JP3518468B2 - Transmission control device for infinitely variable speed ratio continuously variable transmission - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、車両などに採用さ
れる変速比無限大無段変速機の変速制御装置の改良に関
するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an improvement of a shift control device for a continuously variable transmission having an infinite transmission ratio, which is adopted in a vehicle or the like.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来から車両の変速機として、ベルト式
やトロイダル型の無段変速機が知られており、このよう
な無段変速機の変速領域をさらに拡大するために、無段
変速機に一定変速機と遊星歯車機構を組み合わせて変速
比を無限大まで制御可能とする変速比無限大無段変速機
が知られており、例えば、特開平１０−３２５４５９号
公報などがある。2. Description of the Related Art Conventionally, a belt type or toroidal type continuously variable transmission has been known as a transmission for a vehicle. In order to further expand the transmission range of such a continuously variable transmission, a continuously variable transmission is used. There is known an infinitely variable transmission continuously variable transmission that is capable of controlling a gear ratio to infinity by combining a constant transmission and a planetary gear mechanism. For example, there is JP-A-10-325459.

【０００３】これは、エンジンに連結される変速比無限
大無段変速機のユニット入力軸に変速比を連続的に変更
可能なトロイダル型の無段変速機と、一定変速機（減速
機）を並列的に連結するとともに、これらの出力軸を遊
星歯車機構で選択的に結合したもので、無段変速機の出
力軸を遊星歯車機構のサンギアに、一定変速機の出力軸
は動力循環モードクラッチを介して遊星歯車機構のキャ
リアに連結される。This includes a toroidal type continuously variable transmission capable of continuously changing the gear ratio and a constant transmission (speed reducer) on a unit input shaft of an infinitely variable transmission continuously variable transmission connected to an engine. The output shaft of the continuously variable transmission is the sun gear of the planetary gear mechanism, and the output shaft of the constant transmission is the power circulation mode clutch. Is connected to the carrier of the planetary gear mechanism via.

【０００４】この変速比無限大無段変速機では、三層弁
や油圧制御弁等により、トラニオンを駆動する油圧アク
チュエータのピストンの差圧を制御することで、伝達ト
ルクと変速比の制御を行っており、図１７に示すよう
に、動力循環モードクラッチを締結する一方、直結モー
ドクラッチを解放することにより、無段変速機と一定変
速機の変速比の差に応じて、ユニット変速比（図中ＩＶ
Ｔ比ｉｉでユニット入力軸回転数／ユニット出力軸回転
数）を負の値から正の値まで無限大（＝ギアードニュー
トラルポイントＧＮＰ）を含んで連続的に変速制御を行
う動力循環モードと、動力循環モードクラッチを解放す
る一方、直結モードクラッチを締結して無段変速機の変
速比（図中ＣＶＴ比ｉｃ）に応じて変速制御を行う直結
モードを選択的に使用することができる。In this continuously variable transmission with an infinite transmission ratio, the transmission torque and the transmission ratio are controlled by controlling the differential pressure of the piston of the hydraulic actuator that drives the trunnion with a three-layer valve or a hydraulic control valve. As shown in FIG. 17, by engaging the power circulation mode clutch and releasing the direct coupling mode clutch, the unit speed ratio (figure) is calculated according to the difference in speed ratio between the continuously variable transmission and the constant transmission. Medium IV
A power circulation mode in which the gear ratio is continuously controlled from the negative value to the positive value of the unit input shaft speed / unit output shaft speed (T ratio ii) including infinity (= geared neutral point GNP), It is possible to selectively use the direct coupling mode in which the circulation mode clutch is released and the direct coupling mode clutch is engaged to perform the shift control according to the gear ratio (CVT ratio ic in the figure) of the continuously variable transmission.

【０００５】また、上記従来例では、車速がある程度増
大した領域では、ステップモータなどのアクチュエータ
に制御される変速制御弁で、ユニット変速比の制御を行
っており、変速制御弁からの供給圧を油圧アクチュエー
タの一方の油室に加え、他方の油室は、変速制御弁を介
して大気解放されたドレーンポートに連通することで、
油圧アクチュエータの制御を行っている。Further, in the above-mentioned conventional example, in a region where the vehicle speed has increased to some extent, the shift control valve controlled by an actuator such as a step motor controls the unit shift ratio, and the supply pressure from the shift control valve is controlled. In addition to one oil chamber of the hydraulic actuator, the other oil chamber communicates with the drain port open to the atmosphere via the shift control valve,
It controls the hydraulic actuator.

【０００６】[0006]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来例にあっては、ステップモータがユニット変速比のＬ
ｏ側へ誤動作した場合では、トラニオンが駆動されてパ
ワーローラが傾転するため、ユニット変速比はＬｏ側
（＝ギアードニュートラルポイントＧＮＰ側）へ変動
し、この結果、過大なエンジンブレーキトルクが伝達さ
れてしまうという問題があった。However, in the above conventional example, the step motor has the unit gear ratio L.
In the case of a malfunction to the o side, the trunnion is driven and the power roller tilts, so the unit gear ratio changes to the Lo side (= geared neutral point GNP side), and as a result, excessive engine braking torque is transmitted. There was a problem that it would end up.

【０００７】そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなさ
れたもので、変速制御弁を駆動するアクチュエータが故
障または誤動作した場合でも、エンジンブレーキが過大
になるのを防ぐことを目的とする。Therefore, the present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to prevent the engine brake from becoming excessively large even when the actuator for driving the shift control valve fails or malfunctions.

【０００８】[0008]

【課題を解決するための手段】第１の発明は、入出力デ
ィスクに挟持されたパワーローラを傾転させることで変
速比を連続的に変更するトロイダル型無段変速機と一定
変速機とをユニット入力軸にそれぞれ連結するととも
に、無段変速機と一定変速機の出力軸を遊星歯車機構、
動力循環モードクラッチ及び直結モードクラッチを介し
てユニット出力軸に連結した変速比無限大無段変速機
と、前記パワーローラを支持するトラニオンに連結され
たピストンによって画成される第１の油室と第２の油室
とを備えた油圧シリンダと、この第１の油室と第２の油
室へ油圧を供給する変速制御弁と、この変速制御弁を駆
動するアクチュエータと、車両の運転状態に応じて前記
アクチュエータを制御する変速制御手段とを備えた変速
比無限大無段変速機の変速制御装置において、前記変速
制御手段は、セレクトレバーの位置を検出するセレクト
位置検出手段と、前記変速制御弁の油圧を制御する圧力
制御手段とを備え、前記変速制御弁は、油圧源側に連通
した第１及び第２の供給ポートと、第１及び第２のドレ
ーンポートと、第１油室及び第２油室とそれぞれ連通し
た第１制御ポート及び第２制御ポートとを備え、前記圧
力制御手段は、前記第１供給ポートと第２ドレーンポー
ト及び第２供給ポートと第１ドレーンポートとの差圧を
それぞれ制御可能な第１及び第２の圧力制御弁で構成さ
れて、前記セレクト位置検出手段で検出されたセレクト
位置で、パワーローラのエンジンブレーキ側の伝達トル
クが予め設定した値以下となるように、前記圧力制御手
段は前記第１油室と第２油室の前記差圧を設定する。A first aspect of the present invention provides a toroidal type continuously variable transmission that continuously changes a gear ratio by tilting a power roller held by an input / output disk and a constant transmission. The output shafts of the continuously variable transmission and constant transmission are connected to the unit input shafts respectively, and the planetary gear mechanism,
A continuously variable transmission having an infinite transmission ratio connected to a unit output shaft via a power circulation mode clutch and a direct connection mode clutch, and a first oil chamber defined by a piston connected to a trunnion supporting the power roller. A hydraulic cylinder provided with a second oil chamber, a shift control valve for supplying hydraulic pressure to the first oil chamber and the second oil chamber, an actuator for driving the shift control valve, and an operating state of the vehicle. In a shift control device for a continuously variable transmission having an infinite gear ratio, the shift control device includes a select position detecting unit that detects a position of a select lever, and the shift control unit. A pressure control means for controlling the oil pressure of the valve, wherein the shift control valve communicates with the oil pressure source side.
The first and second supply ports, and the first and second drains
Communicates with the first port and the second oil chamber, respectively.
A first control port and a second control port,
The force control means includes the first supply port and the second drain port.
And the differential pressure between the second supply port and the first drain port
Comprised of controllable first and second pressure control valves, respectively.
Selected by the select position detection means
Position, the transmission torque on the engine brake side of the power roller
So that the pressure is below a preset value.
The stage sets the differential pressure between the first oil chamber and the second oil chamber .

【０００９】また、第２の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記圧力制御手段は、動力循環モードクラッチを
締結した動力循環モードと、直結モードクラッチを締結
した直結モードのいずれにあるかを判定する運転モード
判定手段を有し、前記セレクト位置が前進位置で直結モ
ードのとき、または前記セレクト位置が後進位置のとき
には、無段変速機構の変速比が大側となる方向の変速速
度を予め設定した値以下となるように、前記圧力制御手
段により前記差圧を前記差圧を制御する一方、前記セレ
クト位置が前進位置で動力循環モードのときには、無段
変速機構の変速比が小側となる方向の変速速度を予め設
定した値以下となるように、前記圧力制御手段により前
記差圧を制御する。A second aspect of the present invention is based on the first aspect, wherein the pressure control means is in either a power circulation mode in which a power circulation mode clutch is engaged or in a direct coupling mode in which a direct coupling mode clutch is engaged. When the select position is the forward drive position and the direct drive mode is selected, or when the select position is the reverse drive position, the speed change speed in the direction in which the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism is large is previously determined. Set the pressure control hand so that the pressure is below the set value.
While the differential pressure is controlled by the step, when the select position is in the forward position and the power circulation mode is set, the shift speed in the direction in which the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism is smaller than the preset value is equal to or less than a preset value. By means of the pressure control means
Control the differential pressure .

【００１０】また、第３の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記圧力制御手段は、動力循環モードクラッチを
締結した動力循環モードと、直結モードクラッチを締結
した直結モードのいずれにあるかを判定する運転モード
判定手段を有し、前記セレクト位置が前進位置で直結モ
ードのとき、または前記セレクト位置が後進位置のとき
には、出力ディスクから入力ディスクへの伝達トルクを
予め設定した値以下となるように、前記圧力制御手段に
より前記差圧を前記差圧を制御する一方、前記セレクト
位置が前進位置で動力循環モードのときには、入力ディ
スクから出力ディスクへの伝達トルクを予め設定した値
以下となるように、前記圧力制御手段により前記差圧を
前記差圧を制御する。In a third aspect based on the first aspect, whether the pressure control means is in a power circulation mode in which a power circulation mode clutch is engaged or in a direct coupling mode in which a direct coupling mode clutch is engaged. When the select position is the forward drive position and the direct drive mode is selected, or the select position is the reverse drive position, the transmission torque from the output disc to the input disc is less than or equal to a preset value. In the pressure control means
While controlled more the differential pressure of the differential pressure, the when the select position is the power recirculation mode in the forward position, so that following a preset torque transmitted from the input disk to the output disk value, the pressure control means The differential pressure
The differential pressure is controlled.

【００１１】[0011]

【００１２】[0012]

【００１３】[0013]

【００１４】また、第４の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記圧力制御手段は、エンジンブレーキ側の伝達
トルクが予め設定した値以下となるよう、前記第１また
は第２ドレーンポートの油圧を、第２または第１供給ポ
ートの油圧へ近づけるように、前記第１または第２の圧
力制御弁を制御する。In a fourth aspect based on the first aspect , the pressure control means controls the hydraulic pressure of the first or second drain port so that the transmission torque on the engine brake side becomes equal to or less than a preset value. Is controlled to approach the hydraulic pressure of the second or first supply port.

【００１５】[0015]

【００１６】また、第５の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記変速制御弁は、油圧源側に連通した第１及び
第２の供給ポートと、第１及び第２のドレーンポート
と、第１油室及び第２油室とそれぞれ連通した第１制御
ポート及び第２制御ポートとを備える一方、前記圧力制
御手段は第１及び第２供給ポートへの供給圧をそれぞれ
制御可能な第１及び第２の圧力制御弁で構成されて、エ
ンジンブレーキ側の伝達トルクを予め設定した値以下と
なるように前記供給圧を設定する。In a fifth aspect based on the first aspect , the shift control valve includes first and second supply ports communicating with the hydraulic pressure source side, first and second drain ports, A first control port and a second control port, which are in communication with the first oil chamber and the second oil chamber, respectively, are provided, while the pressure control means is capable of controlling the supply pressures to the first and second supply ports, respectively. And a second pressure control valve, and sets the supply pressure so that the transmission torque on the engine brake side becomes equal to or less than a preset value.

【００１７】また、第６の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記変速制御手段は、前記無段変速機構の変速比
を検出するＣＶＴ比検出手段を有し、この変速比が小さ
くなるほど、前記第１油室と第２油室の前記差圧の絶対
値が大きくなるように制御する。In a sixth aspect based on the first aspect , the shift control means has a CVT ratio detecting means for detecting a gear ratio of the continuously variable transmission mechanism. absolute value of the differential pressure of the first oil chamber and the second oil chamber is controlled to be increased.

【００１８】また、第７の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記変速制御手段は、前記ユニット入力軸とユニ
ット出力軸の速度比を検出するＩＶＴ比検出手段を有
し、この速度比に応じて制限するエンジンブレーキ側の
伝達トルクがほぼ一定となるように、前記第１油室と第
２油室の前記差圧の絶対値を制御する。In a seventh aspect based on the first aspect , the shift control means has an IVT ratio detection means for detecting a speed ratio between the unit input shaft and the unit output shaft. as the transmission torque of the engine brake side to limit depending is substantially constant, to control the absolute value of the differential pressure of the first oil chamber and the second oil chamber.

【００１９】また、第８の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記変速制御手段は、車速を検出する車速検出手
段を有し、この車速に応じて制限するエンジンブレーキ
側の伝達トルクがほぼ一定となるように、前記第１油室
と第２油室の前記差圧の絶対値を制御する。In an eighth aspect based on the first aspect , the shift control means has a vehicle speed detecting means for detecting a vehicle speed, and the transmission torque on the engine brake side, which is limited according to the vehicle speed, is substantially equal. as it will be constant, to control the absolute value of the differential pressure of the first oil chamber and the second oil chamber.

【００２０】また、第９の発明は、前記第１の発明にお
いて、前記変速制御手段は、エンジンの負荷を検出する
負荷検出手段を有し、このエンジン負荷が予め設定した
値以下のときには、エンジンブレーキ側の伝達トルクを
低減するように、前記第１油室と第２油室の前記差圧の
絶対値を制御する。In a ninth aspect based on the first aspect , the shift control means has a load detection means for detecting a load on the engine, and when the engine load is less than a preset value, the engine is to reduce the transmission torque of the brake side, to control the absolute value of the differential pressure of the first oil chamber and the second oil chamber.

【００２１】また、第１０の発明は、前記第１の発明に
おいて、前記変速制御手段は、エンジンの燃料カット状
態を検出する手段を有し、エンジンが燃料カット状態の
ときには、エンジンブレーキ側の伝達トルクを低減する
ように、前記第１油室と第２油室の前記差圧の絶対値を
制御する。In a tenth aspect based on the first aspect , the shift control means includes means for detecting a fuel cut state of the engine, and when the engine is in the fuel cut state, transmission on the engine brake side is performed. to reduce the torque, to control the absolute value of the differential pressure of the first oil chamber and the second oil chamber.

