JP3514052B2 - Continuously variable transmission - Google Patents
Continuously variable transmissionInfo
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Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、プラネタリギヤと
組合せてトルク循環を生ずる無段変速機に係り、特に自
動車に搭載して好適な無段変速機に係り、詳しくは上記
トルク循環によりニュートラル状態を現出する無段変速
機(IVT)に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a continuously variable transmission that produces torque circulation in combination with a planetary gear, and more particularly to a continuously variable transmission that is suitable for mounting on an automobile. The present invention relates to an continuously variable transmission (IVT).
【0002】[0002]
【従来の技術】近時、燃料消費率の向上及び運転性能の
向上等の要求により、自動車のトランスミッションとし
てベルト式無段変速装置(CVT)を組込んだ自動変速
機が注目されている。2. Description of the Related Art Recently, an automatic transmission incorporating a belt type continuously variable transmission (CVT) has been attracting attention as a transmission of an automobile due to demands such as improvement of fuel consumption rate and improvement of driving performance.
【0003】従来、特開平6−331000号公報に示
すように、無段変速機構と、一定速機構と、プラネタリ
ギヤ機構を備え、該プラネタリギヤ機構にて前記無段変
速機構と一定速機構とからの動力を合成して、無段変速
機構に動力(トルク)循環を発生して変速幅の増幅を図
った無段変速機が案出されている。該無段変速機は、エ
ンジン出力を、一定速機構を介してキャリヤに伝達する
と共に、無段変速機構及び第1(ロー)クラッチ又はワ
ンウェイクラッチを介してサンギヤに伝達し、この状態
では、無段変速機構にトルク循環が生じてその変速比が
小(O/D)から大(U/D)になるに従って、リング
ギヤからの無段変速機出力軸の変速比が後進→∞(出力
回転数0)→前進大(U/D)→前進小(O/D)にな
り、更に前記第1クラッチ又はワンウェイクラッチを解
放すると共に第2(ハイ)クラッチを係合することによ
り、無段変速機構からの回転が直接出力軸に伝達され
て、該無段変速機構の変速比が大(U/D))から小
(O/D)になるに従って、出力軸の回転比も大(U/
D)から小(O/D))に変速される。Conventionally, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-331000, a continuously variable transmission mechanism, a constant speed mechanism, and a planetary gear mechanism are provided, and the planetary gear mechanism is used to drive the continuously variable transmission mechanism and the constant speed mechanism. A continuously variable transmission has been devised in which power is combined to generate power (torque) circulation in a continuously variable transmission mechanism to amplify a gear shift range. The continuously variable transmission transmits the engine output to the carrier via the constant speed mechanism and to the sun gear via the continuously variable transmission mechanism and the first (low) clutch or the one-way clutch. As the speed circulation mechanism generates torque circulation and its gear ratio changes from small (O / D) to large (U / D), the gear ratio of the continuously variable transmission output shaft from the ring gear goes backward → ∞ (output rotation speed 0) → large forward (U / D) → small forward (O / D), further releasing the first clutch or the one-way clutch and engaging the second (high) clutch to provide a continuously variable transmission mechanism. Is directly transmitted to the output shaft, and as the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism becomes large (U / D) to small (O / D), the rotation ratio of the output shaft also becomes large (U / D).
The speed is changed from D) to small (O / D).
【0004】上記トルク循環を行う無段変速機は、無段
変速機構の変速比を、プラネタリギヤ機構のギヤ比にて
定まる所定値にすることにより、上述したように、幾何
学上出力軸の回転数が0となるギヤニュートラル位置が
存在し、従って理論上、発進クラッチ等の発進装置がな
くても成り立つ。The continuously variable transmission that circulates the torque described above geometrically rotates the output shaft by setting the speed ratio of the continuously variable transmission mechanism to a predetermined value determined by the gear ratio of the planetary gear mechanism. There is a gear neutral position where the number is 0, and thus theoretically holds even without a starting device such as a starting clutch.
【0005】[0005]
【発明が解決しようとする課題】上記トルク循環を伴う
無段変速機は、上記ギヤニュートラル位置にあっては、
トルク比が無限大に拡散する関係上、その近傍において
も極めて大きなトルク比となる。このため、無段変速機
の伝動要素、特にCVTのベルトの許容伝達トルク容量
に規制されて、無段変速機への入力トルクを制限する必
要がある。In the continuously variable transmission with torque circulation described above in the gear neutral position,
Due to the infinite spread of the torque ratio, the torque ratio becomes extremely large even in the vicinity thereof. Therefore, it is necessary to limit the input torque to the continuously variable transmission by being restricted by the allowable transmission torque capacity of the transmission element of the continuously variable transmission, particularly the belt of the CVT.
【0006】一般に、車輌に搭載される無段変速機は、
動力源として内燃エンジンが用いられるが、上記トルク
増幅比が最大となるギヤニュートラル位置近傍において
は(車輌発進時)、上記入力トルクの制限によりスロッ
トル開度が極低開度(例えば5%程度)に抑えられる。
該極低開度スロットルによるエンジン出力でも、上記無
段変速機はトルク増幅比が最大となる関係で必要トルク
に対応することができるが、該スロットルの極低開度に
あっては、エンジン出力特性の等スロットル線が右下が
り傾向となっており、エンジン回転数も非常に低くな
る。このため、運転者は、加速しようとしてアクセルペ
ダルを踏込んでも、トルクは十分に出力するがエンジン
回転数は低回転のままとなり、逆にCVTをアップシフ
ト(U/D方向に変速)してエンジン回転数を高くする
と、トルクが十分に出力されなくなる。Generally, a continuously variable transmission mounted on a vehicle is
An internal combustion engine is used as a power source, but in the vicinity of the gear neutral position where the torque amplification ratio is maximized (when the vehicle starts), the throttle opening is extremely low (for example, about 5%) due to the limitation of the input torque. Can be suppressed to.
Even in the case of engine output by the extremely low opening throttle, the continuously variable transmission can handle the required torque because the torque amplification ratio is maximized. The characteristic equal throttle line is declining to the right, and the engine speed is also very low. Therefore, even if the driver steps on the accelerator pedal to accelerate, the torque is sufficiently output, but the engine speed remains low, and the CVT is upshifted (shifted in the U / D direction). If the engine speed is increased, torque will not be output sufficiently.
【0007】これは、従来一般に用いられる発進装置、
例えばトルクコンバータの特性、即ち「アクセルペダル
を踏込むと、それに応じてエンジン回転数が高くなり、
かつ変速機の入力トルクが大きくなる」という特性と大
きく異なり、運転者に違和感を与えてしまう。This is a starting device which has been generally used in the past.
For example, the characteristics of the torque converter, that is, "When the accelerator pedal is depressed, the engine speed increases accordingly.
In addition, the input torque of the transmission becomes large, which makes the driver feel uncomfortable.
【0008】そこで、本発明は、発進時にエンジンのス
ロットルを極低開度に抑えて、トルク循環によるトルク
増幅比に対応して無段変速機への入力トルクを制限する
ものでありながら、エンジンを適正に制御して、上記課
題を解決することを目的とするものである。Therefore, the present invention suppresses the throttle of the engine to a very low opening at the time of starting and limits the input torque to the continuously variable transmission in accordance with the torque amplification ratio by the torque circulation. Is appropriately controlled to solve the above problems.
【0009】[0009]
【0010】[0010]
【課題を解決するための手段】請求項1に係る本発明
は、エンジンの出力軸(2)に連動する入力軸(3)
と、車輪(5)に連動する出力部材(21)と、前記入
力軸に連動する第1の回転部材(7)、第2の回転部材
(9)、これら両回転部材の回転比を変更する変速操作
手段(7c,9c)(7c,9d)(7e,9e)を有
する無段変速装置(11)と、少なくとも第1、第2及
び第3の回転要素(19c,19s,19r)を有し、
前記無段変速装置(11)の回転比(IP )の変更に基
づき、前記両回転部材間でトルク伝達方向が変更される
と共に、前記出力部材(21)の出力トルク方向が変更
されるように、前記第1の回転要素(19c)を前記入
力軸(3)に、前記第2の回転要素(19s)を前記第
2の回転部材(9)に、前記第3の回転要素(19r)
を前記出力部材(21)にそれぞれ連動してなるプラネ
タリギヤ(19)と、を備えてなる無段変速機(1)に
おいて、前記出力部材の回転が0となるニュートラル位
置からの発進時において、前記エンジンの出力トルク
(Te)が、前記無段変速装置の回転比に応じて設定さ
れる制限トルク内となるスロットル開度内で、該エンジ
ンの回転数が、該エンジンを人為操作するアクセル操作
手段の操作量(θd)に応じた目標回転数になるように
前記スロットル開度(θ*)を制御する電子スロットル
制御手段(Q)と、該電子スロットル制御手段によるエ
ンジンの出力トルクに応じて、前記無段変速装置(1
1)に、前記ニュートラル位置(GN)から所定量ずれ
るような付勢力(ΔP)が作用するように前記変速操作
手段を制御するエンジン負荷制御手段(R)と、を備え
てなる、ことを特徴とする無段変速機にある(図21、
図22参照)。[Summary of the present invention according to claim 1, an input shaft interlocked with the output shaft of the engine (2) (3)
And an output member (21) interlocking with the wheel (5), a first rotary member (7) interlocking with the input shaft, a second rotary member (9), and a rotation ratio of these rotary members. It has a continuously variable transmission (11) having shift operating means (7c, 9c) (7c, 9d) (7e, 9e) and at least first, second and third rotating elements (19c, 19s, 19r). Then
Based on the change of the rotation ratio (I P ) of the continuously variable transmission (11), the torque transmission direction is changed between the rotary members and the output torque direction of the output member (21) is changed. The first rotating element (19c) to the input shaft (3), the second rotating element (19s) to the second rotating member (9), and the third rotating element (19r).
In a continuously variable transmission (1) comprising a planetary gear (19) interlocking with the output member (21), when starting from a neutral position where the rotation of the output member is 0, An accelerator operating means for manually operating the engine within a throttle opening within which the output torque (Te) of the engine is within a limit torque set according to the rotation ratio of the continuously variable transmission. Of the electronic throttle control means (Q) for controlling the throttle opening (θ * ) so that the target rotation speed corresponds to the manipulated variable (θd) of the engine, and the output torque of the engine by the electronic throttle control means. The continuously variable transmission (1
1) is provided with engine load control means (R) for controlling the shift operation means so that an urging force (ΔP) that deviates from the neutral position (GN) by a predetermined amount acts. In the continuously variable transmission (Fig. 21,
(See FIG. 22).
【0011】請求項2に係る本発明は、前記エンジン負
荷制御手段(R)は、前記エンジンの回転数が目標回転
数(Nei *)になるように前記変速操作手段を制御して
なる、請求項1記載の無段変速機にある(図21、図2
2参照)。According to a second aspect of the present invention, the engine load control means (R) controls the shift operation means so that the engine speed becomes a target speed (N ei * ). The continuously variable transmission according to claim 1 (see FIGS. 21 and 2).
2).
【0012】請求項3に係る本発明は、前記電子スロッ
トル制御手段(Q)は、前記アクセル操作手段を最大限
に操作した際の該電子スロットル制御手段によるスロッ
トル開度に基づく前記制限トルクに対して、前記アクセ
ル操作手段の操作量の割合に応じて設定された出力トル
ク(Te)となるようにスロットル開度を制御してな
る、請求項1又は2記載の無段変速機にある(図24、
図25参照)。According to a third aspect of the present invention, the electronic throttle control means (Q) controls the limit torque based on the throttle opening by the electronic throttle control means when the accelerator operation means is operated to the maximum. 3. The continuously variable transmission according to claim 1, wherein the throttle opening is controlled so that the output torque (Te) is set in accordance with the ratio of the operation amount of the accelerator operating means (Fig. 24,
(See FIG. 25).
【0013】請求項4に係る本発明は、前記無段変速装
置(11)は、第1及び第2のプーリ(7,9)、これ
ら両プーリに巻掛けられているベルト(10)、及び前
記両プーリに軸力を作用する油圧アクチュエータ(7
c,9c)(7c,9d)(7e,9e)を有するベル
ト式無段変速装置からなり、前記エンジン負荷制御手段
(R)は、前記油圧アクチュエータを操作して、前記ベ
ルト式無段変速装置(11)を、前記エンジンの回転数
が目標回転数(Nei *)になるように制御してなる、請
求項2記載の無段変速機にある。According to a fourth aspect of the present invention, in the continuously variable transmission (11), first and second pulleys (7, 9), a belt (10) wound around these pulleys, and A hydraulic actuator (7) that applies an axial force to both pulleys.
c, 9c) (7c, 9d) (7e, 9e), the engine load control means (R) operates the hydraulic actuator to operate the belt type continuously variable transmission. The continuously variable transmission according to claim 2 , wherein (11) is controlled such that the engine speed becomes a target speed (N ei * ).
【0014】[作用]前記構成に基づき、入力軸(3)
からのエンジン出力は、ベルト式等の無段変速装置(1
1)を介して適宜変速されてプラネタリギヤ(19)の
第2の回転要素(19s)に伝達されると共に、定速回
転が第1の回転要素(19c)に伝達され、これら両回
転が、プラネタリギヤ(19)で合成されて、第3の回
転要素(19r)から出力部材(21)を介して駆動車
輪に伝達される。この際、トルク循環を生じて、出力部
材の回転が0となるニュートラル位置(GN)を挟むよ
うにして、無段変速装置(11)の回転比により出力部
材の回転方向が正転及び逆転に切換わる。[Operation] Based on the above configuration, the input shaft (3)
The engine output from the continuously variable transmission (1
1) is appropriately speed-changed and transmitted to the second rotary element (19s) of the planetary gear (19), and the constant speed rotation is transmitted to the first rotary element (19c). It is combined in (19) and transmitted from the third rotating element (19r) to the drive wheel via the output member (21). At this time, torque circulation is generated so as to sandwich the neutral position (GN) where the rotation of the output member becomes 0, and the rotation direction of the output member is switched between normal rotation and reverse rotation by the rotation ratio of the continuously variable transmission (11). .
【0015】前記回転比(IP )がニュートラル位置
(GN)近傍にある発進時、無段変速装置の回転比に応
じて設定される制限トルク内になるように、電子スロッ
トル制御手段(Q)によりスロットル開度が制御され
る。通常の走行状態では、走行抵抗の急変により、エン
ジン回転数が大きく変化するため、変化しても制限トル
クを越えないように、エンジンのスロットル開度は、エ
ンジン出力特性の等スロットル開度上の最大トルクを基
準にして制限しなければならないが、発進時には上記走
行抵抗等の外的影響を受けることがないため、最大トル
クを基準にしてスロットル開度を制限しなくともよい。
従って、上記制限トルク内にて、アクセル操作手段の操
作量に応じた目標回転数になるように、エンジンのスロ
ットル開度を電子スロットル制御手段(Q)にて制御す
る。The electronic throttle control means (Q) keeps the rotational ratio (I P ) near the neutral position (GN) within the limit torque set according to the rotational ratio of the continuously variable transmission when the vehicle starts. The throttle opening is controlled by. Under normal running conditions, the engine speed changes significantly due to a sudden change in running resistance.Therefore, the throttle opening of the engine should be above the equal throttle opening of the engine output characteristics so that the limit torque is not exceeded even if it changes. Although it is necessary to limit the maximum torque as a reference, the throttle opening does not have to be limited based on the maximum torque because the vehicle is not affected by external influences such as the running resistance when the vehicle starts.
Therefore, the throttle opening of the engine is controlled by the electronic throttle control means (Q) so that the target rotation speed is within the above-mentioned limit torque according to the operation amount of the accelerator operation means.
【0016】同時に、エンジン負荷制御手段(R)が、
該電子スロットル制御手段(Q)によるエンジン出力ト
ルクに応じて、無段変速装置(11)に、前記ニュート
ラル位置(GN)から所定量ずれるような付勢力(Δ
P)が作用するよう変速操作手段を制御して、例えばエ
ンジン回転数が目標回転数(Nei * )になるように該エ
ンジンに作用する負荷を制御する。At the same time, the engine load control means (R) is
An urging force (Δ) that causes the continuously variable transmission (11) to deviate from the neutral position (GN) by a predetermined amount according to the engine output torque by the electronic throttle control means (Q).
P) is operated to control the gear shift operation means, for example, the load acting on the engine is controlled so that the engine speed becomes the target speed (N ei * ).
【0017】なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照
するためのものであるが、何等本発明の構成を限定する
ものではない。The reference numerals in parentheses are for comparison with the drawings, but do not limit the structure of the present invention.
【0018】[0018]
【0019】[0019]
【発明の効果】請求項1に係る本発明によると、発進時
のエンジン回転数を任意に設定することができると共
に、エンジンの出力トルクに応じて、無段変速装置がニ
ュートラル位置から所定量ずれるように該無段変速装置
に付勢力を作用して、エンジンの負荷を制御することに
より、車輌発進時のクリープトルクを任意に設定するこ
とができる。従って、従来のトルクコンバータ、電磁ク
ラッチ、マニュアルクラッチ等の発進装置に合わせたス
トール特性(回転数、トルク)を得ることができ、滑ら
かに発進することができる。According to the present invention of claim 1 , at the time of starting
With the ability to set the engine speed of
In addition, by applying an urging force to the continuously variable transmission so that the continuously variable transmission deviates from the neutral position by a predetermined amount according to the output torque of the engine to control the engine load, the creep at vehicle start The torque can be set arbitrarily. Therefore, it is possible to obtain stall characteristics (rotational speed, torque) suitable for a starting device such as a conventional torque converter, electromagnetic clutch, manual clutch, etc., and it is possible to smoothly start.
【0020】請求項2に係る本発明によると、上記無段
変速装置の付勢力を制御することによるエンジン負荷の
変更により、エンジン回転数を目標値回転数に安定し
て、正確なエンジン回転数からなる所望ストール特性を
得ることができる。According to the second aspect of the present invention, by changing the engine load by controlling the urging force of the continuously variable transmission, the engine speed is stabilized at the target value speed and the engine speed is accurate. The desired stall characteristics consisting of
【0021】請求項3に係る本発明によると、アクセル
操作手段を最大に操作した状態での最大制限トルクに対
するアクセル操作手段の操作量の割合に応じて、エンジ
ン出力トルクを制御するので、運転者の操作感覚に合っ
たエンジン出力トルクを得ることができる。According to the third aspect of the present invention, the engine output torque is controlled in accordance with the ratio of the operation amount of the accelerator operating means to the maximum limit torque when the accelerator operating means is operated to the maximum. It is possible to obtain the engine output torque that matches the operation feeling of.
【0022】請求項4に係る本発明によると、ベルト式
無段変速装置を用い、かつ油圧アクチュエータを用いる
簡単で信頼性の高い制御により、エンジン回転数を目標
回転数に安定させることができる。According to the fourth aspect of the present invention, the engine speed can be stabilized at the target speed by the simple and highly reliable control using the belt type continuously variable transmission and the hydraulic actuator.
