JP2012062921A - Vehicle control device - Google Patents

Vehicle control device Download PDF

Info

Publication number
JP2012062921A
JP2012062921A JP2010205740A JP2010205740A JP2012062921A JP 2012062921 A JP2012062921 A JP 2012062921A JP 2010205740 A JP2010205740 A JP 2010205740A JP 2010205740 A JP2010205740 A JP 2010205740A JP 2012062921 A JP2012062921 A JP 2012062921A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
vehicle
control
speed
hydraulic
road
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
JP2010205740A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Yasuhiro Kashiwa
康弘 栢
Bunichi Sato
文一 佐藤
Tatsushi Senda
龍志 千田
Takao Nishimura
孝夫 西村
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Priority to JP2010205740A priority Critical patent/JP2012062921A/en
Publication of JP2012062921A publication Critical patent/JP2012062921A/en
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect

Landscapes

  • Control Of Fluid Gearings (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To improve a mileage while ensuring driving force on an uphill road at the start of a vehicle.SOLUTION: Since a target gear ratio (target input rotation speed Nint) at the stop of the vehicle is set to a larger ratio as a road gradient becomes larger, speed change timing (L/U-off vehicle speed Vs0, Vs1) can be delayed when the road gradient is small such as on a flat road or a gradual uphill road. Thus, a range in which a gear ratio can be maintained at a Hi side can be widened and the mileage can be improved. In addition, when the road gradient is large, such as a steep uphill road, the driving force at the start of the vehicle can be ensured by setting the gear ratio at the stop of the vehicle to a maximum gear ratio γmax and therefore the mileage can be improved while ensuring the driving force on the uphill road at the start of the vehicle.

Description

本発明は、エンジン及び自動変速機が搭載された車両の制御装置に関する。   The present invention relates to a control device for a vehicle equipped with an engine and an automatic transmission.

エンジン（内燃機関）を搭載した車両において、エンジンが発生するトルク及び回転速度を車両の走行状態に応じて適切に駆動輪に伝達する変速機として、エンジンと駆動輪との間の変速比を自動的に最適設定する自動変速機が知られている。車両に搭載される自動変速機としては、例えば、クラッチやブレーキなどの摩擦係合要素と遊星歯車装置とを用いて変速比（ギヤ比）を設定する遊星歯車式変速機や、変速比を無段階に調整するベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ Ｖａｒｉａｂｌｅ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）がある。   In a vehicle equipped with an engine (internal combustion engine), the gear ratio between the engine and the drive wheel is automatically used as a transmission that properly transmits the torque and rotation speed generated by the engine to the drive wheel according to the running state of the vehicle. Automatic transmissions that are optimally set are known. As an automatic transmission mounted on a vehicle, for example, a planetary gear type transmission that sets a gear ratio (gear ratio) using a friction engagement element such as a clutch or a brake and a planetary gear device, or a gear ratio is not used. There is a belt-type continuously variable transmission (CVT) that adjusts in stages.

車両に搭載される無段変速機においては、例えば、アクセルペダルの踏み込み量に代表される駆動要求量、エンジン回転数や車速などの車両状態に基づいて目標入力回転数（目標変速比）を設定し、その目標入力回転数（目標変速比）と実際の入力回転数（実際の変速比）との偏差に基づくフィードバック制御によって変速比を制御している。   In a continuously variable transmission mounted on a vehicle, for example, a target input rotational speed (target speed ratio) is set based on the required driving amount represented by the amount of depression of the accelerator pedal, the vehicle state such as the engine rotational speed and the vehicle speed. The speed ratio is controlled by feedback control based on the deviation between the target input speed (target speed ratio) and the actual input speed (actual speed ratio).

また、この種の自動変速機が搭載された車両においては、エンジンと自動変速機との間にフルードカップリングやトルクコンバータなどの流体伝動装置が配設されている。さらに、この流体伝動装置として、ロックアップクラッチを備えたものが知られている（例えば、特許文献１参照）。ロックアップクラッチは、作動油（ＡＴＦ）の油圧によって摩擦係合することにより、流体伝動装置の入力側と出力側とを直結可能とするものである。   Further, in a vehicle equipped with this type of automatic transmission, a fluid transmission device such as a fluid coupling or a torque converter is disposed between the engine and the automatic transmission. Further, a fluid transmission device having a lock-up clutch is known (see, for example, Patent Document 1). The lock-up clutch is capable of directly connecting the input side and the output side of the fluid transmission device by frictional engagement with hydraulic pressure of hydraulic oil (ATF).

このようなロックアップクラッチ付きの流体伝動装置が搭載された車両においては、例えば、自動変速機の油圧制御を含む油圧制御系の油圧（ライン圧）を元圧として、ロックアップクラッチに作用させる油圧を制御することによって、ロックアップクラッチの係合状態・半係合状態・解放状態を制御している。   In a vehicle equipped with such a fluid transmission device with a lock-up clutch, for example, the hydraulic pressure (line pressure) of the hydraulic control system including the hydraulic control of the automatic transmission is used as a source pressure to act on the lock-up clutch. By controlling this, the engagement state, the semi-engagement state, and the release state of the lockup clutch are controlled.

特開２００９−０１４１８９号公報JP 2009-014189 A 特開２００６−１４４８４３号公報JP 2006-144843 A 特開２００３−２５４１０８号公報JP 2003-254108 A

ところで、車両に搭載される無段変速機においては、車両停止時（０ｋｍ／ｈ）に次回の車両発進に備えて変速比を最大変速比γｍａｘで停車できるように、車両減速時に所定車速を下回ると変速比を大きい側（Ｌｏ側）に変速している。この制御の目的は登坂路での駆動力確保であり、その制御時の目標エンジン回転数（目標入力回転数）は油圧の応答性を考慮し、車両停止までに変速比を最大変速比γｍａｘまで変速できるように設定されている。ここで、最大変速比γｍａｘまでの変速に必要な油圧を確保するには油圧オイルポンプ（エンジン駆動のオイルポンプ）の仕事量を多くする必要があって燃料消費率（燃費）が低下することから、平坦路や路面勾配が小さい走行路の場合（登坂路ほどの発進駆動力を確保する必要がない場合）に、最大変速比γｍａｘへの変速を行うと燃費の低下が懸念される。   By the way, in a continuously variable transmission mounted on a vehicle, when the vehicle is decelerated, the vehicle speed falls below a predetermined vehicle speed so that the gear ratio can be stopped at the maximum gear ratio γmax in preparation for the next vehicle start when the vehicle stops (0 km / h). The gear ratio is shifted to the larger side (Lo side). The purpose of this control is to secure the driving force on the uphill road, and the target engine speed (target input speed) at the time of control takes into account the response of the hydraulic pressure, and the speed ratio is set to the maximum speed ratio γmax before the vehicle stops. It is set to be able to shift. Here, in order to secure the hydraulic pressure necessary for shifting up to the maximum gear ratio γmax, it is necessary to increase the work amount of the hydraulic oil pump (engine-driven oil pump), and the fuel consumption rate (fuel consumption) decreases. In the case of a flat road or a traveling road with a small road gradient (when it is not necessary to ensure the starting driving force as much as an uphill road), if the gear ratio is changed to the maximum gear ratio γmax, the fuel consumption may be lowered.

本発明はそのような実情を考慮してなされたもので、登坂路での発進時の駆動力を確保しながら、燃費の改善を図ることが可能な車両の制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a vehicle control device capable of improving fuel efficiency while ensuring driving force when starting on an uphill road. To do.

本発明は、エンジン及び自動変速機と、前記エンジンと自動変速機（例えば無段変速機）との間に配設された流体伝動装置（例えばトルクコンバータ）と、前記流体伝動装置の入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチとが搭載された車両に適用され、所定車速を下回った場合に前記ロックアップクラッチを解放し、車両停止時までの間に前記自動変速機の変速比を大きい側（Ｌｏ側）に変速する制御が実行可能な車両の制御装置を前提としており、このような車両の制御装置において、路面勾配が正方向に大きいほど車両停止時の目標変速比を大きい側（Ｌｏ側）に設定することを技術的特徴としている。   The present invention relates to an engine and an automatic transmission, a fluid transmission device (for example, a torque converter) disposed between the engine and an automatic transmission (for example, a continuously variable transmission), an input side of the fluid transmission device, This is applied to vehicles equipped with a lockup clutch that is directly connected to the output side. When the vehicle speed falls below a predetermined vehicle speed, the lockup clutch is released, and the gear ratio of the automatic transmission is increased until the vehicle stops. Assuming a vehicle control device capable of executing control to shift to the side (Lo side), in such a vehicle control device, the larger the road gradient is in the positive direction, the larger the target gear ratio when the vehicle is stopped ( (Lo side) is a technical feature.

本発明によれば、路面勾配が大きいほど車両停止時の目標変速比を大きい側（Ｌｏ側）に設定しているので、路面勾配が小さい場合は大きい場合と比較して車両停止時の目標変速比を小さくすることができる。これにより路面勾配が小さい場合（平坦路や緩やかな登坂路の場合）には、車両減速時においてＨｉ側の変速比で走行できる範囲を広げることができる。すなわち、従来制御では、路面勾配の大きさに関係なく、車両停止時の目標変速比を最大変速比γｍａｘに設定しているので、平坦路等においても急登坂路と同様なタイミングで変速比をＨｉ側からＬｏ側に変速している。これに対し、上述の如く路面勾配が小さい場合は大きい場合と比較して車両停止時の目標変速比を小さくすることにより、平坦路や緩やかな登坂路の場合には変速タイミングを遅らすことができ、車両減速時において変速比をＨｉ側に維持できる範囲を広げることができる。このように変速比をＨｉ側に維持できる範囲が広がることにより燃費の改善を図ることができる。また、本発明では、急登坂路などの路面勾配が大きい場合には、車両停止時の目標変速比を最大変速比γｍａｘにすることで車両発進時の駆動力を確保することができる。このように、本発明によれば、登坂路での発進時の駆動力を確保しながら、燃費の改善を図ることができる。   According to the present invention, since the target speed change ratio when the vehicle is stopped is set to a larger side (Lo side) as the road surface gradient is larger, the target speed change when the vehicle is stopped is smaller than when the road surface gradient is small. The ratio can be reduced. As a result, when the road surface gradient is small (in the case of a flat road or a gentle uphill road), it is possible to widen the range in which the vehicle can travel at the Hi-side gear ratio during vehicle deceleration. That is, in the conventional control, the target gear ratio when the vehicle is stopped is set to the maximum gear ratio γmax regardless of the magnitude of the road surface gradient, so the gear ratio is set at the same timing as the steeply uphill road on a flat road or the like. Shifting from the Hi side to the Lo side. On the other hand, when the road surface gradient is small as described above, the speed change timing can be delayed on a flat road or a gentle uphill road by reducing the target gear ratio when the vehicle is stopped compared to the case where the road surface gradient is large. The range in which the gear ratio can be maintained on the Hi side during vehicle deceleration can be widened. Thus, fuel efficiency can be improved by expanding the range in which the gear ratio can be maintained on the Hi side. Further, in the present invention, when the road surface gradient such as a steep climbing road is large, the driving force at the start of the vehicle can be ensured by setting the target gear ratio when the vehicle is stopped to the maximum gear ratio γmax. As described above, according to the present invention, it is possible to improve the fuel efficiency while securing the driving force when starting on an uphill road.

本発明において、路面勾配が正方向に大きいほど、車両減速時においてロックアップクラッチを解放する車速（Ｌ／Ｕ−ｏｆｆ車速）を高く設定するようにしてもよい。このように路面勾配が大きいほどロックアップクラッチを解放する車速を高く設定すること、つまり、路面勾配が小さいほどロックアップクラッチを開放する車速を低くすることによって、路面勾配が小さい場合にはフューエルカット領域を拡大することが可能になるので、燃費をより効果的に向上させることができる。   In the present invention, the vehicle speed (L / U-off vehicle speed) at which the lockup clutch is released during vehicle deceleration may be set higher as the road surface gradient increases in the positive direction. In this way, the higher the road surface gradient, the higher the vehicle speed at which the lockup clutch is released, that is, the lower the road surface gradient, the lower the vehicle speed at which the lockup clutch is released. Since it becomes possible to expand an area | region, a fuel consumption can be improved more effectively.

本発明において、車両停止時の自動変速機（無段変速機）の実変速比が目標変速比よりも小さい場合は、その実変速比と目標変速比との差に応じて車両発進時のエンジンの駆動力を増大させるようにしてもよい。このように、車両停止時に自動変速機の実変速比が目標変速比まで戻らない場合は、その変速戻り不足分に相当するエンジン駆動力（具体的にはスロットル開度）を増大させることにより、車両発進時の駆動力を十分に確保することが可能になるので、ドライバのフィーリング（ドライバビリティ）が損なわれることがなくなる。   In the present invention, when the actual transmission ratio of the automatic transmission (continuously variable transmission) when the vehicle is stopped is smaller than the target transmission ratio, the engine speed at the start of the vehicle depends on the difference between the actual transmission ratio and the target transmission ratio. The driving force may be increased. Thus, when the actual transmission ratio of the automatic transmission does not return to the target transmission ratio when the vehicle is stopped, by increasing the engine driving force (specifically, the throttle opening) corresponding to the insufficient shift return, Since it becomes possible to secure a sufficient driving force when starting the vehicle, the driver's feeling (drivability) is not impaired.

本発明において、油圧式の自動変速機と電動オイルポンプとを備えさせ、目標変速比への変速時に油圧が不足する場合には、電動オイルポンプの作動により油圧を増大させるという構成を採用してもよい。このように電動オイルポンプの作動（ＥＯＰアシスト実行）により油圧を増大させることによって、エンジンにて駆動されるオイルポンプでは油圧が不足する場合あっても、その油圧不足分を補うことができるので、車両停止時の自動変速機の実変速比を目標変速比にまで確実に変速することが可能になる。   In the present invention, a configuration is adopted in which a hydraulic automatic transmission and an electric oil pump are provided, and when the hydraulic pressure is insufficient when shifting to the target gear ratio, the hydraulic pressure is increased by operating the electric oil pump. Also good. In this way, by increasing the hydraulic pressure by operating the electric oil pump (execution of EOP assist), even if the oil pressure driven by the engine is insufficient, it is possible to compensate for the insufficient hydraulic pressure. It is possible to reliably shift the actual gear ratio of the automatic transmission when the vehicle is stopped to the target gear ratio.

本発明において、油圧式の自動変速機と電動オイルポンプとを備えさせ、車両減速時に電動オイルポンプを作動して、ロックアップクラッチを解放する車速を低い側に設定するという構成を採用してもよい。このようにエンジンにて駆動されるオイルポンプに加えて電動オイルポンプを作動することにより、自動変速機の変速制御用の油圧がアップし、その油圧アップに相当する分だけＨｉ側からＬｏ側への変速速度が速くなるので、ロックアップクラッチを開放する車速（Ｌ／Ｕ−ｏｆｆ車速）を低速側に設定することができる。これによって燃費の向上を図ることができる。   In the present invention, a configuration may be adopted in which a hydraulic automatic transmission and an electric oil pump are provided, the electric oil pump is operated during vehicle deceleration, and the vehicle speed for releasing the lockup clutch is set to a low side. Good. By operating the electric oil pump in addition to the oil pump driven by the engine in this way, the hydraulic pressure for shift control of the automatic transmission is increased, and from the Hi side to the Lo side by the amount corresponding to the increased hydraulic pressure. Therefore, the vehicle speed (L / U-off vehicle speed) at which the lockup clutch is released can be set to the low speed side. As a result, fuel consumption can be improved.

本発明によれば、路面勾配が大きいほど車両停止時の目標変速比を大きい側に設定しているので、登坂路での発進時の駆動力を確保しながら、燃費の改善を図ることができる。   According to the present invention, the target speed change ratio when the vehicle is stopped is set to be larger as the road surface gradient is larger. Therefore, it is possible to improve the fuel efficiency while securing the driving force at the start on the uphill road. .

本発明を適用する車両の一例を示す概略構成図である。It is a schematic structure figure showing an example of a vehicle to which the present invention is applied. 油圧制御回路のうちベルト式無段変速機のプライマリプーリの油圧アクチュエータを制御する油圧制御回路の回路構成図である。It is a circuit block diagram of the hydraulic control circuit which controls the hydraulic actuator of the primary pulley of a belt-type continuously variable transmission among hydraulic control circuits. 油圧制御回路のうちベルト式無段変速機のベルトの挟圧力を制御する油圧制御回路の回路構成図である。It is a circuit block diagram of the hydraulic control circuit which controls the clamping pressure of the belt of a belt-type continuously variable transmission among hydraulic control circuits. ベルト式無段変速機の変速制御に用いるマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map used for the shift control of a belt-type continuously variable transmission. ベルト式無段変速機のベルト挟圧力制御に用いるマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map used for the belt clamping pressure control of a belt-type continuously variable transmission. ロックアップクラッチを係合・解放制御するロックアップ制御回路ロックアップ制御回路の回路構成図である。It is a circuit block diagram of the lockup control circuit lockup control circuit which controls engagement / release of a lockup clutch. ＥＣＵ等の制御系の構成を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the structure of control systems, such as ECU. コースト走行時（減速走行時）の変速制御に用いるマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map used for the shift control at the time of coast driving | running | working (at the time of deceleration driving | running | working). 車両停止時の制御の一例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows an example of the control at the time of a vehicle stop. 車両停止時の制御の一例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows an example of the control at the time of a vehicle stop. 駆動力補正制御の一例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows an example of driving force correction control. スロットル開度補正量の算出に用いるマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map used for calculation of the throttle opening correction amount. ＥＯＰアシスト制御の一例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows an example of EOP assist control.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

図１は本発明を適用する車両の一例を示す概略構成図である。   FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an example of a vehicle to which the present invention is applied.