【００２２】また、第１１の発明は、前記第５の発明に
おいて、前記変速制御手段は、エンジンの負荷を検出す
る負荷検出手段を有し、このエンジン負荷が予め設定し
た値以下のときには、エンジンブレーキ側の伝達トルク
を低減するように、前記第１油室または第２油室への供
給圧を制御する。An eleventh aspect of the invention is the engine control system according to the fifth aspect, wherein the shift control means has a load detection means for detecting the load of the engine, and when the engine load is equal to or less than a preset value. The supply pressure to the first oil chamber or the second oil chamber is controlled so as to reduce the transmission torque on the brake side.

【００２３】また、第１２の発明は、前記第５の発明に
おいて、前記変速制御手段は、エンジンの燃料カット状
態を検出する手段を有し、エンジンが燃料カット状態の
ときには、エンジンブレーキ側の伝達トルクを低減する
ように、前記第１油室または第２油室への供給圧を制御
する。A twelfth aspect of the present invention is the transmission control means according to the fifth aspect, wherein the shift control means has means for detecting a fuel cut state of the engine, and when the engine is in the fuel cut state, transmission on the engine brake side is performed. The supply pressure to the first oil chamber or the second oil chamber is controlled so as to reduce the torque.

【００２４】[0024]

【発明の効果】第１ないし第３の発明は、トロイダル型
の無段変速機構では、トラニオンを支える油圧シリンダ
の油圧に応じて伝達トルクを制御することができるた
め、セレクト位置に対してエンジンブレーキ側の伝達ト
ルクまたは変速速度を制限しておくことで、変速制御弁
を駆動するアクチュエータの故障や誤動作などによっ
て、総変速比がダウンシフト側へ変化したときであって
も、エンジンブレーキ側の伝達トルクまたは変速速度が
予め制限されているため、過大なエンジンブレーキが発
生するのを防止することができ、変速比無限大無段変速
機のフェイルセーフを確保することができる。According to the first to third aspects of the invention, in the toroidal type continuously variable transmission, the transmission torque can be controlled according to the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder that supports the trunnion. By limiting the transmission torque or shift speed on the side of the engine, even if the total gear ratio changes to the downshift side due to a failure or malfunction of the actuator that drives the shift control valve, the transmission on the engine brake side Since the torque or the speed change speed is limited in advance, it is possible to prevent an excessive engine brake from being generated, and it is possible to ensure the fail safe of the continuously variable transmission with an infinite speed ratio.

【００２５】[0025]

【００２６】そして、一方のドレーンポートと他方の供
給ポートの差圧を、エンジンブレーキ側の伝達トルクが
所定値以下となるように予め制御しておくことで、駆動
側のトルクを確実に伝達しながら、アクチュエータの故
障や誤動作などによって、過大なエンジンブレーキが発
生するのを確実かつ迅速に防止することができ、また、
差圧を制限しておくことで、油温に係わらず正確に過大
なエンジンブレーキを防止するため、変速比無限大無段
変速機のフェイルセーフを確保することができる。[0026] Then, the differential pressure of one of the drain port and the other supply port, that transmission torque of the engine brake side keep control advance to be equal to or less than a predetermined value, reliably transmitted to the torque of the driving-side However, it is possible to reliably and quickly prevent excessive engine braking due to actuator failure or malfunction.
By limiting the differential pressure, it is possible to accurately prevent excessive engine braking irrespective of the oil temperature, so that it is possible to secure fail-safe for a continuously variable transmission with an infinite transmission ratio.

【００２７】また、第５の発明は、エンジンブレーキ側
の伝達トルクが所定値以下となるように、一方の供給圧
を予め制御しておくことで、駆動側のトルクを確実に伝
達しながら、アクチュエータの故障や誤動作などによっ
て、過大なエンジンブレーキが発生するのを確実かつ迅
速に防止することができ、変速比無限大無段変速機のフ
ェイルセーフを確保することができる。Further, in a fifth aspect of the invention, by controlling one supply pressure in advance so that the transmission torque on the engine brake side becomes a predetermined value or less, the torque on the drive side is surely transmitted, Excessive engine braking can be reliably and quickly prevented from occurring due to actuator failure or malfunction, and fail-safe of an infinitely variable transmission continuously variable transmission can be ensured.

【００２８】また、第６の発明は、無段変速機構の変速
比が小さくなるにつれて、差圧の絶対値を大きくしたた
め、変速比に応じて過大なエンジンブレーキが発生する
のを確実かつ迅速に防止することができる。Further, according to the sixth aspect of the present invention, the absolute value of the differential pressure is increased as the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism becomes smaller. Therefore, it is possible to reliably and quickly generate an excessive engine brake according to the gear ratio. Can be prevented.

【００２９】また、第７の発明は、ユニット入力軸とユ
ニット出力軸の速度比に応じて、過大なエンジンブレー
キが発生するのを確実かつ迅速に防止することができ
る。Further, according to the seventh aspect of the present invention, excessive engine braking can be surely and quickly prevented from occurring in accordance with the speed ratio between the unit input shaft and the unit output shaft.

【００３０】また、第８の発明は、車速に応じて制限す
るエンジンブレーキ側の伝達トルクがほぼ一定となるよ
うに、第１油室と第２油室の差圧の絶対値を制御するこ
とで、無段変速機構の変速比の演算を不要にして、容易
に変速比無限大無段変速機のフェイルセーフを確保する
ことができる。 The eighth invention controls the absolute value of the differential pressure between the first oil chamber and the second oil chamber so that the transmission torque on the engine brake side, which is restricted according to the vehicle speed, becomes substantially constant. Therefore, the calculation of the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism becomes unnecessary, and the fail safe of the infinitely variable transmission continuously variable transmission can be easily ensured.

【００３１】また、第９または第１０の発明は、エンジ
ン負荷が予め設定した値以下のとき、あるいはエンジン
が燃料カット状態のときには、エンジンブレーキ側の伝
達トルクを低減するように、第１油室と第２油室の差圧
の絶対値を制御するようにしたため、アクチュエータの
誤動作等による過大なエンジンブレーキを確実に防止で
きる。In the ninth or tenth aspect of the invention, when the engine load is below a preset value or when the engine is in the fuel cut state, the first oil chamber is configured to reduce the transmission torque on the engine brake side. Since the absolute value of the differential pressure in the second oil chamber is controlled, excessive engine braking due to malfunction of the actuator can be reliably prevented.

【００３２】また、第１１または第１２の発明は、エン
ジン負荷が予め設定した値以下のとき、あるいはエンジ
ンが燃料カット状態のときには、エンジンブレーキ側の
伝達トルクを低減するように、第１油室または第２油室
への供給圧を制御するようにしたため、アクチュエータ
の誤動作等による過大なエンジンブレーキを確実に防止
できる。 The eleventh or twelfth aspect of the invention is to reduce the transmission torque on the engine brake side when the engine load is below a preset value or when the engine is in a fuel cut state. Alternatively, since the supply pressure to the second oil chamber is controlled, it is possible to reliably prevent excessive engine braking due to malfunction of the actuator.

【００３３】[0033]

【実施の形態】以下、本発明の一実施形態を添付図面に
基づいて説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.

【００３４】図１は、ハーフトロイダルで構成されたダ
ブルキャビティ式のトロイダル型無段変速機構２を用い
て変速比無限大無段変速機を構成した一例を示す。FIG. 1 shows an example in which an infinitely variable transmission continuously variable transmission is constructed using a double cavity type toroidal type continuously variable transmission mechanism 2 made of a half toroidal structure.

【００３５】図１、図２において、変速比無限大無段変
速機はエンジン７０のクランクシャフト（図示せず）に
連結されるユニット入力軸１に、変速比を連続的に変更
可能な無段変速機構２と、ギア３ａ、ギア３ｂから構成
された一定変速機構３（減速機）とを並列的に連結し、
これらの出力軸４、３ｃをユニット出力軸６側へ配設す
るとともに遊星歯車機構５で連結したものである。In FIGS. 1 and 2, an infinitely variable transmission continuously variable transmission has a unit input shaft 1 connected to a crankshaft (not shown) of an engine 70 and a continuously variable transmission ratio. The speed change mechanism 2 and a constant speed change mechanism 3 (speed reducer) including gears 3a and 3b are connected in parallel,
These output shafts 4, 3c are arranged on the unit output shaft 6 side and are connected by a planetary gear mechanism 5.

【００３６】無段変速機出力軸４は、ユニット出力軸６
と同軸的かつ、相対回転自在に支持され、無段変速機構
２の出力スプロケット２ａ、チェーン４ｂ及びスプロケ
ット４ａを介して連結されており、無段変速機出力軸４
の一端を遊星歯車機構５のサンギア５ａに結合し、他端
を直結モードクラッチ１０に結合する。The continuously variable transmission output shaft 4 is a unit output shaft 6
Is supported rotatably and coaxially with and is connected via the output sprocket 2a of the continuously variable transmission mechanism 2, the chain 4b and the sprocket 4a to the continuously variable transmission output shaft 4
Is coupled to the sun gear 5a of the planetary gear mechanism 5, and the other end is coupled to the direct coupling mode clutch 10.

【００３７】ギア３ｂと結合した一定変速機構３の出力
軸３ｃも、ユニット出力軸６と同軸的かつ、相対回転自
在に支持され、動力循環モードクラッチ９を介して遊星
歯車機構５のキャリア５ｂに連結されており、このキャ
リア５ｂのピニオンと歯合する遊星歯車機構５のリング
ギア５ｃは、変速比無限大無段変速機の出力軸であるユ
ニット出力軸６に結合される。The output shaft 3c of the constant speed change mechanism 3 coupled to the gear 3b is also supported coaxially with the unit output shaft 6 and rotatable relative to the unit output shaft 6, and is supported by the carrier 5b of the planetary gear mechanism 5 via the power circulation mode clutch 9. The ring gear 5c of the planetary gear mechanism 5 that is connected and meshes with the pinion of the carrier 5b is coupled to the unit output shaft 6 that is the output shaft of the continuously variable transmission with an infinite transmission ratio.

【００３８】そして、ユニット出力軸６の図中右側に
は、変速機出力ギア７が設けられ、この変速機出力ギア
７がディファレンシャルギア８のファイナルギア１２と
歯合し、ディファレンシャルギア８に結合する駆動軸１
１は、無段変速機構２の変速比（以下ＣＶＴ比ｉｃとす
る）に応じた総変速比（以下、ユニット変速比でＩＶＴ
比ｉｉとする）で駆動力が伝達される。A transmission output gear 7 is provided on the right side of the unit output shaft 6 in the figure, and the transmission output gear 7 meshes with the final gear 12 of the differential gear 8 and is connected to the differential gear 8. Drive shaft 1
1 is a total gear ratio (hereinafter, unit gear ratio IVT) corresponding to a gear ratio of the continuously variable transmission 2 (hereinafter referred to as CVT ratio ic).
The driving force is transmitted at a ratio of ii).

【００３９】ここで、トロイダル型の無段変速機構２
は、図１に示すように、２組の入力ディスク２１、出力
ディスク２２で、パワーローラ２０をそれぞれ挟持、押
圧するダブルキャビティのトロイダル型で構成される。Here, the toroidal type continuously variable transmission 2
As shown in FIG. 1, is composed of a double cavity toroidal type in which the power roller 20 is sandwiched and pressed by two sets of an input disk 21 and an output disk 22.

【００４０】パワーローラ２０は、図３、図４に示すよ
うに、下端を油圧シリンダ３０に結合して軸方向へ変位
可能かつ軸まわりに回転可能なトラニオン２３（パワー
ローラ支持部材）によって軸支され、複数のトラニオン
２３のうちの一つのトラニオン２３の下端には、トラニ
オン２３の軸方向変位量とパワーローラ２０の傾転角
（トラニオン２３の回転角≒実変速比）をシフトコント
ロールバルブ４６にフィードバックするためのプリセス
カム３５が設けられる。As shown in FIGS. 3 and 4, the power roller 20 is supported at its lower end by a trunnion 23 (power roller support member) which is coupled to the hydraulic cylinder 30 and is axially displaceable and rotatable about its axis. At the lower end of one of the plurality of trunnions 23, the shift control valve 46 is provided with the axial displacement amount of the trunnion 23 and the tilt angle of the power roller 20 (the rotation angle of the trunnion 23 ≈ the actual gear ratio). A precess cam 35 for feedback is provided.

【００４１】そして、プリセスカム３５は、図３に示す
ように円周方向に所定の傾斜を備えたカム面３５Ａ（ま
たはカム溝）を備えており、このカム面３５Ａに揺動自
在なフィードバックリンク３８の一端が摺接する。As shown in FIG. 3, the recess cam 35 is provided with a cam surface 35A (or cam groove) having a predetermined inclination in the circumferential direction, and the feedback link 38 swingable on the cam surface 35A. One end of the slide contact.

【００４２】図３、図４に示すように、フィードバック
リンク３８は、例えば、Ｌ字状に形成されるとともに揺
動軸３９を中心に揺動自在に支持されており、一端でカ
ム面３５Ａと摺接する一方、他端で変速リンク３７の一
端と係合し、トラニオン２３の回転量及び軸方向変位
量、すなわちパワーローラ２０の傾転角を変速リンク３
７の一端に伝達する。As shown in FIGS. 3 and 4, the feedback link 38 is formed, for example, in an L shape and is swingably supported about a swing shaft 39, and has a cam surface 35A at one end thereof. While slidingly contacting each other, the other end engages with one end of the speed change link 37 to determine the rotation amount and the axial displacement amount of the trunnion 23, that is, the tilt angle of the power roller 20.
7 to one end.

【００４３】変速リンク３７は、図４に示すように、中
央部でシフトコントロールバルブ４６のスプール４６Ｓ
と連結する一方、フィードバックリンク３８と連結した
変速リンク３７の他端はステップモータ３６（アクチュ
エータ）と連結し、変速リンク３７はステップモータ３
６の駆動によって、シフトコントロールバルブ４６（変
速制御弁）のスプール４６Ｓを軸方向へ変位させ、ま
た、トラニオン２３の回動と軸方向変位に応じてシフト
コントロールバルブ４６のスプール４６Ｓが軸方向に変
位する。As shown in FIG. 4, the speed change link 37 has a spool 46S of the shift control valve 46 at the center thereof.
The other end of the speed change link 37, which is connected to the feedback link 38, is connected to the step motor 36 (actuator).
By driving 6, the spool 46S of the shift control valve 46 (shift control valve) is axially displaced, and the spool 46S of the shift control valve 46 is axially displaced according to the rotation and axial displacement of the trunnion 23. To do.

【００４４】ここで、変速比無限大無段変速機の変速比
及び伝達トルクの制御を行う変速制御装置の油圧回路に
ついて、図４を参照しながら詳述する。Here, the hydraulic circuit of the shift control device for controlling the transmission ratio and the transmission torque of the continuously variable transmission with an infinite transmission ratio will be described in detail with reference to FIG.

【００４５】油圧ポンプ１１０から供給された油圧は、
ＰＬソレノイド９０からの信号圧に基づいて、プレッシ
ャレギュレータ１００が所定の供給圧ＰＬに調整した後
に、ライン圧回路１０１へ供給される。なお、ＰＬソレ
ノイド９０はパイロット圧回路１０２からのパイロット
圧Ｐｐを元圧として信号圧を調圧する。このパイロット
圧Ｐｐは、プレッシャレギュレータ１００からの供給圧
ＰＬに比例して、パイロットバルブ１０３が調圧したも
のである。The hydraulic pressure supplied from the hydraulic pump 110 is
The pressure regulator 100 adjusts the pressure to a predetermined supply pressure PL based on the signal pressure from the PL solenoid 90, and then supplies the pressure to the line pressure circuit 101. The PL solenoid 90 regulates the signal pressure with the pilot pressure Pp from the pilot pressure circuit 102 as the original pressure. The pilot pressure Pp is adjusted by the pilot valve 103 in proportion to the supply pressure PL from the pressure regulator 100.