【0023】[0023]
【発明の実施の形態】以下、図面に沿って、本発明に係
る実施の形態について説明する。車載用自動無段変速機
1は、図1に示すように、エンジンクランクシャフト2
に整列する第1軸3、第2軸4、前車軸に整列する第3
軸5(a,b)及びカウンタシャフトからなる第4軸6
を有しており、第1軸3上にはプライマリ(第1の)プ
ーリ7が配置され、また第2軸4上にはセカンダリ(第
2の)プーリ9が配置されており、これら両プーリ7,
9にベルト10が巻掛けられて、ベルト式無段変速装置
11を構成している。BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. The in-vehicle automatic continuously variable transmission 1 includes an engine crankshaft 2 as shown in FIG.
The first axle 3, the second axle 4, the third axle aligned with the front axle
Fourth shaft 6 including shaft 5 (a, b) and counter shaft
And a primary (first) pulley 7 is arranged on the first shaft 3, and a secondary (second) pulley 9 is arranged on the second shaft 4. 7,
A belt 10 is wound around 9 to form a belt type continuously variable transmission 11.
【0024】更に、第1軸3は、エンジンのトルク変動
を吸収するダンパー装置12を介してエンジンクランク
シャフト2に直接連結して入力軸を構成し、該入力軸3
はプライマリプーリ7の固定シーブ7a及び該固定シー
ブ7aのボス部7a1 にスプライン嵌合されたシャフト
3aで構成されている。そして、入力軸3を構成するシ
ャフト3aにはロークラッチCL の入力側部材13が固
定されていると共にその出力側部材15が回転自在に支
持されており、かつ該出力側部材15には定速伝動装置
16を構成するプライマリ側スプロケット18が一体に
連結されている。また、入力軸3を構成するプライマリ
プーリ7の固定シーブ7aにオイルポンプ17が連結さ
れており、前記固定シーブ7aには可動シーブ7bが後
述する油圧アクチュエータ7cにより軸方向に移動可能
に支持されている。Further, the first shaft 3 is directly connected to the engine crankshaft 2 via a damper device 12 that absorbs torque fluctuations of the engine to form an input shaft.
Is composed of a fixed sheave 7a of the primary pulley 7 and a shaft 3a spline-fitted to the boss portion 7a 1 of the fixed sheave 7a. Then, the constant on the input shaft 3 and the output-side member 15 with the shaft 3a input side member 13 of the low clutch C L is fixed to configure are rotatably supports, and output-side member 15 The primary side sprocket 18 that constitutes the high speed transmission 16 is integrally connected. An oil pump 17 is connected to a fixed sheave 7a of a primary pulley 7 constituting the input shaft 3, and a movable sheave 7b is supported on the fixed sheave 7a by a hydraulic actuator 7c described later so as to be movable in the axial direction. There is.
【0025】第2軸4は、セカンダリプーリ9の固定シ
ーブ9aで構成され、該固定シーブ9aには可動シーブ
9bが油圧アクチュエータ9cにより軸方向に移動可能
に支持されている。更に、前記第2軸4上にはハイクラ
ッチCH 及びプラネタリギヤ19が配設されていると共
に、セカンダリ側スプロケット20及び出力ギヤ(出力
部材)21が回転自在に支持されている。The second shaft 4 is composed of a fixed sheave 9a of the secondary pulley 9, and a movable sheave 9b is supported on the fixed sheave 9a by a hydraulic actuator 9c so as to be movable in the axial direction. Further, a high clutch C H and a planetary gear 19 are arranged on the second shaft 4, and a secondary side sprocket 20 and an output gear (output member) 21 are rotatably supported.
【0026】前記プラネタリギヤ19は、サンギヤ19
s、リングギヤ19r及びこれら両ギヤに噛合している
ピニオン19pを回転自在に支持しているキャリヤ19
cを有するシングルピニオンプラネタリギヤからなる。
そして、前記サンギヤ19sが第2軸4を構成するセカ
ンダリプーリ9の固定シーブ9aに連結されて第2の回
転要素を構成し、前記リングギヤ19rが出力ギヤ21
に連結されて第3の回転要素を構成し、前記キャリヤ1
9cがセカンダリ側スプロケット20に連結されて第1
の回転要素を構成している。また、プライマリ側及びセ
カンダリ側スプロケット18,20にはサイレントチェ
ーン、ローラチェーン等のチェーン又はタイミングベル
ト等の巻掛け体22が巻掛けられている。また、サンギ
ヤ19sとリングギヤ19rとの間にハイクラッチCH
が介在している。The planetary gear 19 is a sun gear 19
s, a ring gear 19r, and a carrier 19 that rotatably supports a pinion 19p that meshes with these gears.
It consists of a single pinion planetary gear with c.
The sun gear 19s is connected to the fixed sheave 9a of the secondary pulley 9 forming the second shaft 4 to form a second rotating element, and the ring gear 19r is connected to the output gear 21.
To form a third rotating element, said carrier 1
9c is connected to the secondary side sprocket 20
Constitutes the rotating element of. Further, a winding body 22 such as a chain such as a silent chain or a roller chain or a timing belt is wound around the primary side and secondary side sprockets 18 and 20. Further, a high clutch C H is provided between the sun gear 19s and the ring gear 19r.
Is intervening.
【0027】また、前記出力ギヤ(出力部材)21は第
4軸を構成するカウンタシャフト6の大ギヤ23aに噛
合しており、該シャフトの小ギヤ23bはディファレン
シャル装置25のリングギヤ24に噛合しており、該デ
ィファレンシャル装置25は第3軸を構成する左右のア
クスル軸5a,5bにそれぞれ差動回転を出力する。The output gear (output member) 21 meshes with a large gear 23a of the counter shaft 6 constituting the fourth shaft, and the small gear 23b of the shaft meshes with a ring gear 24 of the differential device 25. The differential device 25 outputs differential rotations to the left and right axle shafts 5a and 5b forming the third shaft.
【0028】また、前記プライマリプーリ7及びセカン
ダリプーリ9の油圧アクチュエータ7c,9cはそれぞ
れ固定シーブボス部7a1 ,9a1 に固定されている仕
切り部材45,46及びシリンダ部材47,49と、可
動シーブ7b,9b背面に固定されているドラム部材5
0,51及び第2ピストン部材52,53とを有してお
り、仕切り部材45,46が第2ピストン部材52,5
3に油密状に嵌合すると共に、これら第2ピストン部材
52,53がシリンダ部材47,49及び仕切り部材4
5,46に油密状に嵌合して、それぞれ第1の油圧室5
5,56及び第2の油圧室57,59からなるダブルピ
ストン(ダブルチャンバ)構造となっている。The hydraulic actuators 7c and 9c of the primary pulley 7 and the secondary pulley 9 have partition members 45 and 46 and cylinder members 47 and 49 fixed to the fixed sheave boss portions 7a 1 and 9a 1 , respectively, and a movable sheave 7b. , 9b The drum member 5 fixed to the back surface
0,51 and the second piston members 52,53, and the partition members 45,46 are the second piston members 52,5.
3 and the second piston members 52 and 53 are fitted into the cylinder members 47 and 49 and the partition member 4 in an oil-tight manner.
5, 46 are oil-tightly fitted to the first hydraulic chamber 5 respectively.
5, 56 and the second hydraulic chambers 57, 59 have a double piston (double chamber) structure.
【0029】そして、前記油圧アクチュエータ7c,9
cにおける第1の油圧室55,56は、それぞれ可動シ
ーブ7b,9bの背面がピストン面を構成しかつ該ピス
トン面の有効受圧面積が、プライマリ側及びセカンダリ
側にて等しくなっている。また、プライマリ側及びセカ
ンダリ側固定シーブボス部7a1 ,9a1 にはそれぞれ
第1の油圧室55,56に連通する油路32,33及び
第2の油圧室57,59に連通する油路35,36が形
成されており、またプライマリ側及びセカンダリ側の可
動シーブ7b,9bをそれぞれ固定シーブ7a,9aに
近づく方向に付勢するプリロード用のスプリング65,
66が縮設されている。Then, the hydraulic actuators 7c, 9
In the first hydraulic chambers 55 and 56 in c, the back surfaces of the movable sheaves 7b and 9b form piston surfaces, and the effective pressure receiving areas of the piston surfaces are equal on the primary side and the secondary side. Further, the primary side and secondary side fixed sheave bosses 7a 1 and 9a 1 respectively have oil passages 32 and 33 communicating with the first hydraulic chambers 55 and 56 and oil passages 35 communicating with the second hydraulic chambers 57 and 59, respectively. 36 is formed, and a preload spring 65 for urging the movable sheaves 7b, 9b on the primary side and the secondary side toward the fixed sheaves 7a, 9a, respectively.
66 is contracted.
【0030】ついで、上記無段変速機1に基づく作用に
ついて、図1、図2、図3に沿って説明する。エンジン
クランクシャフト2の回転は、ダンパー装置12を介し
て入力軸3に伝達される。Dレンジおいて、ロークラッ
チCL が接続してハイクラッチCH が切断されているロ
ーモードにあっては、前記入力軸3の回転は、プライマ
リプーリ7に伝達されると共に、プライマリ側スプロケ
ット18、巻掛け体22及びセカンダリ側スプロケット
20からなる定速伝動装置16を介してプラネタリギヤ
19のキャリヤ19cに伝達される。一方、前記プライ
マリプーリ7の回転は、後述する油圧アクチュエータ7
c,9cによりプライマリ及びセカンダリプーリのプー
リ比が適宜調節されることにより無段に変速されてセカ
ンダリプーリ9に伝達され、更に該プーリ9の変速回転
がプラネタリギヤ19のサンギヤ19sに伝達される。Next, the operation of the continuously variable transmission 1 will be described with reference to FIGS. 1, 2 and 3. The rotation of the engine crankshaft 2 is transmitted to the input shaft 3 via the damper device 12. In the D mode, in the low mode in which the low clutch C L is connected and the high clutch C H is disconnected, the rotation of the input shaft 3 is transmitted to the primary pulley 7 and the primary side sprocket 18 Is transmitted to the carrier 19c of the planetary gear 19 via the constant speed transmission device 16 composed of the winding body 22 and the secondary side sprocket 20. On the other hand, the rotation of the primary pulley 7 is controlled by the hydraulic actuator 7 described later.
By appropriately adjusting the pulley ratios of the primary and secondary pulleys by c and 9c, the speed is continuously changed and transmitted to the secondary pulley 9, and the rotation of the pulley 9 is transmitted to the sun gear 19s of the planetary gear 19.
【0031】プラネタリギヤ19において、図2の速度
線図に示すように、定速伝動装置16を介して定速回転
が伝達されるキャリヤ19cが反力要素となって、ベル
ト式無段変速装置(CVT)11からの無段変速回転が
サンギヤ19sに伝達され、これらキャリヤとサンギヤ
の回転が合成されてリングギヤ19rを介して出力ギヤ
21に伝達される。この際、出力ギヤ21には反力支持
要素以外の回転要素であるリングギヤ19rが連結され
ているため、前記プラネタリギヤ19はトルク循環を生
じると共に、サンギヤ19sとキャリヤ19cとが同方
向に回転するため、出力軸5は零回転を挟んで正転(L
o)及び逆転(Rev)方向に回転する。即ち、前記ト
ルク循環に基づき、出力軸5の正転(前進)方向回転状
態では、ベルト式無段変速装置11はセカンダリプーリ
9からプライマリプーリ7へトルクが伝達され、出力軸
の逆転(後進)方向回転状態では、プライマリプーリ7
からセカンダリプーリ9へトルクが伝達される。In the planetary gear 19, as shown in the velocity diagram of FIG. 2, the carrier 19c to which the constant speed rotation is transmitted via the constant speed transmission device 16 serves as a reaction force element, and the belt type continuously variable transmission ( The continuously variable rotation from the CVT 11 is transmitted to the sun gear 19s, and the rotations of the carrier and the sun gear are combined and transmitted to the output gear 21 via the ring gear 19r. At this time, since the output gear 21 is connected to the ring gear 19r, which is a rotating element other than the reaction force supporting element, the planetary gear 19 causes torque circulation, and the sun gear 19s and the carrier 19c rotate in the same direction. , The output shaft 5 rotates forward (L
o) and rotation in the reverse (Rev) direction. That is, based on the torque circulation, when the output shaft 5 is rotated in the forward (forward) direction, the belt-type continuously variable transmission 11 transmits torque from the secondary pulley 9 to the primary pulley 7 to reverse the output shaft (reverse). In the direction rotation state, the primary pulley 7
Torque is transmitted from the secondary pulley 9 to the secondary pulley 9.
【0032】そして、ロークラッチCL が切断されかつ
ハイクラッチCH が接続されているハイモードにあって
は、定速伝動装置16を介してのプラネタリギヤ19へ
の伝達は断たれ、該プラネタリギヤ19は、ハイクラッ
チCH の係合により一体回転状態となる。従って、入力
軸3の回転は、専らベルト式無段変速装置(CVT)1
1及びハイクラッチCH を介して出力ギヤ21に伝達さ
れる。即ち、CVT11は、プライマリプーリ7からセ
カンダリプーリ9に向けて動力伝達する。更に、出力ギ
ヤ21の回転は、カウンタシャフト6のギヤ23a,2
3bを介してディファレンシャル装置25に伝達され、
左右のアクスル軸5a,5bを介して左右前輪に伝達さ
れる。In the high mode in which the low clutch C L is disengaged and the high clutch C H is engaged, the transmission to the planetary gear 19 via the constant speed transmission 16 is cut off, and the planetary gear 19 is disconnected. Is brought into an integrated rotation state by engagement of the high clutch C H. Therefore, the rotation of the input shaft 3 is limited to the belt type continuously variable transmission (CVT) 1
1 and the high clutch C H to the output gear 21. That is, the CVT 11 transmits power from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9. Further, the rotation of the output gear 21 is caused by the rotation of the gears 23 a, 2 of the counter shaft 6.
Is transmitted to the differential device 25 via 3b,
It is transmitted to the left and right front wheels via the left and right axle shafts 5a and 5b.
【0033】図2の速度線図、図4の出力トルク図、図
5の出力回転数図にて示すように、ローモードにあって
は、ベルト式無段変速装置(以下CVTという)11が
増速方向の限度(O/D端)にある場合(図2の線a位
置)、サンギヤ19sが最大回転することに基づき、一
定回転数のキャリヤ19cの回転に対してリングギヤ1
9rを逆転し、逆回転(REV)を出力ギヤ21に伝達
する。そして、CVT11が減速(U/D)方向に変速
することにより、逆回転の回転数が減少し、プラネタリ
ギヤ19及び定速伝動装置16のギヤ比で定まる所定プ
ーリ比において、出力ギヤ21の回転数が零になるニュ
ートラル位置(NEU)になる。更に、CVT11が減
速方向に変速することにより、リングギヤ19rは正転
方向に切換えられ、出力ギヤ21には該正転回転即ち前
進方向の回転が伝達される。この際、図4から明らかな
ように、上記ニュートラル位置NEU近傍にあっては、
出力ギヤ21のトルクは無限大に発散する。As shown in the velocity diagram of FIG. 2, the output torque diagram of FIG. 4, and the output rotational speed diagram of FIG. 5, the belt type continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) 11 operates in the low mode. When it is at the limit (O / D end) in the speed increasing direction (position a in FIG. 2), the ring gear 1 is rotated with respect to the rotation of the carrier 19c at a constant rotation speed based on the maximum rotation of the sun gear 19s.
9r is reversed, and reverse rotation (REV) is transmitted to the output gear 21. When the CVT 11 shifts in the deceleration (U / D) direction, the rotational speed of the reverse rotation decreases, and the rotational speed of the output gear 21 at the predetermined pulley ratio determined by the gear ratio of the planetary gear 19 and the constant speed transmission 16. Becomes the neutral position (NEU) where becomes zero. Further, when the CVT 11 shifts in the deceleration direction, the ring gear 19r is switched to the forward rotation direction, and the forward rotation, that is, the forward rotation is transmitted to the output gear 21. At this time, as is clear from FIG. 4, in the vicinity of the neutral position NEU,
The torque of the output gear 21 diverges infinitely.
【0034】ついで、CVT11が減速方向(U/D)
端になると、ハイクラッチCH が接続してハイモードに
切換えられる。該ハイモードにあっては、CVT11の
出力回転がそのまま出力ギヤ21に伝達されるため、図
2の速度線図にあっては、bに示すように平行線とな
る。そして今度は、CVT11が増速(O/D)方向に
変速されるに従って、出力ギヤ21の回転も増速方向に
変更され、その分伝達トルクは減少する。なお、図2に
おけるλは、サンギヤの歯数Zsとリングギヤの歯数Z
rとの比(Zs/Zr)である。Then, the CVT 11 is in the deceleration direction (U / D).
At the end, the high clutch C H is connected and switched to the high mode. In the high mode, the output rotation of the CVT 11 is transmitted to the output gear 21 as it is, so the speed diagram of FIG. 2 becomes parallel lines as indicated by b. Then, this time, as the CVT 11 is shifted in the speed increasing (O / D) direction, the rotation of the output gear 21 is also changed to the speed increasing direction, and the transmission torque is reduced accordingly. In addition, λ in FIG. 2 is the number of teeth Zs of the sun gear and the number of teeth Z of the ring gear.
It is the ratio to r (Zs / Zr).
【0035】なお、図3に示すパーキングレンジP及び
ニュートラルレンジNにあっては、ロークラッチCL 及
びハイクラッチCH が共に切断されて、エンジンからの
動力は断たれる。この際、パーキングレンジPにあって
は、ディファレンシャル装置25がロックされて車軸5
a,5bがロックされる。In the parking range P and the neutral range N shown in FIG. 3, both the low clutch C L and the high clutch C H are disengaged, and the power from the engine is disengaged. At this time, in the parking range P, the differential device 25 is locked and the axle 5
a and 5b are locked.
【0036】ついで、本実施の形態による油圧制御機構
について、図6に沿って説明する。該油圧制御機構70
は、プライマリレギュレータバルブ71、レシオコント
ロールバルブ72、ダウンシフトリリーフバルブ73、
マニュアルバルブ75、ローハイコントロールバルブ7
6、ロークラッチリリーフバルブ77、及びクラッチモ
デュレーションバルブ79を備えており、更に、規制手
段としてのレシオセンシングバルブ80、プーリ比検出
手段としてのセンサシュー81、及びロック手段として
のインターロックロッド82を備えている。Next, the hydraulic control mechanism according to this embodiment will be described with reference to FIG. The hydraulic control mechanism 70
Is a primary regulator valve 71, a ratio control valve 72, a downshift relief valve 73,
Manual valve 75, low-high control valve 7
6, a low clutch relief valve 77, and a clutch modulation valve 79, and further includes a ratio sensing valve 80 as a restricting means, a sensor shoe 81 as a pulley ratio detecting means, and an interlock rod 82 as a locking means. I have it.