この例の車両は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両であって、走行用動力源であるエンジン（内燃機関）１、流体伝動装置としてのトルクコンバータ２、前後進切替装置３、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）４、減速歯車装置５、差動歯車装置６、及び、ＥＣＵ８などが搭載されており、そのＥＣＵ８により実行されるプログラムによって本発明の車両の制御装置が実現される。   The vehicle in this example is an FF (front engine / front drive) type vehicle, which is an engine (internal combustion engine) 1 that is a driving power source, a torque converter 2 as a fluid transmission device, a forward / reverse switching device 3, and a belt type. A continuously variable transmission (CVT) 4, a reduction gear device 5, a differential gear device 6, an ECU 8, and the like are mounted, and a vehicle control device of the present invention is realized by a program executed by the ECU 8.

エンジン１の出力軸であるクランクシャフト１１はトルクコンバータ２に連結されており、エンジン１の出力が、トルクコンバータ２から前後進切替装置３、ベルト式無段変速機４及び減速歯車装置５を介して差動歯車装置６に伝達され、左右の駆動輪７へ分配される。これらエンジン１、トルクコンバータ２、前後進切替装置３、ベルト式無段変速機４、及び、ＥＣＵ８の各部について以下に説明する。   A crankshaft 11, which is an output shaft of the engine 1, is connected to the torque converter 2, and the output of the engine 1 is transmitted from the torque converter 2 via the forward / reverse switching device 3, the belt type continuously variable transmission 4, and the reduction gear device 5. Are transmitted to the differential gear device 6 and distributed to the left and right drive wheels 7. The parts of the engine 1, the torque converter 2, the forward / reverse switching device 3, the belt-type continuously variable transmission 4, and the ECU 8 will be described below.

−エンジン−
エンジン１は、例えば多気筒ガソリンエンジンである。エンジン１に吸入される吸入空気量は電子制御式のスロットルバルブ１２により調整される。スロットルバルブ１２は運転者のアクセルペダル操作とは独立してスロットル開度を電子的に制御することが可能であり、その開度（スロットル開度）はスロットル開度センサ１０２によって検出される。また、エンジン１の冷却水温は水温センサ１０３によって検出される。 -Engine-
The engine 1 is a multi-cylinder gasoline engine, for example. The amount of intake air taken into the engine 1 is adjusted by an electronically controlled throttle valve 12. The throttle valve 12 can electronically control the throttle opening independently of the driver's accelerator pedal operation, and the opening (throttle opening) is detected by the throttle opening sensor 102. Further, the coolant temperature of the engine 1 is detected by a water temperature sensor 103.

スロットルバルブ１２のスロットル開度はＥＣＵ８によって駆動制御される。具体的には、エンジン回転数センサ１０１によって検出されるエンジン回転数Ｎｅ、及び、運転者のアクセルペダル踏み込み量（アクセル操作量Ｐａｐ）等のエンジン１の運転状態に応じた最適な吸入空気量（目標吸気量）が得られるようにスロットルバルブ１２のスロットル開度を制御している。より詳細には、スロットル開度センサ１０２を用いてスロットルバルブ１２の実際のスロットル開度を検出し、その実スロットル開度が、上記目標吸気量が得られるスロットル開度（目標スロットル開度）に一致するようにスロットルバルブ１２のスロットルモータ１３をフィードバック制御している。   The throttle opening of the throttle valve 12 is driven and controlled by the ECU 8. Specifically, the optimum intake air amount (in accordance with the operating state of the engine 1 such as the engine speed Ne detected by the engine speed sensor 101 and the accelerator pedal depression amount (accelerator operation amount Pap) of the driver). The throttle opening of the throttle valve 12 is controlled so as to obtain a target intake air amount. More specifically, the actual throttle opening of the throttle valve 12 is detected using the throttle opening sensor 102, and the actual throttle opening coincides with the throttle opening (target throttle opening) at which the target intake air amount can be obtained. Thus, the throttle motor 13 of the throttle valve 12 is feedback-controlled.

−トルクコンバータ−
トルクコンバータ２は、図１に示すように、入力側のポンプインペラ２１、出力側のタービンランナ２２、及び、トルク増幅機能を発現するステータ２３などを備えており、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２との間で流体（作動油）を介して動力伝達を行う流体伝動装置である。ポンプインペラ２１はエンジン１のクランクシャフト１１に連結されている。タービンランナ２２はタービンシャフト２７を介して前後進切替装置３に連結されている。 -Torque converter-
As shown in FIG. 1, the torque converter 2 includes an input-side pump impeller 21, an output-side turbine runner 22, a stator 23 that exhibits a torque amplifying function, and the like. It is the fluid transmission device which transmits motive power via fluid (hydraulic oil) between. The pump impeller 21 is connected to the crankshaft 11 of the engine 1. The turbine runner 22 is connected to the forward / reverse switching device 3 via the turbine shaft 27.

トルクコンバータ２には、当該トルクコンバータ２の入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチ２４が設けられている。ロックアップクラッチ２４は、係合側油室２５内の油圧と解放側油室２６内の油圧との差圧（ロックアップ差圧）を制御することにより完全係合・半係合（スリップ状態での係合）または解放される。   The torque converter 2 is provided with a lockup clutch 24 that directly connects the input side and the output side of the torque converter 2. The lock-up clutch 24 controls the differential pressure (lock-up differential pressure) between the hydraulic pressure in the engagement side oil chamber 25 and the hydraulic pressure in the release side oil chamber 26 to achieve full engagement and half engagement (in the slip state). Engagement) or release.

ロックアップクラッチ２４を完全係合させることにより、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２とが一体回転する。また、ロックアップクラッチ２４を所定のスリップ状態（半係合状態）で係合させることにより、駆動時には所定のスリップ量でタービンランナ２２がポンプインペラ２１に追随して回転する。一方、ロックアップ差圧を負に設定することによりロックアップクラッチ２４は解放状態となる。このロックアップクラッチ２４の係合または解放は、ＥＣＵ８及び油圧制御回路２０によって制御される。   By completely engaging the lockup clutch 24, the pump impeller 21 and the turbine runner 22 rotate integrally. Further, by engaging the lockup clutch 24 in a predetermined slip state (half-engaged state), the turbine runner 22 rotates following the pump impeller 21 with a predetermined slip amount during driving. On the other hand, by setting the lockup differential pressure to be negative, the lockup clutch 24 is released. Engagement or release of the lockup clutch 24 is controlled by the ECU 8 and the hydraulic control circuit 20.

そして、トルクコンバータ２にはポンプインペラ２１に連結して駆動される機械式のオイルポンプ（油圧発生源）１０が設けられている。このオイルポンプ１０はエンジン１によって駆動される。   The torque converter 2 is provided with a mechanical oil pump (hydraulic pressure generating source) 10 that is connected to and driven by the pump impeller 21. The oil pump 10 is driven by the engine 1.

−前後進切替装置−
前後進切替装置３は、図１に示すように、ダブルピニオン型の遊星歯車機構３０、フォワードクラッチ（前進用クラッチ）Ｃ１及びリバースブレーキ（後進用ブレーキ）Ｂ１を備えている。 -Forward / reverse switching device-
As shown in FIG. 1, the forward / reverse switching device 3 includes a double pinion type planetary gear mechanism 30, a forward clutch (forward clutch) C1, and a reverse brake (reverse brake) B1.

遊星歯車機構３０のサンギヤ３１はトルクコンバータ２のタービンシャフト２７に一体的に連結されており、キャリア３３はベルト式無段変速機４の入力軸４０に一体的に連結されている。これらキャリア３３とサンギヤ３１とはフォワードクラッチＣ１を介して選択的に連結されている。また、リングギヤ３２はリバースブレーキＢ１を介してハウジング３００に選択的に固定されるようになっている。   The sun gear 31 of the planetary gear mechanism 30 is integrally connected to the turbine shaft 27 of the torque converter 2, and the carrier 33 is integrally connected to the input shaft 40 of the belt type continuously variable transmission 4. The carrier 33 and the sun gear 31 are selectively connected via a forward clutch C1. The ring gear 32 is selectively fixed to the housing 300 via the reverse brake B1.

フォワードクラッチＣ１及びリバースブレーキＢ１は、油圧制御回路２０によって係合・解放される油圧式の摩擦係合装置であって、フォワードクラッチＣ１が係合され、リバースブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切替装置３が一体回転状態となって前進用動力伝達経路が成立（達成）し、この状態で、前進方向の駆動力がベルト式無段変速機４側へ伝達される。   The forward clutch C1 and the reverse brake B1 are hydraulic friction engagement devices that are engaged / released by the hydraulic control circuit 20, and the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released to move forward and backward. The forward switching device 3 is integrally rotated to establish (achieve) the forward power transmission path. In this state, the forward driving force is transmitted to the belt type continuously variable transmission 4 side.

一方、リバースブレーキＢ１が係合され、フォワードクラッチＣ１が解放されると、前後進切替装置３によって後進用動力伝達経路が成立（達成）する。この状態で、ベルト式無段変速機４の入力軸４０がタービンシャフト２７に対して逆方向へ回転し、この後進方向の駆動力がベルト式無段変速機４側へ伝達される。また、フォワードクラッチＣ１及びリバースブレーキＢ１がともに解放されると、前後進切替装置３は動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。   On the other hand, when the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the forward / reverse switching device 3 establishes (achieves) a reverse power transmission path. In this state, the input shaft 40 of the belt-type continuously variable transmission 4 rotates in the reverse direction with respect to the turbine shaft 27, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the belt-type continuously variable transmission 4 side. Further, when both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 3 is in a neutral state (blocking state) that blocks power transmission.

−ベルト式無段変速機−
ベルト式無段変速機４は、図１に示すように、入力側のプライマリプーリ４１、出力側のセカンダリプーリ４２、及び、これらプライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２とに巻き掛けられた金属製のベルト４３などを備えている。 -Belt type continuously variable transmission-
As shown in FIG. 1, the belt-type continuously variable transmission 4 includes an input-side primary pulley 41, an output-side secondary pulley 42, and a metal belt wound around the primary pulley 41 and the secondary pulley 42. 43 and the like.

プライマリプーリ４１は、有効径が可変な可変プーリであって、入力軸４０に固定された固定シーブ４１１と、入力軸４０に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４１２とによって構成されている。セカンダリプーリ４２も同様に有効径が可変な可変プーリであって、出力軸４４に固定された固定シーブ４２１と、出力軸４４に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４２２とによって構成されている。   The primary pulley 41 is a variable pulley having a variable effective diameter, and a fixed sheave 411 fixed to the input shaft 40 and a movable sheave 412 disposed on the input shaft 40 in a state in which sliding is possible only in the axial direction. And is composed of. Similarly, the secondary pulley 42 is a variable pulley whose effective diameter is variable, and is a fixed sheave 421 fixed to the output shaft 44 and a movable sheave arranged on the output shaft 44 so as to be slidable only in the axial direction. 422.

プライマリプーリ４１の可動シーブ４１２側には、固定シーブ４１１と可動シーブ４１２との間のＶ溝幅を変更するための油圧アクチュエータ４１３が配置されている。また、セカンダリプーリ４２の可動シーブ４２２側にも同様に、固定シーブ４２１と可動シーブ４２２との間のＶ溝幅を変更するための油圧アクチュエータ４２３が配置されている。   A hydraulic actuator 413 for changing the V groove width between the fixed sheave 411 and the movable sheave 412 is disposed on the movable sheave 412 side of the primary pulley 41. Similarly, a hydraulic actuator 423 for changing the V groove width between the fixed sheave 421 and the movable sheave 422 is also arranged on the movable sheave 422 side of the secondary pulley 42.

以上の構造のベルト式無段変速機４において、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御することにより、プライマリプーリ４１及びセカンダリプーリ４２の各Ｖ溝幅が変化してベルト４３の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（γ＝入力軸回転数（プライマリプーリ回転数）Ｎｉｎ／出力回転数（セカンダリプーリ回転数）Ｎｏｕｔ）が連続的に変化する。また、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧は、ベルト滑りが生じない所定の挟圧力でベルト４３が挟圧されるように制御される。これらの制御はＥＣＵ８及び油圧制御回路２０によって実行される。   In the belt type continuously variable transmission 4 having the above-described structure, by controlling the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41, the V groove widths of the primary pulley 41 and the secondary pulley 42 change, and the engagement diameter of the belt 43 ( The effective speed is changed, and the gear ratio γ (γ = input shaft rotational speed (primary pulley rotational speed) Nin / output rotational speed (secondary pulley rotational speed) Nout) continuously changes. The hydraulic pressure of the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 is controlled such that the belt 43 is clamped with a predetermined clamping pressure that does not cause belt slip. These controls are executed by the ECU 8 and the hydraulic control circuit 20.

−油圧制御回路−
油圧制御回路２０は、図１に示すように、変速速度制御部２０ａ、ベルト挟圧力制御部２０ｂ、ライン圧制御部２０ｃ、ロックアップクラッチ２４の係合（完全係合及び半係合）または解放を制御するロックアップ制御部２０ｄ、前後進切替装置３のフォワードクラッチＣ１及びリバースブレーキＢ１の係合または解放を制御するクラッチ圧力制御部２０ｅ、並びに、マニュアルバルブ２０ｆなどを備えている。なお、クラッチ圧力制御部２０ｅには、リニアソレノイドバルブＳＬＴにて制御されたライン圧が供給される。 -Hydraulic control circuit-
As shown in FIG. 1, the hydraulic control circuit 20 engages (releases fully or half-engages) or releases the shift speed control unit 20 a, the belt clamping pressure control unit 20 b, the line pressure control unit 20 c, and the lockup clutch 24. A lockup control unit 20d for controlling the engagement, a clutch pressure control unit 20e for controlling engagement or disengagement of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 of the forward / reverse switching device 3, a manual valve 20f, and the like. The clutch pressure control unit 20e is supplied with the line pressure controlled by the linear solenoid valve SLT.

また、油圧制御回路２０を構成する変速速度制御用の変速制御ソレノイドバルブＤＳ１及び変速制御ソレノイドバルブＤＳ２、ベルト挟圧力制御用のリニアソレノイドバルブＳＬＳ、ライン圧制御用のリニアソレノイドバルブＳＬＴ、並びに、ロックアップ係合圧制御用のデューティソレノイドバルブＤＳＵにはＥＣＵ８からの制御信号が供給される。   Further, the shift control solenoid valve DS1 and the shift control solenoid valve DS2 for controlling the shift speed constituting the hydraulic pressure control circuit 20, the linear solenoid valve SLS for controlling the belt clamping pressure, the linear solenoid valve SLT for controlling the line pressure, and the lock A control signal from the ECU 8 is supplied to the duty solenoid valve DSU for up engagement pressure control.

次に、油圧制御回路２０のうち、ベルト式無段変速機４のプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧制御回路（変速速度制御部２０ａの具体的な油圧回路構成）、及び、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧制御回路（ベルト挟圧力制御部２０ｂの具体的な油圧回路構成）について、図２及び図３を参照して説明する。   Next, in the hydraulic control circuit 20, the hydraulic control circuit of the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 of the belt-type continuously variable transmission 4 (specific hydraulic circuit configuration of the transmission speed control unit 20 a), and the secondary pulley 42 A hydraulic control circuit of the hydraulic actuator 423 (specific hydraulic circuit configuration of the belt clamping pressure control unit 20b) will be described with reference to FIGS.

まず、図３に示すように、オイルポンプ１０が発生した油圧はプライマリレギュレータバルブ２０３により調圧されてライン圧ＰＬが生成される。プライマリレギュレータバルブ２０３には、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１が出力する制御油圧がクラッチアプライコントロールバルブ２０４を介して供給され、その制御油圧をパイロット圧として作動する。   First, as shown in FIG. 3, the hydraulic pressure generated by the oil pump 10 is regulated by the primary regulator valve 203 to generate the line pressure PL. The primary regulator valve 203 is supplied with the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLT) 201 via the clutch apply control valve 204, and operates with the control hydraulic pressure as a pilot pressure.

なお、クラッチアプライコントロールバルブ２０４の切り替えにより、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２からの制御油圧がプライマリレギュレータバルブ２０３に供給され、その制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬが調圧される場合もある。これらリニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１及びリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２には、ライン圧ＰＬを元圧としてモジュレータバルブ２０５にて調圧された油圧が供給される。   Note that, by switching the clutch apply control valve 204, the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 202 is supplied to the primary regulator valve 203, and the line pressure PL may be regulated using the control hydraulic pressure as a pilot pressure. The linear solenoid valve (SLT) 201 and the linear solenoid valve (SLS) 202 are supplied with the hydraulic pressure regulated by the modulator valve 205 using the line pressure PL as the original pressure.

リニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１は、ＥＣＵ８が出力するＤｕｔｙ信号によって決まる電流値に応じて制御油圧を出力する。リニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１はノーマルオープンタイプのソレノイドバルブである。   The linear solenoid valve (SLT) 201 outputs a control oil pressure according to a current value determined by a duty signal output from the ECU 8. The linear solenoid valve (SLT) 201 is a normally open type solenoid valve.

また、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２は、ＥＣＵ８が出力するＤｕｔｙ信号によって決まる電流値に応じて制御油圧を出力する。このリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２も上記リニアソレノイドバルブ（ＳＬＴ）２０１と同様にノーマルオープンタイプのソレノイドバルブである。   The linear solenoid valve (SLS) 202 outputs a control hydraulic pressure according to a current value determined by a duty signal output from the ECU 8. The linear solenoid valve (SLS) 202 is also a normally open type solenoid valve similar to the linear solenoid valve (SLT) 201.

なお、図２及び図３に示す油圧制御回路において、モジュレータバルブ２０６は、上記モジュレータバルブ２０５が出力する油圧を一定の圧力に調圧して、後述する変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５、及び、ベルト挟圧力制御バルブ３０３などに供給する。   2 and FIG. 3, the modulator valve 206 adjusts the hydraulic pressure output from the modulator valve 205 to a constant pressure, and a shift control solenoid valve (DS1) 304, which will be described later, a shift control solenoid. Supply to the valve (DS2) 305, the belt clamping pressure control valve 303, and the like.

［変速制御］
次に、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧制御回路について説明する。図２に示すように、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３にはアップシフト用変速制御バルブ３０１が接続されている。 [Shift control]
Next, a hydraulic control circuit for the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 will be described. As shown in FIG. 2, an upshift transmission control valve 301 is connected to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41.

アップシフト用変速制御バルブ３０１には、バルブボディ内において軸方向に移動可能なスプール弁子３１１が設けられている。スプール弁子３１１の一端側（図２の上端側）にはスプリング（圧縮コイルばね）３１２が配置されており、このスプール弁子３１１を挟んでスプリング３１２とは反対側の端部に、第１油圧ポート３１５が形成されている。また、スプリング３１２が配置されている上記の一端側に第２油圧ポート３１６が形成されている。   The upshift transmission control valve 301 is provided with a spool valve element 311 that is movable in the axial direction within the valve body. A spring (compression coil spring) 312 is disposed on one end side (the upper end side in FIG. 2) of the spool valve element 311, and the first end is located on the opposite side to the spring 312 across the spool valve element 311. A hydraulic port 315 is formed. A second hydraulic port 316 is formed on the one end side where the spring 312 is disposed.

第１油圧ポート３１５には、ＥＣＵ８が出力するＤｕｔｙ信号（ＤＳ１変速Ｄｕｔｙ（アップシフトＤｕｔｙ））によって決まる電流値に応じて制御油圧を出力する変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が接続されており、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が出力する制御油圧が第１油圧ポート３１５に印加される。第２油圧ポート３１６には、ＥＣＵ８が出力するＤｕｔｙ信号（ＤＳ２変速Ｄｕｔｙ（ダウンシフトＤｕｔｙ））によって決まる電流値に応じて制御油圧を出力する変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が接続されており、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が出力する制御油圧が第２油圧ポート３１６に印加される。   The first hydraulic pressure port 315 is connected to a shift control solenoid valve (DS1) 304 that outputs a control hydraulic pressure according to a current value determined by a duty signal (DS1 shift duty (upshift duty)) output from the ECU 8. The control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS1) 304 is applied to the first hydraulic pressure port 315. The second hydraulic pressure port 316 is connected to a shift control solenoid valve (DS2) 305 that outputs a control hydraulic pressure in accordance with a current value determined by a duty signal (DS2 shift duty (downshift duty)) output from the ECU 8. The control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is applied to the second hydraulic pressure port 316.

さらに、アップシフト用変速制御バルブ３０１には、ライン圧ＰＬが供給される入力ポート３１３、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に接続（連通）される入出力ポート３１４及び出力ポート３１７が形成されており、スプール弁子３１１がアップシフト位置（図２の右側位置）にあるときには、出力ポート３１７が閉鎖され、ライン圧ＰＬが入力ポート３１３から入出力ポート３１４を経てプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に供給される。一方、スプール弁子３１１が閉じ位置（図２の左側位置）にあるときには、入力ポート３１３が閉鎖され、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３が入出力ポート３１４を介して出力ポート３１７に連通する。   Further, the upshift transmission control valve 301 is formed with an input port 313 to which the line pressure PL is supplied, an input / output port 314 and an output port 317 that are connected (communication) to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41. When the spool valve element 311 is in the upshift position (right position in FIG. 2), the output port 317 is closed, and the line pressure PL is supplied from the input port 313 to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 via the input / output port 314. Is done. On the other hand, when the spool valve element 311 is in the closed position (left side position in FIG. 2), the input port 313 is closed, and the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 communicates with the output port 317 via the input / output port 314.

ダウンシフト用変速制御バルブ３０２には、バルブボディ内において軸方向に移動可能なスプール弁子３２１が設けられている。スプール弁子３２１の一端側（図２の下端側）にはスプリング（圧縮コイルばね）３２２が配置されているとともに、その一端側に第１油圧ポート３２６が形成されている。また、スプール弁子３２１を挟んでスプリング３２２とは反対側の端部に第２油圧ポート３２７が形成されている。第１油圧ポート３２６には、上記変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が接続されており、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が出力する制御油圧が第１油圧ポート３２６に印加される。第２油圧ポート３２７には、上記変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が接続されており、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が出力する制御油圧が第２油圧ポート３２７に印加される。   The downshift transmission control valve 302 is provided with a spool valve element 321 that can move in the axial direction within the valve body. A spring (compression coil spring) 322 is disposed on one end side (lower end side in FIG. 2) of the spool valve element 321, and a first hydraulic port 326 is formed on one end side thereof. A second hydraulic port 327 is formed at the end opposite to the spring 322 across the spool valve element 321. The first hydraulic pressure port 326 is connected to the shift control solenoid valve (DS1) 304, and the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS1) 304 is applied to the first hydraulic pressure port 326. The shift control solenoid valve (DS2) 305 is connected to the second hydraulic pressure port 327, and the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is applied to the second hydraulic pressure port 327.

さらに、ダウンシフト用変速制御バルブ３０２には、入力ポート３２３、入出力ポート３２４及び排出ポート３２５が形成されている。入力ポート３２３にはバイパスコントロールバルブ３０６が接続されており、そのバイパスコントロールバルブ３０６にてライン圧ＰＬを調圧した油圧が供給される。そして、このようなダウンシフト用変速制御バルブ３０２において、スプール弁子３２１がダウンシフト位置（図２の左側位置）にあるときには入出力ポート３２４が排出ポート３２５に連通する。一方、スプール弁子３２１が閉じ位置（図２の右側位置）にあるときには入出力ポート３２４が閉鎖される。なお、ダウンシフト用変速制御バルブ３０２の入出力ポート３２４は、アップシフト用変速制御バルブ３０１の出力ポート３１７に接続されている。   Further, the downshift transmission control valve 302 is formed with an input port 323, an input / output port 324, and a discharge port 325. A bypass control valve 306 is connected to the input port 323, and a hydraulic pressure obtained by adjusting the line pressure PL by the bypass control valve 306 is supplied. In such a downshift transmission control valve 302, the input / output port 324 communicates with the discharge port 325 when the spool valve element 321 is in the downshift position (left side position in FIG. 2). On the other hand, when the spool valve element 321 is in the closed position (right side position in FIG. 2), the input / output port 324 is closed. The input / output port 324 of the downshift transmission control valve 302 is connected to the output port 317 of the upshift transmission control valve 301.

以上の図２の油圧制御回路において、ＥＣＵ８が出力するＤＳ１変速Ｄｕｔｙ（アップシフト変速指令）に応じて変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が作動し、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が出力する制御油圧がアップシフト用変速制御バルブ３０１の第１油圧ポート３１５に供給されると、その制御油圧に応じた推力によって、スプール弁子３１１がアップシフト位置側（図２の上側）に移動する。このスプール弁子３１１の移動（アップシフト側への移動）により、作動油（ライン圧ＰＬ）が制御油圧に対応する流量で入力ポート３１３から入出力ポート３１４を経てプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に供給されるとともに、出力ポート３１７が閉鎖されてダウンシフト変速制御バルブ３０２への作動油の流通が阻止される。これによって変速制御圧が高められ、プライマリプーリ４１のＶ溝幅が狭くなって変速比γが小さくなる（アップシフト）。   In the hydraulic control circuit of FIG. 2 described above, the shift control solenoid valve (DS1) 304 operates in response to the DS1 shift duty (upshift shift command) output from the ECU 8, and the shift control solenoid valve (DS1) 304 outputs. When the control hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic port 315 of the upshift transmission control valve 301, the spool valve element 311 moves to the upshift position side (upper side in FIG. 2) by the thrust according to the control hydraulic pressure. Due to the movement of the spool valve element 311 (movement toward the upshift side), the hydraulic oil (line pressure PL) flows from the input port 313 to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 through the input / output port 314 at a flow rate corresponding to the control hydraulic pressure. At the same time, the output port 317 is closed and the flow of hydraulic oil to the downshift transmission control valve 302 is blocked. As a result, the transmission control pressure is increased, the V groove width of the primary pulley 41 is reduced, and the transmission ratio γ is reduced (upshift).

なお、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４が出力する制御油圧がダウンシフト用変速制御バルブ３０２の第１油圧ポート３２６に供給されると、スプール弁子３２１が図２の上側に移動し、入出力ポート３２４が閉鎖される。   When the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS1) 304 is supplied to the first hydraulic port 326 of the downshift transmission control valve 302, the spool valve element 321 moves upward in FIG. Port 324 is closed.

一方、ＥＣＵ８が出力するＤＳ２変速Ｄｕｔｙ（ダウンシフト変速指令）に応じて変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が作動し、その変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が出力する制御油圧がアップシフト用変速制御バルブ３０１の第２油圧ポート３１６に供給されると、その制御油圧に応じた推力によって、スプール弁子３１１がダウンシフト位置側（図２の下側）に移動する。このスプール弁子３１１の移動（ダウンシフト側への移動）により、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３内の作動油が制御油圧に対応する流量でアップシフト用変速制御バルブ３０１の入出力ポート３１４に流入する。このアップシフト用変速制御バルブ３０１に流入した作動油は出力ポート３１７及びダウンシフト用変速制御バルブ３０２の入出力ポート３２４を経て排出ポート３２５から排出される。これによって変速制御圧が低められ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くなって変速比γが大きくなる（ダウンシフト）。   On the other hand, the shift control solenoid valve (DS2) 305 is operated according to the DS2 shift duty (downshift shift command) output from the ECU 8, and the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is the shift control for upshift. When supplied to the second hydraulic pressure port 316 of the valve 301, the spool valve element 311 moves to the downshift position side (lower side in FIG. 2) by thrust according to the control hydraulic pressure. By the movement of the spool valve element 311 (movement toward the downshift side), the hydraulic oil in the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 flows into the input / output port 314 of the upshift transmission control valve 301 at a flow rate corresponding to the control hydraulic pressure. To do. The hydraulic fluid flowing into the upshift transmission control valve 301 is discharged from the discharge port 325 through the output port 317 and the input / output port 324 of the downshift transmission control valve 302. As a result, the transmission control pressure is reduced, the V groove width of the input side variable pulley 42 is increased, and the transmission ratio γ is increased (downshift).

なお、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５が出力する制御油圧がダウンシフト用変速制御バルブ３０２の第２油圧ポート３２７に供給されると、スプール弁子３２１が図２の下側に移動し、入出力ポート３２４と排出ポート３２５とが連通する。   When the control hydraulic pressure output from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is supplied to the second hydraulic port 327 of the downshift transmission control valve 302, the spool valve element 321 moves downward in FIG. The output port 324 and the discharge port 325 communicate with each other.

以上のように、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ１）３０４から制御油圧が出力されると、アップシフト用変速制御バルブ３０１から作動油がプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に供給されて変速制御圧が連続的にアップシフトされる。また、変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５から制御油圧が出力されると、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３内の作動油がダウンシフト用変速制御バルブ３０２の排出ポート３２５から排出されて変速制御圧が連続的にダウンシフトされる。   As described above, when the control hydraulic pressure is output from the shift control solenoid valve (DS1) 304, hydraulic oil is supplied from the upshift shift control valve 301 to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41, and the shift control pressure is continuously increased. Upshifted to When the control hydraulic pressure is output from the shift control solenoid valve (DS2) 305, the hydraulic oil in the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 is discharged from the discharge port 325 of the downshift shift control valve 302, and the shift control pressure is increased. Downshifted continuously.

そして、この例では、例えば図４に示すように、運転者の出力要求量を表すアクセル操作量Ｐａｐ（アクセル開度Ｐａｐ）及び車速Ｖをパラメータとして予め設定された変速線マップから入力側の目標入力回転数Ｎｉｎｔを算出し、実際の入力回転数Ｎｉｎ（実入力回転数Ｎｉ）が目標入力回転数Ｎｉｎｔと一致するように、それらの偏差（Ｎｉｎｔ−Ｎｉｎ）に応じてベルト式無段変速機４の変速制御、すなわち、プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に対する作動油の供給・排出によって変速制御圧（プライマリシーブ圧Ｐｉｎ）が制御され、変速比γが連続的に変化する。   In this example, as shown in FIG. 4, for example, the target on the input side is determined from the shift line map set in advance with the accelerator operation amount Pap (accelerator opening Pap) indicating the driver's output request amount and the vehicle speed V as parameters. The belt type continuously variable transmission is calculated according to the deviation (Nint−Nin) so that the input rotational speed Nint is calculated and the actual input rotational speed Nin (actual input rotational speed Ni) matches the target input rotational speed Nint. 4, i.e., supply / discharge of hydraulic fluid to / from the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41, the transmission control pressure (primary sheave pressure Pin) is controlled, and the transmission ratio γ continuously changes.

なお、図４の変速線マップは変速条件に相当し、ＥＣＵ８のＲＯＭ８２（図７参照）内に記憶されている。この図４のマップにおいて、車速Ｖが小さくてアクセル操作量Ｐａｐが大きい程、大きな変速比γになる目標入力回転数Ｎｉｎｔが設定されるようになっている。また、車速Ｖは出力回転数Ｎｏｕｔに対応するため（車速Ｖ＝Ｎｏｕｔ×［２π×タイヤ半径］／デフ比）、プライマリプーリ回転数（入力軸回転数）Ｎｉｎの目標値である目標入力回転数Ｎｉｎｔは目標変速比γｔに対応し、ベルト式無段変速機４の最小変速比γｍｉｎと最大変速比γｍａｘの範囲内で設定されている。   Note that the shift line map in FIG. 4 corresponds to a shift condition, and is stored in the ROM 82 (see FIG. 7) of the ECU 8. In the map of FIG. 4, the target input rotation speed Nint is set such that the larger the gear ratio γ is, the smaller the vehicle speed V is and the greater the accelerator operation amount Pap is. Further, since the vehicle speed V corresponds to the output rotational speed Nout (vehicle speed V = Nout × [2π × tire radius] / diff ratio), the target input rotational speed that is the target value of the primary pulley rotational speed (input shaft rotational speed) Nin. Nint corresponds to the target speed ratio γt, and is set within the range of the minimum speed ratio γmin and the maximum speed ratio γmax of the belt-type continuously variable transmission 4.

［ベルト挟圧力制御］
次に、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧制御回路について図３を参照して説明する。 [Belt clamping pressure control]
Next, a hydraulic control circuit of the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 will be described with reference to FIG.

図３に示すように、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３にはベルト挟圧力制御バルブ３０３が接続されている。   As shown in FIG. 3, a belt clamping pressure control valve 303 is connected to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42.

ベルト挟圧力制御バルブ３０３には、バルブボディ内において軸方向に移動可能なスプール弁子３３１が設けられている。スプール弁子３３１の一端側（図３の下端側）にはスプリング（圧縮コイルばね）３３２が配置されているとともに、その一端側に第１油圧ポート３３５が形成されている。また、スプール弁子３３１を挟んでスプリング３３２とは反対側の端部に第２油圧ポート３３６が形成されている。   The belt clamping pressure control valve 303 is provided with a spool valve element 331 that is movable in the axial direction within the valve body. A spring (compression coil spring) 332 is disposed on one end side (lower end side in FIG. 3) of the spool valve element 331, and a first hydraulic port 335 is formed on one end side thereof. A second hydraulic port 336 is formed at the end opposite to the spring 332 across the spool valve element 331.