【００４６】そして、ライン圧回路１０１には、トロイ
ダル型無段変速機構２の変速比及び伝達トルクを制御す
るため、シフトコントロールバルブ４６（変速制御弁）
と圧力制御弁で構成された＋トルクコントロールバルブ
４０（第１油圧制御弁）及び−トルクコントロールバル
ブ４５（第２油圧制御弁）が直列的に接続されて、トラ
ニオン２３を軸方向へ駆動する油圧シリンダ３０の２つ
の油室３０Ａ（第１油室）、油室３０Ｂ（第２油室）に
供給される油圧を調整する。The line pressure circuit 101 includes a shift control valve 46 (shift control valve) for controlling the transmission ratio and transmission torque of the toroidal type continuously variable transmission mechanism 2.
+ Torque control valve 40 (first hydraulic pressure control valve) and − torque control valve 45 (second hydraulic pressure control valve) configured by a pressure control valve are connected in series to drive the trunnion 23 in the axial direction. The hydraulic pressure supplied to the two oil chambers 30A (first oil chamber) and the oil chamber 30B (second oil chamber) of the cylinder 30 is adjusted.

【００４７】なお、図３に示すように、対向するトラニ
オン２３、２３の油圧シリンダ３０、３０’は、トラニ
オン２３、２３を互いに逆方向へ駆動するため、ピスト
ン３１で画成された油室３０Ａ、３０Ｂの配置が逆転し
ている。As shown in FIG. 3, the hydraulic cylinders 30 and 30 'of the trunnions 23 and 23 facing each other drive the trunnions 23 and 23 in opposite directions, so that the oil chamber 30A defined by the piston 31 is formed. , 30B are reversed.

【００４８】次に、シフトコントロールバルブ４６に
は、ライン圧回路１０１に連通した供給ポート４６Ｐ
と、油圧シリンダ３０の油室３０Ａと連通したＬｏ側ポ
ート４６Ｌ（第１供給ポート）と、油圧シリンダ３０の
油室３０Ｂと連通したＨｉ側ポート４６Ｈ（第２供給ポ
ート）と、この供給ポート４６Ｐを挟んで＋トルクコン
トロールバルブ４０に連通したポート４６ｉｎｃ（第１
ドレーンポート）と、−トルクコントロールバルブ４５
に連通したポート４６ｄｅｃ（第２ドレーンポート）が
形成される。Next, the shift control valve 46 has a supply port 46P communicating with the line pressure circuit 101.
A Lo-side port 46L (first supply port) communicating with the oil chamber 30A of the hydraulic cylinder 30, a Hi-side port 46H (second supply port) communicating with the oil chamber 30B of the hydraulic cylinder 30, and the supply port 46P. A port 46inc (1st
Drain port) and-torque control valve 45
To form a port 46dec (second drain port).

【００４９】そして、上記したように、変速リンク３７
によって駆動されるスプール４６Ｓが、油室３０Ａをポ
ート４６ｄｅｃと供給ポート４６Ｐのうちの一方に接続
するとともに、油室３０Ｂをポート４６ｉｎｃと供給ポ
ート４６Ｐのうちの一方に接続する。Then, as described above, the speed change link 37
A spool 46S driven by connects the oil chamber 30A to one of the port 46dec and the supply port 46P, and connects the oil chamber 30B to one of the port 46inc and the supply port 46P.

【００５０】圧力制御弁で構成された＋トルクコントロ
ールバルブ４０及び−トルクコントロールバルブ４５
は、後述する変速制御コントローラ８０によって駆動さ
れる＋トルクソレノイド５０及び−トルクソレノイド５
５からの信号圧Ｐｓｉｇ＋、Ｐｓｉｇ−に応じて、ポー
ト４６ｉｎｃとポート４６ｄｅｃへ供給する制御圧を調
整するもので、＋トルクソレノイド５０及び−トルクソ
レノイド５５は、例えば、変速制御コントローラ８０に
よってデューティ制御され、連続的に信号圧Ｐｓｉｇ
＋、Ｐｓｉｇ−を変更する。+ Torque control valve 40 and −torque control valve 45 which are pressure control valves
Is a + torque solenoid 50 and a −torque solenoid 5 driven by a shift control controller 80 described later.
The control pressure to be supplied to the port 46inc and the port 46dec is adjusted according to the signal pressures Psig + and Psig- from 5, and the + torque solenoid 50 and the −torque solenoid 55 are duty-controlled by the shift control controller 80, for example. , Signal pressure Psig continuously
Change + and Psig-.

【００５１】なお、＋トルクソレノイド５０及び−トル
クソレノイド５５は、ノーマルクローズタイプで構成さ
れ、信号がない場合には、信号圧Ｐｓｉｇ＋及びＰｓｉ
ｇ−は０となって、＋トルクコントロールバルブ４０と
−トルクコントロールバルブ４５はそれぞれ出力する制
御圧Ｐｃ１、Ｐｃ２を供給圧ＰＬに設定する。The + torque solenoid 50 and the −torque solenoid 55 are normally closed type, and when there is no signal, the signal pressures Psig + and Psi.
g− becomes 0, and the + torque control valve 40 and the −torque control valve 45 set the output control pressures Pc1 and Pc2 to the supply pressure PL.

【００５２】一方、パイロット圧回路１０２には、直結
モードクラッチ１０を制御するソレノイド９１と、動力
循環モードクラッチ９を制御するソレノイド９２が配設
される。On the other hand, the pilot pressure circuit 102 is provided with a solenoid 91 for controlling the direct coupling mode clutch 10 and a solenoid 92 for controlling the power circulation mode clutch 9.

【００５３】ソレノイド９１は、変速制御コントローラ
８０によってデューティ制御されて信号圧を出力し、直
結モードクラッチ１０と連通した制御弁９３は、信号圧
に応じてマニュアルバルブ６０から供給されたライン圧
ＰＬを調圧して直結モードクラッチ１０の締結、解放を
制御する。The solenoid 91 is duty-controlled by the shift control controller 80 to output a signal pressure, and the control valve 93 communicating with the direct coupling mode clutch 10 changes the line pressure PL supplied from the manual valve 60 according to the signal pressure. The pressure is adjusted to control the engagement and release of the direct coupling mode clutch 10.

【００５４】同様に、ソレノイド９２は、変速制御コン
トローラ８０によってデューティ制御されて信号圧を出
力し、動力循環モードクラッチ９と連通した制御弁９４
は、信号圧に応じてマニュアルバルブ６０から供給され
たライン圧ＰＬを調圧して動力循環モードクラッチ９の
締結、解放を制御する。Similarly, the solenoid 92 is duty-controlled by the shift control controller 80 to output a signal pressure, and the control valve 94 communicated with the power circulation mode clutch 9.
Controls the line pressure PL supplied from the manual valve 60 according to the signal pressure to control engagement and disengagement of the power circulation mode clutch 9.

【００５５】上記ソレノイド９１、９２は後述する変速
制御コントローラ８０によって制御され、動力循環モー
ドクラッチ９及び直結モードクラッチ１０のうちの一方
が締結されて、動力循環モードと直結モードが選択的に
切り換えられる。The solenoids 91 and 92 are controlled by a shift control controller 80, which will be described later, and one of the power circulation mode clutch 9 and the direct coupling mode clutch 10 is engaged to selectively switch the power circulation mode and the direct coupling mode. .

【００５６】次に、シフトコントロールバルブ４６のポ
ート４６ｉｎｃとポート４６ｄｅｃへの差圧を制御する
一対の圧力制御弁、＋トルクコントロールバルブ４０及
び−トルクコントロールバルブ４５について説明する。Next, the pair of pressure control valves for controlling the differential pressure between the port 46inc and the port 46dec of the shift control valve 46, the + torque control valve 40 and the −torque control valve 45 will be described.

【００５７】ここでは、＋トルクコントロールバルブ４
０及び−トルクコントロールバルブ４５も同様に構成さ
れるため、以下、＋トルクコントロールバルブ４０側に
ついてのみ説明する。Here, + torque control valve 4
Since the 0 and-torque control valves 45 are similarly configured, only the + torque control valve 40 side will be described below.

【００５８】この＋トルクコントロールバルブ４０は、
＋トルクソレノイド５０の信号圧Ｐｓｉｇ＋が、スプー
ル４０ｓの図中上端側で開口したポート４０ａに接続さ
れている。This + torque control valve 40 is
The signal pressure Psig + of the + torque solenoid 50 is connected to the port 40a opened on the upper end side of the spool 40s in the figure.

【００５９】＋トルクソレノイド５０の信号圧Ｐｓｉｇ
＋は、ポート４０ａを介して＋トルクコントロールバル
ブ４０のスプール４０ｓを図中下方へ付勢し、これに加
えて、ポート４０ｂには出力ポート４０ｄからの制御圧
Ｐｃ１がスプール４０ｓを下方へ付勢するようフィード
バックされる。+ Signal pressure Psig of torque solenoid 50
+ Biases the spool 40s of the + torque control valve 40 downward in the figure via the port 40a, and in addition, the control pressure Pc1 from the output port 40d biases the spool 40s downward in the port 40b. Feedback to do so.

【００６０】そして、スプール４０ｓの図中下端には、
円筒状の可動プラグ４０ｐが当接しており、この可動プ
ラグ４０ｐの外周に面した所定の位置には、信号圧Ｐｓ
ｉｇ＋に対向してスプール４０ｓを上方へ付勢するよ
う、供給圧ＰＬを導くポート４０ｆが形成されて供給圧
ＰＬがフィードバックされるのに加え、ポート４０ｆ側
にはスプール４０ｓを図中上方へ付勢するスプリング４
０ｒが収装される。At the lower end of the spool 40s in the figure,
A cylindrical movable plug 40p is in contact with the movable plug 40p. At a predetermined position facing the outer periphery of the movable plug 40p, the signal pressure Ps is
A port 40f that guides the supply pressure PL is formed so as to urge the spool 40s upward in opposition to ig +, and the supply pressure PL is fed back. In addition, the spool 40s is attached upward in the drawing on the port 40f side. Spring 4
0r is stored.

【００６１】そして、信号圧Ｐｓｉｇ＋が所定値以内で
は、ライン圧回路１０１と連通した供給圧ポート４０ｃ
が、出力ポート４０ｄを介してシフトコントロールバル
ブ４６のポート４６ｉｎｃと連通するように構成され、
信号圧Ｐｓｉｇ＋が増大すると、スプール４０ｓがスプ
リング４０ｒに抗して図中下方へ変位し、出力ポート４
０ｄがドレーンポート４０ｅに連通して、出力ポート４
０ｄからの制御圧Ｐｃ１がドレーンポート４０ｅに接続
されるように構成される。When the signal pressure Psig + is within a predetermined value, the supply pressure port 40c communicating with the line pressure circuit 101 is provided.
Is configured to communicate with the port 46inc of the shift control valve 46 via the output port 40d,
When the signal pressure Psig + increases, the spool 40s is displaced downward in the figure against the spring 40r, and the output port 4
0d communicates with the drain port 40e, and the output port 4
The control pressure Pc1 from 0d is connected to the drain port 40e.

【００６２】ここで、スプール４０ｓが制御圧Ｐｃ１の
フィードバックを受けるポート４０ｂ側の受圧面積と、
供給圧ＰＬを受けるとともにスプール４０ｓに当接した
可動プラグ４０ｐの受圧面積は等しい値Ａｓに設定され
ており、供給圧ＰＬと制御圧Ｐｃ１の差圧がスプール４
０ｓを図中上方へ付勢するようにフィードバックされ
る。Here, the pressure receiving area on the side of the port 40b where the spool 40s receives the feedback of the control pressure Pc1,
The pressure receiving area of the movable plug 40p that receives the supply pressure PL and is in contact with the spool 40s is set to an equal value As, and the differential pressure between the supply pressure PL and the control pressure Pc1 is the spool 4.
Feedback is performed to bias 0 s upward in the figure.

【００６３】スプール４０ｓがポート４０ａからの信号
圧Ｐｓｉｇ＋を受ける受圧面積をＡsol、スプリング４
０ｒの付勢力をＦｓとして、釣り合いの式を示すと、 Ｐsig＋・Ａsol＝（ＰＬ−Ｐｃ１）・Ａｓ＋Ｆｓ ………（１） となる。よって、ａ＝Ａsol／Ａｓ、ｂ＝Ｆｓ／Ａｓ
（定数）として上記（１）式を変形すると、 ＰＬ−Ｐｃ１＝ａ・（Ｐｓｉｇ＋）−ｂ ………（２） で表され、図５に示すように、信号圧Ｐｓｉｇ＋に対応
して、供給圧ＰＬと制御圧Ｐｃ１の差圧ΔＰ１＝ＰＬ−
Ｐｃ１が制御可能になる。The pressure receiving area where the spool 40s receives the signal pressure Psig + from the port 40a is Asol, and the spring 4 is
When the equilibrium equation is shown with the biasing force of 0r as Fs, Psig + · Asol = (PL−Pc1) · As + Fs (1) Therefore, a = Asol / As, b = Fs / As
When the above formula (1) is modified as a (constant), it is expressed by PL-Pc1 = a · (Psig +) − b (2), and is supplied corresponding to the signal pressure Psig + as shown in FIG. Pressure difference between pressure PL and control pressure Pc1 ΔP1 = PL−
Pc1 becomes controllable.

【００６４】また、信号圧Ｐｓｉｇ＋＝０のとき、差圧
ＰＬ−Ｐｃ１＜０となるが、制御圧Ｐｃ１の元圧がライ
ン圧回路１０１の供給圧ＰＬのため、制御圧Ｐｃ１が供
給圧ＰＬ以上になることはなく、このときスプール４０
ｓは調圧状態にはならず、スプリング力Ｆｓで図中上方
に押しきられ、供給圧ポート４０ｃと出力ポート４０ｄ
が連通したＰｃ１＝ＰＬの状態となる。When the signal pressure Psig + = 0, the differential pressure PL-Pc1 <0. However, since the source pressure of the control pressure Pc1 is the supply pressure PL of the line pressure circuit 101, the control pressure Pc1 is equal to or higher than the supply pressure PL. It will never become a spool 40 at this time
s is not in a pressure regulating state, and is pushed upward by the spring force Fs in the figure, so that the supply pressure port 40c and the output port 40d
Pc1 = PL in communication with each other.

【００６５】したがって、スプリング力Ｆｓにより調圧
開始までの不感帯が作られることなり、制御圧Ｐｃ１の
特性は、信号圧Ｐｓｉｇ＋に対して供給圧ＰＬが一定だ
と仮定した場合では、図５に示すようになり、信号圧Ｐ
ｓｉｇ＋＝０から図中破線間での区間が上記不感帯とな
る。Therefore, the dead zone before the start of pressure regulation is created by the spring force Fs, and the characteristic of the control pressure Pc1 is shown in FIG. 5 when it is assumed that the supply pressure PL is constant with respect to the signal pressure Psig +. And the signal pressure P
The section between sig + = 0 and the broken line in the figure is the dead zone.

【００６６】すなわち、＋トルクソレノイド５０からの
信号圧Ｐｓｉｇ＋が増大すると、差圧ＰＬ−Ｐｃ１が増
大し、また、スプリング力Ｆｓによって、Ｐｓｉｇ＋＝
ｂ／ａ＝Ｆｓ／Ａsol以下では、上記したように、Ｐｃ
１＝ＰＬである。That is, when the signal pressure Psig + from the + torque solenoid 50 increases, the differential pressure PL-Pc1 increases, and due to the spring force Fs, Psig + =
Below b / a = Fs / Asol, as described above, Pc
1 = PL.