【0037】センサシュー81は、プライマリプーリ7
の軸と平行に配置されたガイド部材83によってスライ
ド自在に支持されている。センサシュー81からは、2
本の連結部81b,81cが突出されており、一方の連
結部81bは、プライマリプーリ7の可動シーブ7bに
係合され、また他方の連結部81cは、上述のレシオセ
ンシングバルブ80に係合されている。したがって、可
動シーブ7bが軸に沿ってO/D方向またはU/D方向
に移動すると、その移動量は、センサシュー81を介し
て、そのままレシオセンシングバルブ80に伝達され
る。The sensor shoe 81 is the primary pulley 7
It is slidably supported by a guide member 83 arranged in parallel with the axis of. 2 from the sensor shoe 81
Book connecting portions 81b and 81c are projected, one connecting portion 81b is engaged with the movable sheave 7b of the primary pulley 7, and the other connecting portion 81c is engaged with the ratio sensing valve 80 described above. ing. Therefore, when the movable sheave 7b moves in the O / D direction or the U / D direction along the axis, the movement amount is transmitted to the ratio sensing valve 80 as it is via the sensor shoe 81.
【0038】更に、センサシュー81には、凹部81a
が形成されており、この凹部81aには、インターロッ
クロッド82の基端部82aが係脱される。インターロ
ックロッド82は、バルブボディを貫通するようにして
配置されており、その先端部82bは、ローハイコント
ロールバルブ76の凹部76a,76bに係脱される。
なお、図6においては、インターロックロッド82は、
その基端部82aと先端部82bとが分割して図示され
ているが、実際には、これは一体に形成されている。ま
た、インターロックロッド82の基端部82aがセンサ
シュー81の凹部81aに係合されているときは、先端
部82bは、ローハイコントロールバルブ76の凹部7
6a、76bのいずれにも係合されないでローハイコン
トロールバルブ76の表面に当接し、反対に、基端部8
2aがセンサシュー81の凹部81aから外れてセンサ
シュー81の表面に当接しているときは、先端部82b
は、ローハイコントロールバルブ76の凹部76a、7
6bのいずれかに係合するように構成されている。Further, the sensor shoe 81 has a recess 81a.
Is formed, and the base end 82a of the interlock rod 82 is disengaged from the recess 81a. The interlock rod 82 is arranged so as to pass through the valve body, and a tip end portion 82b thereof is engaged with and disengaged from the recesses 76a and 76b of the low-high control valve 76.
In addition, in FIG. 6, the interlock rod 82 is
Although the base end portion 82a and the front end portion 82b are shown separately, in reality, they are integrally formed. Further, when the base end portion 82 a of the interlock rod 82 is engaged with the recess portion 81 a of the sensor shoe 81, the tip end portion 82 b has the recess portion 7 of the low-high control valve 76.
6a, 76b is abutted on the surface of the low / high control valve 76 without being engaged with the base end portion 8
When 2a comes off the concave portion 81a of the sensor shoe 81 and is in contact with the surface of the sensor shoe 81, the tip portion 82b
Is the recesses 76a, 7 of the low-high control valve 76.
It is configured to engage with any of 6b.
【0039】上述した油圧制御機構70は、ニュートラ
ル状態ではプライマリ及びセカンダリ側の両第1の油圧
室55,56に油圧を供給すると共に両第2の油圧室5
9,57の油圧を解放した状態にあり、該ニュートラル
状態からの前進方向発進時は、セカンダリ側の第2の油
圧室59に油圧を供給してCVT11をU/D方向に変
速し、また後進方向発進時は、プライマリ側の第2の油
圧室57に供給してCVTをO/D方向に変速する。こ
の際、コンピュータの誤作動により、ローハイコントロ
ールバルブ76が切換わって、例えばDレンジにおいて
後進方向に発進することを確実に防止すべく、CVTの
所定前進範囲では、レシオセンシングバルブ80により
ダウンシフトを禁止すると共に、ローハイコントロール
バルブ76の切換えを前記インターロックロッド82に
より機械的に規制している。具体的には、図5に示す前
進域の1.0より僅かに大きい所定プーリ比B(例えば
1.3)を境として、これよりプーリ比が大きい領域
(U/D側)及び小さい領域(O/D側)とで、それぞ
れ制御を変更する。該制御の変更により、前記所定プー
リ比B以下の領域において、Dレンジローモード及びR
レンジでのダウンシフトを禁止し、かつDレンジHモー
ドから、DレンジLモード及びRレンジへの飛び込みを
禁止する。In the neutral state, the above-mentioned hydraulic control mechanism 70 supplies hydraulic pressure to both the primary and secondary side first hydraulic chambers 55 and 56, and at the same time, to both the second hydraulic chambers 5 and 56.
When the hydraulic pressures of 9 and 57 are released and the vehicle starts in the forward direction from the neutral state, the hydraulic pressure is supplied to the second hydraulic chamber 59 on the secondary side to shift the CVT 11 in the U / D direction, and to reverse. At the time of starting the direction, the second hydraulic chamber 57 on the primary side is supplied to shift the CVT in the O / D direction. At this time, in order to reliably prevent the low-high control valve 76 from being switched due to a malfunction of the computer and starting in the reverse direction in the D range, for example, in the predetermined forward range of the CVT, the ratio sensing valve 80 downshifts. In addition to prohibiting, switching of the low-high control valve 76 is mechanically restricted by the interlock rod 82. Specifically, with a predetermined pulley ratio B (for example, 1.3) slightly larger than 1.0 in the forward range shown in FIG. 5 as a boundary, a region (U / D side) where the pulley ratio is larger and a region where the pulley ratio is smaller than this ( O / D side) and control are changed respectively. By changing the control, the D range low mode and the R range are set in the range of the predetermined pulley ratio B or less.
The downshift in the range is prohibited, and the jump from the D range H mode to the D range L mode and the R range is prohibited.
【0040】ついで、上述構成の油圧制御機構70の作
用について、図6に沿って説明する。以下においては、
(1) Dレンジのローモード、(2) Dレンジのハイモー
ド、(3) R(リバース)レンジ、(4) N(ニュートラ
ル),P(パーキング)レンジの順に説明する。まず、
(1) 〜(4) のいずれのモードにおいても、図6に示すよ
うに、オイルポンプ17からの油圧が、プライマリレギ
ュレータバルブ71によって適宜調圧され、出力ポート
vから出力されると共に、前記プライマリ及びセカンダ
リ側の両油圧サーボ7c,9cの第1の油圧室55,5
6に送られて両者が等圧に制御され、更にクラッチモデ
ュレーションバルブ79に送られる。そして、クラッチ
モデュレーションバルブ79からの出力油圧は、(4) の
N,Pレンジの場合を除いて、ロークラッチCL または
ハイクラッチCH に選択的に供給される。
(1) Dレンジ−ローモード
第1の油圧室55,56に等しい油圧が供給され、ロー
クラッチCL が接続され、更に、アップシフトにおいて
はセカンダリ側の第2の油圧室59に油圧が供給され、
また、ダウンシフトでは、上記プーリ比B以上において
のみプライマリ側の第2の油圧室57に油圧が供給され
る。即ち、アップシフトにおいては、マニュアルバルブ
75がDレンジポジションに操作されて、ポートaと
b、cとd、eとfが連通し、またローハイコントロー
ルバルブ76がローモードポジションにセットされて、
ポートhとi,jとk,lとmが連通すると共に、ポー
トgがドレーンポートExに連通するように切り換え・
保持されている。Next, the operation of the hydraulic control mechanism 70 having the above configuration will be described with reference to FIG. In the following,
(1) D range low mode, (2) D range high mode, (3) R (reverse) range, (4) N (neutral), and P (parking) range will be described in this order. First,
In any of the modes (1) to (4), as shown in FIG. 6, the hydraulic pressure from the oil pump 17 is appropriately regulated by the primary regulator valve 71 and output from the output port v, and the primary And the first hydraulic chambers 55, 5 of the secondary hydraulic servos 7c, 9c.
Then, both are controlled to be equal pressure, and further sent to the clutch modulation valve 79. The output hydraulic pressure from the clutch modulation valve 79 is selectively supplied to the low clutch C L or the high clutch C H except in the N and P ranges of (4). (1) D range-low mode The same hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic chambers 55 and 56, the low clutch C L is connected, and the hydraulic pressure is supplied to the second hydraulic chamber 59 on the secondary side in the upshift. Is
In the downshift, the hydraulic pressure is supplied to the primary-side second hydraulic chamber 57 only at the pulley ratio B or higher. That is, in the upshift, the manual valve 75 is operated to the D range position, the ports a and b, c and d, e and f are communicated, and the low / high control valve 76 is set to the low mode position.
The ports h and i, j and k, l and m communicate with each other, and the port g switches to communicate with the drain port Ex.
Is held.
【0041】従って、ロークラッチCL には、クラッチ
モデュレーションバルブ79からの油圧が、マニュアル
バルブ75のポートa及びb、ローハイコントロールバ
ルブ76のポートh及びi、そしてロークラッチリリー
フバルブ77のポートn及びoを介してローラクラッチ
用油圧サーボに供給され、該ロークラッチCL が係合さ
れる。また、プライマリレギュレータバルブ71の出力
ポートvからの油圧は、レシオコントロールバルブ72
によって、目標プーリ比に対応した油圧になるように徐
々に増加され、ポートp及びq、マニュアルバルブ75
のポートc及びd、ローハイコントロールバルブ76の
ポートj及びkを介してセカンダリ側の第2の油圧室5
9に供給される。なお、この状態では、ハイクラッチC
H は、ローハイコントロールバルブ76のポートgから
ドレーンポートExに連通されて解放状態にあり、また
プライマリ側の第2油圧室57は、ローハイコントロー
ルバルブ76のポートm及びl、そしてマニュアルバル
ブ75のポートf及びe、ダウンシフトリリーフバルブ
73のポートsを介してドレーンポートExに連通して
いる。なお、該アップシフトによりCVT11が前記所
定プーリ比Bを越えない範囲では、前記インターロック
ロッド82によりローハイコントロールクラッチ76が
切換えられることを機械的に規制されている。Therefore, the hydraulic pressure from the clutch modulation valve 79 is applied to the low clutch C L by the ports a and b of the manual valve 75, the ports h and i of the low / high control valve 76, and the port n of the low clutch relief valve 77. And o are supplied to the hydraulic servo for the roller clutch to engage the low clutch C L. Further, the hydraulic pressure from the output port v of the primary regulator valve 71 is the same as that of the ratio control valve 72.
Is gradually increased to a hydraulic pressure corresponding to the target pulley ratio by the ports p and q and the manual valve 75.
2nd hydraulic chamber 5 on the secondary side via ports c and d of
9 is supplied. In this state, the high clutch C
H is in an open state by communicating from the port g of the low / high control valve 76 to the drain port Ex, and the second hydraulic chamber 57 on the primary side includes the ports m and l of the low / high control valve 76 and the port of the manual valve 75. The ports f and e and the port s of the downshift relief valve 73 communicate with the drain port Ex. In the range in which the CVT 11 does not exceed the predetermined pulley ratio B due to the upshift, switching of the low / high control clutch 76 is mechanically restricted by the interlock rod 82.
【0042】これにより、ロークラッチCL が接続する
と共に、CVT11は、第1及び第2の油圧室56,5
9の両方に油圧が作用するセカンダリ側油圧サーボ9c
による軸力が、第1の油圧室55のみに油圧が作用する
プライマリ側油圧サーボ7cによる軸力より高くなると
ともに軸力が徐々に増加され、プーリ比が増加される。
このとき、プライマリプーリ7の可動シーブ7bは、U
/D側に移動する。この状態では、入力軸3からローク
ラッチCL 及び定速伝達装置16を介してプラネタリギ
ヤ19のキャリヤ19cに伝達されるエンジントルク
は、サンギヤ19sを介して前記所定プーリ比によるC
VT11にて規制されつつ、リングギヤ19rを介して
出力ギヤ21から取出される。As a result, the low clutch C L is connected and the CVT 11 is connected to the first and second hydraulic chambers 56, 5
Secondary side hydraulic servo 9c where hydraulic pressure acts on both 9
The axial force due to becomes higher than the axial force due to the primary side hydraulic servo 7c in which the hydraulic pressure acts only on the first hydraulic chamber 55, the axial force is gradually increased, and the pulley ratio is increased.
At this time, the movable sheave 7b of the primary pulley 7 is U
Move to / D side. In this state, the engine torque transmitted from the input shaft 3 to the carrier 19c of the planetary gear 19 via the low clutch C L and the constant speed transmission device 16 is C by the predetermined pulley ratio via the sun gear 19s.
It is taken out from the output gear 21 via the ring gear 19r while being regulated by the VT 11.
【0043】Dレンジ−ローモードにおけるダウンシフ
トについては、前記所定プーリ比B以下の領域では、セ
ンサシュー81を介してレシオセンシングバルブ80
が、図6に示す状態にあり、プライマリレギュレータバ
ルブ79の出力ポートvからの油圧が、このレシオセン
シングバルブ80によって停止され、これにより、ダウ
ンシフトに必要なプライマリ側の第2の油圧室57への
油圧の供給が不能となる。なお、この場合においても、
レシオコントロールバルブ72のポートqをドレーンポ
ートExに連通させることで、セカンダリ側の第2の油
圧室59の油圧をドレーンすることができるので、ニュ
ートラル状態までのダウンシフトは可能である。一方、
前記所定プーリ比B以上の領域においては、レシオセン
シングバルブ80等によって、ダウンシフトが可能とな
る。即ち、該所定プーリ比B以上では、プライマリプー
リ7の可動プーリ7bがU/D側に移動し、センサシュ
ー81を介してレシオセンシングバルブ80が同図中の
下方に移動する。従って、プライマリレギュレータバル
ブ71からの油圧は、レシオセンシングバルブ80のポ
ートtとuが連通されることに伴い、更にチェックバル
ブ85を介して、ダウンシフトリリーフバルブ73に導
かれる。そこで、ダウンシフトリリーフバルブ73を同
図中、上方に移動させてポートrとsとを連通させるこ
とにより、マニュアルバルブ75のポートe及びf、ロ
ーハイコントロールバルブ76のポートl及びmを介し
て、プライマリ側の第2の油圧室57に対する油圧の供
給が可能となる。
(2) Dレンジ−ハイモード
プライマリ及びセカンダリ側の両第1の油圧室55,5
6に等しい油圧が供給され、ハイクラッチCH が接続さ
れ、更に、アップシフトにおいてはプライマリ側の第2
の油圧室57に油圧が供給され、また、ダウンシフトに
おいてはセカンダリ側の第2の油圧室59に油圧が供給
される。即ち、Dレンジ−ハイモードにおけるアップシ
フトにあっては、マニュアルバルブ75は先のローモー
ドと同じDレンジポジションにあるが、ローハイコント
ロールバルブ76は、ハイモードポジションに切換えら
れ、ポートhとg,jとm,lとkがそれぞれ連通し、
かつポートiがドレーンポートExに連通する。Regarding the downshift in the D range-low mode, in the region below the predetermined pulley ratio B, the ratio sensing valve 80 is passed through the sensor shoe 81.
However, in the state shown in FIG. 6, the hydraulic pressure from the output port v of the primary regulator valve 79 is stopped by the ratio sensing valve 80, whereby the second hydraulic chamber 57 on the primary side, which is necessary for downshifting, is supplied. Supply of hydraulic pressure becomes impossible. Even in this case,
By communicating the port q of the ratio control valve 72 with the drain port Ex, the oil pressure in the second hydraulic chamber 59 on the secondary side can be drained, so that downshifting to the neutral state is possible. on the other hand,
In the region where the pulley ratio B is equal to or more than the predetermined value, downshifting can be performed by the ratio sensing valve 80 and the like. That is, above the predetermined pulley ratio B, the movable pulley 7b of the primary pulley 7 moves to the U / D side, and the ratio sensing valve 80 moves downward in the figure via the sensor shoe 81. Therefore, the hydraulic pressure from the primary regulator valve 71 is guided to the downshift relief valve 73 via the check valve 85 as the ports t and u of the ratio sensing valve 80 communicate with each other. Therefore, by moving the downshift relief valve 73 upward in the figure to connect the ports r and s, the ports e and f of the manual valve 75 and the ports 1 and m of the low-high control valve 76 are connected. The hydraulic pressure can be supplied to the second hydraulic chamber 57 on the primary side. (2) D range-high mode Both primary and secondary side hydraulic chambers 55, 5
A hydraulic pressure equal to 6 is supplied, the high clutch C H is connected, and in the upshift, the second clutch on the primary side is used.
Is supplied to the second hydraulic chamber 59 on the secondary side in the downshift. That is, in the upshift in the D range-high mode, the manual valve 75 is in the same D range position as in the previous low mode, but the low / high control valve 76 is switched to the high mode position, and the ports h and g, j and m, l and k communicate,
And the port i communicates with the drain port Ex.
【0044】従って、プライマリレギュレータバルブ7
1の出力ポートvからの出力油圧は、マニュアルバルブ
75のポートa及びb、ローハイコントロールバルブ7
6のポートh及びgを介してハイクラッチ用油圧サーボ
に供給されて、該クラッチCH を係合し、またレシオコ
ントロールバルブ72のポートp及びq、マニュアルバ
ルブ75のポートc及びd、ローハイコントロールバル
ブ76のポートj及びmを介してプライマリ側の第2の
油圧室57に供給される。なお、この状態では、ローク
ラッチ用油圧サーボCL は、ローハイコントロールバル
ブ76のポートiからドレーンポートExに連通されて
解放状態にあり、またセカンダリ側の第2の油圧室59
は、ローハイコントロールバルブ76のポートk及び
l、マニュアルバルブ75のポートf及びe、ダウンシ
フトリリーフバルブ73のポートsを介してドレーンポ
ートExに連通している。Therefore, the primary regulator valve 7
The output hydraulic pressure from the output port v of No. 1 is the ports a and b of the manual valve 75, and the low / high control valve 7
6 is supplied to the high clutch hydraulic servo via the ports h and g to engage the clutch C H , and the ports p and q of the ratio control valve 72, the ports c and d of the manual valve 75, and the low / high control. It is supplied to the second hydraulic chamber 57 on the primary side via the ports j and m of the valve 76. In this state, the low clutch hydraulic servo C L is in a released state by being communicated with the drain port Ex from the port i of the low / high control valve 76, and the second hydraulic chamber 59 on the secondary side.
Communicate with the drain port Ex via the ports k and l of the low / high control valve 76, the ports f and e of the manual valve 75, and the port s of the downshift relief valve 73.