第１油圧ポート３３５にはリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が接続されており、そのリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧が第１油圧ポート３３５に印加される。第２油圧ポート３３６にはモジュレータバルブ２０６からの油圧が印加される。   A linear solenoid valve (SLS) 202 is connected to the first hydraulic pressure port 335, and a control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 is applied to the first hydraulic pressure port 335. The hydraulic pressure from the modulator valve 206 is applied to the second hydraulic pressure port 336.

さらに、ベルト挟圧力制御バルブ３０３には、ライン圧ＰＬが供給される入力ポート３３３、及び、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に接続（連通）される出力ポート３３４が形成されている。   Further, the belt clamping pressure control valve 303 is formed with an input port 333 to which the line pressure PL is supplied and an output port 334 connected (communication) to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42.

この図３の油圧制御回路において、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧が増大すると、ベルト挟圧力制御バルブ３０３のスプール弁子３３１が図３の上側に移動する。この場合、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に供給される油圧が増大し、ベルト挟圧力が増大する。一方、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧が低下すると、ベルト挟圧力制御バルブ３０３のスプール弁子３３１が図３の下側に移動する。この場合、セカンダリプーリ４２の油圧シリンダに供給される油圧が低下し、ベルト挟圧力が低下する。   In the hydraulic control circuit of FIG. 3, when the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 increases from a state where a predetermined hydraulic pressure is supplied to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42, the belt clamping pressure control valve 303. The spool valve element 331 moves upward in FIG. In this case, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 increases, and the belt clamping pressure increases. On the other hand, when the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 decreases from the state where the predetermined hydraulic pressure is supplied to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42, the spool valve element 331 of the belt clamping pressure control valve 303 is shown in FIG. 3 Move down. In this case, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder of the secondary pulley 42 decreases, and the belt clamping pressure decreases.

このようにして、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧制御してセカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に供給することによってベルト挟圧力が増減する。   In this way, the belt clamping pressure is increased or decreased by adjusting the line pressure PL using the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 as a pilot pressure and supplying it to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42.

そして、この例では、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Ｐａｐ及び変速比γ（γ＝Ｎｉｎ／Ｎｏｕｔ）をパラメータとし、ベルト滑りが生じないように予め設定された必要油圧（ベルト挟圧力に相当）のマップに従って、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０２が出力する制御油圧を制御することにより、ベルト式無段変速機４のベルト挟圧力、つまり、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧を調圧制御することによって行われる。図５のマップは挟圧力制御条件に相当し、ＥＣＵ８のＲＯＭ８２（図７参照）内に記憶されている。   In this example, as shown in FIG. 5, for example, the accelerator opening Pap and the gear ratio γ (γ = Nin / Nout) corresponding to the transmission torque are used as parameters, and it is necessary to set in advance so that belt slip does not occur. By controlling the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 202 according to a map of hydraulic pressure (equivalent to belt clamping pressure), the belt clamping pressure of the belt-type continuously variable transmission 4, that is, the hydraulic actuator of the secondary pulley 42 This is done by controlling the pressure of the hydraulic pressure at 423. The map in FIG. 5 corresponds to the clamping pressure control condition and is stored in the ROM 82 (see FIG. 7) of the ECU 8.

［ロックアップ制御回路］
次に、油圧制御回路２０のうちロックアップクラッチ２４を係合・解放制御するロックアップ制御回路の一例を図６を参照して説明する。 [Lock-up control circuit]
Next, an example of a lock-up control circuit that controls engagement / release of the lock-up clutch 24 in the hydraulic control circuit 20 will be described with reference to FIG.

この例のロックアップ制御回路は、ロックアップコントロールバルブ５０１、第２調圧弁５２０、及び、ロックアップ差圧制御用ソレノイドバルブ（ＤＳＵ）５２１などを備えている。   The lockup control circuit of this example includes a lockup control valve 501, a second pressure regulating valve 520, a lockup differential pressure control solenoid valve (DSU) 521, and the like.

ロックアップコントロールバルブ５０１には、一対の第１ライン圧ポート５０２及び第２ライン圧ポート５０３が設けられており、さらに係合側ポート５０４、解放側ポート５０５、及び、信号圧ポート５０６が設けられている。第１ライン圧ポート５０２及び第２ライン圧ポート５０３には、第２調圧弁５２０からの元圧ＰＬ２が供給される。第２調圧弁５２０は、油圧制御回路２０（図１参照）内の制御圧（ライン圧ＰＬ）を調圧してロックアップコントロールバルブ５０１に供給する。   The lock-up control valve 501 is provided with a pair of a first line pressure port 502 and a second line pressure port 503, and further an engagement side port 504, a release side port 505, and a signal pressure port 506. ing. The original pressure PL2 from the second pressure regulating valve 520 is supplied to the first line pressure port 502 and the second line pressure port 503. The second pressure regulating valve 520 regulates the control pressure (line pressure PL) in the hydraulic control circuit 20 (see FIG. 1) and supplies it to the lockup control valve 501.

ロックアップコントロールバルブ５０１の係合側ポート５０４及び解放側ポート５０５は、それぞれ、トルクコンバータ２の係合側油室２５及び解放側油室２６に接続されている。また、ロックアップコントロールバルブ５０１には、ロックアップ係合油圧ＰLUが供給されるフィードバック油室５１０が設けられている。 The engagement side port 504 and the release side port 505 of the lockup control valve 501 are connected to the engagement side oil chamber 25 and the release side oil chamber 26 of the torque converter 2, respectively. Further, the lockup control valve 501 is provided with a feedback oil chamber 510 to which a lockup engagement hydraulic pressure PLU is supplied.

ロックアップ差圧制御用ソレノイドバルブ（ＤＳＵ）５２１はリニアソレノイドバルブであって、励磁状態のときに制御信号圧ＰDSUを出力し、非励磁状態のときに制御信号圧ＰDSUの出力を停止する。ロックアップ差圧制御用ソレノイドバルブ（ＤＳＵ）５２１は、ＥＣＵ８から出力されるロックアップ差圧指示値ＰDに従って励磁電流がＤｕｔｙ制御され、出力制御信号圧ＰDSUが連続的に変化する。ロックアップ差圧制御用ソレノイドバルブ（ＤＳＵ）５２１から出力される制御信号圧ＰDSUはロックアップコントロールバルブ５０１の信号圧ポート５０６に供給される。 Lock-up differential-pressure control solenoid valve (DSU) 521 is a linear solenoid valve, and outputs a control signal pressure P DSU when excitation state, and stops the output of the control signal pressure P DSU when the non-excited state . Lock-up differential-pressure control solenoid valve (DSU) 521, the excitation current according to the lock-up differential pressure instruction value P D output from ECU8 is Duty control, the output control signal pressure P DSU continuously changes. The control signal pressure PDSU output from the lockup differential pressure control solenoid valve (DSU) 521 is supplied to the signal pressure port 506 of the lockup control valve 501.

以上の図６に示すロックアップ制御回路において、ＥＣＵ８から出力されるロックアップ差圧指示値ＰDに従ってロックアップ差圧制御用ソレノイドバルブ（ＤＳＵ）５２１が励磁状態となり、その制御信号圧ＰDSUがロックアップコントロールバルブ５０１の信号圧ポート５０６に供給されると、図６の中心線より右側半分に示すように、ロックアップコントロールバルブ５０１のスプール弁子５０７が圧縮コイルばね５０８の付勢力に抗して下方へ移動した状態（ＯＮ状態）となって、第１ライン圧ポート５０２と係合側ポート５０４とが連通する。これによって、ロックアップ係合油圧ＰLUが係合側油室２５へ供給されるとともに、解放側ポート５０５がドレーンポート５０９に連通することにより、解放側油室２６内の作動油がドレーンされ、ロックアップクラッチ２４が係合（ＯＮ）する。 In the lock-up control circuit shown in FIG. 6 above, the lock-up differential-pressure control solenoid valve (DSU) 521 according to the lock-up differential pressure instruction value P D output from ECU8 becomes excited state, is the control signal pressure P DSU When supplied to the signal pressure port 506 of the lock-up control valve 501, the spool valve element 507 of the lock-up control valve 501 resists the urging force of the compression coil spring 508 as shown in the right half of the center line in FIG. Accordingly, the first line pressure port 502 and the engagement side port 504 communicate with each other. As a result, the lockup engagement hydraulic pressure PLU is supplied to the engagement side oil chamber 25, and the release side port 505 communicates with the drain port 509, whereby the hydraulic oil in the release side oil chamber 26 is drained. The lockup clutch 24 is engaged (ON).

さらに、ロックアップコントロールバルブ５０１のフィードバック油室５１０には、ロックアップ係合油圧ＰLUが供給されるので、そのロックアップ係合油圧ＰLUが制御信号圧ＰDSUと釣り合うようにスプール弁子５０７が移動する。これにより、制御信号圧ＰDSUつまりロックアップ差圧指示値ＰDに応じて、ロックアップクラッチ２４の係合側油室２５内の油圧ＰONと解放側油室２６内の油圧ＰOFFとの差圧ΔＰ（ロックアップ差圧ΔＰ）を連続的に制御することが可能となり、そのロックアップ差圧ΔＰに応じてロックアップクラッチ２４の係合トルクつまり係合力を連続的に変化させることができる。 Further, since the lock-up engagement hydraulic pressure PLU is supplied to the feedback oil chamber 510 of the lock-up control valve 501, the spool valve disc 507 is adjusted so that the lock-up engagement hydraulic pressure P LU is balanced with the control signal pressure P DSU. Move. Thus, the control signal pressure in accordance with P DSU i.e. lock-up differential pressure instruction value P D, the hydraulic P ON in the engagement side oil chamber 25 of the lockup clutch 24 and the hydraulic pressure P OFF of the disengagement-side oil chamber 26 The differential pressure ΔP (lock-up differential pressure ΔP) can be continuously controlled, and the engagement torque, that is, the engagement force of the lock-up clutch 24 can be continuously changed according to the lock-up differential pressure ΔP. .

一方、ロックアップ差圧制御用ソレノイドバルブ（ＤＳＵ）５２１が非励磁状態となって、ロックアップ差圧制御用ソレノイドバルブ（ＤＳＵ）５２１からの制御信号圧ＰDSUの出力が停止すると、ロックアップコントロールバルブ５０１は、図６の中心線より左側半分に示すように、圧縮コイルばね５０８の付勢力によってスプール弁子５０７が上方へと移動して原位置に移動した状態（ＯＦＦ状態）となる。 On the other hand, the lock-up differential-pressure control solenoid valve (DSU) 521 is a non-excited state, the output of the control signal pressure P DSU from the lock-up differential-pressure control solenoid valve (DSU) 521 is stopped, the lock-up control As shown in the left half of the center line in FIG. 6, the valve 501 is in a state (OFF state) in which the spool valve element 507 is moved upward by the urging force of the compression coil spring 508 and moved to the original position.

このＯＦＦ状態では、第２ライン圧ポート５０３と解放側ポート５０５とが連通し、元圧ＰＬ２がロックアップクラッチ２４の解放側油室２６に供給されるとともに、係合側ポート５０４が排出ポート５１１に連通する。これにより、ロックアップクラッチ２４の係合側油室２５内の作動油が排出ポート５１１から排出され、ロックアップクラッチ２４が解放（ＯＦＦ）状態となる。排出ポート５１１から排出された作動油は、図示しないが、オイルクーラを経てオイルパン等へ戻されるようになっており、そのオイルクーラにより作動油が冷却されるようになっている。なお、余剰の作動油は、クーラバイパスバルブからオイルパン等へ戻される。   In this OFF state, the second line pressure port 503 and the release side port 505 communicate with each other, the original pressure PL2 is supplied to the release side oil chamber 26 of the lockup clutch 24, and the engagement side port 504 is the discharge port 511. Communicate with. As a result, the hydraulic oil in the engagement side oil chamber 25 of the lockup clutch 24 is discharged from the discharge port 511, and the lockup clutch 24 is released (OFF). Although not shown, the hydraulic oil discharged from the discharge port 511 is returned to an oil pan or the like through an oil cooler, and the hydraulic oil is cooled by the oil cooler. Excess hydraulic oil is returned from the cooler bypass valve to an oil pan or the like.

なお、ロックアップコントロールバルブ５０１にはバックアップポート５１２が設けられている。このバックアップポート５１２には上記した変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５の出力油圧ＰDS2が供給される。バックアップポート５１２に変速制御ソレノイドバルブ（ＤＳ２）３０５からの油圧ＰDS2が供給されると、ロックアップコントロールバルブ５０１の信号圧ポート５０６への制御信号圧ＰDSUの供給に関わらず、ロックアップコントロールバルブ５０１をＯＦＦ状態に維持してロックアップクラッチ２４を強制的に解放する。 The lockup control valve 501 is provided with a backup port 512. The backup port 512 is supplied with the output hydraulic pressure P DS2 of the shift control solenoid valve (DS2) 305 described above. When the hydraulic pressure P DS2 from the shift control solenoid valve (DS2) 305 is supplied to the backup port 512, the lock-up control valve regardless of the supply of the control signal pressure P DSU to the signal pressure port 506 of the lock-up control valve 501. The lockup clutch 24 is forcibly released while maintaining 501 in the OFF state.

−ＥＣＵ−
ＥＣＵ８は、図７に示すように、ＣＰＵ８１、ＲＯＭ８２、ＲＡＭ８３及びバックアップＲＡＭ８４などを備えている。 -ECU-
As shown in FIG. 7, the ECU 8 includes a CPU 81, a ROM 82, a RAM 83, a backup RAM 84, and the like.

ＲＯＭ８２には、各種制御プログラムや、それら各種制御プログラムを実行する際に参照されるマップ等が記憶されている。ＣＰＵ８１は、ＲＯＭ８２に記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて演算処理を実行する。また、ＲＡＭ８３はＣＰＵ８１での演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶するメモリであり、バックアップＲＡＭ８４はエンジン１の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する不揮発性のメモリである。   The ROM 82 stores various control programs, maps that are referred to when the various control programs are executed, and the like. The CPU 81 executes arithmetic processing based on various control programs and maps stored in the ROM 82. The RAM 83 is a memory for temporarily storing calculation results in the CPU 81 and data input from each sensor. The backup RAM 84 is a non-volatile memory for storing data to be saved when the engine 1 is stopped. is there.

これらＣＰＵ８１、ＲＯＭ８２、ＲＡＭ８３、及び、バックアップＲＡＭ８４はバス８７を介して互いに接続されるとともに、入力インターフェース８５及び出力インターフェース８６に接続されている。   The CPU 81, ROM 82, RAM 83, and backup RAM 84 are connected to each other via a bus 87 and are connected to an input interface 85 and an output interface 86.

入力インターフェース８５には、エンジン回転数センサ１０１、スロットル開度センサ１０２、水温センサ１０３、タービンシャフト２７の回転数を検出して出力するタービン回転数センサ１０４、プライマリプーリ４１の回転数を検出して信号を出力する入力回転数センサ１０５、セカンダリプーリ４２の回転数を検出して出力する出力回転数センサ１０６、アクセル開度センサ１０７、ＣＶＴ油温センサ１０８、ブレーキペダルセンサ１０９、シフトレバー９のレバーポジション（操作位置）を検出するレバーポジションセンサ１１０、走行路面の勾配を検出する勾配センサ１１１、及び、油圧制御回路２０の作動油のライン圧ＰＬを検出する油圧センサ１１２などが接続されており、その各センサの出力信号、つまり、エンジン１の回転数（エンジン回転数）Ｎｅ、スロットルバルブ１２のスロットル開度Ｔａｐ、エンジン１の冷却水温Ｔｗ、タービンシャフト２７の回転数（タービン回転数）Ｎｔ、入力回転数（プライマリプーリ回転数）Ｎｉｎ、出力回転数（セカンダリプーリ回転数）Ｎｏｕｔ、アクセルペダルの操作量（アクセル関度）Ｐａｐ、油圧制御回路２０の油温（ＣＶＴ油温Ｔｈｃ）、常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無（ブレーキＯＮ・ＯＦＦ）、車両走行路の路面勾配θ、油圧回路２０の油圧（ライン圧ＰＬ）、及び、シフトレバー９のレバーポジション（操作位置）などを表す信号がＥＣＵ８に供給される。   The input interface 85 includes an engine speed sensor 101, a throttle opening sensor 102, a water temperature sensor 103, a turbine speed sensor 104 that detects and outputs the speed of the turbine shaft 27, and a speed of the primary pulley 41. An input rotational speed sensor 105 that outputs a signal, an output rotational speed sensor 106 that detects and outputs the rotational speed of the secondary pulley 42, an accelerator opening sensor 107, a CVT oil temperature sensor 108, a brake pedal sensor 109, and a lever of the shift lever 9 A lever position sensor 110 that detects the position (operation position), a gradient sensor 111 that detects the gradient of the traveling road surface, and a hydraulic sensor 112 that detects the line pressure PL of the hydraulic oil in the hydraulic control circuit 20 are connected. The output signal of each sensor, that is, the rotation of the engine 1 Number (engine speed) Ne, throttle opening Tap of the throttle valve 12, engine coolant temperature Tw, turbine shaft 27 speed (turbine speed) Nt, input speed (primary pulley speed) Nin, output speed Number (secondary pulley rotation speed) Nout, accelerator pedal operation amount (accelerator degree of engagement) Pap, oil temperature of hydraulic control circuit 20 (CVT oil temperature Thc), presence / absence of operation of foot brake, which is a service brake (brake ON / OFF) ), A road surface gradient θ of the vehicle traveling path, a hydraulic pressure of the hydraulic circuit 20 (line pressure PL), a signal representing a lever position (operation position) of the shift lever 9 and the like are supplied to the ECU 8.