【００６７】一方、信号圧Ｐｓｉｇ＋が最大値（＝パイ
ロット圧Ｐｐ）になると、供給圧ポート４０ｃが遮断さ
れて、出力ポート４０ｄがドレーンポート４０ｅと連通
することになる。On the other hand, when the signal pressure Psig + reaches the maximum value (= pilot pressure Pp), the supply pressure port 40c is shut off and the output port 40d communicates with the drain port 40e.

【００６８】上記差圧ΔＰ１＝ＰＬ−Ｐｃ１の特性は、
供給圧ＰＬが変化した場合であっても制御圧Ｐｃ１も同
様に変化するため変わらない。ただし、０≦Ｐｃ１≦Ｐ
Ｌの範囲内でしかＰｃ１の値は存在しないため、供給圧
ＰＬが低下すると差圧ΔＰ１＝ＰＬ−Ｐｃ１の値は、供
給圧ＰＬの値により制限されることはある。The characteristic of the differential pressure ΔP1 = PL-Pc1 is as follows:
Even when the supply pressure PL changes, the control pressure Pc1 also changes and does not change. However, 0 ≦ Pc1 ≦ P
Since the value of Pc1 exists only within the range of L, when the supply pressure PL decreases, the value of the differential pressure ΔP1 = PL−Pc1 may be limited by the value of the supply pressure PL.

【００６９】つまり、この＋トルクコントロールバルブ
４０は、供給圧ＰＬと制御圧Ｐｃ１の差圧ΔＰ１＝ＰＬ
−Ｐｃ１を、０を含んで制御することが可能となり、か
つ、＋トルクソレノイド５０が非通電時では制御圧Ｐｃ
１が供給圧ＰＬに等しくなるという特徴を持っている。That is, the + torque control valve 40 has a differential pressure ΔP1 = PL between the supply pressure PL and the control pressure Pc1.
It becomes possible to control −Pc1 including 0, and when the + torque solenoid 50 is not energized, the control pressure Pc is
The feature is that 1 becomes equal to the supply pressure PL.

【００７０】なお、−トルクコントロールバルブ４５
も、上記＋トルクコントロールバルブ４０と同様に構成
され、各ポート４５ａ〜４５ｆ、スプール４５ｓ及びス
プリング４５ｒも＋トルクコントロールバルブ４０と同
様に形成されており、出力ポート４５ｄからは制御圧Ｐ
ｃ２が供給され、供給圧ＰＬと制御圧Ｐｃ２の差圧ΔＰ
２＝ＰＬ−Ｐｃ２を、０を含んで制御することが可能と
なる。-Torque control valve 45
Is also configured in the same manner as the + torque control valve 40, the ports 45a to 45f, the spool 45s, and the spring 45r are also formed in the same manner as the + torque control valve 40, and the control pressure P is output from the output port 45d.
c2 is supplied, the differential pressure ΔP between the supply pressure PL and the control pressure Pc2
It becomes possible to control 2 = PL-Pc2 including 0.

【００７１】これらの２つの圧力制御弁で構成された、
＋トルクコントロールバルブ４０及び−トルクコントロ
ールバルブ４５からの制御圧Ｐｃ１、Ｐｃ２は、シフト
コントロールバルブ４６のドレーン側を介して油圧シリ
ンダ３０の油室３０Ａ、３０Ｂの一方へ供給され、供給
圧ＰＬとの間で油圧シリンダ３０のピストン３１表裏の
差圧ΔＰを制御することで、パワーローラ２０の伝達ト
ルクを調整することが可能となる。It consists of these two pressure control valves,
The control pressures Pc1 and Pc2 from the + torque control valve 40 and the −torque control valve 45 are supplied to one of the oil chambers 30A and 30B of the hydraulic cylinder 30 via the drain side of the shift control valve 46 and are supplied to the supply pressure PL. By controlling the differential pressure ΔP between the front and back of the piston 31 of the hydraulic cylinder 30, the transmission torque of the power roller 20 can be adjusted.

【００７２】次に変速比無限大無段変速機の制御は、図
２に示すように、マイクロコンピュータを主体に構成さ
れた変速制御コントローラ８０によって変速比と伝達ト
ルクの制御が行われる。Next, in the control of the continuously variable transmission having an infinite transmission ratio, as shown in FIG. 2, a transmission control controller 80 mainly composed of a microcomputer controls the transmission ratio and the transmission torque.

【００７３】変速制御コントローラ８０には、ユニット
入力軸１の回転数Ｎｉ（＝エンジン回転数Ｎｅ）を検出
する入力軸回転数センサ８１からの出力と、無段変速機
出力軸４の回転数Ｎｃｏを検出する無段変速機出力軸回
転数センサ８２からの出力と、ユニット出力軸６の回転
数Ｎｏから車速ＶＳＰを検出する車速センサ８３からの
出力や、図示しないセレクトレバーまたはスイッチに応
動するインヒビタスイッチ８４からのセレクト位置ＰＯ
Ｓ、アクセル操作量センサ８５が検出したアクセルペダ
ルの踏み込み量ＡＰＳがそれぞれ入力される。The shift control controller 80 outputs the output from the input shaft revolution speed sensor 81 for detecting the revolution speed Ni (= engine revolution speed Ne) of the unit input shaft 1 and the revolution speed Nco of the continuously variable transmission output shaft 4. Output from the continuously variable transmission output shaft rotation speed sensor 82 that detects the speed, output from the vehicle speed sensor 83 that detects the vehicle speed VSP from the rotation speed No of the unit output shaft 6, and an inhibitor that responds to a select lever or switch (not shown). Select position PO from switch 84
S, the accelerator pedal depression amount APS detected by the accelerator operation amount sensor 85 are input.

【００７４】変速制御コントローラ８０は、これらの検
出値を運転状態として処理し、この運転状態に応じてソ
レノイド９１、９２を駆動することで動力循環モードク
ラッチ９と直結モードクラッチ１０を選択的に締結し
て、動力循環モードと直結モードを切り換えるととも
に、運転状態に応じたＩＶＴ比ｉｉ及びＣＶＴ比ｉｃと
なるようにステップモータ３６を駆動し、さらに、＋ト
ルクソレノイド５０または−トルクソレノイド５５を駆
動することでトロイダル型無段変速機構２の伝達トルク
の制御と変速比の制御を行う。The shift control controller 80 processes these detected values as an operating state, and drives the solenoids 91 and 92 according to the operating state to selectively engage the power circulation mode clutch 9 and the direct connection mode clutch 10. Then, the power circulation mode and the direct connection mode are switched, and the step motor 36 is driven so as to obtain the IVT ratio ii and the CVT ratio ic according to the operating state, and further the + torque solenoid 50 or the −torque solenoid 55 is driven. Thus, the transmission torque of the toroidal type continuously variable transmission mechanism 2 and the gear ratio are controlled.

【００７５】トロイダル型無段変速機構２では、本願出
願人が提案した特願平１０−５３１８７号などにも示し
たように、油圧シリンダ３０のピストン３１に加わる差
圧ΔＰの大きさが、パワーローラ２０の伝達トルクの大
きさを決定しており、制御圧Ｐｃ１または制御圧Ｐｃ２
を供給圧ＰＬとすることで供給圧ＰＬとドレーン圧（制
御圧Ｐｃ１、２）との差圧ΔＰ１、ΔＰ２が０になり、
伝達トルクを０とすることができる。In the toroidal type continuously variable transmission mechanism 2, as shown in Japanese Patent Application No. 10-53187 proposed by the applicant of the present application, the magnitude of the differential pressure ΔP applied to the piston 31 of the hydraulic cylinder 30 depends on the power. The magnitude of the transmission torque of the roller 20 is determined, and the control pressure Pc1 or the control pressure Pc2 is determined.
Is set as the supply pressure PL, the differential pressures ΔP1 and ΔP2 between the supply pressure PL and the drain pressure (control pressures Pc1, 2) become 0,
The transmission torque can be zero.

【００７６】そして、差圧ΔＰ１またはΔＰ２を０に設
定する際には、油室３０Ａ、３０Ｂの油圧を供給圧ＰＬ
に一致させるため、ピストン３１の表裏に油圧をかけた
状態で差圧ΔＰ１、Ｐ２を０に設定でき、作動油にエア
ーなどが混入して体積弾性係数が変化することによる差
圧ΔＰ１、Ｐ２の変動を抑制することができ、制御精度
を確保することができる。When the differential pressure ΔP1 or ΔP2 is set to 0, the hydraulic pressure in the oil chambers 30A and 30B is set to the supply pressure PL.
The pressure difference ΔP1 and P2 can be set to 0 while the hydraulic pressure is applied to the front and back of the piston 31, and the differential pressure ΔP1 and P2 due to the volume elasticity coefficient changing due to the inclusion of air or the like in the hydraulic oil. Fluctuations can be suppressed and control accuracy can be ensured.

【００７７】差圧制御による無段変速機構２の伝達トル
クの制御は、油圧シリンダ３０が支持するトルクの方向
に応じて、シフトコントロールバルブ４６を切り換えれ
ばよく、例えば、図４において、油室３０Ｂ側に供給圧
ＰＬが供給されている場合には、図３に示すように入力
ディスク２１が回転しているとすると、正の伝達トルク
（入力ディスク２１から出力ディスク２２へトルクが伝
達される方向を正とする。以下同様）を制御圧Ｐｃ２と
の差圧ΔＰ２によって制御できる。The control of the transmission torque of the continuously variable transmission mechanism 2 by the differential pressure control may be performed by switching the shift control valve 46 according to the direction of the torque supported by the hydraulic cylinder 30. For example, in FIG. When the supply pressure PL is supplied to the 30B side, assuming that the input disk 21 is rotating as shown in FIG. 3, positive transmission torque (torque is transmitted from the input disk 21 to the output disk 22). The direction is positive. The same applies hereinafter) can be controlled by the pressure difference ΔP2 from the control pressure Pc2.

【００７８】逆に、図４において、油室３０Ａ側に供給
圧ＰＬが供給されている場合には、図３に示すように、
入力ディスク２１が回転しているとすると、負の伝達ト
ルク（出力ディスク２２から入力ディスク２１へのトル
ク。以下同様）を制御圧Ｐｃ１との差圧ΔＰ１によって
制御できる。On the contrary, in FIG. 4, when the supply pressure PL is supplied to the oil chamber 30A side, as shown in FIG.
If the input disk 21 is rotating, negative transmission torque (torque from the output disk 22 to the input disk 21. The same applies hereinafter) can be controlled by the pressure difference ΔP1 from the control pressure Pc1.

【００７９】ここで、直結モードでは、無段変速機構２
からのトルクがユニット出力軸６へ伝達されるため、正
方向のトルクで車両の駆動が行われる一方、負方向のト
ルクでエンジンブレーキが作用する。Here, in the direct connection mode, the continuously variable transmission mechanism 2
Since the torque from is transmitted to the unit output shaft 6, the vehicle is driven with the torque in the positive direction, while the engine brake acts with the torque in the negative direction.

【００８０】したがって、直結モードでは、無段変速機
構２を通過する正のトルクを制御することで、駆動側の
伝達トルクを制御でき、油室３０Ｂに供給される供給圧
ＰＬと、油室３０Ａに供給される制御圧Ｐｃ２との差圧
ΔＰ２を制御すればよい。Therefore, in the direct connection mode, the transmission torque on the drive side can be controlled by controlling the positive torque passing through the continuously variable transmission mechanism 2, and the supply pressure PL supplied to the oil chamber 30B and the oil chamber 30A can be controlled. The pressure difference ΔP2 with respect to the control pressure Pc2 supplied to the valve may be controlled.

【００８１】また、直結モードでエンジンブレーキを制
御するには、無段変速機構２を通過する負のトルクを制
御すればよく、図３、図４に示したように、油室３０Ａ
に供給される供給圧ＰＬと、油室３０Ｂに供給される制
御圧Ｐｃ１との差圧ΔＰ１を制御すればよい。Further, in order to control the engine brake in the direct connection mode, it suffices to control the negative torque passing through the continuously variable transmission mechanism 2, and as shown in FIGS. 3 and 4, the oil chamber 30A
The differential pressure ΔP1 between the supply pressure PL supplied to the oil chamber 30B and the control pressure Pc1 supplied to the oil chamber 30B may be controlled.

【００８２】一方、動力循環モードでは、動力循環モー
ドクラッチ９が締結される一方、直結モードクラッチ１
０が解放されるため、図１において、一定変速機構３に
駆動されるキャリア５ｂのピニオンの公転速度と、無段
変速機構２のＣＶＴ比に応じたサンギア５ａの回転速度
の差によって、車両の前後進とギアードニュートラルポ
イントＧＮＰが決定され、この動力循環モードでは、車
両の進行方向によって、無段変速機構２を通過するトル
クの方向が変化する。On the other hand, in the power circulation mode, the power circulation mode clutch 9 is engaged, while the direct coupling mode clutch 1 is engaged.
Since 0 is released, in FIG. 1, due to the difference between the revolution speed of the pinion of the carrier 5b driven by the constant speed change mechanism 3 and the rotation speed of the sun gear 5a according to the CVT ratio of the continuously variable speed change mechanism 2, The forward and backward movement and the geared neutral point GNP are determined, and in this power circulation mode, the direction of the torque passing through the continuously variable transmission mechanism 2 changes depending on the traveling direction of the vehicle.

【００８３】まず、動力循環モードにおける前進時は、
キャリア５ｂのピニオンの公転速度がサンギア５ａの回
転速度よりも大きい場合、すなわち、無段変速機構２の
ＣＶＴ比が図１７に示すギアードニュートラルポイント
ＧＮＰより大側（Ｌｏ側）にあるときで、キャリア５ｂ
に伝達されたトルクは、リングギア５ｃとサンギア５ａ
に伝達されるため、無段変速機構２への入力トルクは、
チェーン４ｂを介して出力ディスク２２側から入力さ
れ、負の方向となる。ちなみに、出力ディスク２２から
入力ディスク２１へ伝達されたトルクは、ユニット入力
軸１から一定変速機構３へ伝達されて、駆動力が循環す
ることになる。First, during forward movement in the power circulation mode,
When the revolution speed of the pinion of the carrier 5b is higher than the rotation speed of the sun gear 5a, that is, when the CVT ratio of the continuously variable transmission 2 is on the larger side (Lo side) than the geared neutral point GNP shown in FIG. 5b
The torque transmitted to the ring gear 5c and the sun gear 5a
Input torque to the continuously variable transmission mechanism 2 is transmitted to
It is input from the output disk 22 side via the chain 4b and is in the negative direction. By the way, the torque transmitted from the output disc 22 to the input disc 21 is transmitted from the unit input shaft 1 to the constant speed change mechanism 3, and the driving force circulates.

【００８４】一方、動力循環モードにおける後進時で
は、サンギア５ａの回転速度がキャリア５ｂのピニオン
の公転速度よりも十分大きい場合、すなわち、無段変速
機構２のＣＶＴ比が、図１７に示すギアードニュートラ
ルポイントＧＮＰよりも小側（Ｈｉ側）にあるときで、
このとき、サンギア５ａに伝達されたトルクは、キャリ
ア５ｂとリングギア５ｃに伝達されるため、無段変速機
構２への入力トルクは、入力ディスク２１から出力ディ
スク２２へ伝達される正方向となり、サンギア５ａを介
してキャリア５ｂに伝達されたトルクは、一定変速機構
３を介して再び入力ディスク２１へ循環する。On the other hand, in the reverse drive in the power circulation mode, when the rotation speed of the sun gear 5a is sufficiently higher than the revolution speed of the pinion of the carrier 5b, that is, the CVT ratio of the continuously variable transmission mechanism 2 is the geared neutral shown in FIG. When it is on the smaller side (Hi side) than the point GNP,
At this time, since the torque transmitted to the sun gear 5a is transmitted to the carrier 5b and the ring gear 5c, the input torque to the continuously variable transmission mechanism 2 is in the positive direction transmitted from the input disc 21 to the output disc 22, The torque transmitted to the carrier 5b via the sun gear 5a circulates to the input disk 21 again via the constant speed change mechanism 3.