【0045】これにより、ハイクラッチCH が接続する
と共に、CVT11は、第1及び第2の油圧室55,5
7に油圧が供給されているプライマリ側油圧サーボ7c
による軸力が、第1の油圧室56のみに供給されている
セカンダリ側油圧サーボ9cによる軸力により大きくな
り、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9へのト
ルク伝達に対応した軸力状態で、前記レシオコントロー
ルバルブ75を適宜調整することにより、プライマリ油
圧サーボ7cの第2の油圧室57の油圧が調整されて、
プライマリプーリ7の軸力が調節されて、適宜のプーリ
比(トルク比)が得られる。この状態では、エンジンか
ら入力軸3に伝達されたトルクは、プライマリプーリ7
からセカンダリプーリ9に伝達されるCVT11により
適宜変更され、更にハイクラッチCH を介して出力ギヤ
21から取出される。As a result, the high clutch C H is connected and the CVT 11 is connected to the first and second hydraulic chambers 55, 5
Primary side hydraulic servo 7c where hydraulic pressure is supplied to 7
Is increased by the axial force of the secondary hydraulic servo 9c supplied only to the first hydraulic chamber 56, and in the axial force state corresponding to the torque transmission from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9, the ratio is increased. By appropriately adjusting the control valve 75, the hydraulic pressure of the second hydraulic chamber 57 of the primary hydraulic servo 7c is adjusted,
The axial force of the primary pulley 7 is adjusted to obtain an appropriate pulley ratio (torque ratio). In this state, the torque transmitted from the engine to the input shaft 3 is
Is appropriately changed by the CVT 11 transmitted from the secondary gear 9 to the secondary pulley 9, and is further taken out from the output gear 21 via the high clutch C H.
【0046】また、上述のDレンジ−ハイモードにあっ
ては、CVT11が前記所定プーリ比Bより小さい(O
/D側)領域にある場合、ローハイコントロールバルブ
76がローモードに切換えられることが、インターロッ
クロッド82により機械的に禁止されている。また、C
VTのプーリ比が前記所定プーリ比B以下の場合におい
ても、前述のDレンジ−ローモードの場合と異なり、ダ
ウンシフトが禁止されることはない。即ち、Dレンジ−
ハイモードでも、プライマリレギュレータバルブ71の
出力ポートvからの油圧は、図6の状態にあるレシオセ
ンシングバルブ80によって停止されるため、この油圧
がダウンシフトリリーフバルブ73、マニュアルバルブ
75、ローハイコントロールバルブ76を介してセカン
ダリ側の第2の油圧室59に供給されることはない。し
かし、これに代えて、ハイクラッチCH からの油圧が、
チェックバルブ85、ダウンシフトリリーフバルブ73
のポートr及びs、マニュアルバルブ75のポートe及
びf、ローハイコントロールバルブ76のポートl及び
kを介して、セカンダリ側の第2の油圧室59の供給さ
れる。これにより、Dレンジ−ハイモードにあっては、
プーリ比の全領域でダウンシフトが可能となる。
(3) Rレンジ
Rレンジにあっては、所定油圧が、プライマリ側油圧サ
ーボ7cの第1及び第2の油圧室55,57に供給され
ると共に、セカンダリ側油圧サーボ9cの第1の油圧室
56に供給され、かつロークラッチ用油圧サーボCL に
供給される。即ち、該Rレンジにあっては、マニュアル
バルブ75はRレンジポジションにあり、かつローハイ
コントロールバルブ76はローモードポジションにあ
る。従って、プライマリレギュレータバルブ71の出力
ポートvからの油圧は、マニュアルバルブ75のポート
a及びb、ローハイコントロールバルブ76のポートh
及びiを介してロークラッチ用油圧サーボCL に供給さ
れ、またレシオコントロールバルブ72のポートpと
q、マニュアルバルブ75のポートc及びf、ローハイ
コントロールバルブ76のポートl及びmを介してプラ
イマリ側の第2の油圧室57に供給される。また、ダウ
ンシフトリリーフバルブ73のポートsがドレーンバル
ブExに連通される。In the D range-high mode described above, CVT11 is smaller than the predetermined pulley ratio B (O
/ D side), the interlock rod 82 mechanically prohibits the low-high control valve 76 from being switched to the low mode. Also, C
Even when the VT pulley ratio is equal to or less than the predetermined pulley ratio B, unlike the case of the D range-low mode, the downshift is not prohibited. That is, D range-
Even in the high mode, since the hydraulic pressure from the output port v of the primary regulator valve 71 is stopped by the ratio sensing valve 80 in the state shown in FIG. 6, this hydraulic pressure is downshift relief valve 73, manual valve 75, low-high control valve 76. Is not supplied to the second hydraulic chamber 59 on the secondary side via. However, instead of this, the hydraulic pressure from the high clutch C H
Check valve 85, downshift relief valve 73
The second hydraulic chamber 59 on the secondary side is supplied through the ports r and s, the ports e and f of the manual valve 75, and the ports l and k of the low-high control valve 76. As a result, in the D range-high mode,
Downshifting is possible in all areas of the pulley ratio. (3) R range In the R range, a predetermined hydraulic pressure is supplied to the first and second hydraulic chambers 55 and 57 of the primary hydraulic servo 7c, and at the same time, the first hydraulic chamber of the secondary hydraulic servo 9c. 56, and also to the low clutch hydraulic servo C L. That is, in the R range, the manual valve 75 is in the R range position and the low / high control valve 76 is in the low mode position. Therefore, the hydraulic pressure from the output port v of the primary regulator valve 71 is applied to the ports a and b of the manual valve 75 and the port h of the low / high control valve 76.
And i to the low clutch hydraulic servo C L , and the primary side via ports p and q of the ratio control valve 72, ports c and f of the manual valve 75, and ports 1 and m of the low high control valve 76. Is supplied to the second hydraulic chamber 57. Further, the port s of the downshift relief valve 73 is connected to the drain valve Ex.
【0047】これにより、ロークラッチCL が接続する
と共に、CVT11は、第1及び第2の油圧室55,5
7に油圧が作用するプライマリ側油圧サーボ7cによる
軸力が、第1の油圧室56のみによるセカンダリ側油圧
室9cによるセカンダリ側に比して高くなり、プライマ
リプーリ7からセカンダリプーリ9にトルク伝達に対応
する軸力状態となり、かつレシオコントロールバルブ5
7の調整により、プライマリ油圧サーボ7cの第2の油
圧室57の油圧が調整され、適宜のプーリ比が得られ
る。この状態では、CVT11のプーリ比が所定増速
(O/D)状態にあって、入力軸3からのエンジントル
クは、ロークラッチCL 及び定速伝達装置16を介して
プラネタリギヤ19のキャリヤ19cに伝達されると共
に、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9へトル
ク伝達されるCVT11を介してサンギヤ19sに伝達
され、これら両トルクがプラネタリギヤ19で合成され
てリングギヤ19rを介して出力軸5に逆回転として取
出される。なお、該Rレンジにおいても、Dレンジ−ロ
ーモードの所定プーリ比B以下の場合と同様に、センサ
シュー81、レシオセンシングバルブ80によって、ダ
ウンシフトリリーフバルブ73に対する油圧の供給が禁
止されるため、ダウンシフトが禁止されるが、Rレンジ
においては、元来、エンジンブレーキを特に必要とする
ものではないので、ダウンシフトが禁止された場合で
も、何等不都合は生じない。
(4) N,Pレンジ
マニュアルバルブ75のPレンジポジション及びNレン
ジポジションにあっては、ロークラッチCL 及びハイク
ラッチCH の両方が解放されると共に、プライマリ側及
びセカンダリ側の両油圧サーボ7c,9cの第1の油圧
室55,56に所定油圧が供給される。即ち、マニュア
ルバルブ75は、ポートcとd,eとfが連通し、かつ
ポートbがドレーンポートExに連通する。また、ロー
ハイコントロールバルブ76は前述したローモードポジ
ションに保持される。また、レシオコントロールバルブ
72のポートqはドレーンポートExに連通し、レシオ
センシングバルブ80は、図6の位置に保持される。従
って、プライマリ油圧サーボ7c及びセカンダリ油圧サ
ーボ9cは、共に第1の油圧室55,56にのみ同じ油
圧が作用して、プライマリ及びセカンダリ両プーリ7,
9は、略々等しい軸力が作用する。As a result, the low clutch C L is connected, and the CVT 11 is connected to the first and second hydraulic chambers 55, 5
Axial force by the primary side hydraulic servo 7c that applies hydraulic pressure to 7 becomes higher than that on the secondary side by the secondary side hydraulic chamber 9c due to only the first hydraulic chamber 56, and torque is transmitted from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9. It becomes the corresponding axial force state and the ratio control valve 5
By adjusting 7, the hydraulic pressure of the second hydraulic chamber 57 of the primary hydraulic servo 7c is adjusted, and an appropriate pulley ratio is obtained. In this state, the pulley ratio of the CVT 11 is in a predetermined acceleration (O / D) state, and the engine torque from the input shaft 3 is transmitted to the carrier 19c of the planetary gear 19 via the low clutch C L and the constant speed transmission device 16. The torque is transmitted from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9 as well as transmitted to the sun gear 19s via the CVT 11, and these two torques are combined by the planetary gear 19 and extracted as reverse rotation to the output shaft 5 via the ring gear 19r. To be done. In the R range as well, as in the case of the predetermined pulley ratio B or less in the D range-low mode, supply of hydraulic pressure to the downshift relief valve 73 is prohibited by the sensor shoe 81 and the ratio sensing valve 80. Although downshifting is prohibited, in the R range, originally, engine braking is not particularly required. Therefore, even if downshifting is prohibited, no inconvenience occurs. (4) At the P range position and the N range position of the N, P range manual valve 75, both the low clutch C L and the high clutch C H are released, and both the primary side and secondary side hydraulic servos 7c are released. , 9c of the first hydraulic chambers 55, 56 are supplied with a predetermined hydraulic pressure. That is, in the manual valve 75, the ports c and d and the ports e and f communicate with each other, and the port b communicates with the drain port Ex. The low / high control valve 76 is held in the low mode position described above. The port q of the ratio control valve 72 communicates with the drain port Ex, and the ratio sensing valve 80 is held at the position shown in FIG. Therefore, the primary hydraulic servo 7c and the secondary hydraulic servo 9c both apply the same hydraulic pressure only to the first hydraulic chambers 55 and 56, and both the primary and secondary pulleys 7 and
9, the substantially equal axial force acts.
【0048】なお、本油圧制御機構は、特願平7−32
7663号(出願時未公開)に詳しく説明してある。This hydraulic control mechanism is described in Japanese Patent Application No. 7-32.
No. 7663 (not yet published at the time of application).
【0049】ついで、本実施例の無段変速機の制御につ
いて説明する。Next, the control of the continuously variable transmission of this embodiment will be described.
【0050】図7は、電子制御部(ECU)90のブロ
ック図であり、91は、無段変速機1に設置され、該変
速機の入力軸2の回転数を検出するセンサ、92は、C
VT11のセカンダリプーリ9の回転を検出するセン
サ、93は、無段変速機の出力軸5の回転を検出する車
速センサ、94は、無段変速機のシフトレバー即ちマニ
ュアルバルブがP,R,N,Dの各シフトポジションの
どこに位置しているかを検知するセンサ、95は、最大
動力特性に基づくパワーモード又は最良燃費特性に基づ
くエコノミーモードを選択するモードセレクトスイッ
チ、96は、アクセル(スロットル)ペダルに基づくス
ロットル開度を検出するセンサ、97は、エンジンに設
置されたポテンショメータからなり、実際のスロットル
の開放度を検出するセンサ、98は、ブレーキペダルが
踏込み位置にあることを検出するスイッチ、99は、ア
クセルペダルから足が離れて、スロットルがアイドル状
態であることを検出するセンサ、100は、アクセルペ
ダルが一杯に踏込まれた状態を検知するキックダウンス
イッチ、101は、トランスミッションの油温センサ、
102は、エンジン回転数を検出するセンサである。FIG. 7 is a block diagram of the electronic control unit (ECU) 90. Reference numeral 91 is a sensor installed in the continuously variable transmission 1 for detecting the rotation speed of the input shaft 2 of the transmission, and 92 is a sensor. C
A sensor for detecting the rotation of the secondary pulley 9 of the VT 11, 93 is a vehicle speed sensor for detecting the rotation of the output shaft 5 of the continuously variable transmission, and 94 is a shift lever of the continuously variable transmission, that is, a manual valve is P, R, N. , D is a sensor for detecting where each shift position is located, 95 is a mode select switch for selecting a power mode based on the maximum power characteristic or an economy mode based on the best fuel consumption characteristic, and 96 is an accelerator (throttle) pedal. A sensor for detecting the throttle opening based on the above, 97 is a potentiometer installed in the engine, and a sensor for detecting the actual opening degree of the throttle, 98 is a switch for detecting that the brake pedal is in the depressed position, 99 Detects that your foot is off the accelerator pedal and the throttle is idle. Sensor 100 is a kick-down switch for detecting the state in which the accelerator pedal is depressed in full, 101, the oil temperature sensor of the transmission,
102 is a sensor that detects the engine speed.
【0051】上記各センサからの信号は、それぞれ入力
処理回路及び入力インターフェイス回路を介してCP
U、ROM又はRAMに取込まれる。そして、該CPU
等からなる制御部には、インプット回転センサ91及び
セカンダリ軸回転センサ92の信号に基づき算定される
CVT11のプーリ比、及びアクセルペダル(アクセル
操作手段)の踏量によるスロットル開度センサ96から
の信号に基づき、電子スロットル開度信号を電子スロッ
トルシステム109に出力する電子スロットル制御手段
Qと、該電子スロットル制御手段Qによる出力トルクに
応じて、CVT11に、ニュートラル位置から所定量ず
れるような付勢力が作用するように、油圧アクチュエー
タ7c,9cに所定圧力差ΔPを作用するエンジン負荷
制御手段Rとが備えられている。上記電子スロットル制
御手段は、後述する出力ギヤの回転が0となるニュート
ラル位置からの発進時において、エンジンの出力トルク
が、ベルト式無段変速装置11のプーリ比に応じて設定
される制限トルク内となるスロットル開度内で、該エン
ジンの回転数が、該エンジンを人為操作するアクセルペ
ダル(操作手段)の操作量に応じた目標回転数になるよ
うに、スロットル開度を制御する。また、上記電子スロ
ットル制御手段Rは、上記油圧アクチュエータ7c,9
cに所定圧力差ΔPを付与して、エンジン回転数が目標
回転数になるようにエンジン負荷を制御する。The signals from the above-mentioned sensors are sent to the CP via the input processing circuit and the input interface circuit, respectively.
U, ROM or RAM. And the CPU
The control unit composed of, for example, a signal from the throttle opening sensor 96 according to the pulley ratio of the CVT 11 calculated based on the signals of the input rotation sensor 91 and the secondary shaft rotation sensor 92, and the depression amount of the accelerator pedal (accelerator operating means). Based on the above, the electronic throttle control means Q for outputting an electronic throttle opening signal to the electronic throttle system 109, and the CVT 11 is provided with a biasing force that deviates from the neutral position by a predetermined amount in accordance with the output torque by the electronic throttle control means Q. The hydraulic actuators 7c and 9c are provided with engine load control means R that acts on the hydraulic actuators 7c and 9c by a predetermined pressure difference ΔP. The electronic throttle control means sets the output torque of the engine within the limit torque set according to the pulley ratio of the belt type continuously variable transmission 11 at the time of starting from the neutral position where the rotation of the output gear described later becomes zero. The throttle opening is controlled so that the engine speed becomes a target rotation speed according to the operation amount of the accelerator pedal (operating means) that manually operates the engine within the throttle opening. Further, the electronic throttle control means R includes the hydraulic actuators 7c and 9c.
A predetermined pressure difference ΔP is applied to c, and the engine load is controlled so that the engine speed becomes the target speed.
【0052】一方、出力側において、76cは、ローモ
ード及びハイモードに切換えるためのローハイコントロ
ールバルブ76用のソレノイドであり、ON−OFF動
作される。73aは、高圧側回路をドレーンするための
ダウンシフトリリーフバルブ73用のソレノイドであっ
て、エンジンブレーキ時や後述するニュートラル(N)
制御時に作動されるものであり、デューティ又はリニア
ソレノイドからなる。72aは、変速制御用油圧を調圧
するためのレシオコントロールバルブ72用のソレノイ
ドであり、デューティ又はリニアソレノイドからなる。
77aは、ロークラッチリリーフバルブ77用のソレノ
イドバルブであって、デューティソレノイドからなる。
71aは、ライン圧を制御するためのプライマリレギュ
レータバルブ71用のソレノイドであり、リニアソレノ
イドからなる。そして、上記各ソレノイドは、それぞれ
出力インターフェイス回路からの信号に基づき、所定の
電圧又は出力を発生させるソレノイド駆動回路106を
介して駆動され、かつ各ソレノイドの作動は、モニタ回
路107によりチェックされ、フェールが判定されると
共に自己判断が行なわれる。On the other hand, on the output side, reference numeral 76c is a solenoid for the low / high control valve 76 for switching between the low mode and the high mode, which is turned on / off. Reference numeral 73a denotes a solenoid for the downshift relief valve 73 for draining the high-voltage side circuit, which is used during engine braking or neutral (N) described later.
It is operated during control and is composed of a duty or linear solenoid. Reference numeral 72a is a solenoid for the ratio control valve 72 for adjusting the hydraulic pressure for shift control, which is a duty or linear solenoid.
Reference numeral 77a denotes a solenoid valve for the low clutch relief valve 77, which is a duty solenoid.
Reference numeral 71a is a solenoid for the primary regulator valve 71 for controlling the line pressure, which is a linear solenoid. Then, each of the solenoids is driven via a solenoid drive circuit 106 that generates a predetermined voltage or output based on a signal from the output interface circuit, and the operation of each solenoid is checked by a monitor circuit 107 and a failure is detected. Is determined and self-determination is performed.
【0053】109は、エンジン制御用の電子スロット
ルシステム部であり、かつ110は、電子スロットル用
ステッピングモータの駆動信号を出力したり、フィード
バック情報を入力するための処理回路である。112
は、インジケータランプ等からなり、本電子制御部90
のフェール時に自己診断結果を出力するチェッカー部材
であり、かつ113は、上記フェール時に自己診断結果
を出力するための回路である。115は、パワーモー
ド、エコノミモード表示ランプ等の無段変速機の状態を
表示する表示装置であり、かつ116はそのための駆動
回路である。そして、本無段変速機1は、エンジン出力
軸2からダンパー装置12のみを介して直接入力軸3に
伝達されており、従来必要であった発進装置、即ちトル
クコンバータ、流体継手、電磁粉クラッチ又は入力クラ
ッチを必要としない。従って、D及びRレンジにおい
て、車輌停止時、該無段変速機1が自動的にニュートラ
ルとなる(ニュートラル)N制御が必要となる。Reference numeral 109 is an electronic throttle system section for engine control, and 110 is a processing circuit for outputting a drive signal of the electronic throttle stepping motor and for inputting feedback information. 112
Is composed of an indicator lamp and the like, and the electronic control unit 90
Is a checker member that outputs the self-diagnosis result at the time of the failure, and 113 is a circuit for outputting the self-diagnosis result at the time of the failure. Reference numeral 115 is a display device for displaying the state of the continuously variable transmission such as a power mode and economy mode display lamp, and 116 is a drive circuit therefor. Further, the continuously variable transmission 1 is directly transmitted from the engine output shaft 2 to the input shaft 3 only via the damper device 12, and has a conventionally required starting device, that is, a torque converter, a fluid coupling, an electromagnetic powder clutch. Or no input clutch is required. Therefore, in the D and R ranges, it is necessary to perform N control in which the continuously variable transmission 1 automatically becomes neutral (neutral) when the vehicle is stopped.