出力インターフェース８６には、スロットルモータ１３、燃料噴射装置１４、点火装置１５及び油圧制御回路２０などが接続されている。   The output interface 86 is connected to the throttle motor 13, the fuel injection device 14, the ignition device 15, the hydraulic control circuit 20, and the like.

ここで、ＥＣＵ８に供給される信号のうち、タービン回転数Ｎｔは、前後進切替装置３のフォワードクラッチＣ１が係合する前進走行時にはプライマリプーリ回転数（入力軸回転数）Ｎｉｎと一致し、出力回転数（セカンダリプーリ回転数）Ｎｏｕｔは車速Ｖに対応する。また、アクセル操作量Ｐａｐは運転者の出力要求量を表している。   Here, among the signals supplied to the ECU 8, the turbine rotational speed Nt coincides with the primary pulley rotational speed (input shaft rotational speed) Nin during forward travel in which the forward clutch C1 of the forward / reverse switching device 3 is engaged, and the output The rotation speed (secondary pulley rotation speed) Nout corresponds to the vehicle speed V. The accelerator operation amount Pap represents the driver's requested output amount.

また、シフトレバー９は、駐車のためのパーキング位置「Ｐ」、後進走行のためのリバース位置「Ｒ」、動力伝達を遮断するニュートラル位置「Ｎ」、前進走行のためのドライブ位置「Ｄ」、前進走行時にベルト式無段変速機４の変速比γを手動操作で増減できるマニュアル位置「Ｍ」などの各位置に選択的に操作されるようになっている。   The shift lever 9 includes a parking position “P” for parking, a reverse position “R” for reverse traveling, a neutral position “N” for interrupting power transmission, a drive position “D” for forward traveling, During forward running, the gear ratio γ of the belt type continuously variable transmission 4 is selectively operated to each position such as a manual position “M” where the manual operation can increase or decrease the speed ratio γ.

マニュアル位置「Ｍ」には、変速比γを増減するためのダウンシフト位置やアップシフト位置、あるいは、変速範囲の上限（変速比γが小さい側）が異なる複数の変速レンジを選択できる複数のレンジ位置等が備えられている。   The manual position “M” includes a plurality of ranges in which a downshift position and an upshift position for increasing / decreasing the speed ratio γ, or a plurality of speed ranges in which the upper limit of the speed range (the side where the speed ratio γ is smaller) are different can be selected. Position etc. are provided.

レバーポジションセンサ１１０は、例えば、パーキング位置「Ｐレンジ」、リバース位置「Ｒレンジ」、ニュートラル位置「Ｎレンジ」、ドライブ位置「Ｄレンジ」、マニュアル位置「Ｍレンジ」やアップシフト位置、ダウンシフト位置、あるいはレンジ位置等へシフトレバー９が操作されたことを検出する複数のＯＮ・ＯＦＦスイッチ等を備えている。なお、変速比γを手動操作で変更するために、シフトレバー９とは別にステアリングホイール等にダウンシフトスイッチやアップシフトスイッチ、あるいはレバー等を設けることも可能である。   The lever position sensor 110 is, for example, a parking position “P range”, a reverse position “R range”, a neutral position “N range”, a drive position “D range”, a manual position “M range”, an upshift position, and a downshift position. Or a plurality of ON / OFF switches for detecting that the shift lever 9 is operated to the range position or the like. In order to change the gear ratio γ manually, a downshift switch, an upshift switch, or a lever can be provided on the steering wheel or the like separately from the shift lever 9.

そして、ＥＣＵ８は、上記した各種センサの検出信号に基づいて、燃料噴射制御（インジェクタの駆動制御）、点火時期制御（点火プラグの点火時期制御）、スロットルバルブ１２のスロットルモータ１３の駆動制御などのエンジン１の制御、上述したベルト式無段変速機４の変速速度制御及びベルト挟圧力制御、並びに、ロックアップクラッチ２４の係合・解放制御などを実行する。さらに、ＥＣＵ８は、下記の［フューエルカット制御］、［減速ロックアップスリップ制御］、及び、［車両停止時の制御］を実行する。   Then, the ECU 8 performs fuel injection control (injector drive control), ignition timing control (ignition plug ignition timing control), drive control of the throttle motor 13 of the throttle valve 12 based on the detection signals of the various sensors described above. Control of the engine 1, the above-described shift speed control and belt clamping pressure control of the belt-type continuously variable transmission 4, and engagement / release control of the lockup clutch 24 are executed. Furthermore, the ECU 8 executes the following [fuel cut control], [deceleration lockup slip control], and [control when the vehicle is stopped].

−フューエルカット制御−
ＥＣＵ８は、所定の条件が成立したときにフューエルカット制御を実行する。フューエルカット制御は、燃費を向上させるためにエンジン１への燃料供給を停止する制御であって、車両減速時（アクセルオフ）で、かつ、エンジン回転数Ｎｅがフューエルカット開始回転数以上であるときにエンジン１への燃料噴射を停止（インジェクタからの燃料噴射を停止）し、エンジン回転数Ｎｅがフューエルカット復帰回転数（フューエルカット停止のための燃料噴射復帰判定回転数）よりも低下したときにエンジンへの燃料噴射を再開する制御である。なお、フューエルカット復帰回転数は、耐エンスト（エンジンストール）性を確保することが可能であり、エンジン１の安定した回転を維持することが可能な回転数に設定されている。また、フューエルカット開始回転数は、フューエルカット復帰回転数よりも所定量だけ高い回転数に設定されている。 -Fuel cut control-
The ECU 8 executes fuel cut control when a predetermined condition is satisfied. The fuel cut control is a control for stopping the fuel supply to the engine 1 in order to improve fuel consumption, when the vehicle is decelerating (accelerator off) and the engine speed Ne is equal to or higher than the fuel cut start speed. When the fuel injection to the engine 1 is stopped (fuel injection from the injector is stopped) and the engine speed Ne drops below the fuel cut return speed (fuel injection return determination speed for stopping the fuel cut). This is control for restarting fuel injection into the engine. The fuel cut return rotational speed is set to a rotational speed at which engine stall resistance can be ensured and stable rotation of the engine 1 can be maintained. The fuel cut start rotational speed is set to a rotational speed that is higher by a predetermined amount than the fuel cut return rotational speed.

−減速ロックアップスリップ制御−
ＥＣＵ８は、車両減速時（コースト走行時）のフューエルカット中に、ロックアップクラッチ２４に微小な滑りを与える減速ロックアップスリップ制御（フレックスロックアップ制御）を実行する。具体的には、ＥＣＵ８は、アクセル開度センサ１０７の出力信号から得られるアクセル開度Ｐａｐが略零（Ｐａｐ≒０）であり、減速走行する前進走行時において生じる駆動輪側からの逆入力をエンジン１側へ伝達するとき（被駆動時）、つまりエンジンブレーキ作用が得られている状態のときにロックアップクラッチ２４に微小な滑りを与える制御を実行する。このような減速ロックアップスリップ制御を実行すると、タービン回転速度ＮＴ及びエンジン回転速度Ｎｅが車両の減速に従って緩やかに減少するとともに、エンジン回転速度Ｎｅがタービン回転速度Ｎｔ付近まで引き上げられるため、エンジン１に対する燃料供給量を抑制する制御状態（フューエルカット状態）がさらに長い期間維持されて燃費が向上する。 -Deceleration lock-up slip control-
The ECU 8 executes deceleration lock-up slip control (flex lock-up control) that gives a slight slip to the lock-up clutch 24 during fuel cut during vehicle deceleration (coast running). Specifically, the ECU 8 has the accelerator opening Pap obtained from the output signal of the accelerator opening sensor 107 is substantially zero (Pap≈0), and performs reverse input from the drive wheel side that occurs during forward traveling that decelerates. When transmitting to the engine 1 side (when driven), that is, when the engine braking action is being obtained, control for giving a slight slip to the lockup clutch 24 is executed. When such deceleration lock-up slip control is executed, the turbine rotational speed NT and the engine rotational speed Ne gradually decrease as the vehicle decelerates, and the engine rotational speed Ne is increased to near the turbine rotational speed Nt. The control state (fuel cut state) for suppressing the fuel supply amount is maintained for a longer period, and the fuel consumption is improved.

−車両停止時の制御−
次に、ＥＣＵ８が実行する車両停止時の制御について説明する。 -Control when the vehicle is stopped-
Next, control when the vehicle is stopped performed by the ECU 8 will be described.

まず、車両停止時の制御に用いるマップについて図８を参照して説明する。   First, a map used for control when the vehicle is stopped will be described with reference to FIG.

図８のマップは、Ｄレンジでのコースト走行時（減速走行時）の目標入力回転数Ｎｉｎｔを、車速Ｖ（アクセル操作量Ｐａｐ＝０）をパラメータとして算出するための変速線マップであって、４本の変速線Ｌｓ０，Ｌｓ１，Ｌｓ２，Ｌｓ３が設定されている。   The map of FIG. 8 is a shift line map for calculating the target input rotational speed Nint during coasting (decelerated traveling) in the D range using the vehicle speed V (accelerator operation amount Pap = 0) as a parameter. Four shift lines Ls0, Ls1, Ls2, and Ls3 are set.

変速線Ｌｓ０は、走行路が平坦路（路面勾配θ＝０°）であるときに目標入力回転数Ｎｉｎｔの算出に用いる変速線であり、変速線Ｌｓ１は、走行路が緩登坂路であるときに目標入力回転数Ｎｉｎｔの算出に用いる変速線である。また、変速線Ｌｓ２は、走行路が中登坂路（例えば路面勾配θが５°以上）であるときに目標入力回転数Ｎｉｎｔの算出に用いる変速線であり、変速線Ｌｓ３は、走行路が急登坂路（例えば路面勾配θが１０°以上）であるときに目標入力回転数Ｎｉｎｔの算出に用いる変速線である。   The shift line Ls0 is a shift line used for calculating the target input rotation speed Nint when the travel path is a flat road (road surface gradient θ = 0 °), and the shift line Ls1 is when the travel path is a gentle uphill road. These are shift lines used for calculating the target input rotational speed Nint. Further, the shift line Ls2 is a shift line used for calculating the target input rotational speed Nint when the travel path is a middle uphill road (for example, the road gradient θ is 5 ° or more), and the shift line Ls3 is a steep road. This is a shift line used for calculating the target input rotational speed Nint when the road is an uphill road (for example, the road surface gradient θ is 10 ° or more).

これら変速線Ｌｓ０，Ｌｓ１，Ｌｓ２，Ｌｓ３のうち、平坦路用の変速線Ｌｓ０及び緩登坂路用の変速線Ｌｓ１については、路面勾配が小さい場合（勾配＝０も含む）には車両停止時に変速比を最大変速比γｍａｘに戻さなくても車両発進時の駆動力を確保できるという点を考慮し、車両停止時の目標変速比（最終目標変速比）γｔ０，γｔ１が最大変速比γｍａｘまで至らないような目標入力回転数Ｎｉｎｔが設定されている。ただし、緩登坂路は平坦路よりも登り勾配が少し大きいので、緩登坂路用の最終目標変速比γｔ１が平坦路用の最終目標変速比γｔ０よりも大きい側（Ｌｏ側）の値となるように、緩登坂路用の変速線Ｌｓ１の最終目標入力回転数Ｎｉｎｔを、平坦路用の変速線Ｌｓ０の最終目標入力回転数Ｎｉｎｔよりも大きい側に設定している。なお、これら平坦路用の最終目標変速比γｔ０（最終目標入力回転数Ｎｉｎｔ）、及び、緩登坂路用の最終目標変速比γｔ１（最終目標入力回転数Ｎｉｎｔ）は、それぞれ、次回の車両発進時（平坦路や緩登坂路での発進時）に必要な駆動力を考慮して実験・シミュレーション等によって適合した値が設定されている。   Of these shift lines Ls0, Ls1, Ls2, and Ls3, the flat line shift line Ls0 and the gentle uphill road shift line Ls1 are shifted when the vehicle is stopped when the road surface gradient is small (including gradient = 0). In consideration of the fact that the driving force at the start of the vehicle can be secured without returning the ratio to the maximum speed ratio γmax, the target speed ratios (final target speed ratios) γt0 and γt1 when the vehicle is stopped do not reach the maximum speed ratio γmax. Such a target input rotational speed Nint is set. However, the gentle climbing slope has a slightly higher climbing slope than the flat road, so that the final target speed ratio γt1 for the gentle climbing road is larger than the final target speed ratio γt0 for the flat road (Lo side). Further, the final target input rotational speed Nint of the slow climbing slope transmission line Ls1 is set to be larger than the final target input rotational speed Nint of the flat road transmission line Ls0. The final target speed ratio γt0 (final target input speed Nint) for flat roads and the final target speed ratio γt1 (final target input speed Nint) for gentle climbing slopes are respectively determined at the next vehicle start. Considering the driving force required when starting on a flat road or gentle climbing slope, a value adapted by experiment / simulation is set.

一方、中登坂路用の変速線Ｌｓ２は、その低車速域の目標入力回転数Ｎｉｎｔが上記緩登坂路用の変速線Ｌｓ１の低車速域の目標入力回転数Ｎｉｎｔに対して大きい側に設定されており、車両停止時までの間に最大変速比γｍａｘ（目標変速比γｔ２）に到達するような目標入力回転数Ｎｉｎｔが設定されている。   On the other hand, the shift line Ls2 for the middle uphill road is set on the side where the target input speed Nint in the low vehicle speed range is larger than the target input speed Nint in the low vehicle speed range of the shift line Ls1 for the gentle uphill road. The target input speed Nint is set such that the maximum speed ratio γmax (target speed ratio γt2) is reached before the vehicle stops.

また、急登坂路用の変速線Ｌｓ３は、その低車速域の目標入力回転数Ｎｉｎｔが上記中登坂路用の変速線Ｌｓ２の低車速域の目標入力回転数Ｎｉｎｔに対して大きい側に設定されており、最大変速比γｍａｘ（目標変速比γｔ３）に変速するまでの時間が中登坂路の場合よりも短くなるように目標入力回転数Ｎｉｎｔが設定されている。つまり、走行路が急登坂路である場合は、走行抵抗（減速度）が大きくてロックアップクラッチ２４を解放（Ｌ／Ｕ−ｏｆｆ）してから車両停止までの時間が短くなるという点を考慮して、中登坂路の場合よりも最大変速比γｍａｘに早く戻るように目標入力回転数Ｎｉｎｔが設定されている。   The shift line Ls3 for the steeply uphill road is set such that the target input speed Nint in the low vehicle speed region is larger than the target input speed Nint in the low vehicle speed region of the shift line Ls2 for the medium uphill road. The target input rotational speed Nint is set so that the time required for shifting to the maximum speed ratio γmax (target speed ratio γt3) is shorter than that in the case of the middle uphill road. In other words, when the traveling road is a steep climbing road, it takes into account that the traveling resistance (deceleration) is large and the time from when the lockup clutch 24 is released (L / U-off) until the vehicle stops is shortened. Thus, the target input rotational speed Nint is set so as to return to the maximum gear ratio γmax earlier than in the case of the middle climbing slope.

以上のように、図８に示す変速線マップでは、路面勾配が大きいほど（路面勾配が正方向に大きいほど）、目標変速比γｔ（目標入力回転数Ｎｉｎｔ）が大きくなる側（Ｌｏ側）に設定されている（［平坦路：γｔ０］＜［緩登坂路：γｔ１］＜［中登坂路：γｔ２（γｍａｘ）・急登坂路：γｔ３（γｍａｘ）］）。なお、図８に示す変速線マップはＥＣＵ８のＲＯＭ８２内に記憶されている。   As described above, in the shift line map shown in FIG. 8, the larger the road gradient (the larger the road gradient is in the positive direction), the larger the target gear ratio γt (target input rotation speed Nint) becomes (Lo side). ([Flat road: γt0] <[slow climbing slope: γt1] <[middle climbing slope: γt2 (γmax), steep climbing slope: γt3 (γmax)]). Note that the shift line map shown in FIG. 8 is stored in the ROM 82 of the ECU 8.

また、図８に示す変速線マップにおいて、各変速線Ｌｓ０，Ｌｓ１，Ｌｓ２，Ｌｓ３上にプロットしている黒丸印は、それぞれ、ロックアップクラッチ２４の係合限界（Ｌ／Ｕ係合限界）ポイント（入力回転数・車速ポイント）Ｐｓ０，Ｐｓ１，Ｐｓ２，Ｐｓ３である。これらＬ／Ｕ係合限界ポイントＰｓ０〜Ｐｓ３の関係について説明すると、この図８に示すように、低車速域の目標入力回転数Ｎｉｎｔが大きくなるほど、Ｌ／Ｕ係合限界ポイント（車速）は高車速側の値となる（Ｐｓ０＜Ｐｓ１＜Ｐｓ２＜Ｐｓ３）。   In the shift line map shown in FIG. 8, the black circles plotted on the shift lines Ls0, Ls1, Ls2, and Ls3 are the engagement limit (L / U engagement limit) points of the lockup clutch 24, respectively. (Input rotational speed / vehicle speed point) Ps0, Ps1, Ps2, and Ps3. The relationship between the L / U engagement limit points Ps0 to Ps3 will be described. As shown in FIG. 8, the L / U engagement limit point (vehicle speed) increases as the target input rotational speed Nint in the low vehicle speed range increases. The value is on the vehicle speed side (Ps0 <Ps1 <Ps2 <Ps3).