【００８５】したがって、動力循環モードの前進時で
は、無段変速機構２を通過する負のトルクを制御するこ
とで、駆動側の伝達トルクを制御でき、すなわち、図
３、図４に示したように、油室３０Ａに供給される供給
圧ＰＬと、油室３０Ｂに供給される制御圧Ｐｃ１との差
圧ΔＰ１を制御すればよい。Therefore, during forward movement in the power circulation mode, the transmission torque on the drive side can be controlled by controlling the negative torque passing through the continuously variable transmission mechanism 2, that is, as shown in FIGS. 3 and 4. First, the differential pressure ΔP1 between the supply pressure PL supplied to the oil chamber 30A and the control pressure Pc1 supplied to the oil chamber 30B may be controlled.

【００８６】また、動力循環モードの前進時にエンジン
ブレーキを制御するには、無段変速機構２を通過する正
のトルクを制御すればよく、油室３０Ｂに供給される供
給圧ＰＬと、油室３０Ａに供給される制御圧Ｐｃ２との
差圧ΔＰ２を制御すればよい。Further, in order to control the engine brake during forward movement in the power circulation mode, it suffices to control the positive torque passing through the continuously variable transmission mechanism 2, and the supply pressure PL supplied to the oil chamber 30B and the oil chamber 30B. The differential pressure ΔP2 with respect to the control pressure Pc2 supplied to 30A may be controlled.

【００８７】一方、動力循環モードの後進時では、上記
の関係が逆になって、無段変速機構２を通過する正のト
ルクを制御することで、駆動側の伝達トルクを制御で
き、油室３０Ｂに供給される供給圧ＰＬと、油室３０Ａ
に供給される制御圧Ｐｃ２との差圧ΔＰ２を制御すれば
よい。On the other hand, when the power circulation mode is in reverse, the above relationship is reversed, and by controlling the positive torque passing through the continuously variable transmission mechanism 2, the transmission torque on the drive side can be controlled and the oil chamber can be controlled. Supply pressure PL supplied to 30B and oil chamber 30A
The pressure difference ΔP2 with respect to the control pressure Pc2 supplied to the valve may be controlled.

【００８８】同様に、後進方向のエンジンブレーキの制
御は、油室３０Ａに供給される供給圧ＰＬと、油室３０
Ｂに供給される制御圧Ｐｃ１との差圧ΔＰ１を制御すれ
ばよい。Similarly, control of the engine brake in the reverse direction is performed by the supply pressure PL supplied to the oil chamber 30A and the oil chamber 30.
The differential pressure ΔP1 with respect to the control pressure Pc1 supplied to B may be controlled.

【００８９】次に、変速制御コントローラ８０では、走
行中にエンジンブレーキが過大になるのを防止するた
め、伝達トルクの制御を行う。Next, the shift control controller 80 controls the transmission torque in order to prevent the engine brake from becoming excessive during traveling.

【００９０】この制御の一例を、図６のフローチャート
を参照しながら以下に詳述する。なお、このフローチャ
ートは所定時間毎、例えば、１０msecごとに実行される
ものである。An example of this control will be described below in detail with reference to the flowchart of FIG. Note that this flowchart is executed every predetermined time, for example, every 10 msec.

【００９１】まず、ステップＳ１では、インヒビタスイ
ッチ８４が検出したセレクト位置ＰＯＳ、アクセル操作
量センサ８５が検出したアクセル踏み込み量ＡＰＳを読
み込むとともに、ステップＳ２で入力軸回転数センサ８
１が検出した入力軸回転数Ｎｉ、出力軸回転数センサ８
２が検出した無段変速機構２の出力軸回転数Ｎｃｏ、ユ
ニット出力軸６の回転数Ｎｏから、ＣＶＴ比ｉｃと、Ｉ
ＶＴ比ｉｉを演算する。なお、車速ＶＳＰは、ユニット
出力軸６の回転数Ｎｏに所定の定数を乗じたものとす
る。First, in step S1, the select position POS detected by the inhibitor switch 84 and the accelerator depression amount APS detected by the accelerator operation amount sensor 85 are read, and in step S2 the input shaft rotation speed sensor 8 is detected.
Input shaft rotation speed Ni detected by 1 and output shaft rotation speed sensor 8
CVT ratio ic and I from the output shaft rotation speed Nco of the continuously variable transmission mechanism 2 detected by 2 and the rotation speed No of the unit output shaft 6.
Calculate the VT ratio ii. The vehicle speed VSP is obtained by multiplying the rotation speed No of the unit output shaft 6 by a predetermined constant.

【００９２】また、インヒビタスイッチ８４が検出する
セレクト位置ＰＯＳは、この場合、Ｄレンジ（前進位
置）、Ｒレンジ（後進位置）、Ｎレンジ（ニュートラル
位置）及びＰレンジ（駐車位置）の４つの中から選択す
るものとする。Further, in this case, the select position POS detected by the inhibitor switch 84 is one of four ranges of D range (forward position), R range (reverse position), N range (neutral position) and P range (parking position). Shall be selected from.

【００９３】次に、ステップＳ３では、セレクト位置Ｐ
ＯＳがどのレンジであるか否かを判定し、Ｄレンジであ
れば、ステップＳ４へ進んで、運転モードの判定を行う
一方、ＮレンジまたはＰレンジであればステップＳ７へ
進み、ＲレンジであればステップＳ８へ進む。Next, in step S3, the select position P
It is determined which range the OS is in. If the range is the D range, the process proceeds to step S4, and the operation mode is determined. If the range is the N range or the P range, the process proceeds to step S7 and the range is the R range. If so, go to step S8.

【００９４】ステップＳ４では、図１７に示したよう
に、車両の前進側では、動力循環モードと直結モードの
２つの運転モードがあるため、ステップＳ２で求めたＩ
ＶＴ比ｉｉに基づいて現在の運転モードを判定し、動力
循環モードであれば、ステップＳ５へ進む一方、直結モ
ードであればステップＳ６へ進む。In step S4, as shown in FIG. 17, there are two operation modes, the power circulation mode and the direct connection mode, on the forward side of the vehicle.
The current operation mode is determined based on the VT ratio ii. If it is the power circulation mode, the process proceeds to step S5, while if it is the direct connection mode, the process proceeds to step S6.

【００９５】動力循環モードの前進状態と判定されたス
テップＳ５では、エンジン７０から無段変速機２を通過
する駆動側の伝達トルクは、上記したように負の伝達ト
ルクとなるため、制御圧Ｐｃ１と供給圧ＰＬの差圧ΔＰ
１を、ΔＰ１＝ｆ（ＡＰＳ、ｉｃ）として、負の伝達ト
ルクが運転状態に応じた差圧ΔＰ１となるように制御圧
Ｐｃ１を制御する。ただし、ｆ（ＡＰＳ、ｉｃ）は、予
め設定したマップまたは関数で、アクセル踏み込み量Ａ
ＰＳとＣＶＴ比ｉｃから差圧を決定するもので、換言す
れば入力トルクと、ＣＶＴ比ｉｃに応じた差圧に設定す
るものである。In step S5 when it is determined that the power circulation mode is in the forward drive state, the transmission torque on the drive side that passes through the continuously variable transmission 2 from the engine 70 becomes the negative transmission torque as described above, and therefore the control pressure Pc1. And supply pressure PL differential pressure ΔP
1 is set as ΔP1 = f (APS, ic), and the control pressure Pc1 is controlled so that the negative transmission torque becomes the differential pressure ΔP1 according to the operating state. However, f (APS, ic) is a preset map or function, and is the accelerator depression amount A
The differential pressure is determined from the PS and the CVT ratio ic, in other words, the differential pressure is set according to the input torque and the CVT ratio ic.

【００９６】一方、制御圧Ｐｃ２と供給圧ＰＬの差圧Δ
Ｐ２を、ΔＰ２＝ｆ１（ｉｃ）としておき、動力循環モ
ードの前進方向で、ステップモータ３６が故障あるいは
誤動作し、ポート４６ｄｅｃが油室３０Ａと連通したと
きに、動力循環モードの前進時では正方向の伝達トルク
となるエンジンブレーキ側のトルクが過大になるのを抑
制する。On the other hand, the differential pressure Δ between the control pressure Pc2 and the supply pressure PL.
When P2 is set to ΔP2 = f1 (ic) and the step motor 36 malfunctions or malfunctions in the forward direction of the power circulation mode and the port 46dec communicates with the oil chamber 30A, the forward direction in the power circulation mode is positive. It is possible to prevent the torque on the engine brake side, which is the transmission torque of, from becoming excessive.

【００９７】上記ｆ１（ｉｃ）は、例えば、図７に示す
ように設定され、ギアードニュートラルポイントＧＮＰ
よりも前進側、換言すれば、ＣＶＴ比ｉｃのＬｏ側から
−トルクソレノイド５５の信号圧Ｐｓｉｇ−が立ち上が
った後、ＣＶＴ比ｉｃがＬｏ側（ＩＶＴ比ｉｉはＨｉ
側）へ向かうにつれ、徐々に信号圧Ｐｓｉｇ−が増大す
るように設定される。The above f1 (ic) is set, for example, as shown in FIG. 7, and the geared neutral point GNP is set.
After the signal pressure Psig- of the torque solenoid 55 rises from the forward side, in other words, the Lo side of the CVT ratio ic, the CVT ratio ic is on the Lo side (IVT ratio ii is Hi.
The signal pressure Psig− is set to gradually increase toward the side).

【００９８】すなわち、図５に示した信号圧Ｐｓｉｇ−
と差圧ΔＰ２の関係から、差圧ΔＰ２は信号圧Ｐｓｉｇ
−の緩やかな増大に応じて徐々に上昇するが、信号圧Ｐ
ｓｉｇ−に基づいて、予め設定された値を超えないよう
に規制され、正方向への伝達トルクを制限する。That is, the signal pressure Psig- shown in FIG.
And the differential pressure ΔP2, the differential pressure ΔP2 is determined by the signal pressure Psig.
The signal pressure P gradually increases with the gradual increase of −.
Based on sig-, it is regulated so as not to exceed a preset value, and the transmission torque in the forward direction is limited.

【００９９】動力循環モードの前進状態では、走行中に
ステップモータ３６が誤動作または故障して、ＣＶＴ比
ｉｃのＨｉ側へ動いたとすると、図１７に示したよう
に、ＩＶＴ比ｉｉはＬｏ側へ向かう。In the forward drive mode of the power circulation mode, if the step motor 36 malfunctions or malfunctions during traveling and moves to the Hi side of the CVT ratio ic, the IVT ratio ii moves to the Lo side, as shown in FIG. Go to

【０１００】このとき、図４に示したスプール４６Ｓ
は、図中上方へ変位して、油室３０Ａに制御圧Ｐｃ２が
供給され、油室３０Ｂには供給圧ＰＬが加わり、正方向
にトルクを伝達しようとするが、図７に示したように、
差圧ΔＰ２（信号圧Ｐｓｉｇ−）はＣＶＴ比ｉｃに応じ
て規制されているため、ステップモータ３６の誤動作等
によって急激にエンジンブレーキが増大するのを防止す
ることができる。At this time, the spool 46S shown in FIG.
Is displaced upward in the figure, the control pressure Pc2 is supplied to the oil chamber 30A, and the supply pressure PL is applied to the oil chamber 30B to try to transmit the torque in the positive direction, but as shown in FIG. ,
Since the differential pressure ΔP2 (signal pressure Psig−) is regulated according to the CVT ratio ic, it is possible to prevent the engine brake from rapidly increasing due to a malfunction of the step motor 36 or the like.

【０１０１】次に、直結モードと判定されたステップＳ
６では、エンジン７０から無段変速機構２を通過する伝
達トルクは、上記したように正方向となるため、制御圧
Ｐｃ２と供給圧ＰＬの差圧ΔＰ２を、 ΔＰ２＝ｆ（ＡＰＳ、ｉｃ） として、正方向の伝達トルクが運転状態に応じた差圧Δ
Ｐ２となるように制御圧Ｐｃ２を制御する。Next, step S when it is determined that the direct connection mode is set.
6, the transmission torque passing from the engine 70 through the continuously variable transmission mechanism 2 is in the positive direction as described above. Therefore, the differential pressure ΔP2 between the control pressure Pc2 and the supply pressure PL is ΔP2 = f (APS, ic). , The positive direction transmission torque is the differential pressure Δ
The control pressure Pc2 is controlled so as to become P2.

【０１０２】一方、エンジンブレーキ側の伝達トルクを
制御する制御圧Ｐｃ２と供給圧ＰＬの差圧ΔＰ１は、 ΔＰ１＝ｆ２（ｉｃ）＝Ｋｃ×Ｔｏｌｍｔ としておき、直結モードでステップモータ３６が故障あ
るいは誤動作し、ポート４６ｉｎｃが油室３０Ｂと連通
したときに、直結モードでは負方向の伝達トルクとなる
エンジンブレーキ側のトルクが過大になるのを抑制す
る。On the other hand, the pressure difference ΔP1 between the control pressure Pc2 for controlling the transmission torque on the engine brake side and the supply pressure PL is set to ΔP1 = f2 (ic) = Kc × Tolmt, and the step motor 36 fails or malfunctions in the direct connection mode. However, when the port 46inc communicates with the oil chamber 30B, the torque on the engine brake side, which is the transmission torque in the negative direction in the direct connection mode, is prevented from becoming excessive.

【０１０３】ここで、上記ｆ２（ｉｃ）のＴｏｌｍｔ
は、例えば、エンジンブレーキが予め設定した減速度を
超えないように設定された伝達トルクの制限値を示し、
また、上記変数Ｋｃは、図８に示すように、ＣＶＴ比ｉ
ｃが小さく（Ｈｉ側）なるにつれて、徐々に大きくなる
ように設定されたマップまたは関数の値である。Here, Tolmt of the above f2 (ic)
Indicates, for example, the limit value of the transmission torque set so that the engine brake does not exceed the preset deceleration,
Further, the variable Kc is, as shown in FIG.
The value of the map or function is set so that it gradually increases as c decreases (on the Hi side).

【０１０４】すなわち、図８に示した変数Ｋｃと伝達ト
ルクの制限値Ｔｏｌｍｔに基づいて、差圧ΔＰ１の絶対
値が所定値以下に規制されて、負方向への伝達トルクを
ほぼ一定の値に制限する。That is, based on the variable Kc and the transmission torque limit value Tolmt shown in FIG. 8, the absolute value of the differential pressure ΔP1 is regulated to a predetermined value or less, and the transmission torque in the negative direction is made substantially constant. Restrict.

【０１０５】直結モードでは、走行中にステップモータ
３６が誤動作または故障して、ＣＶＴ比ｉｃのＬｏ側へ
動いたとすると、図１７に示したように、ＩＶＴ比ｉｉ
もＬｏ側へ向かう。In the direct connection mode, if the step motor 36 malfunctions or malfunctions during traveling and moves to the Lo side of the CVT ratio ic, as shown in FIG. 17, the IVT ratio ii
Also heads for Lo.