【0054】該N制御は、前記判断手段がニュートラル
状態を要求しているとの判断に基づき作動する前記ニュ
ートラル制御手段Nにより作動され、プライマリプーリ
7及びセカンダリプーリ9の軸力が実質的に等しくなる
ように制御する。即ち、少なくともプライマリ及びセカ
ンダリプーリの軸力の差を、出力トルク方向が正の場合
その時点でのCVTの入力トルク及びプーリ比から決定
される前記両プーリの軸力の差より、その大小関係を逆
転させない範囲で小さい値か、又は出力トルク方向が負
の場合のその時点でのCVTの入力トルク及びプーリ比
から決定されるプライマリ及びセカンダリプーリの軸力
の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値
になるように制御する。具体的には、プライマリ及びセ
カンダリの両油圧アクチュエータ7c,9cにおける両
第1油圧室55,56に油圧を供給した状態で、両第2
油圧室57,59の油圧を解放し、両プーリ7,9の軸
力を等しくする。The N control is operated by the neutral control means N which operates based on the judgment that the judgment means requires the neutral state, and the axial forces of the primary pulley 7 and the secondary pulley 9 are substantially equal. Control to be. That is, at least the difference between the axial forces of the primary and secondary pulleys is expressed by the difference between the axial forces of the two pulleys determined by the input torque of the CVT and the pulley ratio at that time when the output torque direction is positive. A range in which the magnitude relationship is not reversed from the difference between the axial force of the primary and secondary pulleys determined by the CVT input torque and the pulley ratio at that time when the output torque direction is negative or when the output torque direction is negative. Is controlled to be a small value. Specifically, in a state where the hydraulic pressure is supplied to both the first hydraulic chambers 55 and 56 in both the primary and secondary hydraulic actuators 7c and 9c, the second hydraulic chambers
The hydraulic pressure in the hydraulic chambers 57 and 59 is released to equalize the axial forces of the pulleys 7 and 9.
【0055】なお、該N制御、即ちプライマリ側及びセ
カンダリ側の両油圧アクチュエータ7c,9cの軸力の
差を所定範囲以内にすることにより、CVT11がニュ
ートラル状態となるように自己収束する制御について
は、特願平7−66234号又は特願平7−12870
1号に詳細に述べられている。Regarding the N control, that is, the control in which the CVT 11 is self-converged so that the CVT 11 is in the neutral state by setting the difference between the axial forces of the primary side hydraulic actuator 7c and the secondary side hydraulic actuator 9c within a predetermined range. , Japanese Patent Application No. 7-66234 or Japanese Patent Application No. 7-12870
No. 1 is described in detail.
【0056】上記先願にあっては、コースト時における
負トルク状態によりCVTがU/D(減速)方向に変速
して、そしてエンジン回転数がアイドル回転数より低く
なると、正トルク状態となってCVTがO/D(増速)
方向に変速することを車速に応じて繰返し、ギヤニュー
トラル(GN)点にCVT11が自己収束し、該ニュー
トラル点において、車輌停止状態に安定保持される旨を
説明している。上記正トルク状態及び負トルク状態にお
けるプライマリプーリ及びセカンダリプーリの軸力の差
に基づき、両軸力を実質的に(所定範囲内で)等しくす
ることによりCVT11はGN点に安定保持されるが、
上記N制御時における該GN点への自己収束は、上記負
トルク及び正トルクの切換えによっては収束速度が遅
く、本実施の形態では、上記N制御において、常に正ト
ルク状態になるように、エンジントルクを制御する。In the above-mentioned prior application, when the CVT shifts in the U / D (deceleration) direction due to the negative torque condition during coasting, and the engine speed becomes lower than the idle speed, the positive torque condition occurs. CVT is O / D (acceleration)
It is described that the CVT 11 self-converges to the gear neutral (GN) point by repeating the shifting in the direction according to the vehicle speed, and the vehicle is stopped and stably held at the neutral point. Based on the difference between the axial forces of the primary pulley and the secondary pulley in the positive torque state and the negative torque state, the CVT 11 is stably held at the GN point by making both axial forces substantially equal (within a predetermined range).
The self-convergence to the GN point during the N control has a slow convergence speed due to the switching between the negative torque and the positive torque, and in the present embodiment, the engine is controlled so that the N torque is always in the positive torque state. Control the torque.
【0057】該入力(エンジン)トルク制御に基づくN
制御時の自己収束の原理ついて説明する。Vベルトの軸
力を示す式(バランス式)に下記式1に示す小笠原の式
がある。N based on the input (engine) torque control
The principle of self-convergence during control will be described. The Ogasawara equation shown in the following equation 1 is an equation (balance equation) indicating the axial force of the V-belt.
【0058】[0058]
【式1】
ここで、FDVは駆動側プーリ(セカンダリプーリ)の軸
力、FDNは従動側プーリ(プライマリプーリ)の軸力、
φ1 は駆動側プーリベルト巻掛け角、φ2 は従動側プー
リベルト巻掛け角、r1 は駆動側プーリ有効半径、r2
は従動側プーリ有効半径、Tinは入力(エンジン)トル
ク。[Formula 1] Here, F DV is the axial force of the drive side pulley (secondary pulley), F DN is the axial force of the driven side pulley (primary pulley),
φ 1 is the drive-side pulley belt winding angle, φ 2 is the driven-side pulley belt winding angle, r 1 is the drive-side pulley effective radius, r 2
Is the effective radius of the driven pulley and T in is the input (engine) torque.
【0059】上記式1を簡略化してまとめると、式2に
なる。The above equation 1 is simplified and summarized as equation 2.
【0060】[0060]
【式2】
ここで、f(Ip )は、プーリ比(r2 /r1 )により
変化する関数。[Formula 2] Here, f (I p ) is a function that changes according to the pulley ratio (r 2 / r 1 ).
【0061】即ち、従動側軸力FDNにバランスする駆動
側軸力FDVは、入力トルクTinが大きくなればより大き
な力を必要とすることになる。ここで、上記N制御によ
り両軸力を実質的に等しくした場合、軸力の関係は、下
記式3になる。That is, the driving-side axial force F DV that balances the driven-side axial force F DN requires a larger force as the input torque T in increases. Here, when both axial forces are made substantially equal by the above N control, the relationship of the axial forces becomes the following Expression 3.
【0062】[0062]
【式3】
ここで、式3におけるバランス値(理論値)は、φ1 <
φ2 なる関係にあって、FDV≒FDNとなるように制御す
ると、駆動側(セカンダリ)プーリの軸力が余剰にな
り、この軸力差ΔFDVが駆動側プーリを閉じてCVTが
O/D方向になるように収束する。即ち、上記軸力の実
行値とバランス値(理論値)との差ΔFDV[ΔFDV=F
DV(実行値)−FDV(バランス値)]でGN点へ収束
し、この荷重差(ΔFDV)は、式3からも明らかなよう
に、入力トルク(Tin)が大きくなれば、より大きな荷
重となる。[Formula 3] Here, the balance value (theoretical value) in Equation 3 is φ 1 <
If it is controlled so that F DV ≈ F DN in the relation of φ 2, the axial force of the drive side (secondary) pulley becomes excessive, and this axial force difference ΔF DV closes the drive side pulley and CVT becomes OVT. Converge in the / D direction. That is, the difference between the actual value of the axial force and the balance value (theoretical value) ΔF DV [ΔF DV = F
DV (actual value) −F DV (balance value)] converges to the GN point, and this load difference (ΔF DV ) becomes more significant as the input torque (T in ) becomes larger, as is clear from Equation 3. It will be a heavy load.
【0063】上記小笠原の式1に基づく、入力トルクT
in(=TE ;エンジン出力トルク)とGN点への収束力
ΔFとの関係を図8に示す。該図8から、CVTの各プ
ーリ比(1.3,1.0,0.8,GN)において入力
トルクTinが増加すれば、収束力ΔFが増加することが
明らかであり、かつ該収束力の増加により収束速度が速
くなる。Input torque T based on the above Ogasawara equation 1
FIG. 8 shows the relationship between in (= T E ; engine output torque) and the convergence force ΔF to the GN point. From FIG. 8, it is clear that the convergence force ΔF increases as the input torque T in increases at each pulley ratio (1.3, 1.0, 0.8, GN) of the CVT, and the convergence force ΔF increases. The convergence speed increases due to the increase in force.
【0064】入力トルク即ちエンジントルクを制御する
(スロットル開度をを固定した場合)ことによるN制御
の収束メカニズムについて図9に沿って説明する。アク
セルペダルを離し、或いは更にブレーキペダルを踏んだ
車輌減速状態において、車速が所定速度以下になるとN
制御が開始される、該N制御によりエンジンの出力トル
ク(CVTの入力トルク)がアップされ、上述したよう
にCVTのプーリ比がGN点へ向って速い速度で自己収
束し、従ってエンジン回転数が増加し、これに伴いエン
ジントルクが徐々に低下する(開始→A)。The convergence mechanism of the N control by controlling the input torque, that is, the engine torque (when the throttle opening is fixed) will be described with reference to FIG. If the vehicle speed falls below the predetermined speed in the vehicle deceleration state in which the accelerator pedal is released or the brake pedal is further depressed, N
The output torque of the engine (the input torque of the CVT) is increased by the N control when the control is started, and the pulley ratio of the CVT self-converges toward the GN point at a high speed as described above. The engine torque gradually increases and the engine torque gradually decreases (start → A).
【0065】すると、エンジントルクの低下により収束
速度が遅くなり、これによりエンジン回転数の上昇も抑
制される。一方、車輌の減速は続いているので、上記C
VTの収束が車輌の減速に追従できなくなったところで
エンジン回転数は下降する(A→B)。エンジン回転数
が下降すれば、エンジントルクが上昇するので、上述し
たように収束速度が再び速くなり、車輌の減速に追従で
きるようになる(B以降)。以降、これを繰返してCV
Tのプーリ比がGN点に収束し、車輌は停止される。Then, the convergence speed becomes slow due to the decrease in the engine torque, and the increase in the engine speed is also suppressed. On the other hand, as the vehicle continues to decelerate, the above C
When the convergence of VT cannot follow the deceleration of the vehicle, the engine speed decreases (A → B). When the engine speed decreases, the engine torque increases, so that the convergence speed increases again as described above, and it becomes possible to follow the deceleration of the vehicle (after B). After that, repeat this to CV
The pulley ratio of T converges to the GN point and the vehicle is stopped.
【0066】ついで、上述したCVTのGN点にてニュ
ートラル状態となる自動無段変速機(IVT)1のクリ
ープトルクの発生の原理について、図10に沿って説明
する。従来のプラネタリギヤ等の多段変速機構を有する
自動変速機(A/T)は、エンジン出力軸と多段変速機
構入力軸との間にトルクコンバータ(発進装置)を備え
ており、該トルクコンバータが、多段変速機構入力軸を
停止した状態においてエンジン回転数に応じて増加した
トルクを該入力軸に付与し(ストールトルク)、車輌を
滑らかに発進する。上記自動無段変速機1は、N制御に
より自動的にニュートラル位置に保持され、該ニュート
ラル状態において上記トルクコンバータと同様な前進方
向のトルク(クリープトルク)を発生する。Next, the principle of generation of the creep torque of the automatic continuously variable transmission (IVT) 1 which is in the neutral state at the GN point of the CVT described above will be described with reference to FIG. An automatic transmission (A / T) having a multi-stage transmission mechanism such as a conventional planetary gear includes a torque converter (starting device) between an engine output shaft and a multi-stage transmission mechanism input shaft. When the transmission mechanism input shaft is stopped, a torque increased according to the engine speed is applied to the input shaft (stall torque) to smoothly start the vehicle. The automatic continuously variable transmission 1 is automatically held in the neutral position by the N control, and in the neutral state, generates the forward torque (creep torque) similar to that of the torque converter.
【0067】前述したように、CVTが前進域から又は
後進域からGN点に自己収束する力FN が発生してお
り、該GN点への達成によりCVTは無負荷或いは限り
なく無負荷に近い状態になる。一方、CVT11自体
は、プライマリ及びセカンダリプーリがベルト張力によ
り拮抗した状態、即ちプーリ比が1.0になる状態が安
定状態であり、該プーリ比1.0に向って力FA が発生
する。従って、前記CVTがGN点になって自動無段変
速機(IVT)1が無負荷状態になると同時に、該CV
T自体の安定収束点であるプーリ比1.0の点へ向う力
FA が発生する。該無負荷状態でのプーリ比1.0に向
う力FA と、該力FA によりCVTがGN点から外れる
ことによる負荷状態でのGN点に向う力FN が、拡大モ
デル図に示すように渦状態となり、これにより前進クリ
ープトルクが発生する。As described above, the force F N that causes the CVT to self-converge to the GN point from the forward drive region or the reverse drive region is generated, and the achievement of the GN point causes the CVT to be unloaded or almost unloaded. It becomes a state. On the other hand, the CVT 11 itself is in a stable state in which the primary and secondary pulleys are counteracted by the belt tension, that is, the pulley ratio becomes 1.0, and the force F A is generated toward the pulley ratio 1.0. Therefore, when the CVT becomes the GN point and the automatic continuously variable transmission (IVT) 1 becomes in the no-load state, at the same time, the CV becomes
A force F A is generated toward the point where the pulley ratio is 1.0, which is the stable convergence point of T itself. The force F A toward the pulley ratio of 1.0 in the wireless load conditions, the force F A force CVT is toward the GN point under load by departing from GN point by F N is, as shown in the enlarged model diagram A vortex state is generated in the forward direction, which causes forward creep torque.
【0068】上記プーリ比1.0に向う力FA と対抗す
るように、プライマリ及びセカンダリプーリ側の第1の
油圧室55,56に面積差を設ける等によりCVTにO
/D方向の軸力FO を付与すると、前記力FA は打消さ
れて前進クリープトルクは消失する。前記軸力FA 及び
FO は、入力トルクや伝達効率の影響を受けることがな
く、N制御時におけるプライマリ及びセカンダリプーリ
の軸力を、前記等しい値から予め所定量バイアスして、
任意のクリープトルクを得ることができる。CVT is set to O by setting an area difference between the first hydraulic chambers 55 and 56 on the primary and secondary pulley sides so as to oppose the force F A toward the pulley ratio of 1.0.
When the axial force F O in the / D direction is applied, the force F A is canceled and the forward creep torque disappears. The axial forces F A and F O are not affected by the input torque and the transmission efficiency, and the axial forces of the primary and secondary pulleys during N control are biased by a predetermined amount from the equal value,
Any creep torque can be obtained.
【0069】図11は、前記プライマリ及びセカンダリ
プーリの軸力差(上段)及び供給油圧差(下段)と、ク
リープトルクとの関係を示す図であり、横軸の上段はプ
ライマリプーリに対するセカンダリプーリの軸力差を示
し、縦軸において、上方が前進方向、下方が後進方向の
トルク増幅比を示す。図1に示すように、プライマリ及
びセカンダリの両プーリ7,9における第1の油圧室5
5,56の有効受圧面積が等しい場合(AP =AS )、
両プーリに対する軸力差が0となって、前進方向に所定
トルク増幅比のクリープトルクを発生する。横軸の下段
は、プライマリ側及びセカンダリ側油圧アクチュエータ
の有効受圧面積に差を設け(AP >AS)、両油圧アク
チュエータに等しい油圧を供給すると、クリープトルク
が略々0となるように設定した自動無段変速機におい
て、プライマリ側油圧アクチュエータの供給油圧に対す
るセカンダリ側油圧アクチュエータへの供給油圧の差を
示す。このものにおいて、自動変速機1が前進状態とな
ることを保障し、かつ、従来のトルクコンバータに近似
したトルクによる前進方向のクリープトルクを設定する
場合、セカンダリ側の油圧室にプライマリ側より高い差
圧PC が供給される。該前進保障圧油圧範囲では、N制
御時にあっても所定前進クリープトルクが発生し、ブレ
ーキを離せば車輌は前進方向にクリープする。FIG. 11 is a diagram showing the relationship between the axial torque difference (upper stage) and the supplied hydraulic pressure difference (lower stage) between the primary and secondary pulleys and the creep torque. The upper stage of the horizontal axis shows the secondary pulley with respect to the primary pulley. The axial force difference is shown, and the vertical axis shows the torque amplification ratio in the forward direction and the downward direction in the reverse direction on the vertical axis. As shown in FIG. 1, the first hydraulic chamber 5 in both the primary and secondary pulleys 7 and 9
When the effective pressure receiving areas of 5,56 are equal (A P = A S ),
The axial force difference between both pulleys becomes zero, and creep torque having a predetermined torque amplification ratio is generated in the forward direction. The lower part of the horizontal axis is set so that the effective torque receiving areas of the primary side and secondary side hydraulic actuators are made different (A P > A S ), and the creep torque becomes approximately 0 when equal hydraulic pressures are supplied to both hydraulic actuators. In the automatic continuously variable transmission described above, the difference between the hydraulic pressure supplied to the secondary hydraulic actuator and the hydraulic pressure supplied to the primary hydraulic actuator is shown. In this case, when it is ensured that the automatic transmission 1 is in the forward drive state and the creep torque in the forward drive direction based on the torque similar to that of the conventional torque converter is set, the differential pressure in the secondary side hydraulic chamber is higher than that in the primary side. A pressure P C is supplied. In the forward travel ensuring pressure / hydraulic pressure range, a predetermined forward creep torque is generated even during the N control, and the vehicle creeps in the forward direction when the brake is released.
【0070】また、両プーリの油圧室に面積差を設けて
(AP >AS )、前記FA =FO に設定すると、クリー
プトルクは0となる。ただし、実際の制御においては、
設定される油圧に誤差が存在し、該誤差範囲では運転者
が前進状態を意識しても後進方向にトルクが発生する場
合も生じるので、セカンダリ側に僅かな差圧を供給して
車輌が実際に前進しない範囲(車輌を移動するための必
要トルク以下)での前進側に範囲Pmin を設定する。該
Pmin の範囲では、N制御にあっては、ブレーキペダル
を離しても車輌は停止状態を維持する。If an area difference is provided in the hydraulic chambers of both pulleys (A P > A S ) and F A = F O is set, the creep torque becomes zero. However, in actual control,
There is an error in the hydraulic pressure that is set, and within this error range, torque may be generated in the reverse direction even if the driver is aware of the forward state, so a slight differential pressure is supplied to the secondary side to make the vehicle The range P min is set on the forward side in the range where the vehicle does not move forward (less than the required torque for moving the vehicle). In the range of P min , in N control, the vehicle remains stopped even if the brake pedal is released.