そして、この例では、上記Ｌ／Ｕ係合限界ポイントを考慮して、各走行路（平坦路・緩登坂路・中登坂路・急登坂路）毎にロックアップクラッチ２４を解放する車速（Ｌ／Ｕ−ｏｆｆ車速）Ｖｓ０，Ｖｓ１，Ｖｓ２，Ｖｓ３を設定している。   In this example, in consideration of the L / U engagement limit point, the vehicle speed at which the lockup clutch 24 is released (L) for each traveling road (flat road, gentle climbing slope, middle climbing slope, and sudden climbing slope). / U-off vehicle speed) Vs0, Vs1, Vs2, and Vs3 are set.

具体的には、平坦路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ０については、上記Ｌ／Ｕ係合限界ポイントＰｓ０よりも所定量（マージン分）だけ高車速側に設定している。緩登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ１については、上記Ｌ／Ｕ係合限界ポイントＰｓ１よりも所定量（マージン分）だけ高車速側に設定している。中登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ２については、上記Ｌ／Ｕ係合限界ポイントＰｓ２よりも所定量（マージン分）だけ高車速側に設定している。急登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ３については、上記Ｌ／Ｕ係合限界ポイントＰｓ３よりも所定量（マージン分）だけ高車速側に設定している。つまり、Ｌ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ０〜Ｖｓ３については、路面勾配が大きいほどロックアップクラッチ２４を解放する車速Ｖが高くなるように設定している（Ｖｓ０＜Ｖｓ１＜Ｖｓ２＜Ｖｓ３）。これらＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ０、Ｖａ１，Ｖｓ２，Ｖｓ３はＥＣＵ８のＲＯＭ８２内に記憶されている。   Specifically, the L / U-off vehicle speed Vs0 for a flat road is set on the high vehicle speed side by a predetermined amount (margin) from the L / U engagement limit point Ps0. The L / U-off vehicle speed Vs1 for the gentle uphill road is set on the high vehicle speed side by a predetermined amount (margin) from the L / U engagement limit point Ps1. The L / U-off vehicle speed Vs2 for the middle climbing slope is set on the higher vehicle speed side by a predetermined amount (margin) than the L / U engagement limit point Ps2. The L / U-off vehicle speed Vs3 for the steeply uphill road is set on the high vehicle speed side by a predetermined amount (margin) from the L / U engagement limit point Ps3. That is, the L / U-off vehicle speeds Vs0 to Vs3 are set such that the vehicle speed V at which the lockup clutch 24 is released increases as the road surface gradient increases (Vs0 <Vs1 <Vs2 <Vs3). These L / U-off vehicle speeds Vs0, Va1, Vs2, and Vs3 are stored in the ROM 82 of the ECU 8.

次に、車両停止時の制御の具体的な例について、図９及び図１０のフローチャートを参照して説明する。図９及び図１０の制御ルーチンはＥＣＵ８において実行される。なお、図９及び図１０には、上記した平坦路・緩登坂路・中登坂路・急登坂路での車両停止時の制御の一例を示している。   Next, a specific example of control when the vehicle is stopped will be described with reference to the flowcharts of FIGS. The control routines of FIGS. 9 and 10 are executed by the ECU 8. 9 and 10 show an example of control when the vehicle is stopped on the above-described flat road, gentle climbing slope, middle climbing slope, and steep climbing slope.

図９及び図１０の制御ルーチンは、アクセル開度Ｐａｐ（アクセル開度センサ１０７の出力信号から認識）が「０」であり、かつ、車両減速時（出力回転数センサ１０５の出力信号（Ｎｏｕｔ）から認識）であるときに開始される。   9 and 10, the accelerator opening Pap (recognized from the output signal of the accelerator opening sensor 107) is "0" and the vehicle is decelerating (the output signal (Nout) of the output rotation speed sensor 105). Is recognized).

図９及び図１０の制御ルーチンが開始されると、まずはステップＳＴ１０１において、勾配センサ１１１の出力信号に基づいて路面勾配θを取得する。次に、ステップＳＴ１０２において、上記ステップＳＴ１０１で取得した路面勾配θに基づいて走行路が「平坦路（θ＝０）」であるか否かを判定し、その判定結果が否定判定（ＮＯ）である場合はステップＳＴ１０３に移行する。ステップＳＴ１０２の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）である場合はステップＳＴ１１１に進む。   When the control routine of FIGS. 9 and 10 is started, first, in step ST101, the road surface gradient θ is acquired based on the output signal of the gradient sensor 111. Next, in step ST102, it is determined whether or not the travel road is a “flat road (θ = 0)” based on the road surface gradient θ acquired in step ST101, and the determination result is negative (NO). If there is, the process proceeds to step ST103. If the determination result of step ST102 is affirmative (YES), the process proceeds to step ST111.

ステップＳＴ１１１では、図８の変速線マップに設定された変速線Ｌｓ０，Ｌｓ１，Ｌｓ２，Ｌｓ３のうち、平坦路用の変速線Ｌｓ０を選択する。   In step ST111, a flat road shift line Ls0 is selected from the shift lines Ls0, Ls1, Ls2, and Ls3 set in the shift line map of FIG.

次に、ステップＳＴ１１２において、現在の車速Ｖ（出力回転数センサ１０５の出力信号（Ｎｏｕｔ）から算出）と、上記した平坦路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ０とを比較し、現在の車速ＶがＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ０を下回った時点（［現在車速Ｖ＜Ｖｓ０］となりステップＳＴ１１２の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）となった時点）でロックアップクラッチ２４を解放する（ステップＳＴ１１３）。このロックアップクラッチ２４の解放後で車両停止時までの間に、ベルト式無段変速機４の変速比が大きい側（Ｌｏ側）に変速されて実際の変速比γが最終目標変速比γｔ０となる。ただし、走行路が平坦路の場合、上述したように、実変速比が最大変速比γｍａｘまで戻らないようになっている。なお、この平坦路での車両減速時において、車速Ｖが上記平坦路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ０に到達するまで（ロックアップクラッチ２４が係合中）は、実際の変速比γは最小変速比γｍｉｎに維持される。   Next, in step ST112, the current vehicle speed V (calculated from the output signal (Nout) of the output speed sensor 105) is compared with the above-described flat road L / U-off vehicle speed Vs0, and the current vehicle speed V is compared. When the vehicle speed falls below L / U-off vehicle speed Vs0 (when [current vehicle speed V <Vs0] and the determination result in step ST112 is affirmative (YES)), the lockup clutch 24 is released (step ST113). After the lock-up clutch 24 is released and before the vehicle is stopped, the belt-type continuously variable transmission 4 is shifted to the higher gear ratio (Lo side), and the actual gear ratio γ becomes the final target gear ratio γt0. Become. However, when the traveling road is a flat road, as described above, the actual speed ratio does not return to the maximum speed ratio γmax. When the vehicle decelerates on the flat road, the actual speed ratio γ is minimum until the vehicle speed V reaches the L / U-off vehicle speed Vs0 for the flat road (while the lockup clutch 24 is engaged). The gear ratio γmin is maintained.

そして、出力回転数センサ１０５の出力信号から算出される車速Ｖに基づいて車両が停止したか否かを判定し（ステップＳＴ１１４）、このステップＳＴ１１４の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）となったときに処理を終了する。   Then, it is determined whether or not the vehicle has stopped based on the vehicle speed V calculated from the output signal of the output rotation speed sensor 105 (step ST114). When the determination result in step ST114 is affirmative (YES) The process ends.

また、上記ステップＳＴ１０２の判定結果が否定判定（ＮＯ）である場合（走行路が平坦路でない場合）は、ステップＳＴ１０３において、走行路が「緩登坂路」であるか否かを判定し、その判定結果が否定判定（ＮＯ）である場合は図１０のステップＳＴ１０４に移行する。ステップＳＴ１０３の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）である場合（走行路が緩登坂路である場合）はステップＳＴ１２１に進む。   If the determination result in step ST102 is negative (NO) (when the traveling road is not a flat road), it is determined in step ST103 whether the traveling road is a “slow climbing slope”. If the determination result is negative (NO), the process proceeds to step ST104 in FIG. When the determination result in step ST103 is affirmative (YES) (when the traveling road is a gentle climbing slope), the process proceeds to step ST121.

ステップＳＴ１２１では、図８の変速線マップに設定された変速線Ｌｓ０，Ｌｓ１，Ｌｓ２，Ｌｓ３のうち、緩登坂路の変速線Ｌｓ１を選択する。   In step ST121, the shift line Ls1 of the gentle uphill road is selected from the shift lines Ls0, Ls1, Ls2, and Ls3 set in the shift line map of FIG.

次に、ステップＳＴ１２２において、現在の車速Ｖ（出力回転数センサ１０５の出力信号（Ｎｏｕｔ）から算出）と、上記した緩登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ１とを比較し、現在の車速ＶがＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ１を下回った時点（［現在車速Ｖ＜Ｖｓ１］となりステップＳＴ１２２の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）となった時点）でロックアップクラッチ２４を解放する（ステップＳＴ１２３）。このロックアップクラッチ２４の解放後で車両停止時までの間に、ベルト式無段変速機４の変速比が大きい側（Ｌｏ側）に変速されて、実際の変速比γが最終目標変速比γｔ１となる。ただし、走行路が緩登坂路の場合、平坦路の場合と同様に、実変速比が最大変速比γｍａｘまで戻らないが、上述したように緩登坂路での最終目標変速比γｔ１は、平坦路での最終目標変速比γｔ０よりも大きい側（Ｌｏ側）の値となる。なお、この緩登坂路での車両減速時において、車速Ｖが上記緩登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ１に到達するまで実際の変速比γは最小変速比γｍｉｎに維持される。   Next, in step ST122, the current vehicle speed V (calculated from the output signal (Nout) of the output rotation speed sensor 105) is compared with the above-described L / U-off vehicle speed Vs1 for the gentle climbing slope, and the current vehicle speed is compared. When V falls below L / U-off vehicle speed Vs1 (when [current vehicle speed V <Vs1] and the determination result in step ST122 is affirmative (YES)), lockup clutch 24 is released (step ST123). . After the lock-up clutch 24 is released and before the vehicle is stopped, the speed of the belt-type continuously variable transmission 4 is shifted to the higher speed side (Lo side), so that the actual speed ratio γ becomes the final target speed ratio γt1. It becomes. However, when the traveling road is a gentle uphill road, the actual speed ratio does not return to the maximum speed ratio γmax, as in the case of a flat road, but as described above, the final target speed ratio γt1 on the gentle uphill road is a flat road. The value is larger (Lo side) than the final target speed ratio γt0. When the vehicle decelerates on the gentle climbing slope, the actual speed ratio γ is maintained at the minimum speed ratio γmin until the vehicle speed V reaches the L / U-off vehicle speed Vs1 for the gentle climbing slope.

そして、出力回転数センサ１０５の出力信号から算出される車速Ｖに基づいて車両が停止したか否かを判定し（ステップＳＴ１２４）、このステップＳＴ１２４の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）となったときに処理を終了する。   Then, it is determined whether or not the vehicle has stopped based on the vehicle speed V calculated from the output signal of the output rotation speed sensor 105 (step ST124). When the determination result in step ST124 is affirmative (YES) The process ends.

一方、上記ステップＳＴ１０３の判定結果が否定判定（ＮＯ）である場合（走行路が平坦路及び緩登坂路でない場合）は、図１０に示すステップＳＴ１０４において走行路が「中登坂路」であるか否かを判定し、その判定結果が否定判定（ＮＯ）である場合はステップＳＴ１４１に移行する。ステップＳＴ１０４の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）である場合（走行路が中登坂路である場合）はステップＳＴ１３１に進む。   On the other hand, if the determination result in step ST103 is negative (NO) (when the traveling road is not a flat road or a gentle uphill road), is the running road a “middle uphill road” in step ST104 shown in FIG. If the determination result is negative (NO), the process proceeds to step ST141. When the determination result of step ST104 is affirmative (YES) (when the traveling road is a middle uphill road), the process proceeds to step ST131.

ステップＳＴ１３１では、図８の変速線マップに設定された変速線Ｌｓ０，Ｌｓ１，Ｌｓ２，Ｌｓ３のうち、中登坂路の変速線Ｌｓ２を選択する。次に、ステップＳＴ１３２において、現在の車速Ｖ（出力回転数センサ１０５の出力信号（Ｎｏｕｔ）から算出）と、上記した中登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ２とを比較し、現在の車速ＶがＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ２を下回った時点（［現在車速Ｖ＜Ｖｓ２］となりステップＳＴ１３２の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）となった時点）でロックアップクラッチ２４を解放する（ステップＳＴ１３３）。このロックアップクラッチ２４の解放後で車両停止時までの間に、ベルト式無段変速機４の変速比が大きい側（Ｌｏ側）に変速されて、実際の変速比γが最大変速比γｍａｘ（目標変速比γｔ２）となる（γｍａｘに戻る）。なお、この中登坂路での車両減速時において、車速Ｖが上記中緩登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ２に到達するまで（ロックアップクラッチ２４が係合中）は、実際の変速比γは最小変速比γｍｉｎに維持される。   In step ST131, the shift line Ls2 of the middle uphill road is selected from the shift lines Ls0, Ls1, Ls2, and Ls3 set in the shift line map of FIG. Next, in step ST132, the current vehicle speed V (calculated from the output signal (Nout) of the output rotation speed sensor 105) is compared with the above-described L / U-off vehicle speed Vs2 for the middle climbing slope, and the current vehicle speed is compared. When V falls below L / U-off vehicle speed Vs2 (when [current vehicle speed V <Vs2] is reached and the determination result in step ST132 is affirmative (YES)), lockup clutch 24 is released (step ST133). . After the lockup clutch 24 is released and before the vehicle stops, the belt-type continuously variable transmission 4 is shifted to the side with the higher gear ratio (Lo side), and the actual gear ratio γ becomes the maximum gear ratio γmax ( Target gear ratio γt2) (returns to γmax). When the vehicle decelerates on the middle uphill road, the actual gear ratio is maintained until the vehicle speed V reaches the L / U-off vehicle speed Vs2 for the middle uphill road (while the lockup clutch 24 is engaged). γ is maintained at the minimum speed ratio γmin.

そして、出力回転数センサ１０５の出力信号から算出される車速Ｖに基づいて車両が停止したか否かを判定し（ステップＳＴ１３４）、このステップＳＴ１３４の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）となったときに処理を終了する。   Then, it is determined whether or not the vehicle has stopped based on the vehicle speed V calculated from the output signal of the output rotation speed sensor 105 (step ST134), and the determination result in step ST134 is affirmative (YES). The process ends.

また、上記ステップＳＴ１０４の判定結果が否定判定（ＮＯ）である場合、走行路が急登坂路であると判断してステップＳＴ１４１に進む。ステップＳＴ１４１では、図８の変速線マップに設定された変速線Ｌｓ０，Ｌｓ１，Ｌｓ２，Ｌｓ３のうち、急登坂路の変速線Ｌｓ３を選択する。   If the determination result in step ST104 is negative (NO), it is determined that the traveling road is a steeply uphill road, and the process proceeds to step ST141. In step ST141, the shift line Ls3 of the steeply uphill road is selected from the shift lines Ls0, Ls1, Ls2, and Ls3 set in the shift line map of FIG.

次に、ステップＳＴ１４２において、現在の車速Ｖ（出力回転数センサ１０５の出力信号（Ｎｏｕｔ）から算出）と、上記した急登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ３とを比較し、現在の車速ＶがＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ３を下回った時点（［現在車速Ｖ＜Ｖｓ３］となりステップＳＴ１４２の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）となった時点）でロックアップクラッチ２４を解放する（ステップＳＴ１４３）。このロックアップクラッチ２４の解放後で車両停止時までの間に、ベルト式無段変速機４の変速比が大きい側（Ｌｏ側）に変速されて、実際の変速比γが最大変速比γｍａｘ（目標変速比γｔ３）となる（γｍａｘに戻る）。ただし、急登坂路の変速線Ｌｓ３の最終目標入力回転数Ｎｉｎｔは、中登坂路の変速線Ｌｓ２の最終目標入力回転数Ｎｉｎｔよりも大きい側に設定さているので最大変速比γｍａｘに早く戻る。なお、この急登坂路での車両減速時において、車速Ｖが上記急登坂路用のＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速Ｖｓ３に到達するまで（ロックアップクラッチ２４が係合中）は、実際の変速比γは最小変速比γｍｉｎに維持される。   Next, in step ST142, the current vehicle speed V (calculated from the output signal (Nout) of the output rotation speed sensor 105) is compared with the above-mentioned L / U-off vehicle speed Vs3 for the steep climb road, and the current vehicle speed is compared. When V falls below L / U-off vehicle speed Vs3 (when [current vehicle speed V <Vs3] and the determination result in step ST142 is affirmative (YES)), lockup clutch 24 is released (step ST143). . After the lockup clutch 24 is released and before the vehicle stops, the belt-type continuously variable transmission 4 is shifted to the side with the higher gear ratio (Lo side), and the actual gear ratio γ becomes the maximum gear ratio γmax ( (Target gear ratio γt3) (returns to γmax). However, since the final target input speed Nint of the shift line Ls3 for the steeply uphill road is set to be larger than the final target input speed Nint of the shift line Ls2 for the middle uphill road, the speed quickly returns to the maximum speed ratio γmax. When the vehicle decelerates on the steep slope, the actual speed ratio γ is maintained until the vehicle speed V reaches the L / U-off vehicle speed Vs3 for the steep slope (while the lockup clutch 24 is engaged). Is maintained at the minimum gear ratio γmin.

