の変速比γは、偏差αによって決定される範囲内とすることができる。すなわち、無段変速機１８の変速比γの変動の許容しうる範囲は無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinに応じて異なるところ、無段変速機１８の変速比γの変動を無段変速機１８の入力軸回転速度Ｎinに応じて異なる前記範囲内のものとすることができる。   Further, according to the above-described embodiment, the predetermined deviation α is set based on the input shaft rotational speed Nin of the continuously variable transmission 18, so that when the continuously variable transmission 18 is switched from upshift to downshift, The speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 that fluctuates without performing the downshift by the downshift solenoid valve DS2 can be within a range determined by the deviation α. That is, the allowable range of fluctuation of the transmission ratio γ of the continuously variable transmission 18 varies depending on the input shaft rotational speed Nin of the continuously variable transmission 18, and the variation of the transmission ratio γ of the continuously variable transmission 18 is continuously variable. Depending on the input shaft rotation speed Nin of the transmission 18, it can be within the above-mentioned range.

また前述の実施例によれば、無段変速機１８の実際の変速比γが目標変速比γ＊を下回った後、且つ前記ダウンシフト実行変速比γαを下回るまでの間においては、アップシフトＤＵＴＹが前記ＤＤとされ、アップシフト用ソレノイド弁ＤＳ１によるダウンシフトが実行されるので、実際の変速比γが目標変速比γ＊を下回った後、且つダウンシフト実行変速比γαを下回るまでの間において、ダウンシフトＤＵＴＹが出力されることなく、すなわち、ダウンシフト用ソレノイド弁ＤＳ２を用いることなくダウンシフトが実行され、ハンチングを防止することができる。 According to the embodiment described above, after the actual gear ratio of the continuously variable transmission 18 gamma falls below the target speed ratio gamma *, and during the period until below the downshift speed ratio gamma alpha upshift DUTY is with the DD, since the downshift by the upshift solenoid valve DS1 is executed, after the actual gear ratio gamma is below the target speed ratio gamma *, and up to below the downshift speed ratio gamma alpha In the meantime, the downshift is executed without outputting the downshift DUTY, that is, without using the downshift solenoid valve DS2, and hunting can be 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.

たとえば、前述の実施例において、駆動側油圧アクチュエータ４２ｃの油圧および推力比コントロールバルブ１１８の推力比制御油圧Ｐτは、従動側油圧アクチュエータ４２ｃのベルト狭圧Ｐdに基づいて算出されているが、直接油圧センサによって検出するものであっても構わない。   For example, in the above-described embodiment, the hydraulic pressure of the driving hydraulic actuator 42c and the thrust ratio control hydraulic pressure Pτ of the thrust ratio control valve 118 are calculated based on the belt narrow pressure Pd of the driven hydraulic actuator 42c. It may be detected by a sensor.

また、前述の実施例において、油圧制御回路１００は、アップシフトＤＵＴＹが低下されると駆動側油圧アクチュエータ４２ｃと推力比コントロールバルブ１１８とが連通される構成としたが、油圧制御回路１００は、推力比コントロールバルブ１１８に限定されない。具体的には、アップシフトＤＵＴＹが低下されると、駆動側油圧アクチュエータ４２の変速圧Ｐinよりも油圧が低い所定の制御弁等と連通される構成であれば、本発明を適用することができる。   In the above-described embodiment, the hydraulic control circuit 100 is configured such that the drive side hydraulic actuator 42c and the thrust ratio control valve 118 communicate with each other when the upshift DUTY is lowered. The ratio control valve 118 is not limited. Specifically, when the upshift DUTY is lowered, the present invention can be applied as long as it is configured to communicate with a predetermined control valve or the like whose hydraulic pressure is lower than the transmission pressure Pin of the drive side hydraulic actuator 42. .

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.

１８：車両用無段変速機
４２：駆動側プーリ
４２ｃ：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）
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）
１１８：推力比コントロールバルブ（制御弁）
１１８ｔ：出力ポート
１５２：変速制御手段
１６４：ダウン切換時制御手段
１６８：差圧算出手段
ＤＳ１：ソレノイド弁（アップシフト用ソレノイド弁）
ＤＳ２：ソレノイド弁（ダウンシフト用ソレノイド弁）
α：偏差
γ：変速比
γ＊：目標変速比
γα：ダウンシフト実行変速比
ｘ：プーリ位置
ｘ＊：変速目標プーリ位置
ｘα：ダウンシフト実行プーリ位置 18: continuously variable transmission for vehicle 42: driving pulley 42c: driving hydraulic actuator 46: driven pulley 48: transmission belt (belt)
114: Transmission ratio control valve UP (transmission control valve)
116: Transmission ratio control valve DN (transmission control valve)
118: Thrust ratio control valve (control valve)
118t: Output port 152: Shift control means 164: Down switching control means 168: Differential pressure calculation means DS1: Solenoid valve (upshift solenoid valve)
DS2: Solenoid valve (solenoid valve for downshift)
α: Deviation γ: Gear ratio γ * : Target gear ratio γ α : Downshift execution gear ratio x: Pulley position x * : Shift target pulley position xα : Downshift execution pulley position

Claims (2)

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と、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前記車両用無段変速機の変速比を変更する変速制御弁と、該変速制御弁をアップシフト側に制御するアップシフト用ソレノイド弁と、該変速制御弁をダウンシフト側に制御するダウンシフト用ソレノイド弁と、前記車両用無段変速機の実際の変速比を予め設定されている目標変速比となるように制御する変速制御手段とを、備える車両用無段変速機の制御方法であって、
前記無段変速機がアップシフトからダウンシフトへ切り換えられる際には、実際の変速比が前記目標変速比よりも所定偏差だけ高速側に設定されたダウンシフト実行変速比を下回った場合にダウンシフト用ソレノイド弁によるダウンシフトが実行され、
該所定偏差は、前記車両用無段変速機の入力軸回転速度に基づいて設定されること、
を特徴とする車両用無段変速機の制御方法。 A continuously variable transmission for a vehicle having a driving pulley and a driven pulley and a belt wound around both pulleys, a driving hydraulic actuator for changing a groove width of the driving pulley, and a driving hydraulic pressure thereof A shift control valve that changes a gear ratio of the continuously variable transmission for the vehicle by controlling supply and discharge of hydraulic fluid to and from the actuator; an upshift solenoid valve that controls the shift control valve to the upshift side; A downshift solenoid valve for controlling the control valve to the downshift side, and a shift control means for controlling the actual gear ratio of the continuously variable transmission for the vehicle to a preset target gear ratio. A control method for a continuously variable transmission for a vehicle,
When the continuously variable transmission is switched from upshift to downshift, the downshift occurs when the actual gear ratio falls below the downshift execution gear ratio set on the high speed side by a predetermined deviation from the target gear ratio. Downshift by solenoid valve for
The predetermined deviation is set based on an input shaft rotational speed of the vehicle continuously variable transmission;
A control method for a continuously variable transmission for a vehicle. 実際の変速比が前記目標変速比を下回った後、且つ前記ダウンシフト実行変速比を下回るまでの間においては、アップシフト用ソレノイド弁によるダウンシフトが実行されること、
を特徴とする請求項１に記載の車両用無段変速機の制御方法。 Downshift by the upshift solenoid valve is executed after the actual gear ratio falls below the target gear ratio and until it falls below the downshift execution gear ratio,
The method for controlling a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1.
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