【0071】更に、プライマリプーリの油圧室にセカン
ダリ側より高い油圧を供給すると、自動無段変速機が後
進状態となることを保障した油圧誤差の範囲となる。該
後進保障圧油圧範囲では、N制御状態にあっても後進ク
リープトルクが発生し、ブレーキペダルを離せば車輌は
後進方向にクリープする。Further, when a hydraulic pressure higher than that on the secondary side is supplied to the hydraulic chamber of the primary pulley, the hydraulic pressure error is within the range in which the automatic continuously variable transmission is guaranteed to be in the reverse drive state. In the reverse drive guaranteed pressure / hydraulic range, reverse creep torque is generated even in the N control state, and the vehicle creeps in the reverse direction when the brake pedal is released.
【0072】ついで、図12に沿って、前記プライマリ
及びセカンダリの両プーリにおける第1の油圧室に等し
い油圧を供給した際にクリープトルクが略々0となるよ
うにした実施の形態について説明する。図12において
プライマリプーリ側油圧アクチュエータ7cは、図1の
ものと同様であるが、セカンダリプーリ側の油圧アクチ
ュエータ9dが僅かに相違している。該セカンダリプー
リ側油圧アクチュエータ9dの第2の油圧室59の有効
受圧面積はプライマリ側の第2の油圧室57と同じであ
るが、第1の油圧室56の有効受圧面積(AS )が、プ
ライマリ側の第1の油圧室55の面積(AP )より所定
量小さく設定されている(AP >AS )。従って、プラ
イマリ及びセカンダリ側の両第2の油圧室57,59の
油圧が解放され、両第1の油圧室55,56に同じ所定
油圧が供給されるN制御において、プライマリプーリ7
の軸力FP に対してセカンダリプーリ9の軸力FS が所
定量小さくなる。この両プーリの軸力の差(FP −F
S )が、前記プーリ比1.0に向う力FA に対抗する前
記力FO になり、これにより前進方向のクリープトルク
が打消される。この状態では、N制御にあっては、実質
的にクリープトルクは0となり、ブレーキを離しても、
車輌は停止状態に保持される。Next, with reference to FIG. 12, an embodiment will be described in which the creep torque becomes substantially 0 when the same hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic chambers of both the primary and secondary pulleys. 12, the primary pulley side hydraulic actuator 7c is the same as that of FIG. 1, but the secondary pulley side hydraulic actuator 9d is slightly different. The effective pressure receiving area of the second hydraulic chamber 59 of the secondary pulley side hydraulic actuator 9d is the same as that of the second hydraulic chamber 57 on the primary side, but the effective pressure receiving area (A S ) of the first hydraulic chamber 56 is The area is set smaller than the area (A P ) of the first hydraulic chamber 55 on the primary side by a predetermined amount (A P > A S ). Therefore, in the N control in which the hydraulic pressures of the second hydraulic chambers 57 and 59 on the primary and secondary sides are released and the same predetermined hydraulic pressure is supplied to both the first hydraulic chambers 55 and 56, the primary pulley 7
Axial force F S of the secondary pulley 9 to the axial force F P of a predetermined amount smaller. The difference between the axial forces of these pulleys (F P -F
S ) becomes the force F O that opposes the force F A toward the pulley ratio of 1.0, which cancels the forward creep torque. In this state, in N control, the creep torque becomes substantially 0, and even if the brake is released,
The vehicle is held stationary.
【0073】更に、図13及び図14に沿って、一部変
更した無段変速機及び油圧制御機構について説明する。
本無段変速機1は、油圧アクチュエータが相違している
以外、先の実施の形態と同じであるので、同一部分は同
一符号を付して説明を省略する。Further, a partially modified continuously variable transmission and hydraulic control mechanism will be described with reference to FIGS. 13 and 14.
The continuously variable transmission 1 is the same as the previous embodiment except that the hydraulic actuator is different, and therefore, the same portions are denoted by the same reference numerals and the description thereof will be omitted.
【0074】プライマリ及びセカンダリ側プーリ7,9
における固定シーブ7a,9aのボス部の端にはそれぞ
れフランジ部材120,121が固定されており、かつ
可動シーブ7b,9bの背面にはドラム部材122,1
23が固定されている。これら可動シーブ7b,9bの
背面及びフランジ部材120,121との間にそれぞれ
油圧室125,126が形成されて、プライマリ側及び
セカンダリ側にそれぞれシングルチャンバータイプの油
圧アクチュエータ7e,9eが構成される。前記油圧室
125,126にはそれぞれ油路127,129を介し
て油圧が供給されると共に、プリロード用のスプリング
130,131が縮設されている。Primary and secondary pulleys 7, 9
Flange members 120 and 121 are fixed to the ends of the bosses of the fixed sheaves 7a and 9a, respectively, and the drum members 122 and 1 are attached to the rear surfaces of the movable sheaves 7b and 9b.
23 is fixed. Hydraulic chambers 125 and 126 are formed between the rear surfaces of the movable sheaves 7b and 9b and the flange members 120 and 121, respectively, and single chamber type hydraulic actuators 7e and 9e are formed on the primary side and the secondary side, respectively. Oil pressure is supplied to the oil pressure chambers 125 and 126 via oil passages 127 and 129, respectively, and preload springs 130 and 131 are contracted.
【0075】上記プライマリ及びセカンダリ側の油圧ア
クチュエータ7e,9eは、プライマリ側の油圧室12
5の有効受圧面積AP がセカンダリ側の油圧室126の
有効受圧面積AS より所定量大きく設定されており(A
P >AS )、両油圧室125,126に等しい油圧が供
給されると、クリープトルクが略々0となるように設定
されている。The hydraulic actuators 7e and 9e on the primary and secondary sides are connected to the hydraulic chamber 12 on the primary side.
Effective pressure receiving area A P 5 is set a predetermined amount larger than the effective pressure receiving area A S of the secondary side of the hydraulic chamber 126 (A
P > A S ), and when the hydraulic pressure equal to both hydraulic chambers 125 and 126 is supplied, the creep torque is set to be substantially zero.
【0076】図14は、上記シングルチャンバーからな
る油圧アクチュエータ7e,9eに適用される油圧制御
機構を示すものであって、レギュレータバルブが2個あ
る点で図6に示すものと相違する。本油圧制御機構は、
ハイレギュレータバルブ711 と、ローレギュレータバ
ルブ712 を有している。FIG. 14 shows a hydraulic control mechanism applied to the hydraulic actuators 7e, 9e consisting of the single chamber, and is different from that shown in FIG. 6 in that there are two regulator valves. This hydraulic control mechanism
It has a high regulator valve 71 1 and a low regulator valve 71 2 .
【0077】Dレンジローモードにあっては、ハイレギ
ュレータバルブ711 により調圧された油圧は、クラッ
チモジュレーションバルブ79、マニュアルバルブ75
のポートa,b、ローハイコントロールバルブ76のポ
ートh,i及びロークラッチリリーフバルブ77を介し
てロークラッチ用油圧サーボCL に供給されると共に、
レシオコントロールバルブ72により調圧されて、該調
圧油圧がマニュアルバルブ75のポートc,d、ローハ
イコントロールバルブ76のポートj,kを介してセカ
ンダリ側油圧室126に供給される。一方、ローレギュ
レータバルブ712 からの油圧は、マニュアルバルブ7
5のポートe,f、ローハイコントロールバルブ76の
ポートl ,mを介してプライマリ側油圧室125に供給
される。In the D range low mode, the hydraulic pressure regulated by the high regulator valve 71 1 is the clutch modulation valve 79 and the manual valve 75.
Is supplied to the low-clutch hydraulic servo C L via the ports a and b, the low-high control valve 76 ports h and i, and the low-clutch relief valve 77.
The pressure is adjusted by the ratio control valve 72, and the adjusted hydraulic pressure is supplied to the secondary side hydraulic chamber 126 via the ports c and d of the manual valve 75 and the ports j and k of the low-high control valve 76. On the other hand, the hydraulic pressure from the low regulator valve 71 2 is supplied to the manual valve 7
5 is supplied to the primary-side hydraulic chamber 125 via the ports e and f and the ports 1 and m of the low-high control valve 76.
【0078】これにより、ローレギュレータバルブ71
2 に基づく低圧からなる一定圧がプライマリ側油圧室1
25に供給した状態で、ハイレギュレータバルブ711
に基づく高圧がセカンダリ側油圧室126に供給され、
かつ該高圧がレシオコントロールバルブ72により適宜
調圧されることにより、CVT11が変速される。As a result, the low regulator valve 71
A constant pressure consisting of low pressure based on 2 is the primary side hydraulic chamber 1
25, the high regulator valve 71 1
Is supplied to the secondary-side hydraulic chamber 126,
Further, the CVT 11 is shifted by appropriately adjusting the high pressure by the ratio control valve 72.
【0079】そして、N制御にあっては、レシオコント
ロールバルブ72がダウンに切換わり、ローレギュレー
タバルブ712 からの一定低圧が、レシオセンシングバ
ルブ80、ダウンシフトバルブ73、レシオコントロー
ルバルブ72のポートx,y、マニュアルバルブ75の
ポートc,d、ローハイコントロールバルブ76のポー
トj,kを介してセカンダリ側油圧サーボ126に供給
される。Then, in the N control, the ratio control valve 72 is switched to the down state, and the constant low pressure from the low regulator valve 71 2 causes the ratio sensing valve 80, the downshift valve 73, and the port x of the ratio control valve 72. , Y, the ports c and d of the manual valve 75, and the ports j and k of the low-high control valve 76 are supplied to the secondary hydraulic servo 126.
【0080】これにより、プライマリ側油圧室125と
セカンダリ側油圧室126には、ローレギュレータバル
ブ712 からの等しい油圧が作用し、これら両油圧室の
面積差(AP >AS )に基づきクリープトルクが略々0
となる。[0080] Thus, the primary-side hydraulic chamber 125 and the secondary-side hydraulic chamber 126 hydraulic action equal from low regulator valve 71 2, creep based on area difference of the hydraulic chambers (A P> A S) Torque is almost 0
Becomes
【0081】また、Dレンジハイモードにあっては、ロ
ーハイコントロールバルブ76が切換えられ、クラッチ
モジュレータバルブ79からの油圧がハイクラッチ用油
圧サーボCH に供給され、かつローレギュレータバルブ
712 からの一定低圧がセカンダリ側油圧室126に供
給されると共に、ハイレギュレータバルブ711 からの
高圧がプライマリ側油圧室125に供給され、かつ該高
圧がレシオコントロールバルブ72にて適宜調圧され
る。In the D range high mode, the low / high control valve 76 is switched, the hydraulic pressure from the clutch modulator valve 79 is supplied to the high clutch hydraulic servo C H , and the constant pressure from the low regulator valve 71 2 is maintained. The low pressure is supplied to the secondary hydraulic chamber 126, the high pressure from the high regulator valve 71 1 is supplied to the primary hydraulic chamber 125, and the high pressure is appropriately adjusted by the ratio control valve 72.
【0082】なお、上記図13に示す油圧アクチュエー
タは、図12に示すものと同様に、両油圧室に面積差を
設けて、クリープトルクが略々0になるように設定した
が、両油圧室に面積差を設けずに、図1に示すものと同
様に、等しい油圧を両油圧室に供給することにより、前
進方向のクリープトルクを発生するように設定してもよ
いことは勿論である。In the hydraulic actuator shown in FIG. 13, the hydraulic torque chambers are set so that the creep torque is substantially zero by providing an area difference between the hydraulic chambers as in the case shown in FIG. It is needless to say that the creep torque in the forward direction may be generated by supplying the same hydraulic pressure to both hydraulic chambers, as in the case shown in FIG. 1, without providing the area difference.
【0083】ついで、図15に示すメインフローチャー
トに沿って、本実施の形態の制御について説明する。Next, the control of the present embodiment will be described with reference to the main flow chart shown in FIG.
【0084】S1は、プログラム開始にあたり、すべて
の条件を初期設定するステップであり、S2は、T/M
インプット(プライマリ軸)回転センサ91、セカンダ
リ軸回転センサ92、車速センサ93の信号により、現
在のT/M入力軸(プライマリ軸)、セカンダリ軸、出
力軸回転数を算出するステップであり、S3は、入力
軸、セカンダリ軸回転数から、プーリ比IP (プライマ
リ軸回転数/セカンダリ軸回転数)を計算するステップ
である。また、S4は、ドライバーのスロットル開度セ
ンサ96の信号より、現在のドライバーのスロットル開
度(θd)を算出するステップであり、S5は、T/M
温度センサ101の信号より、現在のトランスミッショ
ンの油温(ATF油温)を算出するステップである。そ
して、S6は、Lo−Hiモード切換用ソレノイド76
cの信号により、現在の無段変速機の状態がローモード
であるかどうか判断するステップであり、S7は、ロー
モード時の目標スロットル開度(θ* )を算出するステ
ップであり、S8は、車速センサ93による現在の車速
Vと所定最低車速Vmin とを比較して、車輌が停止状態
であるかどうか判定するステップである。S1 is a step for initializing all conditions at the start of the program, and S2 is T / M.
This is a step of calculating the current T / M input shaft (primary shaft), secondary shaft, output shaft rotation speed from the signals of the input (primary shaft) rotation sensor 91, the secondary shaft rotation sensor 92, and the vehicle speed sensor 93, and S3 is Is a step of calculating the pulley ratio I P (primary shaft rotational speed / secondary shaft rotational speed) from the input shaft and the secondary shaft rotational speed. Further, S4 is a step of calculating the current throttle opening (θd) of the driver from the signal of the throttle opening sensor 96 of the driver, and S5 is T / M.
This is a step of calculating the current oil temperature of the transmission (ATF oil temperature) from the signal of the temperature sensor 101. Then, S6 is the Lo-Hi mode switching solenoid 76.
Based on the signal of c, it is a step of judging whether the current state of the continuously variable transmission is in the low mode, S7 is a step of calculating the target throttle opening degree (θ * ) in the low mode, and S8 is a step. This is a step of comparing the current vehicle speed V by the vehicle speed sensor 93 with a predetermined minimum vehicle speed V min to determine whether or not the vehicle is in a stopped state.
【0085】そして、S9は、現在のプーリ比が前記図
4に示すプーリ比B(例えば1.3)、即ちコースト状
態において、伝達効率によるスムーズなトルク伝達の阻
害及び大きなギヤ比による大きなエンジンブレーキの作
用(コースト状態による伝動不具合)が生ずる虞れがあ
るプーリ比未満であるかどうか判定するステップであ
り、S10は、エンジンスロットル開度センサ97及び
エンジン回転数センサ102の信号に基づくマップから
求められるエンジン推定トルク値Teが、設定値Te
min 未満であるかどうかを判断するステップであり、S
11は、エンジンが負駆動(コースト)されないように
するための後述するコースト回避制御サブルーチンであ
る。Then, in S9, when the current pulley ratio is the pulley ratio B shown in FIG. 4 (for example, 1.3), that is, in the coast state, smooth torque transmission is hindered by the transmission efficiency and large engine braking is performed by the large gear ratio. Is a step of determining whether or not the pulley ratio is less than the pulley ratio at which there is a possibility that the operation (transmission failure due to the coast state) may occur. The estimated engine torque value Te that is set is
This is a step of determining whether it is less than min , and S
Reference numeral 11 is a coast avoidance control subroutine described later for preventing the engine from being negatively driven (coast).
【0086】また、S12は、前述したローモード時の
変速制御を行うステップである。ただし後述するステッ
プS11−4で定まる強制オフアップフラグがONされ
ている場合、変速速度は最大としてアップシフトさせ
る。S13は、油圧制御用ソレノイド71aに圧信号を
出力して、計算されたライン圧をリニアソレノイド圧に
より制御するステップであり、S14は、レシオ制御用
ソレノイド77aに信号を出力して、変速するための変
速圧をソレノイド圧により制御するステップであり、S
15は、Lo−Hiモード切換え用ソレノイド76cに
信号を出力して、ローモードとハイモードのクラッチ切
換をソレノイドにより制御するステップであり、S16
は、電子スロットルシステム109に信号を出力して、
目標スロットル開度信号を出力し、電子スロットルの開
度制御を行うステップである。Further, S12 is a step for performing the shift control in the low mode described above. However, when the forced off-up flag determined in step S11-4 described later is turned on, the shift speed is set to the maximum and upshifting is performed. S13 is a step of outputting a pressure signal to the hydraulic control solenoid 71a to control the calculated line pressure by the linear solenoid pressure, and S14 is a step of outputting a signal to the ratio control solenoid 77a to shift gears. Is a step for controlling the shift pressure of the solenoid by the solenoid pressure.
Reference numeral 15 is a step of outputting a signal to the Lo-Hi mode switching solenoid 76c to control the clutch switching between the low mode and the high mode by the solenoid.
Outputs a signal to the electronic throttle system 109,
In this step, a target throttle opening signal is output to control the opening of the electronic throttle.
【0087】また、S17は、後述する停止時からの発
進制御サブルーチンであり、S18は、ハイモード時の
目標スロットル開度θ* を算出するステップであり、S
19は、前述したハイモード時の変速制御を行うステッ
プである。Further, S17 is a start-up control subroutine from after-mentioned stop, and S18 is a step for calculating a target throttle opening degree θ * in the high mode,
Reference numeral 19 is a step for performing the shift control in the high mode described above.
【0088】ついで、図16に示すフローチャート及び
図17、図18、図19に示すタイムチャートに沿っ
て、本発明の特徴部分である前記コースト回避制御につ
いて説明する。即ち、車速Vが最低速Vmin より高く、
所定走行状態にあり、かつプーリ比IP がコースト状態
による伝動不具合を生ずる可能性のある所定領域内にあ
り(IP <B)、そしてアクセルオフでエンジントルク
Teが所定最低エンジントルクTemin より小さい場
合、該コースト回避制御が作動する。まず、現在のエン
ジン回転数から、図20に示すマップにより電子スロッ
トルシステム109による目標スロットル開度θ* を算
出し、前記ステップS7により設定された目標スロット
ル開度に対して再設定する(S11−1)。そして、ブ
レーキスイッチ98により、ブレーキが作動されている
か判断する。Next, the coast avoidance control, which is a characteristic part of the present invention, will be described with reference to the flowchart shown in FIG. 16 and the time charts shown in FIGS. 17, 18, and 19. That is, the vehicle speed V is higher than the minimum speed V min ,
The vehicle is in a predetermined traveling state, and the pulley ratio I P is within a predetermined region where transmission failure due to the coast state may occur (I P <B), and when the accelerator is off, the engine torque Te is lower than the predetermined minimum engine torque Te min . If it is smaller, the coast avoidance control is activated. First, from the current engine speed, the target throttle opening θ * by the electronic throttle system 109 is calculated from the map shown in FIG. 20, and is reset to the target throttle opening set in step S7 (S11- 1). Then, it is determined by the brake switch 98 whether the brake is operated.
【0089】ブレーキオンの場合、前述したN制御が作
動する(S11−5)。図17は、ブレーキオン時の変
速及びエンジン制御のタイムチャートである。まず、C
VT11がGN点(例えば0.692)にあってエンジ
ンがアイドリング状態にある車輌停止状態において、ス
ロットルペダルを踏むと、後述する発進制御が行なわ
れ、電子スロットルシステム109によりエンジンスロ
ットル開度が制御されてエンジン出力トルクが増加し、
これにより前述した前進方向のクリープトルクが発生し
て車輌が前進すると共に、CVT11がU/D方向に変
速して加速する。そして、渋滞等によりプーリ比が所定
範囲内(IP <B)にてアクセルペダルを離し、かつブ
レーキペダルを踏むとニュートラル(N)制御開始状態
となる。When the brake is on, the above-mentioned N control is activated (S11-5). FIG. 17 is a time chart of gear change and engine control when the brake is turned on. First, C
When the VT 11 is at the GN point (eg, 0.692) and the engine is idling and the vehicle is stopped, depressing the throttle pedal performs the start control described later, and the electronic throttle system 109 controls the engine throttle opening. Engine output torque increases,
As a result, the above-mentioned forward creep torque is generated to move the vehicle forward, and the CVT 11 shifts in the U / D direction and accelerates. When the pulley ratio is within a predetermined range ( IP <B) due to traffic congestion or the like, and the accelerator pedal is released and the brake pedal is depressed, the neutral (N) control starts.
【0090】該N制御では、図1及び図12に示すセカ
ンダリ側第2の油圧室59の油圧が解放され、また図1
3に示すセカンダリ側油圧室126にローレギュレータ
バルブ712 からの低圧が供給されて、両プーリ7,9
に同じ油圧が供給される。同時に、電子スロットルシス
テムによりエンジンスロットル開度θ* が制御され、エ
ンジンが所定の低トルクTE min を出力して、CVT1
1に該トルクが入力される。これにより、前述したよう
に、CVT11は、比較的速い速度でGN点に向って収
束する。In the N control, the hydraulic pressure in the secondary side second hydraulic chamber 59 shown in FIGS. 1 and 12 is released, and
Low pressure from the low regulator valve 71 2 is supplied to the secondary side hydraulic chamber 126 shown in FIG.
The same hydraulic pressure is supplied to. At the same time, the engine throttle opening θ * is controlled by the electronic throttle system, the engine outputs a predetermined low torque T E min , and the CVT1
The torque is input to 1. Thereby, as described above, the CVT 11 converges toward the GN point at a relatively high speed.
【0091】この際、インプット回転センサ91により
入力軸の回転数が検知され、電子制御システムによりス
ロットル開度θ* が、前記図20に示すマップに基づい
て制御される。即ち、車輪からエンジン方向にトルクが
伝達されるコースト状態とならないように、かつ前記N
制御の収束力が負の値とならないように、所定エンジン
トルクが出力するように制御される。At this time, the input rotation sensor 91 detects the number of rotations of the input shaft, and the electronic control system controls the throttle opening θ * based on the map shown in FIG. That is, the coast state in which torque is transmitted from the wheels toward the engine is prevented, and the above N
The control is controlled so that a predetermined engine torque is output so that the control convergence force does not have a negative value.
【0092】そして、車速の低下に対応して、CVT1
1がO/D(ダウンシフト)方向へ変速することによ
り、スロットル開度θ* も徐々に低下し、エンジン回転
数が一定の低トルクTE min を出力する設定エンジン回
転数Neになると、スロットル開度θ* は、該設定回転
数NE 及び所定トルクTE min となる位置に保持される
(θ* 一定)。該所定トルクTE min が保持された状態
で、CVT11はGN点に向って自動的に収束し、該G
N点に至った状態で車輌が停止する。Then, in response to the decrease in vehicle speed, CVT1
1 shifts in the O / D (downshift) direction, the throttle opening θ * also gradually decreases, and when the engine speed reaches a set engine speed Ne that outputs a constant low torque T E min , the throttle The opening degree θ * is held at a position where the set rotational speed N E and the predetermined torque T E min are obtained (θ * is constant). With the predetermined torque T E min maintained, the CVT 11 automatically converges toward the GN point,
The vehicle stops at the point N.
【0093】ついで、ブレーキペダルが踏まれていない
オフ状態にある場合、N制御(S11−5)にてセット
されたN制御中フラグがリセットされ(S11−3)、
そして強制オフアップフラグがオンされる(S11−
4)。この状態を、図18、図19示すタイムチャート
に沿って説明する。なお、アクセルオフまでの発進制御
にあっては、後述すると共に前記図17と同様なのでこ
こでの説明を省略する。Next, when the brake pedal is not depressed and is in the off state, the N control flag set in the N control (S11-5) is reset (S11-3),
Then, the compulsory off-up flag is turned on (S11-
4). This state will be described with reference to the time charts shown in FIGS. The start control until the accelerator is turned off will be described later and is the same as that shown in FIG.
【0094】図18に示すように、アクセルオフする
と、レシオ制御用ソレノイド72aに信号が出力され、
レシオソレノイドバルブ72は最大出力状態となり、セ
カンダリ側の第2の油圧室59(図1及び図12)又は
セカンダリ側油圧室126(図13)に供給される。こ
れにより、CVT11は、最高速にてU/D(アップシ
フト)方向に変速され、前記所定プーリ比B(伝達効率
によるスムーズなトルク伝達の阻害及び大きなギヤ比に
よる大きなエンジンブレーキの作用(コースト状態によ
る伝動不具合)が生ずる可能性のある領域)から素早く
脱出される。As shown in FIG. 18, when the accelerator is turned off, a signal is output to the ratio controlling solenoid 72a,
The ratio solenoid valve 72 is in the maximum output state and is supplied to the second hydraulic chamber 59 on the secondary side (FIGS. 1 and 12) or the secondary hydraulic chamber 126 (FIG. 13). As a result, the CVT 11 is shifted in the U / D (upshift) direction at the highest speed, and the predetermined pulley ratio B (blocking smooth torque transmission due to transmission efficiency and large engine braking action due to large gear ratio (coast state) It is quickly escaped from the area where (transmission failure due to) may occur.
【0095】この際、電子制御システムによりエンジン
スロットル開度θ* は、エンジン出力が一定トルクTE
min を出力するように、制御される。この状態では、ア
クセルオフでかつブレーキオフの状態にあって、車輌は
惰性により走行しているが、前記CVT11のアップシ
フトにより入力軸3の回転数は急速に低下し、これに合
せてスロットル開度θ* も低下する。そして、CVT1
1が前記コースト状態による伝動不具合を生ずる可能性
のあるプーリ比B以上になると、前記コースト回避制御
が解除されて、通常のローモード変速制御(Sl2)と
なり、同時にスロットル開度はアイドル状態となる。At this time, the engine throttle opening θ * is controlled by the electronic control system so that the engine output is constant torque T E.
It is controlled to output min . In this state, the accelerator is off and the brake is off, and the vehicle is running by inertia, but the upshift of the CVT 11 causes the rotation speed of the input shaft 3 to rapidly decrease, and the throttle opening accordingly. The degree θ * also decreases. And CVT1
When 1 becomes equal to or higher than the pulley ratio B which may cause a transmission failure due to the coast state, the coast avoidance control is canceled and the normal low mode shift control (S12) is performed, and at the same time, the throttle opening becomes idle. .
【0096】一方、図19に示すように、ブレーキオフ
時のコースト回避制御にあって、前記CVTllの最速
アップシフトによる入力軸3の回転数低下に伴い、スロ
ットル開度が、エンジン最低回転数Nemin 、即ちそれ
以上低下するとエンジンストップする回転数(例えば6
00rpm)となると、エンジン出力トルクを一定低ト
ルクTE min 維持しつつ、前記エンジン回転数が最低回
転数Neminを保持するようにスロットル開度が一定
状態に保持される。同時に、CVTllは、ローモード
変速制御により、車輌の惰性走行に伴う減速に見合う分
アップシフト方向に徐々に変速するように制御され、そ
してCVTのプーリ比が前記コースト状態による伝動不
具合を生ずる可能性のあるプーリ比Bを越えた時点で、
スロットル開度はアイドル状態となる。On the other hand, as shown in FIG. 19, in the coast avoidance control when the brake is off, the throttle opening degree is changed to the engine minimum rotation speed Ne as the rotation speed of the input shaft 3 is decreased by the fastest upshift of the CVTll. min , that is, the engine speed will be stopped if it decreases more (eg 6
00 rpm), the throttle opening is maintained in a constant state so that the engine output torque is maintained at a constant low torque T E min and the engine speed is maintained at the minimum engine speed Nemin. At the same time, the CVTll is controlled by the low-mode shift control so as to gradually shift in the upshift direction by an amount commensurate with the deceleration accompanying the coasting of the vehicle, and the pulley ratio of the CVT may cause a transmission failure due to the coast state. When the pulley ratio B is exceeded,
The throttle opening becomes idle.
【0097】なお、上記コースト回避制御の説明は、D
レンジにあって、車輌が前進状態にある場合について説
明したが、Rレンジあって、車輌が後進状態にある場合
も、CVTllのGN点からO/D側にある所定値に、
伝達効率によるスムーズな伝達の阻害及び大きなギヤ比
による大きなエンジンブレーキの作用(コースト状態に
よる伝動不具合)を生ずる可能性のある値が存在し、該
所定値以内のプーリ比にあって、かつアクセルぺダルが
非操作あるいはエンジン出力トルクがTE min以下の場
合、同様にコースト回避制御が行なわれる。The description of the coast avoidance control is given in D
Although the case where the vehicle is in the range and is in the forward drive state has been described, even when the vehicle is in the reverse drive state with the R range, the predetermined value on the O / D side from the GN point of the CVTll,
There is a value that may cause a smooth transmission hindrance due to the transmission efficiency and a large engine braking action due to a large gear ratio (transmission failure due to the coast state), and the pulley ratio within the predetermined value and the accelerator pedal When the dull is not operated or the engine output torque is T E min or less, the coast avoidance control is similarly performed.
【0098】ついで、図21のフローチャート及び図2
2のタイムチャートに沿って、ステップSl7(図1
5)の発進制御について説明する。まず、車速Vが設定
最低速Vmin を下回ったので、N制御中フラグがリセッ
トされ(Sl7−1)、そして、アイドルスイッチ99
によりスロットル開度がアイドル状態にあるか判断され
る。アイドル状態にある場合は、前記ニュートラル
(N)制御となって、更にブレーキぺダルスイッチ98
によりブレーキオンか否かが判断される(Sl7−1
0)。Next, the flowchart of FIG. 21 and FIG.
Step S17 (see FIG. 1)
The start control of 5) will be described. First, since the vehicle speed V has fallen below the set minimum speed V min , the N control flag is reset (S17-1), and the idle switch 99
Determines whether the throttle opening is in the idle state. When in the idle state, the neutral (N) control is performed and the brake pedal switch 98 is further activated.
Determines whether the brake is on (S17-1).
0).
【0099】図22に示すように、車輌停止時は、CV
Tllのプーリ比IP はGN点にあり、かつブレーキB
rkがON(作動)状態にあり、そしてスロットル開度θ
はアイドル状態にあって、プライマリ及びセカンダリの
両プーリに作用する油圧差ΔPは、前記車輌を移動する
ことのない最低値Pmin にあり(Sl7−11)、かつ
エンジン目標回転数Ne * は所定の最低値(アイドル回
転数)にある。この状態から、A点に示すように、ブレ
ーキペダルBrkを離してOFF(解放)状態になると、
セカンダリプーリ(駆動)側の第2の油圧室59(図1
及び図12)また油圧室126(図13)に所定油圧が
供給されて、両プーリに作用する油圧差ΔPが前述した
Pcとなり、該油圧差に基づく両プーリに作用する軸力
差により所定クリープ力が発生する(Sl7−12)。As shown in FIG. 22, when the vehicle is stopped, CV
The pulley ratio I P of Tll is at the GN point and the brake B is
rk is ON (actuated), and throttle opening θ
Is in the idle state, the hydraulic pressure difference ΔP acting on both the primary and secondary pulleys is at the minimum value P min that does not move the vehicle (S17-11), and the target engine speed N e * is It is at a predetermined minimum value (idle speed). From this state, as shown at point A, when the brake pedal B rk is released to become the OFF (release) state,
The second hydraulic chamber 59 (see FIG. 1) on the secondary pulley (drive) side.
12) Further, a predetermined hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber 126 (FIG. 13), and the hydraulic pressure difference ΔP acting on both pulleys becomes the above-mentioned Pc, and the predetermined creep is caused by the axial force difference acting on both pulleys based on the hydraulic pressure difference. A force is generated (S17-12).
【0100】そして、B点に示すように、運転者がアク
セル(スロットル)ペダルを踏んで、車輌発進を意図す
るが、後述するように通常の自動変速機(A/T)のト
ルクコンバータ特性と同様に、スロットルペダルの踏み
量に応じてストールトルクが高くなるような特性を現出
すべく、エンジンの所定目標回転数Nei * が設定され
(S17−3)、該目標回転数になるように、スロット
ル開度θ* が再設定される(S17−4)。この際、本
自動無段変速機1は、GN点近傍にあってはトルク循環
による大きなトルクが発生するため、ベルト等の許容ト
ルクの制限により、エンジン出力トルクを大幅に規制す
る必要がある。従って、アクセルペダル(アクセル操作
手段)の踏み量θdに対し、制御部からの電子スロット
ル制御手段Qの指令により実際のスロットル開度θ* は
低開度に保持される。そして、セカンダリプーリ側の第
2の油圧室(図1及び図12図)又は油圧室126(図
13)への油圧が高められ、前記図11の右方向になる
ように両プーリの差圧ΔPをセットする(S17−
5)。As shown at point B, the driver intends to start the vehicle by depressing the accelerator (throttle) pedal. However, as will be described later, the torque converter characteristics of a normal automatic transmission (A / T) are Similarly, a predetermined target engine speed N ei * of the engine is set (S17-3) so that a characteristic that the stall torque increases according to the amount of depression of the throttle pedal is set (S17-3), and the target engine speed is reached. , The throttle opening θ * is reset (S17-4). At this time, in the automatic continuously variable transmission 1, a large torque is generated due to the torque circulation in the vicinity of the GN point. Therefore, it is necessary to significantly restrict the engine output torque by limiting the allowable torque of the belt or the like. Therefore, the actual throttle opening degree θ * is maintained at a low opening degree in response to a command from the electronic throttle control means Q from the control unit with respect to the depression amount θd of the accelerator pedal (accelerator operation means). Then, the hydraulic pressure to the second hydraulic chamber (FIGS. 1 and 12) or the hydraulic chamber 126 (FIG. 13) on the secondary pulley side is increased, and the differential pressure ΔP of both pulleys is set to the right in FIG. 11. Is set (S17-
5).
【0101】上記発進制御において、CVT11は、ギ
ヤニュートラル(GN)位置近傍にあって、図4に示す
ように無段変速装置1の出力トルクは大幅に増幅してい
るため、CVTのベルト10等の許容トルクにより規制
されて無段変速機の入力トルク即ちエンジンの出力トル
クTeは、図24に示すように、プーリ比に応じて制限
される。即ち、プーリ比IP が0.9より大きい場合
は、上記出力トルクの増幅は大きくなく上記制限を必要
としないが、発進時のGN点近傍では、大幅に制限さ
れ、電子スロットル制御手段Qによる目標スロットル開
度の最大値θ* maxは例えば2〜3%に制限される。こ
のようにして、図24に示すように、プーリ比から最大
スロットル開度θ* maxが定まる。In the starting control, the CVT 11 is near the gear neutral (GN) position and the output torque of the continuously variable transmission 1 is greatly amplified as shown in FIG. 24, the input torque of the continuously variable transmission, that is, the output torque Te of the engine is restricted in accordance with the pulley ratio, as shown in FIG. That is, when the pulley ratio I P is larger than 0.9, the above output torque is not greatly amplified and the above restriction is not required, but it is significantly restricted in the vicinity of the GN point at the time of starting, and the electronic throttle control means Q The maximum value θ * max of the target throttle opening is limited to 2-3%, for example. In this way, as shown in FIG. 24, the maximum throttle opening θ * max is determined from the pulley ratio.
【0102】また、図24に示すように、運転者は、ア
クセルペダルの踏み量(操作量)により加速度等をコン
トロールするが、該アクセルペダル操作量θdが100
%である際の上記最大目標スロットル開度θ* maxに対し
て、それぞれドライバ操作スロットル開度θdの前記フ
ルスロットル(100%)に対する割合(例えば50
%、20%)に応じて各プーリ比における目標スロット
ル開度θ* が設定される。即ち、図25に示すように、
プーリ比に基づく最大目標スロットル開度θ* maxに対し
て、ドライバ操作スロットル開度θdを乗じて目標スロ
ットル開度θ* が設定される。また、設定された目標ス
ロットル開度θ* 上の最大トルクがエンジン出力トルク
Teとして決定される。Further, as shown in FIG. 24, the driver controls acceleration and the like by the depression amount (operation amount) of the accelerator pedal, and the accelerator pedal operation amount θd is 100.
% Of the above-mentioned maximum target throttle opening θ * max to the full throttle (100%) of the driver operation throttle opening θd (for example, 50%).
%, 20%), the target throttle opening degree θ * at each pulley ratio is set. That is, as shown in FIG.
The target throttle opening θ * is set by multiplying the driver operation throttle opening θd with the maximum target throttle opening θ * max based on the pulley ratio. Further, the maximum torque on the set target throttle opening θ * is determined as the engine output torque Te.
【0103】上述したようにスロットル開度が極低開度
にある場合、スロットル開度をパラメータとしたエンジ
ントルク−回転数からなるエンジン出力特性の等スロッ
トル線は右下がりとなる。即ち、スロットル開度を極低
開度で一定に保持する場合、エンジン回転数の上昇に伴
いエンジントルクが低下する傾向にある。As described above, when the throttle opening is extremely low, the equal throttle line of the engine output characteristic consisting of engine torque-rotational speed with the throttle opening as a parameter is sloping downward. That is, when the throttle opening is kept constant at an extremely low opening, the engine torque tends to decrease as the engine speed increases.
【0104】通常の走行状態(ローモード、ハイモー
ド)にあっては、運転者のブレーキ操作や走行抵抗の急
変等の負荷変動によりエンジン回転数が変動するため、
該当する目標スロットル開度θ* における等スロットル
線上の最大トルクを考慮する必要があるが、発進制御に
おけるストール状態では、上記走行抵抗変化等の外乱的
影響を受けることがなく、エンジンの負荷は無段変速機
の制御により決定される。従って、ドライバ操作スロッ
トル開度θdに基づく発進時(ストール時)のエンジン
目標回転数Nei * が図23に示すマップにより求められ
(S17−3)、該エンジン目標回転数Nei * と、上記
設定されたエンジン出力トルクTeとから、エンジン出
力特性のマップにより目標スロットル開度θ* が更新
(再設定S17−4)されると共に、前記決定されたエ
ンジン出力トルクTeに応じてCVTの両プーリの油圧
差圧ΔPが設定されて(S17−5)、エンジン回転数
が目標値になるようにエンジン負荷が制御される(エン
ジン負荷制御手段R)。In a normal running state (low mode, high mode), the engine speed fluctuates due to a load change such as a driver's brake operation or a sudden change in running resistance.