そして、ステップＳＴ１４４において、出力回転数センサ１０５の出力信号から算出される車速Ｖに基づいて車両が停止したか否かを判定し、このステップＳＴ１４４の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）となったときに処理を終了する。   In step ST144, it is determined whether or not the vehicle has stopped based on the vehicle speed V calculated from the output signal of the output rotation speed sensor 105. When the determination result in step ST144 is affirmative (YES) The process ends.

なお、以上の図９及び図１０の制御ルーチンの実行中に、アクセルペダルが操作（アクセルＯＮ）された場合には処理を終了する。   If the accelerator pedal is operated (accelerator ON) during the execution of the control routines shown in FIGS. 9 and 10, the process is terminated.

以上のように、この例によれば、路面勾配が大きいほど目標変速比を大きい側（Ｌｏ側）に設定しているので、路面勾配が小さい場合は大きい場合と比較して車両停止時の目標変速比を小さくすることができる。これによって、車両減速時おいてベルト式無段変速機４の変速比を小さい側（Ｈｉ側）に維持できる範囲を広げることができる。すなわち、従来制御では、路面勾配の大きさに関係なく車両停止時の目標変速比を最大変速比γｍａｘに設定しているので、平坦路や緩やかな登坂路においても急登坂路と同様なタイミングで変速比をＨｉ側からＬｏ側に変速している。これに対し、上述の如く、路面勾配が小さいほど最終目標変速比γｔ（目標入力回転数Ｍｉｎｔ）を小さい側（Ｈｉ側）に設定することにより、平坦路や緩やかな登坂路のように路面勾配が小さい場合には変速タイミングを遅らすことができ、車両減速時において変速比をＨｉ側に維持できる範囲を広げることができる。このように変速比をＨｉ側に維持できる範囲が広がることにより燃費の改善を図ることができる。また、この例では、急登坂路などの路面勾配が大きい場合には、車両停止時の目標変速比を最大変速比γｍａｘとしているので登坂路での発進時の駆動力を十分に確保することができる。このように、この例によれば、登坂路での発進時の駆動力を確保しながら、燃費の改善を図ることができる。   As described above, according to this example, the target gear ratio is set to the larger side (Lo side) as the road surface gradient is larger. Therefore, the target when the vehicle is stopped is smaller when the road surface gradient is smaller than when the road surface gradient is large. The gear ratio can be reduced. As a result, the range in which the speed ratio of the belt type continuously variable transmission 4 can be maintained on the small side (Hi side) during vehicle deceleration can be widened. That is, in the conventional control, the target speed change ratio when the vehicle is stopped is set to the maximum speed change ratio γmax regardless of the road surface gradient. The gear ratio is shifted from the Hi side to the Lo side. On the other hand, as described above, as the road surface gradient is smaller, the final target speed ratio γt (target input rotation speed Mint) is set to a smaller side (Hi side), thereby making the road surface gradient like a flat road or a gentle uphill road. When is small, the gear shift timing can be delayed, and the range in which the gear ratio can be maintained on the Hi side during vehicle deceleration can be widened. Thus, fuel efficiency can be improved by expanding the range in which the gear ratio can be maintained on the Hi side. Further, in this example, when the road surface gradient such as a steep uphill road is large, the target speed change ratio when the vehicle is stopped is set to the maximum speed change ratio γmax, so that it is possible to sufficiently secure the driving force at the start on the uphill road. it can. As described above, according to this example, it is possible to improve the fuel efficiency while securing the driving force at the start on the uphill road.

また、この例では、車両停止時の走行路が平坦路や緩やかな登坂路（緩登坂路）である場合は、ベルト式無段変速機４の変速比が最大変速比γｍａｘまで戻らないようにしているので、機械式（エンジン駆動）のオイルポンプ１０の仕事量を減少させることができ、燃費の向上を図ることができる。また、平坦路での車両停止時にベルト式無段変速機４の変速比が最大変速比γｍａｘまで戻らないようにすることで、平坦路での車両停止時の引き込み感を抑制することができる。すなわち、平坦路において最大変速比γｍａｘまで変速しようとすると、減速していくしたがって減速度がきつくなるので大きな引き込み感が発生するが、最大変速比γｍａｘまで変速せずに変速量を少なくすることによって、そのような引き込み感を低減することができる。なお、中登坂路や急登坂路では、走行抵抗（減速度）が大きいので、最大変速比γｍａｘまで変速することによる引き込み感は感じにくくなる。   Further, in this example, when the travel path when the vehicle is stopped is a flat road or a gentle uphill road (slow uphill road), the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 is prevented from returning to the maximum speed ratio γmax. Therefore, the work amount of the mechanical (engine driven) oil pump 10 can be reduced, and the fuel consumption can be improved. Further, by preventing the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 from returning to the maximum speed ratio γmax when the vehicle is stopped on a flat road, it is possible to suppress a feeling of pulling in when the vehicle is stopped on a flat road. In other words, when attempting to shift to the maximum gear ratio γmax on a flat road, the deceleration is reduced and the deceleration becomes tight, so a large pulling feeling is generated, but by reducing the shift amount without shifting to the maximum gear ratio γmax, Such a feeling of pulling can be reduced. In addition, since the running resistance (deceleration) is large on the middle climbing slope and the steep climbing slope, it is difficult to feel the pull-in feeling caused by shifting to the maximum gear ratio γmax.

さらに、路面勾配が小さいほどロックアップクラッチ２４を開放する車速を低く設定（路面勾配が大きいほどロックアップクラッチ２４を解放する車速を高く設定）しているので、平坦路や緩やかな登坂路などの路面勾配が小さい場合（勾配＝０も含む）に、フューエルカット領域を拡大することが可能となり、これによって燃費をより効果的に向上させることができる。   Furthermore, the lower the road gradient, the lower the vehicle speed at which the lock-up clutch 24 is released (the higher the road gradient, the higher the vehicle speed at which the lock-up clutch 24 is released). When the road surface gradient is small (including the gradient = 0), the fuel cut region can be enlarged, thereby improving the fuel efficiency more effectively.

さらにまた、この例では、急登坂路の場合は走行抵抗が大きくてロックアップクラッチ２４を解放（Ｌ／Ｕ−ＯＦＦ）してから車両停止までの時間が中登坂路の場合よりも短くなるという点を考慮し、車両停止時の走行路が急登坂路である場合は中登坂路である場合と比較して、最終目標入力回転数Ｎｉｎｔを大きくして最大変速比γｍａｘに早く変速されるようにしているので、急登坂路においてもベルト式無段変速機４の変速比を最大変速比γｍａｘに確実に戻すことができる。   Furthermore, in this example, in the case of a steep uphill road, the running resistance is large, and the time from when the lockup clutch 24 is released (L / U-OFF) until the vehicle stops is shorter than in the case of a medium uphill road. Considering this point, when the travel path when the vehicle is stopped is a steep uphill road, the final target input rotation speed Nint is increased and the speed is changed to the maximum speed ratio γmax faster than in the case of the middle uphill road. Therefore, the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 can be reliably returned to the maximum gear ratio γmax even on a steeply uphill road.

以上の例では、登坂路での変速線として、緩登坂路用の変速線Ｌｓ１、中登坂路用のＬｓ２及び急登坂路用の変速線Ｌｓ３の３本の変速線を設定した例について説明したが、これに限られることなく、登坂路用の変速線は２本であってもよい。また、登坂路の領域を更に細かく区分して４本以上の登坂路用の変速線を設定するようにしてもよい。   In the above-described example, the example in which three shift lines, that is, the shift line Ls1 for the gentle uphill road, the Ls2 for the medium uphill road, and the shift line Ls3 for the sudden uphill road are set as the shift lines on the uphill road. However, the present invention is not limited to this, and there may be two shift lines for uphill roads. Further, the uphill road area may be further divided into four or more uphill road shift lines.

なお、降坂路での車両停止時の制御については、特に限定されないが、例えば、上記した平坦路の場合と同様な制御を行うようにしてもよいし、また、降坂路の路面勾配が小さいほど、車両停止時の目標変速比を小さい側に設定するという制御を行うようにしてもよい。   The control at the time of stopping the vehicle on the downhill road is not particularly limited. For example, the same control as in the case of the flat road described above may be performed, and the road surface gradient of the downhill road is smaller. The control may be performed such that the target gear ratio when the vehicle is stopped is set to a smaller side.

−駆動力補正制御−
次に、上述の車両停止時の制御の補助制御としての駆動力補正制御について説明する。 -Driving force correction control-
Next, driving force correction control as auxiliary control for the above-described control when the vehicle is stopped will be described.

まず、上述した車両停止時の制御においては、何らかの要因（例えば、油圧不足など）によって、車両停止時のベルト式無段変速機４の実際の変速比γｒ（実変速比γｔ）が、最終目標変速比γｔ（例えば最大変速比γｍａｘ）にまで変速されない場合があり、こうした状況になると、次回の車両発進時の駆動力が低下することが懸念される。   First, in the control when the vehicle is stopped, the actual speed ratio γr (actual speed ratio γt) of the belt-type continuously variable transmission 4 when the vehicle is stopped depends on some factor (for example, insufficient hydraulic pressure). There is a case where the speed is not changed to the speed ratio γt (for example, the maximum speed ratio γmax). In such a situation, there is a concern that the driving force at the next start of the vehicle is lowered.

このような点を考慮して、この例では、ベルト式無段変速機４の実際の変速比γｒが最終目標変速比γｔにまで戻されていない場合には、図１１に示す駆動力補正制御を実施する。図１１の制御ルーチンはＥＣＵ８において実行される。   In consideration of such points, in this example, when the actual gear ratio γr of the belt-type continuously variable transmission 4 is not returned to the final target gear ratio γt, the driving force correction control shown in FIG. To implement. The control routine of FIG. 11 is executed in the ECU 8.

この図１１の制御ルーチンが開始されると、ステップＳＴ２０１において、車両停止時のベルト式無段変速機４の実際の変速比γｒを判定する。具体的には、例えば、車両停止直前の入力回転数Ｎｉｎと出力回転数Ｎｏｕｔから実際の変速比γｒ（γｒ＝Ｎｉｎ／Ｎｏｕｔ）を算出する。また、他の判定方法として、プライマリプーリ４１のＶ溝幅及び／またはセカンダリプーリ４２のＶ溝幅をセンサ（図示せず）等によって検出し、その検出値に基づいて実際の変速比γｒを判定するという方法も挙げることができる。   When the control routine of FIG. 11 is started, in step ST201, the actual speed ratio γr of the belt type continuously variable transmission 4 when the vehicle is stopped is determined. Specifically, for example, the actual gear ratio γr (γr = Nin / Nout) is calculated from the input rotation speed Nin and the output rotation speed Nout immediately before the vehicle stops. As another determination method, the V-groove width of the primary pulley 41 and / or the V-groove width of the secondary pulley 42 is detected by a sensor (not shown) or the like, and the actual gear ratio γr is determined based on the detected value. The method of doing can also be mentioned.

ステップＳＴ２０２では、最終目標変速比γｔ（平坦路の最終目標変速比γｔ０、緩登坂路の最終目標変速比γｔ１、または、最大変速比γｍａｘ）と、上記ステップＳＴ２０１で判定した実際の変速比γｒとの差Δγ（変速戻り不足分）を算出する（Δγ＝γｔ−γｒ）。なお、このステップＳＴ２０２で算出したΔγが「０」または「所定の許容範囲内の値」である場合は処理を終了する。   In step ST202, the final target speed ratio γt (the final target speed ratio γt0 on a flat road, the final target speed ratio γt1 on a gentle climbing slope, or the maximum speed ratio γmax), and the actual speed ratio γr determined in step ST201 described above. Difference Δγ (shift shift shortage) is calculated (Δγ = γt−γr). If Δγ calculated in step ST202 is “0” or “a value within a predetermined allowable range”, the process ends.

ステップＳＴ２０３では、上記ステップＳＴ２０２で算出したΔγ（変速戻り不足分）を用いて、図１２のマップを参照してスロットル開度補正量ΔＴａｐを算出する。この図１２のマップは、上記Δγ（変速戻り不足分）をパラメータとして、その変速戻り不足分による駆動力低下を解消できるようなスロットル開度（補正量）を実験・シミュレーション等によって経験的に取得した値をマップ化したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭ８２内に記憶されている。   In step ST203, the throttle opening correction amount ΔTap is calculated with reference to the map of FIG. 12 using Δγ (shift shift shortage) calculated in step ST202. The map in FIG. 12 uses the above Δγ (insufficient gear shift return) as a parameter and empirically obtains the throttle opening (correction amount) that can eliminate the reduction in driving force due to the gear shift inadequate amount by experiments and simulations. These values are mapped and stored in the ROM 82 of the ECU 8.

そして、ステップＳＴ２０４において、車両発進時の最終目標スロットル開度Ｔａｐｔｔを算出する。具体的には、車両発進時のアクセルペダルの操作量（駆動要求量：アクセル開度Ｐａｐ）から目標スロットル開度Ｔａｐｔを求め、その目標スロットル開度Ｔａｐｔに、上記ステップＳＴ２０３で算出したスロットル開度補正量ΔＴａｐを加算することにより最終目標スロットル開度Ｔａｐｔｔ（Ｔａｐｔｔ＝Ｔａｐｔ＋ΔＴａｐ）を算出する。このようにして算出した最終目標スロットル開度Ｔａｐｔｔに基づいて、次回の車両発進時のエンジン制御（スロットルバルブ１２のスロットルモータ１３の駆動制御）を実行する。   In step ST204, the final target throttle opening Taptt when the vehicle starts is calculated. Specifically, the target throttle opening degree Tapt is obtained from the accelerator pedal operation amount (driving request amount: accelerator opening degree Pap) at the time of starting the vehicle, and the throttle opening degree calculated in step ST203 is calculated as the target throttle opening degree Tapt. By adding the correction amount ΔTap, a final target throttle opening degree Taptt (Taptt = Tap + ΔTap) is calculated. Based on the final target throttle opening degree Taptt calculated in this way, engine control (drive control of the throttle motor 13 of the throttle valve 12) at the next vehicle start is executed.

このように、車両停止時にベルト式無段変速機４の実際の変速比γｒが最終目標変速比（γｔ０、γｔ１、または、γｍａｘ）まで戻らない場合は、その変速戻り不足分Δγに相当するスロットル開度（補正量ΔＴａｐ）を上乗せすることにより、車両発進時の駆動力を十分に確保することが可能になるので、ドライバのフィーリング（ドライバビリティ）が損なわれることがなくなる。   Thus, when the actual gear ratio γr of the belt-type continuously variable transmission 4 does not return to the final target gear ratio (γt0, γt1, or γmax) when the vehicle is stopped, the throttle corresponding to the shift return shortage Δγ. By adding the opening degree (correction amount ΔTap), it becomes possible to sufficiently secure the driving force when the vehicle starts, so that the driver's feeling (drivability) is not impaired.

なお、以上の例では、変速戻り不足分Δγからスロットル開度補正量ΔＴａｐを算出しているが、変速戻り不足分Δγからアクセル開度補正量ΔＰａｐを算出し、車両発進時のアクセルペダルの操作量（アクセル開度Ｐａｐ）に上記アクセル開度補正量ΔＰａｐを加算して最終目標アクセル開度Ｐａｐｔｔを求め、その最終目標アクセル開度Ｐａｐｔｔから最終目標スロットル開度Ｔａｐｔｔを算出するようにしてもよい。   In the above example, the throttle opening correction amount ΔTap is calculated from the shift return deficit Δγ, but the accelerator opening correction amount ΔPap is calculated from the shift return deficit Δγ to operate the accelerator pedal when starting the vehicle. The final target accelerator opening Paptt may be obtained by adding the accelerator opening correction amount ΔPap to the amount (accelerator opening Pap), and the final target throttle opening Taptt may be calculated from the final target accelerator opening Paptt. .

−ＥＯＰアシスト制御−
次に、上述の車両停止時の制御の補助制御としてのＥＯＰアシスト制御（電動オイルポンプによるアシスト制御）について説明する。 -EOP assist control-
Next, EOP assist control (assist control by an electric oil pump) as auxiliary control for the above-described control when the vehicle is stopped will be described.