【０１０６】このとき、図４に示したスプール４６Ｓ
は、図中下方へ変位して、油室３０Ａに供給圧ＰＬが加
わり、油室３０Ｂには制御圧Ｐｃ１が供給され、負方向
にトルクを伝達しようとするが、図８に示した変数Ｋｃ
と制限値Ｔｏｌｍｔによって、差圧ΔＰ１はＣＶＴ比ｉ
ｃに応じた値に規制されるため、ステップモータ３６の
誤動作等によって急激にエンジンブレーキが生じるのを
防止することができ、ＣＶＴ比ｉｃまたはＩＶＴ比ｉｉ
に応じて制限するエンジンブレーキ側の伝達トルクをほ
ぼ一定にすることができる。At this time, the spool 46S shown in FIG.
Is displaced downward in the figure, the supply pressure PL is applied to the oil chamber 30A, the control pressure Pc1 is supplied to the oil chamber 30B, and the torque is transmitted in the negative direction, but the variable Kc shown in FIG.
And the limit value Tolmt, the differential pressure ΔP1 becomes CVT ratio i.
Since the value is regulated to a value corresponding to c, it is possible to prevent sudden engine braking from occurring due to a malfunction of the step motor 36, and the CVT ratio ic or the IVT ratio ii.
The transmission torque on the engine brake side, which is restricted according to the above, can be made substantially constant.

【０１０７】次に、上記ステップＳ３の判定で、Ｎレン
ジまたはＰレンジと判定されたステップＳ７では、差圧
ΔＰ１、ΔＰ２をｆ（ＡＰＳ、ｉｃ）として、トルクの
伝達を可能な状態にして発進に備える。Next, in step S7 in which it is determined that the range is the N range or the P range in step S3, the differential pressures ΔP1 and ΔP2 are set to f (APS, ic), and torque transmission is enabled to start. Prepare for

【０１０８】さらに、上記ステップＳ３の判定で、Ｒレ
ンジと判定されたステップＳ５では、動力循環モードの
後進状態で、図１７に示したように、ＩＶＴ比ｉｉは負
となり、エンジン７０から無段変速機２を通過する駆動
側の伝達トルクは、上記したように正方向の伝達トルク
となるため、制御圧Ｐｃ２と供給圧ＰＬの差圧ΔＰ２
を、 ΔＰ２＝ｆ（ＡＰＳ、ｉｃ） として、正方向の伝達トルクが運転状態に応じた差圧Δ
Ｐ２となるように制御圧Ｐｃ２を制御する。Further, in the step S5 where it is determined that the range is the R range in the above step S3, the IVT ratio ii becomes negative as shown in FIG. Since the transmission torque on the drive side that passes through the transmission 2 becomes the transmission torque in the positive direction as described above, the differential pressure ΔP2 between the control pressure Pc2 and the supply pressure PL.
Is expressed as ΔP2 = f (APS, ic), and the transmission torque in the positive direction is the differential pressure Δ
The control pressure Pc2 is controlled so as to become P2.

【０１０９】一方、エンジンブレーキ側の伝達トルクを
制御する制御圧Ｐｃ１と供給圧ＰＬの差圧ΔＰ１を、 ΔＰ１＝ｆ３（ｉｃ） としておき、動力循環モードの後進方向で、ステップモ
ータ３６が故障あるいは誤動作し、ポート４６ｉｎｃが
油室３０Ｂと連通したときに、後進状態では負方向の伝
達トルクとなるエンジンブレーキ側のトルクが過大にな
るのを抑制する。On the other hand, the differential pressure ΔP1 between the control pressure Pc1 for controlling the transmission torque on the engine brake side and the supply pressure PL is set to ΔP1 = f3 (ic), and the step motor 36 fails or is broken in the backward direction of the power circulation mode. When the malfunction occurs and the port 46inc communicates with the oil chamber 30B, the torque on the engine brake side, which is the transmission torque in the negative direction in the reverse drive state, is prevented from becoming excessive.

【０１１０】上記ｆ３（ｉｃ）は、例えば、図９に示す
ように設定され、ギアードニュートラルポイントＧＮＰ
よりも後進側、換言すれば、ＣＶＴ比ｉｃのＨｉ側から
＋トルクソレノイド５０の信号圧Ｐｓｉｇ＋が立ち上が
った後、ＣＶＴ比ｉｃがＨｉ側（ＩＶＴ比ｉｉは負方向
に増大）へ向かうにつれ、徐々に信号圧Ｐｓｉｇ＋が増
大するように設定される。The above f3 (ic) is set, for example, as shown in FIG. 9, and the geared neutral point GNP is set.
On the reverse side, in other words, after the signal pressure Psig + of the + torque solenoid 50 rises from the Hi side of the CVT ratio ic, the CVT ratio ic gradually increases toward the Hi side (IVT ratio ii increases in the negative direction). Is set so that the signal pressure Psig + increases.

【０１１１】すなわち、図５に示した信号圧Ｐｓｉｇ＋
と差圧ΔＰ１の関係から、差圧ΔＰ１は信号圧Ｐｓｉｇ
＋の緩やかな増大に応じて徐々に上昇するが、信号圧Ｐ
ｓｉｇ＋に基づいて、予め設定された値を超えないよう
に規制され、負方向への伝達トルクを制限する。That is, the signal pressure Psig + shown in FIG.
And the differential pressure ΔP1, the differential pressure ΔP1 is calculated as the signal pressure Psig.
The signal pressure P gradually increases as + increases gradually.
Based on sig +, it is regulated so as not to exceed a preset value, and the transmission torque in the negative direction is limited.

【０１１２】したがって、動力循環モードとなる後進状
態では、走行中にステップモータ３６が誤動作または故
障して、ＣＶＴ比ｉｃのＬｏ側へ動いたとすると、図１
７に示したように、ＩＶＴ比ｉｉはギアードニュートラ
ルポイントＧＮＰ側へ向かって増大する。Therefore, if the step motor 36 malfunctions or malfunctions during traveling and moves to the Lo side of the CVT ratio ic in the reverse drive state in which the power circulation mode is set, the state shown in FIG.
As shown in 7, the IVT ratio ii increases toward the geared neutral point GNP side.

【０１１３】このとき、図４に示したスプール４６Ｓ
は、図中上方へ変位して、油室３０Ｂに制御圧Ｐｃ１が
供給され、油室３０Ａには供給圧ＰＬが加わり、負方向
にトルクを伝達しようとするが、図９に示したように、
差圧ΔＰ１（信号圧Ｐｓｉｇ＋）はＣＶＴ比ｉｃに応じ
て規制されているため、ステップモータ３６の誤動作等
によって急激にエンジンブレーキが増大するのを防止す
ることができる。At this time, the spool 46S shown in FIG.
Is displaced upward in the drawing, the control pressure Pc1 is supplied to the oil chamber 30B, and the supply pressure PL is applied to the oil chamber 30A, which tries to transmit the torque in the negative direction, but as shown in FIG. ,
Since the differential pressure ΔP1 (signal pressure Psig +) is regulated according to the CVT ratio ic, it is possible to prevent the engine brake from rapidly increasing due to a malfunction of the step motor 36 or the like.

【０１１４】こうして、動力循環モード及び直結モード
のそれぞれについて、エンジン７０から無段変速機２を
通過する駆動側の伝達トルクに応じて差圧ΔＰを制御す
る一方、エンジンブレーキ側の差圧ΔＰが、予め設定し
た値以下となるように制御しておくことで、走行中にス
テップモータ３６が誤動作または故障したり、変速リン
ク３７が損傷した場合でも、急激にエンジンブレーキが
増大するのを迅速かつ確実に防止することができ、変速
比無限大無段変速機を備えた車両のフェイルセーフを確
保することが可能となるのである。Thus, in each of the power circulation mode and the direct connection mode, the differential pressure ΔP is controlled according to the transmission torque on the drive side passing from the engine 70 to the continuously variable transmission 2, while the differential pressure ΔP on the engine brake side is controlled. By controlling so as to be equal to or less than a preset value, even if the step motor 36 malfunctions or malfunctions during traveling, or the transmission link 37 is damaged, it is possible to quickly and rapidly increase the engine brake. This can be surely prevented, and it becomes possible to ensure fail-safe of a vehicle equipped with an infinitely variable transmission.

【０１１５】また、トロイダル型の無段変速機構２で
は、図３に示すトラニオン２３の軸方向変位量に応じ
て、パワーローラ２０の傾転速度、換言すればＣＶＴ比
ｉｃの変速速度が決まり、エンジンブレーキ側の差圧Δ
Ｐが、予め設定した値以下となるように制御しておくこ
とで、走行中にステップモータ３６が誤動作または故障
したり、変速リンク３７が損傷した場合に、エンジンブ
レーキが増大する方向へのトラニオン２３の軸方向変位
量が規制される。Further, in the toroidal type continuously variable transmission mechanism 2, the tilting speed of the power roller 20, in other words, the CVT ratio ic shifting speed is determined according to the axial displacement of the trunnion 23 shown in FIG. Differential pressure Δ on engine brake side
By controlling P so as to be equal to or less than a preset value, the trunnion in the direction in which the engine brake increases when the step motor 36 malfunctions or malfunctions during traveling, or the speed change link 37 is damaged. The axial displacement of 23 is regulated.

【０１１６】このため、エンジンブレーキが増大する方
向への変速速度が抑制されて、上記故障時などでエンジ
ンブレーキが急激に増大するのを確実に防ぐことができ
るのである。Therefore, the shift speed in the direction in which the engine brake increases can be suppressed, and it is possible to reliably prevent the engine brake from rapidly increasing due to the above-mentioned failure or the like.

【０１１７】図１０は第２の実施形態を示し、前記第１
実施形態に示した＋トルクコントロールバルブ４０及び
−トルクコントロールバルブ４５を、ノーマルクローズ
のバルブ４０’、４５’に変更するとともに、シフトコ
ントロールバルブ４６の供給ポートを２つに分けた１４
６に変更し、前記第１実施形態のポート４６ｉｎｃ、４
６ｄｅｃをドレーンポート１４６Ｄ、１４６Ｄとして、
シフトコントロールバルブ１４６の供給側に圧力制御弁
を独立して介装したもので、その他の構成は、前記第１
実施形態と同様である。FIG. 10 shows a second embodiment, in which the first
The + torque control valve 40 and the −torque control valve 45 shown in the embodiment are changed to normally closed valves 40 ′ and 45 ′, and the supply port of the shift control valve 46 is divided into two.
6, the port 46inc, 4 of the first embodiment,
6dec as drain port 146D, 146D,
A pressure control valve is independently provided on the supply side of the shift control valve 146, and other configurations are the same as those of the first embodiment.
It is similar to the embodiment.

【０１１８】＋トルクコントロールバルブ４０’及び−
トルクコントロールバルブ４５’は、＋トルクソレノイ
ド５０及び−トルクソレノイド５５が非通電のときには
出力ポート４０ｄ、４５ｄをドレーンポート４０ｅ、４
５ｅに連通させる一方、通電時には出力ポート４０ｄ、
４５ｄを供給圧ポート４０ｃ、４５ｃに連通させるノー
マルクローズとしたものである。+ Torque control valve 40 'and-
The torque control valve 45 ′ connects the output ports 40d and 45d to the drain ports 40e and 4e when the + torque solenoid 50 and the −torque solenoid 55 are not energized.
5e is connected to the output port 40d when energized,
It is a normally closed type in which 45d communicates with the supply pressure ports 40c and 45c.

【０１１９】そして、シフトコントロールバルブ１４６
は、前記第１実施形態に示したシフトコントロールバル
ブ４６の供給ポートを、＋トルクコントロールバルブ４
０’の供給圧ポート４０ｃに連通した供給ポート１４６
Ｐｉ（第１供給ポート）と、−トルクコントロールバル
ブ４５’の供給圧ポート４５ｃに連通した供給ポート１
４６Ｐｄ（第２供給ポート）の２つに独立させたもの
で、これら供給ポートを挟んだ両側にはドレーンポート
１４６Ｄが形成されて、Ｌｏ側ポート１４６Ｌが油室３
０Ａに、Ｈｉ側ポート１４６Ｈが油室３０Ｂに、２つの
ドレーンポート１４６Ｄ、１４６Ｄがドレーンにそれぞ
れ接続される。Then, the shift control valve 146
Is the supply port of the shift control valve 46 shown in the first embodiment, + torque control valve 4
Supply port 146 communicating with 0'supply pressure port 40c
Pi (first supply port) and-supply port 1 in communication with the supply pressure port 45c of the torque control valve 45 '.
46Pd (second supply port) is independent, and drain ports 146D are formed on both sides sandwiching these supply ports, and the Lo side port 146L is the oil chamber 3
0A, the Hi side port 146H is connected to the oil chamber 30B, and the two drain ports 146D and 146D are connected to the drain.

【０１２０】スプール１４６Ｓは、Ｌｏ側ポート１４６
Ｌを供給ポート１４６Ｐｄとドレーンポート１４６Ｄの
一方に切り換えると同時に、Ｈｉ側ポート１４６Ｈを供
給ポート１４６Ｐｉとドレーンポート１４６Ｄの一方に
切り換えるものである。The spool 146S has a Lo side port 146.
L is switched to one of the supply port 146Pd and the drain port 146D, and at the same time, the Hi-side port 146H is switched to one of the supply port 146Pi and the drain port 146D.

【０１２１】図１１に示すように、＋トルクコントロー
ルバルブ４０’は、＋トルクソレノイド５０からの信号
圧Ｐｓｉｇ＋が０から増大すると、出力ポート４０ｄの
制御圧Ｐｓｉｎｃは０から所定値（例えば、供給圧Ｐ
Ｌ）へ向けて増大し、同様に−トルクコントロールバル
ブ４５’の制御圧Ｐｓｄｅｃも同様な特性に設定され
る。As shown in FIG. 11, in the + torque control valve 40 ', when the signal pressure Psig + from the + torque solenoid 50 increases from 0, the control pressure Psinc of the output port 40d is from 0 to a predetermined value (for example, supply pressure). P
The control pressure Psdec of the-torque control valve 45 'is also set to the similar characteristic.

【０１２２】シフトコントロールバルブ１４６は、ステ
ップモータ３６がＬｏ側に駆動されると、Ｌｏ側ポート
１４６Ｌを供給ポート１４６Ｐｄに、Ｈｉ側ポート１４
６Ｈをドレーンポート１４６Ｄへ連通する一方、ステッ
プモータ３６がＨｉ側に駆動されると、Ｌｏ側ポート１
４６Ｌをドレーンポート１４６Ｄに、Ｈｉ側ポート１４
６Ｈを供給ポート１４６Ｐｉへ連通する。When the step motor 36 is driven to the Lo side, the shift control valve 146 causes the Lo side port 146L to be the supply port 146Pd and the Hi side port 14 to be the same.
6H communicates with the drain port 146D, while the step motor 36 is driven to the Hi side, the Lo side port 1
46L to drain port 146D, Hi side port 14
6H is connected to the supply port 146Pi.

【０１２３】したがって、＋トルクコントロールバルブ
４０’及び−トルクコントロールバルブ４５’からの制
御圧Ｐｓｉｎｃ、Ｐｓｄｅｃを一定として、ステップモ
ータ３６の駆動により油圧シリンダ３０を駆動する場合
には、Ｌｏ側ポート１４６ＬまたはＨｉ側ポート１４６
Ｈの一方がドレーンポート１４６Ｄに接続されて、方向
流量制御によって変速比の制御を行うことができる。Therefore, when the hydraulic cylinder 30 is driven by driving the step motor 36 with the control pressures Psinc and Psdec from the + torque control valve 40 'and the-torque control valve 45' kept constant, the Lo side port 146L or Hi side port 146
One of H is connected to the drain port 146D, and the gear ratio can be controlled by the directional flow control.