It is necessary to consider the maximum torque on the equal throttle line at the corresponding target throttle opening θ *, but in the stall state of the start control, there is no disturbance effect such as the above-mentioned running resistance change and no engine load. It is determined by the control of the transmission. Therefore, the engine target speed N ei * at the time of start (stall) based on the driver operation throttle opening θd is obtained from the map shown in FIG. 23 (S17-3), and the engine target speed N ei * and the above From the set engine output torque Te, the target throttle opening θ * is updated (reset S17-4) by the map of the engine output characteristic, and the CVT pulleys are set according to the determined engine output torque Te. Is set (S17-5), and the engine load is controlled so that the engine speed becomes the target value (engine load control means R).
【0105】そして、図21に示すように、現在のエン
ジン回転数Ne が、発進制御の目標回転数Nei* に所
定値dを加算した値より大きい場合(Ne >Nei * +
d)(S17−6)、セカンダリ側が大となっている前
記差圧ΔPがより大となるように制御して、CVT11
をU/D方向に付勢する(実際はGN点にある)ことに
よりエンジン負荷を増大してエンジン回転数Neを下げ
る(S17−7)。また、前記Ne >Nei * +dでない
場合、現在のエンジン回転数Neが、発進制御目標回転
数Nei * に所定値dを減算した値と比較され(S17−
8)、Ne >Nei−dの場合、即ち現在のエンジン回転
数Ne が目標回転数範囲にある場合そのまま維持され、
Ne <Nei−dにある場合、前記セカンダリ側が大とな
っている前記差圧ΔPが小さくなるように制御して、C
VT11をO/D方向に付勢する(実際はGN点にあ
る)ことによりエンジンの負荷を減少してエンジン回転
数Neを上げる(S17−9)。即ち、エンジン負荷制
御手段Rにより、両油圧アクチュエータの圧力差が制御
されて、エンジンの回転数が目標回転数になるように、
エンジンに作用する負荷を変更する。Then, as shown in FIG. 21, when the current engine speed N e is larger than the value obtained by adding a predetermined value d to the target speed Nei * for start control (N e > N ei * +)
d) (S17-6), control is performed so that the differential pressure ΔP, which is large on the secondary side, becomes larger, and CVT11
Is urged in the U / D direction (actually at the GN point) to increase the engine load and lower the engine speed Ne (S17-7). If N e > N ei * + d is not satisfied, the current engine speed Ne is compared with a value obtained by subtracting the predetermined value d from the start control target speed N ei * (S17-
8), if N e > N ei −d, that is, if the current engine speed N e is within the target speed range, it is maintained as it is,
When N e <N ei −d, the differential pressure ΔP that is large on the secondary side is controlled to be small, and C
The VT11 biasing the O / D direction (actually in GN point) decreases the load of the engine by increasing the engine speed N e (S17-9). That is, the engine load control means R controls the pressure difference between the two hydraulic actuators so that the engine speed becomes the target speed.
Change the load on the engine.
【0106】電子スロットル制御手段Qによりスロット
ル開度を制御すると共に、エンジン負荷制御手段Rによ
りエンジン負荷を制御することにより、エンジン出力ト
ルクTe及びエンジン回転数Neiを任意に設定すること
ができ、アクセルペダルを踏込むと、それに応じてエン
ジン回転数が高くなり、かつ変速機の入力トルクが大き
くなるようにして、従来のトルクコンバータと同様な特
性を得ることができる。なお、エンジン出力トルク及び
エンジン回転数をそれぞれ任意に設定できるので、上記
トルクコンバータの特性に限らず、電磁クラッチ又はマ
ニュアルクラッチ等の他の発進装置の特性をも自由に設
定することができる。By controlling the throttle opening by the electronic throttle control means Q and controlling the engine load by the engine load control means R, the engine output torque Te and the engine speed N ei can be set arbitrarily. When the accelerator pedal is stepped on, the engine speed increases and the input torque of the transmission increases accordingly, and the same characteristics as those of the conventional torque converter can be obtained. Since the engine output torque and the engine speed can be arbitrarily set, not only the characteristics of the torque converter but also the characteristics of another starting device such as an electromagnetic clutch or a manual clutch can be freely set.
【0107】上記設定されたエンジン回転数及びエンジ
ン出力特性(ストール特性)及び上記クリープトルクに
より、車輌は発進する。これにより、図22に示すよう
に、CVT11のプーリ比IP がU/D方向に僅かに変
更されて、車速が所定の低速値Vmin になると、C点に
示すように、上述した発進制御から通常変速制御に移行
され、エンジン回転数は、該通常時の目標回転数Ne *に
設定される。即ち、図23に示すように、前記ストール
トルクを発生するため発進時制御にあっては、エンジン
回転数Ne はNei * に示すように各スロットル開度θd
に対して低く抑えられ、通常変速制御にあっては、最大
出力特性Nep * 又は最良燃費特性Nee *に基づきエンジ
ン回転数Ne が制御される。また、この状態でCVT1
1のプーリ比はU/D方向に変速され、車速Vは増加す
る。The vehicle starts based on the set engine speed, engine output characteristic (stall characteristic) and creep torque. As a result, as shown in FIG. 22, when the pulley ratio I P of the CVT 11 is slightly changed in the U / D direction and the vehicle speed reaches the predetermined low speed value V min , the above-described start control is performed as indicated by point C. Is shifted to the normal shift control, and the engine speed is set to the target speed N e * at the normal time. That is, as shown in FIG. 23, in starting control for generating the stall torque, the engine speed N e is the throttle opening θd as shown by N ei *.
The engine speed N e is controlled based on the maximum output characteristic N ep * or the best fuel consumption characteristic N ee * in the normal shift control. In this state, CVT1
The pulley ratio of 1 is shifted in the U / D direction, and the vehicle speed V is increased.
【0108】そして、D点に示すように、CVTのプー
リ比がおよそ1.0になると、前述したベルト等の無段
変速機に過大なトルクが作用することを防止するための
電子スロットル制御手段によるスロットル開度θ* の制
御が解除され、運転者によるスロットルペダルの踏み量
θdに一致する。Then, as shown at the point D, when the pulley ratio of the CVT becomes about 1.0, the electronic throttle control means for preventing the excessive torque from acting on the continuously variable transmission such as the belt described above. The control of the throttle opening θ * due to is released, and it corresponds to the amount of depression θd of the throttle pedal by the driver.
【0109】なお、上記説明は、シフトレバーがDレン
ジにある前進方向への発進について述べているが、シフ
トレバーがRレンジに位置して後進方向に発進する場
合、プライマリプーリ側の第2の油圧室57(図1及び
図12)又は油圧室125(図13)に所定油圧が供給
され、図11における後退保障圧油圧誤差範囲となり、
同様なクリープ力が後進方向に向けて発生する。この点
を除いて、図22に示す作動と同じである。In the above description, the shift lever is in the D range and is started in the forward direction. However, when the shift lever is in the R range and is started in the reverse direction, the second shift on the primary pulley side is performed. A predetermined oil pressure is supplied to the oil pressure chamber 57 (FIGS. 1 and 12) or the oil pressure chamber 125 (FIG. 13), which is within the backward movement guarantee hydraulic pressure error range in FIG. 11.
A similar creep force is generated in the reverse direction. Except for this point, the operation is the same as that shown in FIG.
【0110】なお、上記実施の形態は、ベルト式無段変
速装置を用いたが、これに限らず、トロイダル式等の他
の無段変速装置を用いたものにも同様に適用し得る。Although the above-described embodiment uses the belt type continuously variable transmission, the present invention is not limited to this, and can be similarly applied to those using other continuously variable transmissions such as a toroidal type.
【図1】本発明に係る無段変速機を示す正面断面図。FIG. 1 is a front sectional view showing a continuously variable transmission according to the present invention.
【図2】その速度線図。FIG. 2 is a velocity diagram thereof.
【図3】各クラッチの係合状態を示す図。FIG. 3 is a diagram showing an engaged state of each clutch.
【図4】そのベルト式無段変速装置(CVT)のトルク
比に関する出力トルクの変化を示す図。FIG. 4 is a diagram showing a change in output torque with respect to a torque ratio of the belt type continuously variable transmission (CVT).
【図5】そのCVTのトルク比に関する出力回転数の変
化を示す図。FIG. 5 is a diagram showing a change in output rotation speed with respect to the CVT torque ratio.
【図6】本発明に係る無段変速機に適用し得る油圧制御
機構を示す図。FIG. 6 is a diagram showing a hydraulic control mechanism applicable to the continuously variable transmission according to the present invention.
【図7】その電気制御機構を示すブロック図。FIG. 7 is a block diagram showing the electric control mechanism.
【図8】各プーリ比における入力トルクと収束力との関
係を示す図。FIG. 8 is a diagram showing a relationship between an input torque and a convergence force at each pulley ratio.
【図9】入力トルク制御によるN制御時のGN点への収
束メカニズムを説明するための図。FIG. 9 is a diagram for explaining a mechanism of convergence to a GN point during N control by input torque control.
【図10】クリープトルクを発生するメカニズムを説明
するための図。FIG. 10 is a diagram for explaining a mechanism for generating creep torque.
【図11】クリープ時のトルク増幅比と両プーリの軸力
差及び油圧差圧の関係を示す図。FIG. 11 is a diagram showing the relationship between the torque amplification ratio during creep, the axial force difference between both pulleys, and the hydraulic pressure differential.
【図12】有効受圧面積を変えた無段変速機を示す正面
断面図。FIG. 12 is a front sectional view showing a continuously variable transmission in which the effective pressure receiving area is changed.
【図13】他の実施の形態による無段変速機を示す正面
断面図。FIG. 13 is a front sectional view showing a continuously variable transmission according to another embodiment.
【図14】その油圧制御機構を示す図。FIG. 14 is a diagram showing the hydraulic control mechanism.
【図15】本発明に係る無段変速機の制御を示すメイン
フローチャート。FIG. 15 is a main flowchart showing control of the continuously variable transmission according to the present invention.
【図16】そのコースト回避制御のサブルーチンを示す
フローチャート。FIG. 16 is a flowchart showing a subroutine of coast avoidance control.
【図17】コースト回避制御のブレーキオン時のタイム
チャート。FIG. 17 is a time chart at the time of braking on the coast avoidance control.
【図18】コースト回避制御のブレーキオフ時のタイム
チャート。FIG. 18 is a time chart when the brake is off in the coast avoidance control.
【図19】コースト回避制御のブレーキオフ時の異なる
タイムチャート。FIG. 19 is a different time chart at the time of braking off the coast avoidance control.
【図20】エンジン回転数に対する電子スロットル目標
開度のマップを示す図。FIG. 20 is a diagram showing a map of an electronic throttle target opening degree with respect to an engine speed.
【図21】発進制御のサブルーチンを示すフローチャー
ト。FIG. 21 is a flowchart showing a start control subroutine.
【図22】そのタイムチャート。FIG. 22 is a time chart thereof.
【図23】各状態における目標エンジン回転数を示す
図。FIG. 23 is a diagram showing a target engine speed in each state.
【図24】各プーリ比における入力トルク限界を示す
図。FIG. 24 is a diagram showing an input torque limit at each pulley ratio.
【図25】ストール時の目標スロットル開度θ* を決定
するプロセスを示す図。FIG. 25 is a diagram showing a process of determining a target throttle opening θ * at the time of stall.
1 無段変速機
2 動力源(エンジン)出力軸(クランクシャフ
ト)
3 入力軸(第1軸)
5 車軸(第3軸、前車軸)
6 出力軸(第4軸、カウンタ軸)
7 第1の回転部材(プライマリプーリ)
7c,7e 変速操作手段(油圧アクチュエータ)
9 第2の回転部材(セカンダリプーリ)
9c,9d,9e 変速操作手段(油圧アクチュエ
ータ)
10 ベルト
16 定速伝動装置
19 (シンプル)プラネタリギヤ
19c 第1の回転要素(キャリヤ)
19s 第2の回転要素(サンギヤ)
19r 第3の回転要素(リングギヤ)
55,57,125 第1の(プライマリ)プーリの
油圧室
56,59,126 第2の(セカンダリ)プーリの
油圧室
CL クラッチ(ロークラッチ)
90 制御部
91〜102 検出手段
109 電子スロットルシステム
Q 電子スロットル制御手段
R エンジン負荷制御手段1 continuously variable transmission 2 power source (engine) output shaft (crankshaft) 3 input shaft (first shaft) 5 axle (third shaft, front axle) 6 output shaft (fourth shaft, counter shaft) 7 first Rotating member (primary pulley) 7c, 7e Shift operating means (hydraulic actuator) 9 Second rotating member (secondary pulley) 9c, 9d, 9e Shift operating means (hydraulic actuator) 10 Belt 16 Constant speed transmission device 19 (simple) planetary gear 19c 1st rotary element (carrier) 19s 2nd rotary element (sun gear) 19r 3rd rotary element (ring gear) 55, 57, 125 1st (primary) pulley hydraulic chamber 56, 59, 126 2nd (secondary) pressure chamber C L clutch (low clutch) of the pulley 90 the control unit 91 to 102 detecting means 109 electronic throttle system Q electrostatic Throttle control means R engine load control means
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.7 識別記号 FI F02D 41/14 320 F02D 41/14 320A F16H 9/00 F16H 9/00 E 37/02 37/02 R 61/04 61/04 // F16H 59:18 59:18 (72)発明者 榊原 史郎 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 犬塚 武 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 服部 雅士 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (56)参考文献 特開 平8−261303(JP,A) 特開 平10−115357(JP,A) 特開 平1−215635(JP,A) 特開 昭64−44346(JP,A) 特開 平6−249329(JP,A) 特開 平9−166215(JP,A) 特開 平6−331000(JP,A) (58)調査した分野(Int.Cl.7,DB名) F02D 29/00 - 29/06 B60K 41/00 - 41/28 F16H ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continued Front Page (51) Int.Cl. 7 Identification Code FI F02D 41/14 320 F02D 41/14 320A F16H 9/00 F16H 9/00 E 37/02 37/02 R 61/04 61/04 // F16H 59:18 59:18 (72) Inventor Shiro Sakakibara 10 Takane, Fujii-cho, Anjo-shi, Aichi Prefecture Aisin AW Co., Ltd. (72) Inventor Takeshi Inuzuka 10 Takane, Fujii-cho, Aichi-shi Aisin AW Co., Ltd. (72) Inventor Masashi Hattori 10 Takane, Fujii-cho, Anjo City, Aichi Prefecture Aisin AW Co., Ltd. (56) Reference JP-A-8-261303 (JP, A) JP 10-115357 (JP, A) JP 1-215635 (JP, A) JP 64-44346 (JP, A) JP 6-249329 (JP, A) JP 9-166215 (JP, A) Flat 6-331000 (JP, A) (58) Fields investigated (Int.Cl. 7 , DB name) F02D 29/00-29/06 B60K 41/00-41/28 F16H
Claims (4)
及びこれら第1及び第2の両回転部材の回転比を変更す
る変速操作手段を有する無段変速装置と、 少なくとも第1、第2及び第3の回転要素を有し、前記
無段変速装置の回転比の変更に基づき、前記両回転部材
間でトルク伝達方向が変更されると共に、前記出力部材
の出力トルク方向が変更されるように、前記第1の回転
要素を前記入力軸に、前記第2の回転要素を前記第2の
回転部材に、前記第3の回転要素を前記出力部材にそれ
ぞれ連動してなるプラネタリギヤと、 を備えてなる無段変速機において、 前記出力部材の回転が0となるニュートラル位置からの
発進時において、前記エンジンの出力トルクが、前記無
段変速装置の回転比に応じて設定される制限トルク内と
なるスロットル開度内で、該エンジンの回転数が、該エ
ンジンを人為操作するアクセル操作手段の操作量に応じ
た目標回転数になるように前記スロットル開度を制御す
る電子スロットル制御手段と、 該電子スロットル制御手段によるエンジンの出力トルク
に応じて、前記無段変速装置に、前記ニュートラル位置
から所定量ずれるような付勢力が作用するように前記変
速操作手段を制御するエンジン負荷制御手段と、を備え
てなる、 ことを特徴とする無段変速機。1. An input shaft that interlocks with an output shaft of an engine, an output member that interlocks with wheels, a first rotating member, a second rotating member that interlocks with the input shaft, and both the first and second rotating members. A continuously variable transmission having a speed change operation means for changing the rotation ratio of the rotating member; and at least first, second, and third rotating elements, and based on the change of the rotation ratio of the continuously variable transmission, The first rotating element is used as the input shaft and the second rotating element is used as the second rotating element so that the torque transmission direction is changed between the rotating members and the output torque direction of the output member is changed. In a continuously variable transmission comprising: a rotating member, a planetary gear in which the third rotating element is interlocked with the output member, and a start-up from a neutral position where the rotation of the output member is 0, Output of the engine When the torque is within the throttle opening that is within the limit torque set according to the rotation ratio of the continuously variable transmission, the rotation speed of the engine depends on the operation amount of the accelerator operation means for manually operating the engine. An electronic throttle control means for controlling the throttle opening so as to achieve a target rotation speed, and a continuously variable transmission that is displaced from the neutral position by a predetermined amount according to the output torque of the engine by the electronic throttle control means. A continuously variable transmission, comprising: an engine load control unit that controls the shift operation unit so that an urging force acts.
ジンの回転数が目標回転数になるように前記変速操作手
段を制御してなる、 請求項1記載の無段変速機。Wherein said engine load control means is formed by the rotational speed of the engine controls the shift operation means so that the target speed, the continuously variable transmission according to claim 1.
クセル操作手段を最大限に操作した際の該電子スロット
ル制御手段によるスロットル開度に基づく前記制限トル
クに対して、前記アクセル操作手段の操作量の割合に応
じて設定された出力トルクとなるようにスロットル開度
を制御してなる、 請求項1又は2記載の無段変速機。3. The electronic throttle control means controls the amount of operation of the accelerator operation means with respect to the limit torque based on the throttle opening degree by the electronic throttle control means when the accelerator operation means is operated to the maximum extent. formed by controlling the throttle opening degree such that the set output torque in proportion to claim 1 or 2 continuously variable transmission according.
ーリ、これら両プーリに巻掛けられているベルト、及び
前記両プーリに軸力を作用する油圧アクチュエータを有
するベルト式無段変速装置からなり、 前記エンジン負荷制御手段は、前記油圧アクチュエータ
を操作して、前記ベルト式無段変速装置を、前記エンジ
ンの回転数が目標回転数になるように制御してなる、 請求項2記載の無段変速機。4. A belt type continuously variable transmission having first and second pulleys, a belt wound around these pulleys, and a hydraulic actuator for exerting an axial force on the both pulleys. consists device, the engine load control means operates the hydraulic actuator, the belt type continuously variable transmission, the rotational speed of the engine is controlled to be the target speed, claim 2, wherein Continuously variable transmission.
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