まず、上述した車両停止時の制御においては、ベルト式無段変速機４の変速制御用の油圧が不足（機械式オイルポンプ１０の仕事量が不足）する場合、最終目標変速比γｔまで変速できない場合がある。特に、上述した中登坂路や急登坂路での車両停止時には、変速比を最大変速比γｍａｘにまで戻す必要があるため、機械式のオイルポンプ１０の油圧だけでは変速に必要な油圧が不足することが懸念される。   First, in the control when the vehicle is stopped as described above, when the hydraulic pressure for the shift control of the belt-type continuously variable transmission 4 is insufficient (the work amount of the mechanical oil pump 10 is insufficient), the speed cannot be changed to the final target speed ratio γt. There is a case. In particular, when the vehicle is stopped on the above-described middle climbing slope or steep climbing slope, it is necessary to return the gear ratio to the maximum gear ratio γmax. Therefore, the hydraulic pressure of the mechanical oil pump 10 alone is insufficient for the gear shifting. There is concern.

このような点を考慮し、この例では、上記した油圧の不足が発生する場合には、その油圧不足分を補うことにより、車両停止時に変速比を最終目標変速比γｔまで確実に戻るようにする。具体的には、この例では、アイドルストップ車両等のエコラン車両などを対象としており、こうした車両に搭載されている電動オイルポンプ（ＥＯＰ）を利用して、油圧が不足する場合には、電動オイルポンプでアシストすることにより油圧不足を解消するという制御を行う。   In consideration of such points, in this example, when the above-described hydraulic pressure shortage occurs, the gear ratio is surely returned to the final target gear ratio γt when the vehicle is stopped by compensating for the hydraulic pressure shortage. To do. Specifically, in this example, an eco-run vehicle such as an idle stop vehicle is targeted, and when an oil pressure is insufficient by using an electric oil pump (EOP) mounted on such a vehicle, the electric oil Control is performed to eliminate hydraulic shortages by assisting with a pump.

その制御（ＥＯＰアシスト制御）の一例について図１３のフローチャートを参照して説明する。図１３の制御ルーチンはＥＣＵ８において実行される。   An example of the control (EOP assist control) will be described with reference to the flowchart of FIG. The control routine of FIG. 13 is executed in the ECU 8.

この図１３の制御ルーチンが開始されると、ステップＳＴ３０１において、最終目標変速比（γｔ０、γｔ１、または、γｍａｘ）に変速するのに必要な油圧Ｏｐｔを、現在車速Ｖなどに基づいてマップや演算式に基づいて算出する。さらに、ステップＳＴ３０２において、油圧センサ１１２の出力信号に基づいて実油圧（ライン圧）ＰＬを認識する。この実油圧ＰＬの認識処理及び上記必要油圧Ｏｐｔの算出処理は、例えば、上記した図８のステップＳＴ１０１で走行路を判定したとき（平坦路、緩登坂路、中登坂路、または、急登坂路を判定したとき）に実行するようにすればよい。なお、必要油圧Ｏｐｔの算出用のマップとしては、例えば、最終目標変速比（γｔ０，γｔ１，γｍａｘ）及び車速などをパラメータとして、その最終目標変速比への変速に必要な油圧を実験・シミュレーション等によって取得・適合した値をマップ化したものを用いる。   When the control routine of FIG. 13 is started, in step ST301, the hydraulic pressure Opt necessary for shifting to the final target gear ratio (γt0, γt1, or γmax) is calculated or calculated based on the current vehicle speed V or the like. Calculate based on the formula. Further, in step ST302, the actual hydraulic pressure (line pressure) PL is recognized based on the output signal of the hydraulic pressure sensor 112. The actual hydraulic pressure PL recognition process and the required hydraulic pressure Opt calculation process are performed, for example, when the travel path is determined in step ST101 of FIG. 8 described above (flat road, gentle climb slope, middle climb slope, or sudden climb slope). (When it is determined). As a map for calculating the required hydraulic pressure Opt, for example, the final target gear ratio (γt0, γt1, γmax), the vehicle speed, and the like are used as parameters, and the hydraulic pressure required for shifting to the final target gear ratio is tested and simulated. Use a map of values acquired and adapted by.

次に、ステップＳＴ３０３において、上記ステップＳＴ３０１で算出した必要油圧Ｏｐｔと、上記ステップＳＴ３０２で認識した実油圧ＰＬとを比較し、その必要油圧Ｏｐｔが実油圧ＰＬよりも大きい場合（［Ｏｐｔ＞ＰＬ］でステップＳＴ３０３の判定結果が肯定判定（ＹＥＳ）である場合）は、電動オイルポンプを作動（ＥＯＰアシスト実行）して油圧を増大させる。このＥＰＯアシストの開始タイミングは、例えば、上記したＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速（Ｖｓ０，Ｖｓ１，Ｖｓ２，Ｖｓ３：図８参照）よりも高車速側のタイミングとしてもよいし、あるいは、車両減速時に変速比をＨｉ側からＬｏ側に変速する過程でＥＯＰアシストを開始するようにしてもよい。   Next, in step ST303, the required hydraulic pressure Opt calculated in step ST301 is compared with the actual hydraulic pressure PL recognized in step ST302. If the required hydraulic pressure Opt is greater than the actual hydraulic pressure PL ([Opt> PL] When the determination result in step ST303 is affirmative (YES)), the electric oil pump is operated (EOP assist is executed) to increase the hydraulic pressure. The start timing of the EPO assist may be, for example, a timing on the higher vehicle speed side than the above-mentioned L / U-off vehicle speed (Vs0, Vs1, Vs2, Vs3: see FIG. 8), or the gear ratio at the time of vehicle deceleration. EOP assist may be started in the process of shifting the speed from the Hi side to the Lo side.

そして、このように、ＥＯＰアシストを実行して油圧を増大させることにより、車両停止時の最終目標変速比が最大変速比γｍａｘである場合であっても、変速比を確実に戻すことが可能になる。なお、上記ステップＳＴ３０３の判定結果が否定判定（ＮＯ）である場合つまり上記実油圧ＰＬが必要油圧Ｏｐｔ以上（Ｏｐｔ≦ＰＬ）である場合はＥＯＰアシストを実行せずに処理を終了する。   In this way, by executing the EOP assist and increasing the hydraulic pressure, it is possible to reliably return the speed ratio even when the final target speed ratio when the vehicle is stopped is the maximum speed ratio γmax. Become. If the determination result in step ST303 is negative (NO), that is, if the actual oil pressure PL is greater than or equal to the required oil pressure Opt (Opt ≦ PL), the process ends without executing the EOP assist.

ここで、電動オイルポンプで油圧アシストを行う場合の他の制御例として、油圧の不足が発生しない状況であっても、ＥＯＰアシストを実行するという制御を挙げることができる。このようなＥＯＰアシスト制御を行えば、ベルト式無段変速機４の変速制御用の油圧がアップし、その油圧アップに相当する分だけＨｉ側からＬｏ側への変速速度が速くなるので、Ｌ／Ｕ−ｏｆｆ車速（Ｖｓ０〜Ｖｓ３）を低車速側に設定することできる。このように、ＥＯＰアシストを実行してＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速を低車速側に設定することにより、燃費の向上を図ることができる。この場合、ＥＰＯアシストの開始タイミングは、例えば上記したＬ／Ｕ−ｏｆｆ車速（Ｖｓ０，Ｖｓ１，Ｖｓ２，Ｖｓ３：図８参照）よりも高車速側のタイミングとすればよい。   Here, as another control example when hydraulic assist is performed by the electric oil pump, control in which EOP assist is executed even in a situation where there is no shortage of hydraulic pressure can be cited. By performing such EOP assist control, the shift control hydraulic pressure of the belt-type continuously variable transmission 4 is increased, and the shift speed from the Hi side to the Lo side is increased by an amount corresponding to the increased hydraulic pressure. / U-off vehicle speed (Vs0 to Vs3) can be set to the low vehicle speed side. Thus, the fuel efficiency can be improved by executing the EOP assist and setting the L / U-off vehicle speed to the low vehicle speed side. In this case, the start timing of the EPO assist may be set at a higher vehicle speed than the above-described L / U-off vehicle speed (Vs0, Vs1, Vs2, Vs3: see FIG. 8).

−他の実施形態−
以上の例では、ガソリンエンジンを搭載した車両の制御装置に本発明を適用した例を示したが、本発明はこれに限られることなく、ディーゼルエンジン等の他のエンジンを搭載した車両の制御装置にも適用可能である。また、車両の動力源については、エンジン（内燃機関）のほか、エンジンと電動モータの両方を備えているハイブリッド形動力源であってもよい。 -Other embodiments-
In the above example, an example in which the present invention is applied to a control device for a vehicle equipped with a gasoline engine has been shown. However, the present invention is not limited to this, and a control device for a vehicle equipped with another engine such as a diesel engine. It is also applicable to. In addition to the engine (internal combustion engine), the vehicle power source may be a hybrid power source including both an engine and an electric motor.

また、車両に搭載される無段変速機としては、上記したベルト式無段変速機に限られることなく、トロイダル式無段変速機などの他の形式の無段変速機であってもよい。   Further, the continuously variable transmission mounted on the vehicle is not limited to the belt type continuously variable transmission described above, and may be another type of continuously variable transmission such as a toroidal continuously variable transmission.

また、本発明の制御装置は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に限れられることなく、ＦＲ（フロントエンジン・リアドライブ）型車両、４輪駆動車にも適用できる。   The control device of the present invention is not limited to an FF (front engine / front drive) type vehicle, but can also be applied to an FR (front engine / rear drive) type vehicle and a four-wheel drive vehicle.

本発明は、エンジン（内燃機関）及び自動変速機が搭載された車両の制御装置に利用可能であり、さらに詳しくは、エンジンと自動変速機との間に、ロックアップクラッチ付きの流体伝動装置（トルクコンバータ）が設けられた車両の制御装置に利用することができる。   INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention can be used for a control device for a vehicle in which an engine (internal combustion engine) and an automatic transmission are mounted. More specifically, the fluid transmission device (with a lock-up clutch) between the engine and the automatic transmission ( It can be used for a vehicle control device provided with a torque converter.

１ エンジン
４ ベルト式無段変速機
１０ 機械式のオイルポンプ
４１ プライマリプーリ
４１３ 油圧アクチュエータ
４２ セカンダリプーリ
４２３ 油圧アクチュエータ
４３ ベルト
１０１ エンジン回転数センサ
１０２ スロットル開度センサ
１０５ 入力回転数センサ
１０６ 出力回転数センサ
１０７ アクセル開度センサ
１１１ 勾配センサ
１１２ 油圧センサ
２０ 油圧制御回路
８ ＥＣＵ DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine 4 Belt type continuously variable transmission 10 Mechanical oil pump 41 Primary pulley 413 Hydraulic actuator 42 Secondary pulley 423 Hydraulic actuator 43 Belt 101 Engine rotational speed sensor 102 Throttle opening sensor 105 Input rotational speed sensor 106 Output rotational speed sensor 107 Accelerator opening sensor 111 Gradient sensor 112 Hydraulic sensor 20 Hydraulic control circuit 8 ECU

Claims (5)

エンジン及び自動変速機と、前記エンジンと自動変速機との間に配設された流体伝動装置と、前記流体伝動装置の入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチとが搭載された車両に適用され、所定車速を下回った場合に前記ロックアップクラッチを解放し、車両停止時までの間に前記自動変速機の変速比を大きい側に変速する制御が実行可能な車両の制御装置において、
路面勾配が正方向に大きいほど車両停止時の目標変速比を大きい側に設定することを特徴とする車両の制御装置。 A vehicle equipped with an engine and an automatic transmission, a fluid transmission device disposed between the engine and the automatic transmission, and a lockup clutch that directly connects an input side and an output side of the fluid transmission device In a vehicle control device that is applicable and can perform control for releasing the lock-up clutch when the vehicle speed falls below a predetermined vehicle speed and shifting the gear ratio of the automatic transmission to a larger side until the vehicle stops.
The vehicle control apparatus characterized in that the larger the road gradient is in the positive direction, the larger the target gear ratio when the vehicle is stopped. 請求項１記載の車両の制御装置において、
路面勾配が正方向に大きいほど前記ロックアップクラッチを解放する車速を高く設定することを特徴とする車両の制御装置。 The vehicle control device according to claim 1,
The vehicle control device characterized in that the vehicle speed at which the lockup clutch is released is set higher as the road surface gradient increases in the positive direction. 請求項１または２記載の車両の制御装置において、
車両停止時の前記自動変速機の実変速比が目標変速比よりも小さい場合は、その実変速比と目標変速比との差に応じて車両発進時の前記エンジンの駆動力を増大させることを特徴とする車両の制御装置。 The vehicle control device according to claim 1 or 2,
When the actual transmission ratio of the automatic transmission when the vehicle is stopped is smaller than the target transmission ratio, the driving force of the engine at the start of the vehicle is increased according to the difference between the actual transmission ratio and the target transmission ratio. A vehicle control device. 請求項１または２に記載の車両の制御装置において、
油圧式の自動変速機と電動オイルポンプとを備え、目標変速比への変速時に油圧が不足する場合には前記電動オイルポンプの作動により油圧を増大させること特徴とする車両の制御装置。 The vehicle control device according to claim 1 or 2,
A vehicle control apparatus comprising a hydraulic automatic transmission and an electric oil pump, wherein when the hydraulic pressure is insufficient when shifting to a target gear ratio, the hydraulic pressure is increased by operating the electric oil pump. 請求項１または２に記載の車両の制御装置において、
油圧式の自動変速機と電動オイルポンプとを備え、車両減速時に前記電動オイルポンプを作動して前記ロックアップクラッチを解放する車速を低い側に設定することを特徴とする車両の制御装置。 The vehicle control device according to claim 1 or 2,
A vehicle control apparatus comprising a hydraulic automatic transmission and an electric oil pump, wherein a vehicle speed for operating the electric oil pump to release the lock-up clutch when the vehicle decelerates is set to a low side.
JP2010205740A 2010-09-14 2010-09-14 Vehicle control device Pending JP2012062921A (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010205740A JP2012062921A (en) 2010-09-14 2010-09-14 Vehicle control device

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010205740A JP2012062921A (en) 2010-09-14 2010-09-14 Vehicle control device

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JP2012062921A true JP2012062921A (en) 2012-03-29

Family

ID=46058841

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2010205740A Pending JP2012062921A (en) 2010-09-14 2010-09-14 Vehicle control device

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP2012062921A (en)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2014020262A (en) * 2012-07-17 2014-02-03 Honda Motor Co Ltd On-vehicle internal combustion engine control device
JP2015166618A (en) * 2014-03-04 2015-09-24 ジヤトコ株式会社 Belt continuously variable transmission and control method thereof
CN106461070A (en) * 2014-06-23 2017-02-22 捷豹路虎有限公司 Multi-speed automatic vehicle transmission
WO2017138194A1 (en) * 2016-02-10 2017-08-17 日産自動車株式会社 Control method and control device for gear change mechanism

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2014020262A (en) * 2012-07-17 2014-02-03 Honda Motor Co Ltd On-vehicle internal combustion engine control device
JP2015166618A (en) * 2014-03-04 2015-09-24 ジヤトコ株式会社 Belt continuously variable transmission and control method thereof
CN106461070A (en) * 2014-06-23 2017-02-22 捷豹路虎有限公司 Multi-speed automatic vehicle transmission
WO2017138194A1 (en) * 2016-02-10 2017-08-17 日産自動車株式会社 Control method and control device for gear change mechanism

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5786843B2 (en) Shift control device for continuously variable transmission
JP4784563B2 (en) Control device for lock-up clutch
JP5920273B2 (en) Shift control device for continuously variable transmission for vehicle
US9416872B2 (en) Control apparatus for vehicle
JP4983498B2 (en) Control device for continuously variable transmission
JP5983522B2 (en) Control device for vehicle lock-up clutch
JP2010078090A (en) Vehicle controller
JP4839988B2 (en) Control device for continuously variable transmission for vehicle
JP2010196881A (en) Control device for vehicle
JP2012062921A (en) Vehicle control device
EP2053281A2 (en) Vehicle control apparatus
JP5447274B2 (en) Control device for continuously variable transmission for vehicle
JP2007296959A (en) Control apparatus for vehicle
JP5733060B2 (en) Control device for belt type continuously variable transmission for vehicle
JP2010210026A (en) Control device for continuously variable transmission
JP5691733B2 (en) Lockup control device for continuously variable transmission for vehicle
JP2012172761A (en) Control device of lock-up clutch for vehicle
JP2001324007A (en) Variable speed control device of continuously variable transmission
JP2012002312A (en) Control device of vehicle
JP5533556B2 (en) Vehicle control device
JP5186938B2 (en) Control device for continuously variable transmission
JP2007057073A (en) Control device for continuously variable transmission
JP2022003258A (en) Vehicle control device
JP2009121632A (en) Control device of belt-type continuously variable transmission
US20100099535A1 (en) Continuously variable transmission control apparatus