【０１２４】一方、Ｌｏ側ポート１４６ＬまたはＨｉ側
ポート１４６Ｈの一方を、供給ポート１４６Ｐｉまたは
１４６Ｐｄに接続し、制御圧Ｐｓｉｎｃ、Ｐｓｄｅｃを
変化させると、Ｌｏ側ポート１４６ＬまたはＨｉ側ポー
ト１４６Ｈの他方がドレーンポート１４６Ｄに接続され
るため、油圧シリンダ３０のピストン３１表裏の差圧Δ
Ｐは、制御圧Ｐｓｉｎｃ−０またはＰｓｄｅｃ−０、す
なわち、絶対圧となって、油圧シリンダ３０の油室のう
ち、一方の油室３０Ａまたは３０Ｂへ供給する油圧を制
御することで伝達トルクの制御を行うことができる。On the other hand, when one of the Lo side port 146L or the Hi side port 146H is connected to the supply port 146Pi or 146Pd and the control pressures Psinc and Psdec are changed, the other of the Lo side port 146L or the Hi side port 146H is drained. Since it is connected to the port 146D, the differential pressure Δ between the front and back of the piston 31 of the hydraulic cylinder 30
P is a control pressure Psinc-0 or Psdec-0, that is, an absolute pressure, and the transmission torque is controlled by controlling the hydraulic pressure supplied to one of the oil chambers 30A or 30B of the oil chambers of the hydraulic cylinder 30. It can be performed.

【０１２５】そして、前記第１実施形態と同様に、動力
循環モード及び直結モードのそれぞれについて、エンジ
ン７０から無段変速機２を通過する駆動側の伝達トルク
に応じて制御圧ＰｓｉｎｃまたはＰｓｄｅｃを制御する
一方、エンジンブレーキ側となる制御圧Ｐｓｉｎｃまた
はＰｄｅｃを予め設定した値以内に規制しておくこと
で、走行中にステップモータ３６が誤動作または故障し
たり、変速リンク３７が損傷して、エンジンブレーキ側
でトルクを伝達する油室に制御圧が加わった場合でも、
急激にエンジンブレーキが増大するのを防止することが
でき、変速比無限大無段変速機を備えた車両のフェイル
セーフを確保することができるのである。As in the first embodiment, the control pressure Psinc or Psdec is controlled in each of the power circulation mode and the direct coupling mode according to the transmission torque on the drive side passing from the engine 70 through the continuously variable transmission 2. On the other hand, by restricting the control pressure Psinc or Pdec on the engine brake side within a preset value, the step motor 36 malfunctions or malfunctions during travelling, or the speed change link 37 is damaged, and the engine brake Even if control pressure is applied to the oil chamber that transmits torque on the side,
It is possible to prevent the engine brake from suddenly increasing, and it is possible to ensure fail-safe for a vehicle equipped with an infinitely variable transmission.

【０１２６】図１２は第３の実施形態を示し、前記第２
実施形態の＋トルクコントロールバルブ４０’及び−ト
ルクコントロールバルブ４５’に、前記第１実施形態の
シフトコントロールバルブ４６を組み合わせたもので、
＋トルクコントロールバルブ４０’及び−トルクコント
ロールバルブ４５’へ信号圧Ｐｓｉｇ＋、Ｐｓｉｇ−を
供給する＋トルクソレノイド５０’、−トルクソレノイ
ド５５’にノーマルオープンのデューティソレノイドを
採用したものである。FIG. 12 shows the third embodiment, and the second embodiment
A combination of the + torque control valve 40 'and the-torque control valve 45' of the embodiment with the shift control valve 46 of the first embodiment,
A normally open duty solenoid is adopted for the + torque solenoid 50 ′ and − torque solenoid 55 ′ for supplying the signal pressures Psig + and Psig− to the + torque control valve 40 ′ and − torque control valve 45 ′.

【０１２７】＋トルクコントロールバルブ４０’及び−
トルクコントロールバルブ４５’はノーマルクローズで
あるが、＋トルクソレノイド５０’、−トルクソレノイ
ド５５’がノーマルオープンであるため、ソレノイドが
非励磁のときには、信号圧Ｐｓｉｇ＋、−がそれぞれパ
イロット圧Ｐｐと等しくなる。+ Torque control valve 40 'and-
The torque control valve 45 ′ is normally closed, but the + torque solenoid 50 ′ and the −torque solenoid 55 ′ are normally open. Therefore, when the solenoid is de-energized, the signal pressures Psig + and − are equal to the pilot pressure Pp, respectively. .

【０１２８】このため、＋トルクコントロールバルブ４
０’及び−トルクコントロールバルブ４５’のスプール
は図中上方へ変位して、ポート４０ｄ、４５ｄはライン
圧回路１０１と連通するため、制御圧Ｐｃ１、Ｐｃ２か
らは、供給圧ＰＬが出力され、ライン圧回路１０１と連
通したシフトコントロールバルブ４６の供給圧ポート４
６Ｐと、ポート４６ｉｎｃの差圧ΔＰ１と、供給圧ポー
ト４６Ｐとポート４６ｄｅｃの差圧ΔＰ２が共に０とな
って、断線時などでのフェイルセーフを確保する。Therefore, the + torque control valve 4
The spools of the torque control valve 45 ′ and the torque control valve 45 ′ are displaced upward in the figure, and the ports 40d and 45d communicate with the line pressure circuit 101. Therefore, the supply pressure PL is output from the control pressures Pc1 and Pc2, and the line PL is output. Supply pressure port 4 of the shift control valve 46 communicating with the pressure circuit 101
6P, the differential pressure ΔP1 of the port 46inc, and the differential pressure ΔP2 of the supply pressure port 46P and the port 46dec both become 0, so that fail-safe at the time of disconnection or the like is secured.

【０１２９】一方、＋トルクソレノイド５０’、−トル
クソレノイド５５’を作動させたときには、図１３に示
すように、信号圧Ｐｓｉｇ＋、Ｐｓｉｇ−の減少に応じ
て、制御圧Ｐｃ１、Ｐｃ２が増大する特性となり、これ
ら制御圧Ｐｃ１、Ｐｃ２を変化させることで、油室３０
Ａ、３０Ｂの差圧ΔＰ１、ΔＰ２を制御する。On the other hand, when the + torque solenoid 50 'and the -torque solenoid 55' are operated, as shown in FIG. 13, the control pressures Pc1 and Pc2 increase as the signal pressures Psig + and Psig- decrease. By changing these control pressures Pc1 and Pc2, the oil chamber 30
The differential pressures ΔP1 and ΔP2 of A and 30B are controlled.

【０１３０】このような構成の場合、差圧ΔＰ１、ΔＰ
２の制御特性は前記第１実施形態とは、信号圧Ｐｓｉｇ
＋、Ｐｓｉｇ−と制御圧Ｐｃ１、Ｐｃ２の関係が逆にな
るだけで、同様の伝達トルクの制御を行うことができ
る。In the case of such a configuration, the differential pressures ΔP1 and ΔP
The control characteristic of No. 2 is the signal pressure Psig different from that of the first embodiment.
Similar transmission torque control can be performed only by reversing the relationship between + and Psig- and the control pressures Pc1 and Pc2.

【０１３１】図１４は第４の実施形態を示し、前記第１
実施形態における直結モードでの差圧ΔＰ２の制限を、
図８に示したＣＶＴ比ｉｃに応じた値に代えて、車速Ｖ
ＳＰに応じて設定するようにしたもので、その他の構成
は前記第１実施形態と同様である。FIG. 14 shows a fourth embodiment of the first embodiment.
Limitation of the differential pressure ΔP2 in the direct connection mode in the embodiment,
Instead of the value according to the CVT ratio ic shown in FIG. 8, the vehicle speed V
The setting is made according to the SP, and other configurations are the same as those in the first embodiment.

【０１３２】この場合では、車速ＶＳＰに応じて制限す
るエンジンブレーキ側の伝達トルクが、ほぼ一定となる
ように差圧ΔＰ２を制限するもので、ＣＶＴ比ｉｃの演
算を省略して、演算負荷を低減することができる。In this case, the differential pressure ΔP2 is limited so that the transmission torque on the engine brake side, which is limited according to the vehicle speed VSP, becomes substantially constant. The calculation of the CVT ratio ic is omitted and the calculation load is reduced. It can be reduced.

【０１３３】なお、上記実施形態において、エンジンブ
レーキ側の伝達トルクをＣＶＴ比ｉｃまたは車速ＶＳＰ
に応じて制限する例を示したが、図１５、図１６に示す
ように、アクセルペダル踏み込み量ＡＰＳなどのエンジ
ン負荷や、エンジン７０の燃料カット制御などに応じて
制限量を変更してもよい。In the above embodiment, the transmission torque on the engine brake side is set to the CVT ratio ic or the vehicle speed VSP.
However, as shown in FIG. 15 and FIG. 16, the limit amount may be changed according to the engine load such as the accelerator pedal depression amount APS, the fuel cut control of the engine 70, and the like. .

【０１３４】エンジン負荷が予め設定した値以下、例え
ば、アクセルペダル踏み込み量ＡＰＳ＝０（図中アクセ
ルオフ）のとき等では、エンジン７０で燃料カット制御
などが行われるため、このときに、ステップモータ３６
の誤動作等が発生すると、エンジンブレーキは定常走行
時または加速時よりも、さらに大きくなってしまう。When the engine load is less than or equal to a preset value, for example, when the accelerator pedal depression amount APS = 0 (accelerator off in the figure) or the like, the engine 70 performs fuel cut control or the like. 36
If a malfunction such as occurs, the engine brake will become even greater than during steady running or acceleration.

【０１３５】そこで、図１５、図１６の場合では、アク
セルペダル踏み込み量ＡＰＳが所定値未満（ほぼ０）の
場合や、エンジン７０で燃料カット制御が行われている
期間では、エンジンブレーキ側の伝達トルクを小さく設
定しておくことで、ステップモータ３６の誤動作等によ
る過大なエンジンブレーキを確実に防止できる。Therefore, in the case of FIGS. 15 and 16, when the accelerator pedal depression amount APS is less than a predetermined value (nearly 0) or when the engine 70 is under fuel cut control, transmission on the engine brake side is performed. By setting the torque small, it is possible to reliably prevent excessive engine braking due to malfunction of the step motor 36 or the like.

【０１３６】前記第１または第４実施形態の場合では、
エンジンブレーキ側でトルクを伝達する側の差圧ΔＰ
（＝ドレーン側の油圧）を、アクセルペダル踏み込み量
ＡＰＳを踏み込んだ状態（図中アクセルオン）よりも小
さく設定し、かつ、図１６のように、ＣＶＴ比ｉｃが大
きくなるにつれて差圧ΔＰの小さく設定しておくこと
で、図１５に示すように、ＣＶＴ比ｉｃに係わらずステ
ップモータ３６等が誤動作したときのエンジンブレーキ
トルクの大きさを、ほぼ一定にすることができる。In the case of the first or fourth embodiment,
Differential pressure ΔP on the engine brake side that transmits torque
(= Hydraulic pressure on the drain side) is set smaller than the state in which the accelerator pedal depression amount APS is depressed (accelerator on in the figure), and as shown in FIG. 16, the differential pressure ΔP decreases as the CVT ratio ic increases. By setting in advance, as shown in FIG. 15, the magnitude of the engine brake torque when the step motor 36 or the like malfunctions can be made substantially constant regardless of the CVT ratio ic.

【０１３７】あるいは、前記第３実施形態の場合では、
シフトコントロールバルブ１４６に供給する制御圧Ｐｓ
ｉｎｃまたはＰｓｄｅｃのうち、エンジンブレーキ側で
トルクを伝達する側の絶対圧を、アクセルペダル踏み込
み量ＡＰＳを踏み込んだ状態（図中アクセルオン）より
も小さく設定し、かつ、図１６のように、ＣＶＴ比ｉｃ
が大きくなるにつれて制御圧Ｐを小さく設定しておくこ
とで、図１５に示すように、ＣＶＴ比ｉｃに係わらずス
テップモータ３６等が誤動作したときのエンジンブレー
キトルクの大きさを、ほぼ一定にすることができる。Alternatively, in the case of the third embodiment,
Control pressure Ps supplied to the shift control valve 146
Of the inc and Psdec, the absolute pressure on the torque transmitting side on the engine brake side is set smaller than that in the state in which the accelerator pedal depression amount APS is depressed (accelerator on in the figure), and as shown in FIG. Ratio ic
As the control pressure P is set smaller as becomes larger, the magnitude of the engine brake torque when the step motor 36 or the like malfunctions is made substantially constant regardless of the CVT ratio ic, as shown in FIG. be able to.

【０１３８】また上記実施形態では、メカニカルフィー
ドバック手段として、変速リンク３７を用いた例につい
て述べたが、図示はしないが、特開昭６３−１３０９５
４号公報に開示されるように、シフトコントロールバル
ブのスプールと相対変位可能なスリーブを、プリセスカ
ムに連結してもよい。Further, in the above-mentioned embodiment, the example in which the speed change link 37 is used as the mechanical feedback means has been described, but it is not shown in the drawing, but it is disclosed in JP-A-63-13095.
As disclosed in Japanese Unexamined Patent Publication (Kokai) No. 4, a sleeve of the shift control valve that can be displaced relative to the spool may be connected to the recess cam.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】本発明の一実施形態を示す変速比無限大無段変
速機の概略構成図。FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.

【図２】同じく変速比無限大無段変速機の制御装置の概
略図。FIG. 2 is a schematic diagram of a control device for a continuously variable transmission with an infinite transmission ratio.

【図３】トロイダル型無段変速機の概念図。FIG. 3 is a conceptual diagram of a toroidal type continuously variable transmission.

【図４】変速制御装置の油圧回路図。FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram of a shift control device.

【図５】信号圧と制御圧、差圧及び供給圧ＰＬの関係を
示す図。FIG. 5 is a diagram showing the relationship among signal pressure, control pressure, differential pressure and supply pressure PL.

【図６】変速制御コントローラで行われる制御の一例を
示すフローチャート。FIG. 6 is a flowchart showing an example of control performed by the shift control controller.

【図７】動力循環モードの前進時での差圧ΔＰの設定を
示すマップで、差圧ΔＰとＣＶＴ比ｉｃの関係を示す。FIG. 7 is a map showing the setting of the differential pressure ΔP during forward movement in the power circulation mode, showing the relationship between the differential pressure ΔP and the CVT ratio ic.

【図８】直結モードでの差圧ΔＰを決定する変数Ｋｃの
マップで、変数ＫｃとＣＶＴ比ｉｃの関係を示す。FIG. 8 is a map of a variable Kc that determines the differential pressure ΔP in the direct connection mode and shows the relationship between the variable Kc and the CVT ratio ic.

【図９】動力循環モードの後進時での差圧ΔＰの設定を
示すマップで、差圧ΔＰとＣＶＴ比ｉｃの関係を示す。FIG. 9 is a map showing the setting of the differential pressure ΔP when the vehicle is in reverse mode in the power circulation mode, showing the relationship between the differential pressure ΔP and the CVT ratio ic.

【図１０】第２の実施形態を示し、変速制御装置の油圧
回路図。FIG. 10 is a hydraulic circuit diagram of the shift control device according to the second embodiment.

【図１１】ソレノイド信号圧Ｐｓｉｇ＋と制御圧Ｐｓｉ
ｎｃの関係を示すグラフ。FIG. 11 is a solenoid signal pressure Psig + and a control pressure Psi.
The graph which shows the relationship of nc.

【図１２】第３の実施形態を示し、変速制御装置の油圧
回路図。FIG. 12 is a hydraulic circuit diagram of the shift control device according to the third embodiment.

【図１３】信号圧と制御圧、差圧及び供給圧ＰＬの関係
を示す図。FIG. 13 is a diagram showing the relationship among signal pressure, control pressure, differential pressure, and supply pressure PL.

【図１４】第４の実施形態を示し、直結モードでの差圧
ΔＰと車速ＶＳＰの関係を示すマップ。FIG. 14 is a map showing the fourth embodiment and showing the relationship between the differential pressure ΔP and the vehicle speed VSP in the direct connection mode.

【図１５】アクセルペダル踏み込み量に応じたエンジン
ブレーキ側の伝達トルクを示すマップ。FIG. 15 is a map showing the transmission torque on the engine brake side according to the accelerator pedal depression amount.

【図１６】アクセルペダル踏み込み量とＣＶＴ比ｉｃに
応じたエンジンブレーキ側の差圧ΔＰを示すマップ。FIG. 16 is a map showing a differential pressure ΔP on the engine brake side according to an accelerator pedal depression amount and a CVT ratio ic.

【図１７】無段変速機の変速比（ＣＶＴ比）とユニット
変速比（ＩＶＴ比）の逆数との関係を示すマップ。FIG. 17 is a map showing the relationship between the gear ratio (CVT ratio) of the continuously variable transmission and the reciprocal of the unit gear ratio (IVT ratio).

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ ユニット入力軸 ２ 無段変速機 ３ 一定変速機 ５ 遊星歯車機構 ９ 動力循環モードクラッチ １０ 直結モードクラッチ ２０ パワーローラ ２３ トラニオン ３０ 油圧シリンダ ３０Ａ、３０Ｂ 油室 ４０ ＋トルクコントロールバルブ ４５ −トルクコントロールバルブ ４６ シフトコントロールバルブ ４６Ｈ Ｈｉ側ポート ４６Ｌ Ｌｏ側ポート ４６Ｐ 供給ポート ４６ｉｎｃ、４６ｄｅｃ ポート ５０ ＋トルクソレノイド ５５ −トルクソレノイド ８０ 変速制御コントローラ ８３ 車速センサ ８４ インヒビタスイッチ 1 unit input shaft 2 continuously variable transmission 3 constant transmission 5 Planetary gear mechanism 9 Power circulation mode clutch 10 Direct connection mode clutch 20 power rollers 23 trunnion 30 hydraulic cylinder 30A, 30B oil chamber 40 + torque control valve 45-torque control valve 46 shift control valve 46H Hi side port 46L Lo side port 46P supply port 46inc, 46dec port 50 + torque solenoid 55-torque solenoid 80 Shift controller 83 Vehicle speed sensor 84 Inhibitor switch

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.⁷ 識別記号 ＦＩ Ｆ１６Ｈ 101:04 Ｆ１６Ｈ 101:04 (56)参考文献 特開 平10−252883（ＪＰ，Ａ) 特開 平８−233093（ＪＰ，Ａ) 特開 平９−79369（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−98252（ＪＰ，Ａ) 特開 平11−30327（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−215149（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−189635（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F16H 59/00 - 61/12 F16H 61/16 - 61/24 F16H 63/40 - 63/48 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (51) Int.Cl. ⁷ Identification code FI F16H 101: 04 F16H 101: 04 (56) References JP-A-10-252883 (JP, A) JP-A-8-233093 (JP , A) JP 9-79369 (JP, A) JP 60-98252 (JP, A) JP 11-30327 (JP, A) JP 60-215149 (JP, A) JP 60-189635 (JP, A) (58) Fields surveyed (Int.Cl. ⁷ , DB name) F16H 59/00-61/12 F16H 61/16-61/24 F16H 63/40-63/48

Claims (12)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】入出力ディスクに挟持されたパワーローラ
を傾転させることで変速比を連続的に変更するトロイダ
ル型無段変速機と一定変速機とをユニット入力軸にそれ
ぞれ連結するとともに、無段変速機と一定変速機の出力
軸を遊星歯車機構、動力循環モードクラッチ及び直結モ
ードクラッチを介してユニット出力軸に連結した変速比
無限大無段変速機と、 前記パワーローラを支持するトラニオンに連結されたピ
ストンによって画成される第１の油室と第２の油室とを
備えた油圧シリンダと、 この第１の油室と第２の油室へ油圧を供給する変速制御
弁と、 この変速制御弁を駆動するアクチュエータと、 車両の運転状態に応じて前記アクチュエータを制御する
変速制御手段とを備えた変速比無限大無段変速機の変速
制御装置において、 前記変速制御手段は、 セレクトレバーの位置を検出するセレクト位置検出手段
と、 前記変速制御弁の油圧を制御する圧力制御手段とを備
え、前記変速制御弁は、 油圧源側に連通した第１及び第２の供給ポートと、第１
及び第２のドレーンポートと、第１油室及び第２油室と
それぞれ連通した第１制御ポート及び第２制御ポートと
を備え、 前記圧力制御手段は、 前記第１供給ポートと第２ドレーンポート及び第２供給
ポートと第１ドレーンポートとの差圧をそれぞれ制御可
能な第１及び第２の圧力制御弁で構成されて、 前記セレクト位置検出手段で検出されたセレクト位置
で、パワーローラのエンジンブレーキ側の伝達トルクが
予め設定した値以下となるように、前記圧力制御手段は
前記第１油室と第２油室の前記差圧を設定する ことを特
徴とする変速比無限大無段変速機の変速制御装置。1. A toroidal type continuously variable transmission for continuously changing a gear ratio by tilting a power roller held by an input / output disk and a constant transmission are respectively connected to a unit input shaft, and A continuously variable transmission with an infinite transmission ratio, in which the output shafts of the stepped speed changer and the constant speed changer are connected to the unit output shaft through a planetary gear mechanism, a power circulation mode clutch and a direct connection mode clutch, and a trunnion that supports the power roller. A hydraulic cylinder having a first oil chamber and a second oil chamber defined by connected pistons; a shift control valve that supplies hydraulic pressure to the first oil chamber and the second oil chamber; A shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission including an actuator for driving the shift control valve, and a shift control means for controlling the actuator according to a driving state of a vehicle, wherein: Speed control means select position detecting means for detecting a position of a select lever
And pressure control means for controlling the hydraulic pressure of the shift control valve, the shift control valve including first and second supply ports communicating with a hydraulic pressure source side,
And a second drain port, a first oil chamber and a second oil chamber
A first control port and a second control port that are in communication with each other
And the pressure control means includes the first supply port, the second drain port, and the second supply port.
Can control the differential pressure between the port and the first drain port
Select position detected by the select position detecting means, which comprises the first and second pressure control valves
Then, the transmission torque on the engine brake side of the power roller
The pressure control means is set so as to be equal to or less than a preset value.
A shift control device for a continuously variable transmission having an infinite transmission ratio , wherein the differential pressure between the first oil chamber and the second oil chamber is set . 【請求項２】前記圧力制御手段は、動力循環モードクラ
ッチを締結した動力循環モードと、直結モードクラッチ
を締結した直結モードのいずれにあるかを判定する運転
モード判定手段を有し、 前記セレクト位置が前進位置で直結モードのとき、また
は前記セレクト位置が後進位置のときには、無段変速機
構の変速比が大側となる方向の変速速度を予め設定した
値以下となるように、前記圧力制御手段により前記差圧
を前記差圧を制御する一方、前記セレクト位置が前進位
置で動力循環モードのときには、無段変速機構の変速比
が小側となる方向の変速速度を予め設定した値以下とな
るように、前記圧力制御手段により前記差圧を制御する
ことを特徴とする請求項１に記載の変速比無限大無段変
速機の変速制御装置。2. The pressure control means has an operation mode determination means for determining whether it is in a power circulation mode in which a power circulation mode clutch is engaged or in a direct engagement mode in which a direct coupling mode clutch is engaged, and the select position Is in the forward drive position and in the direct drive mode, or when the select position is in the reverse drive position, the pressure control means is set so that the speed change speed in the direction in which the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism becomes large becomes equal to or lower than a preset value. Due to the differential pressure
While controlling the differential pressure, said when select position is the power recirculation mode in the forward position, as the speed ratio of the continuously variable transmission mechanism is lower than or equal to the preset value of the shift speed in the direction the smaller side, the The shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to claim 1, wherein the pressure control means controls the differential pressure . 【請求項３】前記圧力制御手段は、動力循環モードクラ
ッチを締結した動力循環モードと、直結モードクラッチ
を締結した直結モードのいずれにあるかを判定する運転
モード判定手段を有し、 前記セレクト位置が前進位置で直結モードのとき、また
は前記セレクト位置が後進位置のときには、出力ディス
クから入力ディスクへの伝達トルクを予め設定した値以
下となるように、前記圧力制御手段により前記差圧を前
記差圧を制御する一方、前記セレクト位置が前進位置で
動力循環モードのときには、入力ディスクから出力ディ
スクへの伝達トルクを予め設定した値以下となるよう
に、前記圧力制御手段により前記差圧を前記差圧を制御
することを特徴とする請求項１に記載の変速比無限大無
段変速機の変速制御装置。3. The pressure control means has an operation mode determination means for determining which of a power circulation mode in which a power circulation mode clutch is engaged and a direct connection mode in which a direct coupling mode clutch is engaged, the select position Is in the forward drive position and in the direct drive mode, or when the select position is in the reverse drive position, the differential pressure is controlled by the pressure control means so that the transmission torque from the output disc to the input disc becomes equal to or less than a preset value.
While controlling the differential pressure , when the select position is in the forward drive position and in the power circulation mode, the differential pressure is controlled by the pressure control means so that the transmission torque from the input disc to the output disc becomes equal to or less than a preset value. The shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to claim 1, wherein the differential pressure is controlled. 【請求項４】前記圧力制御手段は、エンジンブレーキ側
の伝達トルクが予め設定した値以下となるよう、前記第
１または第２ドレーンポートの油圧を、第２または第１
供給ポートの油圧へ近づけるように、前記第１または第
２の圧力制御弁を制御することを特徴とする請求項１に
記載の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。4. The engine control side is the pressure control means.
So that the transmission torque of is below a preset value.
The hydraulic pressure of the 1st or 2nd drain port is set to the 2nd or 1st
In order to bring it closer to the hydraulic pressure of the supply port, the first or the first
2. The shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to claim 1 , wherein the pressure control valve of No. 2 is controlled. 【請求項５】前記変速制御弁は、油圧源側に連通した第
１及び第２の供給ポートと、第１及び第２のドレーンポ
ートと、第１油室及び第２油室とそれぞれ連通した第１
制御ポート及び第２制御ポートとを備える一方、前記圧
力制御手段は第１及び第２供給ポートへの供給圧をそれ
ぞれ制御可能な第１及び第２の圧力制御弁で構成され
て、エンジンブレーキ側の伝達トルクを予め設定した値
以下となるように前記供給圧を設定することを特徴とす
る請求項１に記載の変速比無限大無段変速機の変速制御
装置。 5. The shift control valve is connected to a hydraulic pressure source side,
1st and 2nd supply port, 1st and 2nd drain port
And the first oil chamber and the first oil chamber that communicate with the second oil chamber, respectively.
A control port and a second control port,
The force control means controls the supply pressure to the first and second supply ports.
It is composed of first and second pressure control valves that can be controlled respectively.
The transmission torque on the engine brake side
It is characterized in that the supply pressure is set as follows.
The shift control device for an infinitely variable transmission having a continuously variable transmission according to claim 1 . 【請求項６】前記変速制御手段は、前記無段変速機構の
変速比を検出するＣＶＴ比検出手段を有し、この変速比
が小さくなるほど、前記第１油室と第２油室の前記差圧
の絶対値が大きくなるように制御することを特徴とする
請求項１に記載の変速比無限大無段変速機の変速制御装
置。 6. The shift control means is provided for the continuously variable transmission mechanism.
CVT ratio detection means for detecting the gear ratio is provided, and the gear ratio
Is smaller, the differential pressure between the first oil chamber and the second oil chamber
Is controlled so that the absolute value of
A shift control device for a continuously variable transmission having an infinite transmission ratio according to claim 1 . 【請求項７】前記変速制御手段は、前記ユニット入力軸
とユニット出力軸の速度比を検出するＩＶＴ比検出手段
を有し、この速度比に応じて制限するエンジンブレーキ
側の伝達トルクがほぼ一定となるように、前記第１油室
と第２油室の前記差圧の絶対値を制御することを特徴と
する請求項１に記載の変速比無限大無段変速機の変速制
御装置。7. The shift control means is the unit input shaft.
And IVT ratio detecting means for detecting the speed ratio of the unit output shaft
Engine brake with a limit according to this speed ratio
The first oil chamber so that the transmission torque on the side becomes almost constant.
And controlling the absolute value of the differential pressure in the second oil chamber.
The shift control device for a continuously variable transmission having an infinite transmission ratio according to claim 1 . 【請求項８】前記変速制御手段は、車速を検出する車速
検出手段を有し、この車速に応じて制限するエンジンブ
レーキ側の伝達トルクがほぼ一定となるように、前記第
１油室と第２油室の前記差圧の絶対値を制御することを
特徴とする請求項１に記載の変速比無限大無段変速機の
変速制御装置。 8. The vehicle speed detecting means for detecting the vehicle speed
An engine brake that has a detection means and limits it according to the vehicle speed.
In order to keep the transmission torque on the rake side almost constant,
To control the absolute value of the differential pressure between the first oil chamber and the second oil chamber.
The gear shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to claim 1 . 【請求項９】前記変速制御手段は、エンジンの負荷を検
出する負荷検出手段を有し、このエンジン負荷が予め設
定した値以下のときには、エンジンブレーキ側の伝達ト
ルクを低減するように、前記第１油室と第２油室の前記
差圧の絶対値を制御することを特徴とする請求項１に記
載の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。9. The shift control means detects an engine load.
It has a load detection means to output this engine load in advance.
When the value is less than the specified value, the transmission
The first oil chamber and the second oil chamber to reduce
The shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to claim 1 , wherein the absolute value of the differential pressure is controlled. 【請求項１０】前記変速制御手段は、エンジンの燃料カ
ット状態を検出する手段を有し、エンジンが燃料カット
状態のときには、エンジンブレーキ側の伝達トルクを低
減するように、前記第１油室と第２油室の前記差圧の絶
対値を制御することを特徴とする請求項１に記載の変速
比無限大無段変速機の変速制御装置。 10. The shift control means is a fuel control for the engine.
The engine has a fuel cut
In the state, the transmission torque on the engine brake side should be low.
To reduce the differential pressure between the first oil chamber and the second oil chamber.
2. The shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to claim 1 , wherein the shift value is controlled . 【請求項１１】前記変速制御手段は、エンジンの負荷を
検出する負荷検出手段を有し、このエンジン負荷が予め
設定した値以下のときには、エンジンブレーキ側の伝達
トルクを低減するように、前記第１油室または第２油室
への供給圧を制御することを特徴とする請求項５に記載
の変速比無限大無段変速機の変速制御装置。11. The shift control means reduces the load on the engine.
It has a load detection means to detect the engine load in advance.
When the value is less than the set value, transmission on the engine brake side
The first oil chamber or the second oil chamber so as to reduce the torque.
The transmission control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to claim 5, wherein the supply pressure to the transmission is controlled. 【請求項１２】前記変速制御手段は、エンジンの燃料カ
ット状態を検出する手段を有し、エンジンが燃料カット
状態のときには、エンジンブレーキ側の伝達トルクを低
減するように、前記第１油室または第２油室への供給圧
を制御することを特徴とする請求項５に記載の変速比無
限大無段変速機の変速制御装置。 12. The fuel control system for an engine, wherein :
The engine has a fuel cut
In the state, the transmission torque on the engine brake side should be low.
Supply pressure to the first oil chamber or the second oil chamber so as to decrease
6. The shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission according to claim 5 , wherein: