JP4259116B2

JP4259116B2 - Control device for continuously variable transmission for vehicle

Info

Publication number: JP4259116B2
Application number: JP2003002140A
Authority: JP
Inventors: 雅俊伊藤; 竜哉尾関
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-01-08
Filing date: 2003-01-08
Publication date: 2009-04-30
Anticipated expiration: 2023-01-08
Also published as: JP2004211869A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用無段変速機の制御装置に関し、特に、所定勾配以上の坂路上における発車に際してその車両用無段変速機の動力伝達部材が滑ることによる耐久力低下を抑制するための技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両の駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に、動力伝達の断続切り換えを行う断続装置と、摩擦力を介して動力伝達を行うと共にその摩擦力を制御できる無段変速機とを、直列的に備えた車両における、その無段変速機の制御装置が知られている。例えば、特許文献１に記載された車両用無段変速機の制御装置がそれである。斯かる制御装置は、前記無段変速機の推定負荷トルクに基づいてその無段変速機の駆動摩擦力を制御するものであり、前記断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際には、その接続に伴って前記無段変速機に作用する前記駆動力源のイナーシャを考慮して定められたその断続装置の伝達トルクを前記負荷トルクとする接続時切換負荷トルク算出手段を含むことから、前記断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられる際の前記無段変速機の動力伝達部材の駆動摩擦力例えば伝動ベルトに対する挟圧力が適正化されることで、動力伝達部材の滑りを好適に防止できる。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００１−３３０１２１号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、前記車両が所定勾配以上の坂路上にある場合に前記断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられると、パーキングロックが解除されるのと略同時に前記駆動輪側からトルクが入力される。従来の車両用無段変速機の制御装置では、斯かる駆動輪側から入力されるトルクが考慮されていなかったため、所定勾配以上の坂路上における発車に際して前記無段変速機の動力伝達部材の滑りが発生し、その滑りによりその無段変速機の耐久力が低下する可能性があった。従って、この動力伝達部材の滑りを防止することが求められるが、シフトポジションの切り換えをトリガとして駆動摩擦力を変更するのでは応答性の問題で間に合わない。
【０００５】
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、所定勾配以上の坂路上における発車に際して動力伝達部材が滑ることによる耐久力低下を抑制できる車両用無段変速機の制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
斯かる目的を達成するために、本第１発明の要旨とするところは、車両の駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に、動力伝達の断続切り換えを行う断続装置と、摩擦力を介して動力伝達を行うと共にその摩擦力を制御できる無段変速機とを、直列的に備えた車両におけるその無段変速機の制御装置であって、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を前記車両の進行方向傾斜角度に基づいて変更する駆動摩擦力変更手段を有することを特徴とするものである。
また、前記目的を達成するために、本第２発明の要旨とするところは、車両の駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に、動力伝達の断続切り換えを行う断続装置と、摩擦力を介して動力伝達を行うと共にその摩擦力を制御できる無段変速機とを、直列的に備えた車両における該無段変速機の制御装置であって、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を減少させる駆動摩擦力変更手段を有することを特徴とするものである。
【０００７】
【発明の効果】
このように、前記第１発明によれば、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を前記車両の進行方向傾斜角度に基づいて変更する駆動摩擦力変更手段を有することから、斯かる断続装置の切り換えが行われる前に駆動輪側から入力されるトルクを考慮して動力伝達部材の滑りを防止するための制御を開始することが可能とされ、必要十分な摩擦力により前記無段変速機が駆動される。すなわち、所定勾配以上の坂路上における発車に際して動力伝達部材が滑ることによる耐久力低下を好適に抑制できる車両用無段変速機の制御装置を提供することができる。
また、前記第２発明によれば、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を減少させる駆動摩擦力変更手段を有することから、斯かる断続装置の切り換えが行われる前に十分な遊びを与えて動力伝達部材を積極的に滑らせることで、前記無段変速機の耐久力低下を好適に抑制できるという利点がある。
【０００８】
【発明の他の態様】
ここで、前記第１発明において、好適には、前記車両のシフトポジションが停車レンジであるか否かを判定するシフトポジション判定手段と、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあるか否かを判定する坂路判定手段と、所定のブレーキ装置が作動しているか否かを判定するブレーキ作動判定手段とを、有し、前記駆動摩擦力変更手段は、前記シフトポジション判定手段により前記車両のシフトポジションが停車レンジであると判定され、前記坂路判定手段により前記車両が所定勾配以上の坂路上にあると判定され、且つ前記ブレーキ作動判定手段により所定のブレーキ装置が作動していると判定された場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を変更するものである。このようにすれば、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられることを好適な態様で予測して駆動摩擦力を変更できるという利点がある。
【０００９】
また、好適には、前記駆動摩擦力変更手段は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を増加させるものである。このようにすれば、動力伝達部材の滑りを好適に防止でき、前記無段変速機の耐久力低下を好適に抑制できるという利点がある。
【００１１】
また、好適には、前記無段変速機は、有効径が可変である１対の可変プーリと、その１対の可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを含むベルト式無段変速機であり、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記可変プーリによる伝動ベルトに対するベルト挟圧力を変更するベルト挟圧力変更手段を有するものである。このようにすれば、斯かるベルト式無段変速機の耐久力低下を抑制できるという利点がある。
【００１２】
また、好適には、前記駆動摩擦力変更手段は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の摩擦力を発生させる油圧シリンダの元圧を供給する電動式オイルポンプの回転数延いては吐出量を変更するオイルポンプ回転数変更手段を含むものである。このようにすれば、例えば前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記電動式オイルポンプの回転数を低下乃至作動を停止させることで前記油圧シリンダの元圧を低減させ、軽負荷な状態で前記伝動ベルトを滑らせることで、前記無段変速機の耐久力低下を更に好適に抑制できるという利点がある。
【００１３】
【実施例】
以下、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１４】
図１は、本発明が適用されたハイブリッド駆動制御装置（以下、単に制御装置と称する）１０を説明する概略構成図であり、図２は、ベルト式無段変速機（以下、単に変速機と称する）１２を含む骨子図である。この制御装置１０は、燃料の燃焼により動力を発生する駆動力源であるエンジン１４と、電気エネルギにより動力を発生する駆動力源及び発電機として用いられるモータジェネレータ１６と、ダブルピニオン型の遊星歯車装置１８とを備えて構成されており、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車両等に横置きに搭載されて使用される。上記遊星歯車装置１８のサンギヤ１８ｓは、上記エンジン１４に連結され、キャリア１８ｃは、上記モータジェネレータ１６に連結され、リングギヤ１８ｒは、ブレーキＢ１を介してケース２０に連結されるようになっている。また、キャリア１８ｃは、第１クラッチＣ１を介して上記変速機１２の入力軸２２に連結され、リングギヤ１８ｒは、第２クラッチＣ２を介してその入力軸２２に連結されるようになっている。すなわち、これら第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１が、前記エンジン１４及びモータジェネレータ１６と駆動輪３０との間の動力伝達経路に備えられて動力伝達の断続切り換えを行う断続装置として機能する。斯かる入力軸２２に入力された動力は、上記変速機１２によりトルク変換された後、その変速機１２の出力軸２４からカウンタ歯車２６を経て差動装置２８に伝達され、その差動装置２８により左右１対の駆動輪（前輪）３０に分配される。また、その駆動輪３０を含む各車輪には、ブレーキ装置として機能する車輪ブレーキ装置２９が配設されている。この車輪ブレーキ装置２９は、ブレーキペダル３１の踏み込み量に応じて後述するＶＳＣＥＣＵ１１３より出力される信号に従い摩擦制動力を発生させるドラムブレーキあるいはディスクブレーキ等である。
【００１５】
図３、図５、及び図６は、上記制御装置１０に備えられた油圧制御回路３２の要部を示す回路図である。上記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１は、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる湿式多板式の油圧式摩擦係合装置であり、図３に示す油圧制御回路３２から供給される作動油によって摩擦係合させられるようになっている。すなわち、電動式オイルポンプ３４により発生させられた元圧ＰＣがマニュアルバルブ３８を介して図１に示すシフトレバー３６のシフトポジションに応じて第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１へ供給されるようになっている。斯かるシフトレバー３６は、運転者によって操作されるシフト操作部材で、「Ｂ」、「Ｄ」、「Ｎ」、「Ｒ」、「Ｐ」の５つのシフトポジションに選択操作されるようになっており、ケーブルやリンク等を介して上記マニュアルバルブ３８に連結されている。そしてこのシフトレバー３６の操作に従ってそのマニュアルバルブ３８の弁子位置が機械的に切り換えられるようになっている。
【００１６】
「Ｂ」ポジションは、前進走行時に前記変速機１２のダウンシフト等により比較的大きな動力源ブレーキが発生させられるシフトポジション、「Ｄ」ポジションは、前進走行するシフトポジションであり、これ等のシフトポジションでは出力ポート３８ａからシャトル弁４０を介して前記第１クラッチＣ１へと、また前記第２クラッチＣ２へと元圧ＰＣが供給される。「Ｎ」ポジションは、動力源からの動力伝達を遮断するシフトポジション、「Ｒ」ポジションは、後進走行するシフトポジション、「Ｐ」ポジションは、動力源からの動力伝達を遮断すると共に図示しないパーキングロック装置により機械的に駆動輪の回転を阻止するシフトポジションであり、これ等のシフトポジションでは出力ポート３８ｂから前記ブレーキＢ１へ元圧ＰＣが供給される。この出力ポート３８ｂから出力された元圧ＰＣは、戻しポート３８ｃへも入力され、上記「Ｒ」ポジションでは、その戻しポート３８ｃから出力ポート３８ｄを経てシャトル弁４０から前記第１クラッチＣ１へ元圧ＰＣが供給されるようになっている。
【００１７】
前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１には、それぞれコントロール弁４２、４４、４６が設けられ、それ等の油圧Ｐ_Ｃ１、Ｐ_Ｃ２、Ｐ_Ｂ１が制御されるようになっている。前記第１クラッチＣ１の油圧Ｐ_Ｃ１についてはオン−オフ弁４８によって調圧され、前記第２クラッチＣ２の油圧Ｐ_Ｃ２及びブレーキＢ１の油圧Ｐ_Ｂ１についてはリニアソレノイド弁５０によって調圧されるようになっている。
【００１８】
図４は、前記変速機１２の構成を説明するためにその一部を切り欠いて示す図である。この図４に示すように、前記変速機１２は、前記入力軸２２に設けられた有効径が可変の入力側可変プーリ５２と、前記出力軸２４に設けられた有効径が可変の出力側可変プーリ５４と、それら入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４のＶ溝に巻き掛けられた動力伝達部材（バリエータ）である伝動ベルト５６とを備えて構成されており、その伝動ベルト５６と入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４のＶ溝の内壁面との間の摩擦力を介して動力伝達が行われるようになっている。ここで、上記入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４は、それぞれのＶ溝幅すなわち伝動ベルト５６の掛かり径を変更するための入力側油圧シリンダ（アクチュエータ）５８及び出力側油圧シリンダ（アクチュエータ）６０を備えて構成されており、斯かる入力側油圧シリンダ５８に供給或いはそれから排出される作動油の流量が後述する図６に示す油圧制御回路３２内の変速制御弁装置６２によって制御されることにより、上記１対の可変プーリ５２及び５４のＶ溝幅が変化して上記伝動ベルト５６の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力側回転速度Ｎ_ＩＮ／出力側回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が連続的に変化させられるようになっている。
【００１９】
上記入力側可変プーリ５２は、前記入力軸２２に固定された固定回転体６４と、その固定回転体６４との間にＶ溝を形成する状態で前記入力軸２２に軸方向の移動可能且つ軸まわりの相対回転不能に取付られた可動回転体６６と、前記入力軸２２に固定されてその可動回転体６６と摺動可能に嵌合するシリンダボデー６８とから構成されており、ピストンとして機能する上記可動回転体６６及びシリンダボデー６８により前記入力側油圧シリンダ５８が構成されている。また、上記出力側可変プーリ５４は、前記出力軸２４に固定された固定回転体７０と、その固定回転体７０との間にＶ溝を形成する状態で前記出力軸２４に軸方向の移動可能且つ軸まわりの相対回転不能に取付られた可動回転体７２と、前記出力軸２４に固定されてその可動回転体７２と摺動可能に嵌合するシリンダボデー７４とから構成されており、ピストンとして機能する上記可動回転体７２及びシリンダボデー７４により前記出力側油圧シリンダ６０が構成されている。これら入力側油圧シリンダ５８及び出力側油圧シリンダ６０は、その摺動部分に作動油の漏出を防止するためのシール部材７６が設けられているにも拘らず、多少の作動油の漏れが発生するようになっている。
【００２０】
前記出力側可変プーリ５４の油圧シリンダ６０内の油圧Ｐ_Ｂは、その出力側可変プーリ５４の前記伝動ベルト５６に対する挟圧力及びその伝動ベルト５６の張力に対応するものであり、前記１対の可変プーリ５２及び５４のＶ溝内壁面に対する前記伝動ベルト５６の押圧力、延いては前記変速機１２の駆動摩擦力に密接に関係している。そのため、斯かる油圧Ｐ_Ｂは、ベルト張力制御圧、ベルト挟圧力制御圧、ベルト押圧力制御圧、或いは駆動摩擦力制御圧とも称されるべきものであり、前記変速機１２の駆動に際しては、必要十分な圧力すなわち前記伝動ベルト５６に滑りを発生させない範囲内で可及的に小さな圧力となるように、前記油圧制御回路３２により調圧されるようになっている。
【００２１】
図５は、前記変速機１２のベルト張力制御圧の調圧作動に関連する回路図、図６は、前記変速機１２の変速比制御に関連する回路図である。図５において、前記電動式オイルポンプ３４により圧送された作動油は、図示しないライン圧調圧弁によりライン圧Ｐ_Ｌに調圧された後、リニアソレノイド弁７８及び挟圧力制御弁８０に元圧として供給される。そのリニアソレノイド弁７８は、図１に示すＨＶＥＣＵ１０４からの励磁電流が連続的に制御されることにより、前記電動式オイルポンプ３４から供給された作動油の油圧から、その励磁電流に対応した大きさの制御圧Ｐ_Ｓを発生させて挟圧力制御弁８０に供給する。この挟圧力制御弁８０は、制御圧Ｐ_Ｓが高くなるに従って上昇させられる油圧Ｐ_Ｂを発生させ、前記出力側油圧シリンダ６０に供給することにより、前記伝動ベルト５６に対する挟圧力すなわち伝動ベルト５６の張力を制御する。斯かる油圧Ｐ_Ｂは、その上昇に伴って前記１対の可変プーリ５２及び５４と前記伝動ベルト５６との間の摩擦力を増加させる。また、上記リニアソレノイド弁７８には、カットバック弁８２のオン時にそれから出力される制御圧Ｐ_Ｓが供給される油室７８ａが設けられる一方、そのカットバック弁８２のオフ時には、その油室７８ａへの制御圧Ｐ_Ｓの供給が遮断されて油室７８ａが大気に開放されるようになっており、上記カットバック弁８２のオン時にはオフ時よりも制御圧Ｐ_Ｓの特性が低圧側へ切り換えられるようになっている。
【００２２】
図６に示す変速制御弁装置６２は、前記ライン圧Ｐ_Ｌの作動油を専ら前記入力側油圧シリンダ５８へ供給し且つその作動油流量を制御することによりアップ方向の変速速度を制御するアップ変速制御弁８４と、その入力側油圧シリンダ５８から排出される作動油の流量を制御することによりダウン方向の変速速度を制御するダウン変速制御弁８６とから構成されている。上記アップ変速制御弁８４は、ライン圧Ｐ_Ｌを導くライン油路Ｌと前記入力側油圧シリンダ５８との間を開閉するスプール弁子８４ｖと、そのスプール弁子８４ｖを閉弁方向に付勢するスプリング８４ｓと、アップ側電磁弁８８から出力される制御圧を導く制御油室８４ｃとを備えている。また、上記ダウン変速制御弁８６は、ドレン油路Ｄと前記入力側油圧シリンダ５８との間を開閉するスプール弁子８６ｖと、そのスプール弁子８６ｖを閉弁方向に付勢するスプリング８６ｓと、ダウン側電磁弁９０から出力される制御圧を導く制御油室８６ｃとを備えている。上記アップ側電磁弁８８及びダウン側電磁弁９０は、図１に示すＨＶＥＣＵ１０４によってデューティ駆動されることにより連続的に変化する制御圧を上記制御油室８４ｃ及び制御油室８６ｃへ供給し、前記変速機１２の変速比γをアップ側及びダウン側へ連続的に変化させる。なお、上記ダウン変速制御弁８６には、そのスプール弁子８６ｖの閉位置においてライン油路Ｌと前記入力側油圧シリンダ５８との間を僅かな流通断面積の流通路９２が形成されるようになっており、上記アップ変速制御弁８４及びダウン変速制御弁８６が共に閉状態であるときには、変速比γを変化させないために、ライン油路Ｌから絞り９４、一方向弁９６、及び流通路９２を通して作動油が僅かに供給されるようになっている。前記入力側油圧シリンダ５８及び出力側油圧シリンダ６０は、その回転軸心に対して偏った荷重が加えられること等により、前記シール部材７６が摺動部分に設けられているにも拘らず作動油の僅かな漏れが存在するからである。
【００２３】
そして、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１の作動状態に応じて、図７に示す各走行モードが成立させられる。すなわち、「Ｂ」ポジション又は「Ｄ」ポジションでは、「ＥＴＣモード」、「直結モード」、「モータ走行モード（前進）」の何れかが成立させられる。「ＥＴＣモード」では、前記第２クラッチＣ２を係合すると共に前記第１クラッチＣ１及びブレーキＢ１を開放した状態、換言すればサンギヤ１８ｓ、キャリア１８ｃ、及びリングギヤ１８ｒが相対回転可能な状態で、前記エンジン１４及びモータジェネレータ１６を共に作動させてサンギヤ１８ｓ及びキャリア１８ｃにトルクを加え、リングギヤ１８ｒを回転させて車両を前進走行させる。「直結モード」では、前記第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２を係合すると共に前記ブレーキＢ１を開放した状態で、前記エンジン１４を作動させて車両を前進走行させる。「モータ走行モード（前進）」では、前記第１クラッチＣ１を係合すると共に前記第２クラッチＣ２及びブレーキＢ１を開放した状態で、前記モータジェネレータ１６を作動させて車両を前進走行させる。この「モータ走行モード（前進）」では、アクセル・オフ時等に前記モータジェネレータ１６を回生制御することにより、車両の運動エネルギによる発電を行い図１に示すバッテリ９８を充電すると共に車両に制動力を作用させることができる。
【００２４】
図８は、上記前進モードにおける前記遊星歯車装置１８の作動状態を示す共線図で、「Ｓ」はサンギヤ１８ｓ、「Ｒ」はリングギヤ１８ｒ、「Ｃ」はキャリア１８ｃを表している。また、それ等の間隔はギヤ比ρ（＝サンギヤ１８ｓの歯数／リングギヤ１８ｒの歯数）に対応している。具体的には、「Ｓ」と「Ｃ」の間隔を１とすると、「Ｒ」と「Ｃ」の間隔がρになり、図８ではρが０．６程度である。また、（ａ）のＥＴＣモードにおけるトルク比は、エンジントルクＴ_ｅ：ＣＶＴ入力軸トルクＴ_ｉｎ：モータトルクＴ_ｍ＝ρ：１：１−ρであり、モータトルクＴ_ｍはエンジントルクＴ_ｅより小さくて済むと共に、定常状態ではそれ等のモータトルクＴ_ｍ及びエンジントルクＴ_ｅを加算したトルクがＣＶＴ入力軸トルクＴ_ｉｎになる。
【００２５】
図４に戻って、「Ｎ」ポジション又は「Ｐ」ポジションでは、「ニュートラル」又は「充電・Ｅｎｇ始動モード」の何れかが成立させられる。「ニュートラル」では、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１の何れも開放する。「充電・Ｅｎｇ始動モード」では、前記第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２を開放すると共に前記ブレーキＢ１を係合し、前記モータジェネレータ１６を逆回転させて前記エンジン１４を始動したり、そのエンジン１４により前記遊星歯車装置１８を介して前記モータジェネレータ１６を回転駆動すると共に発電制御することにより、電気エネルギを発生させて前記バッテリ９８を充電したりする。
【００２６】
「Ｒ」ポジションでは、「モータ走行モード（後進）」、「フリクション走行モード」、又は「エンジン走行モード」が成立させられる。「モータ走行モード（後進）」では、前記第１クラッチＣ１を係合すると共に第２第２クラッチＣ２及びブレーキＢ１を開放した状態で、前記モータジェネレータ１６を逆方向へ回転駆動してキャリア１８ｃ、延いては前記入力軸２２を逆回転させることにより車両を後進走行させる。「フリクション走行モード」では、前記第１クラッチＣ１を係合すると共に前記第２クラッチＣ２を開放した状態で、前記エンジン１４を始動してサンギヤ１８ｓを正方向へ回転させると共に、そのサンギヤ１８ｓの回転に伴ってリングギヤ１８ｒが正方向へ回転させられている状態で、前記ブレーキＢ１をスリップ係合させてそのリングギヤ１８ｒの回転を制限することにより、キャリア１８ｃに逆方向の回転力を作用させて後進走行させる。この「フリクション走行モード」では、図１に示すように前記エンジン１４のクランクシャフトに連結されたスタータ１０２を発電制御して電気エネルギを発生させると共に、その電気エネルギを前記モータジェネレータ１６に供給して逆方向へ回転させることにより、後進走行をアシストするようになっている。このスタータ１０２は、前記エンジン１４を始動する際にクランキングするための電動機であるが、発電機としても使用できるモータジェネレータが用いられてもよい。なお、上記「フリクション走行モード」では、前記ブレーキＢ１の負荷増を防止するため、前記バッテリ９８の蓄電量ＳＯＣが不足している時を含めて、いかなる条件下においても前記モータジェネレータ１６の発電制御が禁止されている。「エンジン走行モード」では、前記第１クラッチＣ１及びブレーキＢ１を係合すると共に前記第２クラッチＣ２を開放した状態で、前記エンジン１４によりサンギヤ１８ｓを正方向へ回転させることにより、前記ブレーキＢ１によって回転が阻止されているリングギヤ１８ｒの作用でキャリア１８ｃを逆方向へ回転させ、車両を後進走行させる。この「エンジン走行モード」では、必要に応じて前記モータジェネレータ１６を発電制御することにより、電気エネルギを発生させてバッテリ９８を充電する。
【００２７】
図９は、上記「フリクション走行モード」及び「エンジン走行モード」における前記遊星歯車装置１８の作動状態を示す共線図で、前記図８に相当する図である。（ａ）の「フリクション走行モード」では、前記ブレーキＢ１の係合トルクＴ_Ｂ１に対して（１−ρ）×Ｔ_Ｂ１のトルクがキャリア１８ｃ「Ｃ」に作用させられると共に、前記スタータ１０２の発電トルクＴ_ｓに応じて発生した電気エネルギのみで回転駆動される前記モータジェネレータ１６の力行トルクＴ_ｍｄが、同じくキャリア１８ｃ「Ｃ」に作用させられ、それ等を加算したトルク｛（１−ρ）×Ｔ_Ｂ１＋Ｔ_ｍｄ｝が前記入力軸２２に出力される。前記ブレーキＢ１の係合トルクＴ_Ｂ１は、前記リニアソレノイド弁５０による油圧Ｐ_Ｂ１の調圧制御によって制御される。また、前記スタータ１０２の発電制御で発生した電気エネルギの一部は、前記電動式オイルポンプ３４や図示しないエアコン等の補機類で消費され、残りが前記モータジェネレータ１６に供給されて力行制御に使用される。なお、図９に示すＲ／Ｌ（ロード／ロード）は走行抵抗である。また、（ｂ）の「エンジン走行モード」では、エンジントルクＴ_ｅに対してＴ_ｅ×（１−ρ）／ρのトルクがキャリア１８ｃ「Ｃ」に作用させられ、前記モータジェネレータ１６が発電制御される場合には、そのトルクＴ_ｅ×（１−ρ）／ρから発電トルクＴ_ｍｅを差し引いたトルク｛Ｔ_ｅ×（１−ρ）／ρ−Ｔ_ｍｅ｝が前記入力軸２２に出力される。なお、この「エンジン走行モード」においても、厳密には補機類を作動させるためにスタータ１０２が発電制御され、エンジントルクＴ_ｅからそのスタータ１０２の発電トルクＴ_ｓを差し引いたトルク（Ｔ_ｅ −Ｔ_ｓ）によってキャリア１８ｃ「Ｃ」に逆回転方向のトルクが作用させられる。
【００２８】
図１に戻って、前記制御装置１０は、ＨＶＥＣＵ１０４によって制御されるようになっている。このＨＶＥＣＵ１０４は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等を備えていて、ＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラム等に従って信号処理を実行することにより、電子スロットルＥＣＵ１０６、エンジンＥＣＵ１０８、Ｍ／ＧＥＣＵ１１０、Ｔ／ＭＥＣＵ１１２、ＶＳＣＥＣＵ１１３、前記油圧制御回路３２のオン−オフ弁４８、リニアソレノイド弁５０、前記エンジン１４のスタータ１０２等を制御する。この電子スロットルＥＣＵ１０６は、前記エンジン１４の電子スロットル弁１１４を開閉制御するもので、エンジンＥＣＵ１０８は、前記エンジン１４の燃料噴射量や可変バルブタイミング機構、点火時期等によりエンジン出力を制御するもので、Ｍ／ＧＥＣＵ１１０は、インバータ１１６を介して前記モータジェネレータ１６の力行トルクや回生制動トルク等を制御するもので、Ｔ／ＭＥＣＵ１１２は、前記変速機１２の変速比γやベルト挟圧力等を制御するもので、ＶＳＣＥＣＵ１１３は、前記車両の旋回方向の挙動を安定化するために換言すればアンダーステアおよびオーバステアを防止するために、前記車輪ブレーキ装置２９による各車輪の制動力や車両の駆動力を選択的に制御するものである。
【００２９】
上記ＨＶＥＣＵ１０４には、アクセル操作量センサ１２０からアクセルペダル１１８の操作量θ_ＡＣを表す信号が供給されると共に、シフトポジションセンサ１２２からシフトレバー３６のシフトポジションを表す信号が供給される。また、エンジン回転速度センサ１２４、モータ回転速度センサ１２６、入力軸回転速度センサ１２８、出力軸回転速度センサ１３０、冷却水温センサ１３２、ＡＴＦ温度センサ１３４、ＳＯＣセンサ１３６、及びＧセンサ１３８から、それぞれエンジン回転速度（回転数）Ｎ_ｅ、モータ回転速度（回転数）Ｎ_ｍ、入力軸回転速度Ｎ_ｉｎ、出力軸回転速度Ｎ_ｏｕｔ、前記エンジン１４の冷却水温Ｔ_ｈｗ、ＡＴＦ温度Ｔ_ｈＡＴＦ、前記バッテリ９８の蓄電量ＳＯＣ、及び車両の進行方向傾斜角度φ_ｐｒ等を表す信号がそれぞれ供給される。また、前記ＶＳＣＥＣＵ１１３には、前記ブレーキペダル３１に備えられたブレーキスイッチ１３９からフットブレーキ操作の有無を表す信号が供給される。上記ＡＴＦ温度センサ１３４により検出されるＡＴＦ温度Ｔ_ｈＡＴＦは、前記油圧制御回路３２の作動流体すなわち前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１等の摩擦係合装置を係合させたり冷却したりするためのオイル温度である。また、上記Ｇセンサ１３８は、比較的大きな質量をもった部材とその部材に作用する力すなわち加速度を検出する圧電素子とを備えた圧電型センサや、比較的大きな質量をもった部材とその部材に加えられる加速度による変位を元位置に保つような平衡力を電磁力にて発生させる電磁コイルとを備えてその電磁コイルの駆動電流に基づいて加速度を検出するサーボ型センサ等であり、車両の進行方向傾斜角度φ_ｐｒの他にも横方向加速度、左右の車輪速度差、ステアリングの舵角等を検出する。
【００３０】
前記ＨＶＥＣＵ１０４は、基本的に図１０に示す各機能を備えており、前記Ｔ／ＭＥＣＵ１１２を介して前記変速機１２の駆動を制御する。図１０に示すシフトポジション判定手段１４０は、前記車両のシフトポジションが停車レンジであるか否かを判定する。具体的には、前記シフトポジションセンサ１２２から供給される前記シフトレバー３６のシフトポジションを表す信号が「Ｐ」ポジションを示しているか否かを判定する。また、坂路判定手段１４２は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあるか否かを判定する。具体的には、前記Ｇセンサ１３８から供給される車両の進行方向傾斜角度φ_ｐｒを表す信号が臨界角度φ_ｃｒ以上の勾配を示しているか否かを判定する。また、ブレーキ作動判定手段１４４は、前記車輪ブレーキ装置２９が車輪に制動力を発生させるために作動しているか否かを判定する。具体的には、前記ブレーキスイッチ１３９から前記車輪ブレーキ装置２９の操作が行われていることを示す信号が供給されているか否かを判定する。
【００３１】
また、坂路断続装置接続予測手段１４６は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ断続装置である前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１のうち少なくとも１つが遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測されるか否かを判定する。具体的には、上記シフトポジション判定手段１４０、坂路判定手段１４２、及びブレーキ作動判定手段１４４の何れの判定も肯定された場合、すなわち上記シフトポジション判定手段１４０にて前記車両のシフトポジションが「Ｐ」レンジであると判定され、前記坂路判定手段１４２にて前記車両が所定勾配以上の坂路上にあると判定され、且つ前記ブレーキ作動判定手段１４４にて前記車輪ブレーキ装置２９が作動していると判定された場合に前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１のうち少なくとも１つが遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測されると判定する。この判定は、「Ｐ」レンジから他のシフトポジションへ変更される場合には、前記車輪ブレーキ装置２９の踏み込みが必要とされる車両の一般的な仕様に基づいている。
【００３２】
また、ベルト挟圧力変更手段１４８は、駆動摩擦力変更手段に対応するものであり、前記坂路断続装置接続予測手段１４６にて前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ断続装置である前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１のうち少なくとも１つが遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測されると判定された場合に、前記入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４によるベルト挟圧力延いては前記変速機１２の駆動摩擦力を変更する。具体的には、前記ＡＴＦ温度センサ１３４により供給されるＡＴＦ温度Ｔ_ｈＡＴＦ及び前記Ｇセンサ１３８により供給される車両の進行方向傾斜角度φ_ｐｒ等に基づいて所望のベルト挟圧力を設定し、前記リニアソレノイド弁７８から供給される制御圧Ｐ_ｓ延いては油圧Ｐ_Ｂを変更することにより、前記挟圧力制御弁８０及び出力側油圧シリンダ６０を介して前記伝動ベルト５６の張力を変更する。
【００３３】
また、オイルポンプ回転数変更手段１５０は、前記坂路断続装置接続予測手段１４６にて前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ断続装置である前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１のうち少なくとも１つが遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測されると判定された場合に、前記電動式オイルポンプ３４の回転数延いてはそのオイル吐出量を変更する。このオイルポンプ吐出量の変更は、前記入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４によるベルト挟圧力を変更するものであり、すなわち、このオイルポンプ回転数変更手段１５０は、上記ベルト挟圧力変更手段１４８に含まれる補助的な駆動摩擦力変更手段である。
【００３４】
図１１は、前記ＨＶＥＣＵ１０４による前記制御装置１０の制御作動の要部を説明するフローチャートであり、所定のサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。
【００３５】
この図１１に示すベルト挟圧力制御ルーチンでは、先ず、前記シフトポジション判定手段１４０に対応するステップ（以下、ステップを省略する）ＳＡ１において、前記車両のシフトポジションが停車レンジであるか否かが判断される。具体的には、前記シフトポジションセンサ１２２から供給される前記シフトレバー３６のシフトポジションを表す信号が「Ｐ」ポジションを示しているか否かが判断される。このＳＡ１の判断が否定される場合には、ＳＡ６において、「Ｐ」ポジション時における通常のベルト挟圧力設定制御が実行された後、ＳＡ７において、そのベルト挟圧力設定に応じたオイルポンプ回転数設定制御が実行され、それをもって本ルーチンが終了させられるが、ＳＡ１の判断が肯定される場合には、前記坂路判定手段１４２に対応するＳＡ２において、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあるか否かが判断される。
【００３６】
ＳＡ２では、具体的には、前記Ｇセンサ１３８から供給される車両の進行方向傾斜角度φ_ｐｒを表す信号が臨界角度φ_ｃｒ以上の勾配を示しているか否かが判断される。このＳＡ２の判断が否定される場合には、ＳＡ６及びＳＡ７が実行され、それをもって本ルーチンが終了させられるが、ＳＡ２の判断が肯定される場合には、前記ブレーキ作動判定手段１４４に対応するＳＡ３において、前記車輪ブレーキ装置２９が車輪に制動力を発生させるために作動しているか否かが判断される。
【００３７】
ＳＡ３では、具体的には、前記ブレーキスイッチ１３９から前記車輪ブレーキ装置２９の操作が行われていることを示す信号が供給されているか否かが判断される。このＳＡ３の判断が否定される場合には、ＳＡ６及びＳＡ７が実行され、それをもって本ルーチンが終了させられるが、ＳＡ３の判断が肯定される場合には、ベルト挟圧力変更手段１４８に対応するＳＡ４及びＳＡ５において、ベルト挟圧力増圧設定制御が実行される。
【００３８】
ＳＡ４では、具体的には、前記リニアソレノイド弁７８から供給される制御圧Ｐ_ｓ延いては油圧Ｐ_Ｂを増加させることにより、前記挟圧力制御弁８０及び出力側油圧シリンダ６０を介して前記伝動ベルト５６の張力を増加させ、前記入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４によるベルト挟圧力を増圧させ、延いては前記変速機１２の駆動摩擦力を増加させる。ここで、前記ＡＴＦ温度センサ１３４により供給されるＡＴＦ温度Ｔ_ｈＡＴＦが低温であるほど、或いは前記Ｇセンサ１３８により供給される車両の進行方向傾斜角度φ_ｐｒが急勾配であるほど、ベルト挟圧力が高圧とされるように制御される。このようにベルト挟圧力を所定圧以上に増加させることで、前記入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４と動力伝達部材である前記伝動ベルト５６との間に十分な摩擦力が発生させられ、それらの部材相互間での滑りが好適に防止される。
【００３９】
また、前記オイルポンプ回転数変更手段１５０に対応するＳＡ５において、オイル吐出量増加設定制御が実行される。具体的には、前記電動式オイルポンプ３４の回転数延いてはオイル吐出量が増加させられる。このＳＡ５の制御は、ＳＡ４の制御と略同期して実行され、所望されるベルト挟圧力を好適に実現するオイル吐出量となるように前記電動式オイルポンプ３４の回転数が設定され、それをもって本ルーチンが終了させられる。以上の制御動作では、ＳＡ１乃至ＳＡ３が前記坂路断続装置接続予測手段１４６に対応し、ＳＡ４及びＳＡ５が前記ベルト挟圧力変更手段１４８に対応すると共に、駆動摩擦力変更手段に対応する。
【００４０】
このように、本実施例によれば、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ断続装置である前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、及びブレーキＢ１のうち少なくとも１つが動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記変速機１２の駆動摩擦力を変更する駆動摩擦力変更手段すなわちベルト挟圧力変更手段１４８（ＳＡ４、ＳＡ５）を有するものであることから、前記第１クラッチＣ１等の断続装置の切り換えが行われる前に動力伝達部材である前記伝動ベルト５６の滑りを防止するための制御を開始することが可能とされ、必要十分な摩擦力により前記変速機１２が駆動される。すなわち、所定勾配以上の坂路上における発車に際して動力伝達部材が滑ることによる耐久力低下を好適に抑制できる車両用無段変速機の制御装置を提供することができる。
【００４１】
また、前記車両のシフトポジションが停車レンジすなわち「Ｐ」レンジであるか否かを判定するシフトポジション判定手段１４０（ＳＡ１）と、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあるか否かを判定する坂路判定手段１４２（ＳＡ２）と、前記車輪ブレーキ装置２９が作動しているか否かを判定するブレーキ作動判定手段１４４（ＳＡ３）とを有し、前記ベルト挟圧力変更手段１４８は、前記シフトポジション判定手段１４０により前記車両のシフトポジションが「Ｐ」レンジであると判定され、前記坂路判定手段１４２により前記車両が所定勾配以上の坂路上にあると判定され、且つ前記ブレーキ作動判定手段１４４により前記車輪ブレーキ装置２９が作動していると判定された場合に、前記変速機１２の駆動摩擦力を変更するものであるため、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記第１クラッチＣ１等の断続装置が遮断状態から接続状態へ切り換えられることを好適な態様で予測して駆動摩擦力を変更できるという利点がある。
【００４２】
また、前記変速機１２は、有効径が可変である１対の可変プーリすなわち入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４と、その１対の可変プーリ５２及び５４に巻き掛けられた伝動ベルト５６とを含むベルト式無段変速機であり、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記第１クラッチＣ１等の断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記１対の可変プーリ５２及び５４によるベルト挟圧力を変更するベルト挟圧力変更手段１４８を有するものであるため、斯かるベルト式無段変速機１２の耐久力低下を抑制できるという利点がある。
【００４３】
また、前記ベルト挟圧力変更手段１４８は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記第１クラッチＣ１等の断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記変速機１２の駆動摩擦力を増加させるものであるため、動力伝達部材の滑りを好適に防止でき、前記変速機１２の耐久力低下を好適に抑制できるという利点がある。
【００４４】
なお、前述した図１１の代わりに、図１２のフローチャートに従ってベルト挟圧力制御を実行しても構わない。この図１２に示すＳＢ１乃至ＳＢ３、ＳＢ６、及びＳＢ７は、図１１におけるＳＡ１乃至ＳＡ３、ＳＡ６、及びＳＡ７にそれぞれ対応し同様の制御を実行することから、以下の説明においてそれらのステップを省略する。
【００４５】
この図１２に示すベルト挟圧力制御ルーチンでは、ＳＢ４において、前記リニアソレノイド弁７８から供給される制御圧Ｐ_ｓ延いては油圧Ｐ_Ｂを減少させることにより、前記挟圧力制御弁８０及び出力側油圧シリンダ６０を介して前記伝動ベルト５６の張力を減少させ、前記入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４によるベルト挟圧力を減圧させ、延いては前記変速機１２の駆動摩擦力を減少させる。このようにベルト挟圧力を所定圧以下に減少させることで、前記入力側可変プーリ５２及び出力側可変プーリ５４と動力伝達部材である前記伝動ベルト５６との間に十分な遊びが与えられ、それらの部材相互間での摺動が好適に防止される。なお、ここでのベルト挟圧力は、斯かる十分な遊びを実現しうる範囲内で可及的に高圧とされるように制御される。
【００４６】
また、前記オイルポンプ回転数変更手段１５０に対応するＳＢ５において、オイル吐出量減少設定制御が実行される。具体的には、前記電動式オイルポンプ３４の回転数延いてはそのオイル吐出量が減少させられる。このＳＢ５の制御は、ＳＢ４の制御と略同期して実行され、所望されるベルト挟圧力を好適に実現するオイル吐出量となるように前記電動式オイルポンプ３４の回転数が設定され、それをもって本ルーチンが終了させられる。以上の制御動作では、ＳＢ４及びＳＢ５が前記ベルト挟圧力変更手段１４８に対応すると共に、駆動摩擦力変更手段に対応する。
【００４７】
このように、前記ベルト挟圧力変更手段１４８（ＳＢ４、ＳＢ５）は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記第１クラッチＣ１等の断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記変速機１２の駆動摩擦力を減少させるものであるため、十分な遊びを与えて前記伝動ベルト５６を積極的に滑らせることで、前記変速機１２の耐久力低下を好適に抑制できるという利点がある。
【００４８】
また、前記ベルト挟圧力変更手段１４８は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記第１クラッチＣ１等の断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記変速機１２の摩擦力を発生させる油圧シリンダの元圧を供給する前記電動式オイルポンプ３４の回転数延いては吐出量を変更するオイルポンプ回転数変更手段１５０を含むものであるため、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記第１クラッチＣ１等の断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記電動式オイルポンプ３４の回転数を低下乃至作動を停止させることで前記出力側油圧シリンダ６０の元圧を低減させ、軽負荷な状態で前記伝動ベルト５６を滑らせることで、前記変速機１２の耐久力低下を更に好適に抑制できるという利点がある。
【００４９】
以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、更に別の態様においても実施される。
【００５０】
例えば、前述の実施例では、駆動力源として前記エンジン１４及びモータジェネレータ１６を備えたハイブリッド車両について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば、駆動力源として燃料の燃焼により動力を発生するエンジンのみを備えた車両、電気エネルギにより動力を発生するモータジェネレータのみを備えた車両、或いは燃料電池を駆動力源とする燃料電池自動車等、様々な態様の車両に広く適用される。
【００５１】
また、前述の実施例では、有効径が可変な１対の可変プーリ５２及び５４に伝動ベルト５６が巻き掛けられたベルト式無段変速機１２について説明したが、同心のコーン部材の間に介在させられたローラの回転軸心をそのコーン部材の回転軸心に直交する位置から回転させることによって変速比を無段階に変化させる形式のトロイダル型無段変速機等の他の態様の無段変速機に本発明が適用されても構わない。このトロイダル型無段変速機の場合には、前記ローラが動力伝達部材として機能する。要するに、本発明は、動力伝達部材が回転要素の間に挟圧状態で介在させられた無段変速機に広く適用される。
【００５２】
その他、一々例示はしないが、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲内において、種々の変更が加えられて実施されるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用されたハイブリッド駆動制御装置を説明する概略構成図である。
【図２】図１のハイブリッド駆動制御装置にベルト式無段変速機を加えた骨子図である。
【図３】図１のハイブリッド駆動制御装置に備えられた油圧制御回路の要部を示す回路図である。
【図４】図２に示すベルト式無段変速機の構成を説明するためにその一部を切り欠いて示す図である。
【図５】図１のハイブリッド駆動制御装置に備えられた油圧制御回路の要部を示す回路図であり、特に、ベルト挟圧力制御に関する回路を示す図である。
【図６】図１のハイブリッド駆動制御装置に備えられた油圧制御回路の要部を示す回路図であり、特に、変速比制御に関する回路を示す図である。
【図７】図１のハイブリッド駆動制御装置において成立させられる幾つかの走行モードと複数の断続装置の作動状態との関係を示す図である。
【図８】図７のＥＴＣモード、直結モード、及びモータ走行モード（前進）における遊星歯車装置の各回転要素の回転速度の関係を示す共線図である。
【図９】図７のフリクション走行モード及びエンジン走行モードにおける遊星歯車装置の各回転要素の回転速度の関係を示す共線図である。
【図１０】図１のＨＶＥＣＵが有する制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。
【図１１】図１のＨＶＥＣＵによるベルト挟圧力制御作動の一例を説明するフローチャートである。
【図１２】図１のＨＶＥＣＵによるベルト挟圧力制御作動の他の一例を説明するフローチャートである。
【符号の説明】
１０：ハイブリッド駆動制御装置
１２：ベルト式無段変速機
１４：エンジン（駆動力源）
１６：モータジェネレータ（駆動力源）
２９：車輪ブレーキ装置（ブレーキ装置）
３０：駆動輪
５２：入力側可変プーリ
５４：出力側可変プーリ
５６：伝動ベルト（動力伝達部材）
６０：出力側油圧シリンダ
１４０：シフトポジション判定手段
１４２：坂路判定手段
１４４：ブレーキ作動判定手段
１４８：ベルト挟圧力変更手段（駆動摩擦力変更手段）
Ｂ１：ブレーキ（断続装置）
Ｃ１：第１クラッチ（断続装置）
Ｃ２：第２クラッチ（断続装置）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission for a vehicle, and in particular, a technique for suppressing a decrease in durability due to slipping of a power transmission member of the continuously variable transmission for a vehicle when starting on a slope having a predetermined gradient or more. About.
[0002]
[Prior art]
An intermittent device that performs intermittent switching of power transmission on a power transmission path between the driving force source of the vehicle and the driving wheel, and a continuously variable transmission that can transmit the power via the friction force and control the friction force. A control device for a continuously variable transmission in a vehicle provided in series is known. For example, this is the control device for a continuously variable transmission for a vehicle described in Patent Document 1. Such a control device controls the driving frictional force of the continuously variable transmission based on the estimated load torque of the continuously variable transmission, and when the intermittent device is switched from the disconnected state to the connected state, Since it includes a connection-time switching load torque calculation means that uses the transmission torque of the intermittent device determined in consideration of the inertia of the driving force source acting on the continuously variable transmission in connection with the connection as the load torque, Driving friction force of the power transmission member of the continuously variable transmission when the interrupting device is switched from the shut-off state to the connected state, for example, the pinching pressure against the transmission belt, is appropriately prevented, so that the power transmission member is preferably prevented from slipping. it can.
[0003]
[Patent Document 1]
JP 2001-330121 A
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, when the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more, when the intermittent device is switched from the power transmission interrupted state to the connected state, torque is input from the drive wheel side almost simultaneously with the release of the parking lock. Is done. In the conventional control device for a continuously variable transmission for a vehicle, the torque input from the drive wheel side is not taken into consideration, so that the power transmission member of the continuously variable transmission does not slip when the vehicle departs on a slope having a predetermined slope or more. There was a possibility that the durability of the continuously variable transmission would decrease due to the slip. Therefore, it is required to prevent the power transmission member from slipping. However, changing the driving friction force using the shift position switching as a trigger is not enough in response to the problem of responsiveness.
[0005]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to provide a continuously variable vehicle for a vehicle capable of suppressing a decrease in durability due to slippage of a power transmission member upon departure on a slope having a predetermined gradient or higher. An object of the present invention is to provide a transmission control device.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve such an object, the gist of the first aspect of the present invention is to provide a power transmission path between a driving force source of a vehicle and a driving wheel, an interrupting device for switching power transmission intermittently, and a frictional force. A continuously variable transmission control device for a vehicle equipped with a continuously variable transmission that can transmit power and control the frictional force via the vehicle, wherein the vehicle is on a slope with a predetermined gradient or more.YesandShift position from stop range to other shift rangeWhen switching is predicted, the continuously variable transmission has a driving friction force changing means for changing the driving friction force of the continuously variable transmission based on the inclination angle of the traveling direction of the vehicle.
  In order to achieve the above object, the gist of the second aspect of the present invention is that a power transmission path between a driving force source of a vehicle and a driving wheel is connected to a power transmission path, an intermittent device for switching power transmission intermittently, and friction. A control device for a continuously variable transmission in a vehicle having a continuously variable transmission capable of transmitting power via force and controlling the frictional force in series, wherein the vehicle is on a slope having a predetermined gradient or more. Drive friction force changing means for reducing the drive friction force of the continuously variable transmission when the interrupting device is predicted to be switched from a power transmission interruption state to a connection state. Is.
[0007]
【The invention's effect】
  Thus, according to the first aspect of the invention, the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more.YesandShift position from stop range to other shift rangeWhen it is predicted that the switching is performed, since the driving frictional force changing means for changing the driving frictional force of the continuously variable transmission based on the inclination angle of the traveling direction of the vehicle is provided, the switching of the intermittent device is performed. It is possible to start the control for preventing the power transmission member from slipping in consideration of the torque input from the drive wheel side before being driven, and the continuously variable transmission is driven by the necessary and sufficient frictional force. . That is, it is possible to provide a control device for a continuously variable transmission for a vehicle that can favorably suppress a decrease in durability due to slippage of a power transmission member at the time of departure on a slope with a predetermined gradient or higher.
  According to the second aspect of the present invention, the continuously variable transmission is provided when the vehicle is on a slope having a predetermined gradient or more and the interrupting device is predicted to be switched from a power transmission interrupted state to a connected state. Driving frictional force changing means for reducing the driving frictional force of the gear, so that the intermittent transmission device is provided with sufficient play before the switching of the intermittent device, so that the power transmission member is actively slid, thereby allowing the continuously variable transmission. There is an advantage that a decrease in durability of the machine can be suitably suppressed.
[0008]
Other aspects of the invention
  here,In the first invention,Preferably, shift position determination means for determining whether or not the shift position of the vehicle is in a stop range, slope determination means for determining whether or not the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more, and a predetermined range Brake operation determining means for determining whether or not the brake device is operating, and the drive friction force changing means is determined by the shift position determining means that the shift position of the vehicle is in a stop range, Driving the continuously variable transmission when it is determined by the slope determination means that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more, and when the brake operation determination means determines that a predetermined brake device is operating. The frictional force is changed. In this way, there is an advantage that the driving frictional force can be changed by predicting in a suitable manner that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more and the intermittent device is switched from the disconnected state to the connected state.
[0009]
  Preferably, the driving frictional force changing means is configured such that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more.YesandShift position from stop range to other shift rangeWhen switching is predicted, the driving frictional force of the continuously variable transmission is increased. If it does in this way, there is an advantage that slip of a power transmission member can be prevented suitably and the endurance fall of the continuously variable transmission can be controlled suitably.
[0011]
  Preferably, the continuously variable transmission is a belt-type continuously variable transmission including a pair of variable pulleys having an effective diameter variable and a transmission belt wound around the pair of variable pulleys. The vehicle is on a slope with a predetermined slope or more.YesandShift position from stop range to other shift rangeWhen it is predicted that the belt is switched, belt clamping pressure changing means for changing the belt clamping pressure on the transmission belt by the variable pulley is provided. In this way, there is an advantage that a decrease in durability of such a belt type continuously variable transmission can be suppressed.
[0012]
  Preferably, the driving frictional force changing means is configured such that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more.YesandShift position from stop range to other shift rangeOil pump rotation speed changing means for changing the rotation speed of the electric oil pump that supplies the original pressure of the hydraulic cylinder that generates the frictional force of the continuously variable transmission and the discharge amount when it is predicted to be switched Is included. In this way, for example, the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more.YesandShift position from stop range to other shift rangeWhen it is predicted that the electric oil pump is switched, the original pressure of the hydraulic cylinder is reduced by reducing or stopping the operation of the electric oil pump, and the transmission belt is slid in a light load state. There is an advantage that a decrease in durability of the continuously variable transmission can be more suitably suppressed.
[0013]
【Example】
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0014]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram illustrating a hybrid drive control device (hereinafter simply referred to as a control device) 10 to which the present invention is applied, and FIG. 2 is a belt-type continuously variable transmission (hereinafter simply referred to as a transmission). FIG. The control device 10 includes an engine 14 that is a driving force source that generates power by combustion of fuel, a motor generator 16 that is used as a driving force source and generator that generates power by electric energy, and a double pinion type planetary gear. It is comprised including the apparatus 18, and is mounted horizontally and used for FF (front engine front drive) vehicle etc. The sun gear 18s of the planetary gear unit 18 is connected to the engine 14, the carrier 18c is connected to the motor generator 16, and the ring gear 18r is connected to the case 20 via the brake B1. The carrier 18c is connected to the input shaft 22 of the transmission 12 via the first clutch C1, and the ring gear 18r is connected to the input shaft 22 via the second clutch C2. That is, the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 are provided in a power transmission path between the engine 14 and the motor generator 16 and the drive wheels 30 to perform an intermittent switching of power transmission. Function. The power input to the input shaft 22 is torque-converted by the transmission 12 and then transmitted from the output shaft 24 of the transmission 12 to the differential device 28 via the counter gear 26, and the differential device 28. Thus, the left and right drive wheels (front wheels) 30 are distributed. Each wheel including the drive wheels 30 is provided with a wheel brake device 29 that functions as a brake device. The wheel brake device 29 is a drum brake or a disc brake that generates a friction braking force in accordance with a signal output from a VSC ECU 113 described later in accordance with the depression amount of the brake pedal 31.
[0015]
FIGS. 3, 5, and 6 are circuit diagrams illustrating a main part of the hydraulic control circuit 32 provided in the control device 10. The first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 are all wet multi-plate hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic actuator, and are supplied from a hydraulic control circuit 32 shown in FIG. The hydraulic fluid is frictionally engaged by the hydraulic oil. That is, the original pressure PC generated by the electric oil pump 34 is supplied to the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 via the manual valve 38 according to the shift position of the shift lever 36 shown in FIG. It has come to be. The shift lever 36 is a shift operation member that is operated by the driver, and is selectively operated to five shift positions “B”, “D”, “N”, “R”, and “P”. It is connected to the manual valve 38 via a cable, a link, or the like. In accordance with the operation of the shift lever 36, the valve element position of the manual valve 38 is mechanically switched.
[0016]
The “B” position is a shift position in which a relatively large power source brake is generated by a downshift of the transmission 12 during forward travel, and the “D” position is a shift position for forward travel. Then, the original pressure PC is supplied from the output port 38a to the first clutch C1 through the shuttle valve 40 and to the second clutch C2. The “N” position is a shift position that cuts off power transmission from the power source, the “R” position is a shift position for reverse travel, and the “P” position cuts off power transmission from the power source and a parking lock (not shown). Shift positions that mechanically prevent rotation of the drive wheels by the device, and at these shift positions, the original pressure PC is supplied from the output port 38b to the brake B1. The original pressure PC output from the output port 38b is also input to the return port 38c. At the “R” position, the original pressure PC is supplied from the return port 38c to the first clutch C1 via the output port 38d. PC is supplied.
[0017]
The first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 are provided with control valves 42, 44, and 46, respectively._C1, P_C2, P_B1Is to be controlled. Hydraulic pressure P of the first clutch C1_C1Is adjusted by an on-off valve 48, and the hydraulic pressure P of the second clutch C2 is adjusted._C2And brake B1 hydraulic pressure P_B1The pressure is regulated by the linear solenoid valve 50.
[0018]
FIG. 4 is a partially cutaway view for explaining the configuration of the transmission 12. As shown in FIG. 4, the transmission 12 includes an input-side variable pulley 52 having a variable effective diameter provided on the input shaft 22 and an output-side variable having a variable effective diameter provided on the output shaft 24. The pulley 54 includes a transmission belt 56 that is a power transmission member (variator) wound around the V-grooves of the input-side variable pulley 52 and the output-side variable pulley 54. Power is transmitted through a frictional force between the side variable pulley 52 and the output side variable pulley 54 between the inner wall surfaces of the V-groove. Here, the input-side variable pulley 52 and the output-side variable pulley 54 have an input-side hydraulic cylinder (actuator) 58 and an output-side hydraulic cylinder (actuator) for changing the V groove width, that is, the engagement diameter of the transmission belt 56. 60, and the flow rate of hydraulic oil supplied to or discharged from the input side hydraulic cylinder 58 is controlled by a shift control valve device 62 in the hydraulic control circuit 32 shown in FIG. As a result, the V-groove width of the pair of variable pulleys 52 and 54 is changed, and the engagement diameter (effective diameter) of the transmission belt 56 is changed, and the gear ratio γ (= input-side rotational speed N) is changed._IN/ Output side rotational speed N_OUT) Can be changed continuously.
[0019]
The input-side variable pulley 52 is movable in the axial direction on the input shaft 22 in a state where a V-groove is formed between the fixed rotating body 64 fixed to the input shaft 22 and the fixed rotating body 64. The movable rotating body 66 is attached to the surroundings so as not to be relatively rotatable, and the cylinder body 68 is fixed to the input shaft 22 and is slidably fitted to the movable rotating body 66, and functions as a piston. The movable rotating body 66 and the cylinder body 68 constitute the input side hydraulic cylinder 58. Further, the output-side variable pulley 54 can move in the axial direction with respect to the output shaft 24 in a state where a V-groove is formed between the fixed rotating body 70 fixed to the output shaft 24 and the fixed rotating body 70. The movable rotating body 72 is mounted so as not to rotate relative to the shaft, and the cylinder body 74 is fixed to the output shaft 24 and is slidably fitted to the movable rotating body 72. The output-side hydraulic cylinder 60 is constituted by the movable movable body 72 and the cylinder body 74 that function. Although the input side hydraulic cylinder 58 and the output side hydraulic cylinder 60 are provided with the seal member 76 for preventing the hydraulic oil from leaking at the sliding portions, some hydraulic oil leaks. It is like that.
[0020]
Hydraulic pressure P in the hydraulic cylinder 60 of the output side variable pulley 54_BCorresponds to the clamping pressure of the output-side variable pulley 54 against the transmission belt 56 and the tension of the transmission belt 56, and the transmission belt 56 is against the inner wall surface of the V groove of the pair of variable pulleys 52 and 54. It is closely related to the pressing force, and hence the driving frictional force of the transmission 12. Therefore, such a hydraulic pressure P_BIs also referred to as a belt tension control pressure, a belt clamping pressure control pressure, a belt pressing force control pressure, or a driving friction force control pressure. When the transmission 12 is driven, a necessary and sufficient pressure, that is, the transmission The pressure is adjusted by the hydraulic control circuit 32 so that the pressure becomes as small as possible within a range in which the belt 56 does not slip.
[0021]
FIG. 5 is a circuit diagram related to the pressure regulation operation of the belt tension control pressure of the transmission 12, and FIG. 6 is a circuit diagram related to the gear ratio control of the transmission 12. In FIG. 5, the hydraulic oil pumped by the electric oil pump 34 is supplied to a line pressure P by a line pressure regulating valve (not shown)._LAfter the pressure is adjusted, the linear solenoid valve 78 and the clamping pressure control valve 80 are supplied as the original pressure. The linear solenoid valve 78 has a magnitude corresponding to the excitation current from the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied from the electric oil pump 34 by continuously controlling the excitation current from the HVECU 104 shown in FIG. Control pressure P_SIs generated and supplied to the clamping pressure control valve 80. This clamping pressure control valve 80 is controlled by a control pressure P_SHydraulic pressure P raised as the pressure increases_BIs generated and supplied to the output hydraulic cylinder 60 to control the clamping pressure with respect to the transmission belt 56, that is, the tension of the transmission belt 56. Such hydraulic pressure P_BIncreases the frictional force between the pair of variable pulleys 52 and 54 and the transmission belt 56 as it rises. The linear solenoid valve 78 has a control pressure P output from the cut-back valve 82 when it is turned on._SIs provided, and when the cutback valve 82 is OFF, the control pressure P to the oil chamber 78a is provided._SIs cut off and the oil chamber 78a is opened to the atmosphere. When the cutback valve 82 is on, the control pressure P is greater than when the cutback valve 82 is off._SThe characteristics can be switched to the low pressure side.
[0022]
The shift control valve device 62 shown in FIG._LThe up-shift control valve 84 that controls the shift speed in the up direction by supplying the hydraulic oil to the input-side hydraulic cylinder 58 and controlling the flow rate of the hydraulic oil, and the operation discharged from the input-side hydraulic cylinder 58 It is composed of a down shift control valve 86 for controlling the shift speed in the down direction by controlling the flow rate of oil. The up-shift control valve 84 has a line pressure P_LIs output from a spool valve element 84v that opens and closes between the line oil passage L that guides the oil pressure and the input side hydraulic cylinder 58, a spring 84s that urges the spool valve element 84v in the valve closing direction, and an up-side electromagnetic valve 88. And a control oil chamber 84c for guiding the control pressure. The down shift control valve 86 includes a spool valve element 86v that opens and closes between the drain oil passage D and the input-side hydraulic cylinder 58, a spring 86s that urges the spool valve element 86v in the valve closing direction, And a control oil chamber 86c for guiding the control pressure output from the down-side solenoid valve 90. The up-side solenoid valve 88 and the down-side solenoid valve 90 supply the control oil chamber 84c and the control oil chamber 86c with a control pressure that continuously changes as a result of being driven by the HVECU 104 shown in FIG. The gear ratio γ of the machine 12 is continuously changed to the up side and the down side. In the downshift control valve 86, a flow passage 92 having a slight flow cross-sectional area is formed between the line oil passage L and the input-side hydraulic cylinder 58 at the closed position of the spool valve element 86v. When the up-shift control valve 84 and the down-shift control valve 86 are both closed, the throttle 94, the one-way valve 96, and the flow passage 92 from the line oil path L are kept in order not to change the speed ratio γ. A small amount of hydraulic oil is supplied through the valve. The input-side hydraulic cylinder 58 and the output-side hydraulic cylinder 60 have hydraulic oil applied in spite of the fact that the seal member 76 is provided at the sliding portion by applying a load that is biased with respect to the rotational axis. This is because there are slight leaks.
[0023]
Each travel mode shown in FIG. 7 is established according to the operating states of the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1. That is, at the “B” position or the “D” position, any one of “ETC mode”, “direct connection mode”, and “motor traveling mode (forward)” is established. In the “ETC mode”, the second clutch C2 is engaged and the first clutch C1 and the brake B1 are released, in other words, the sun gear 18s, the carrier 18c, and the ring gear 18r are relatively rotatable, The engine 14 and the motor generator 16 are operated together to apply torque to the sun gear 18s and the carrier 18c, and the ring gear 18r is rotated to move the vehicle forward. In the “direct connection mode”, the vehicle is driven forward by operating the engine 14 with the first clutch C1 and the second clutch C2 engaged and the brake B1 released. In the “motor running mode (forward)”, the motor generator 16 is operated to drive the vehicle forward while the first clutch C1 is engaged and the second clutch C2 and the brake B1 are released. In this “motor running mode (forward)”, the motor generator 16 is regeneratively controlled when the accelerator is off, etc., thereby generating electric power by the kinetic energy of the vehicle, charging the battery 98 shown in FIG. Can act.
[0024]
FIG. 8 is an alignment chart showing the operating state of the planetary gear unit 18 in the forward mode, wherein “S” represents the sun gear 18s, “R” represents the ring gear 18r, and “C” represents the carrier 18c. Further, these intervals correspond to the gear ratio ρ (= the number of teeth of the sun gear 18s / the number of teeth of the ring gear 18r). Specifically, when the interval between “S” and “C” is 1, the interval between “R” and “C” is ρ, and in FIG. 8 ρ is about 0.6. The torque ratio in the ETC mode of (a) is the engine torque T_e: CVT input shaft torque T_in: Motor torque T_m= Ρ: 1: 1−ρ and motor torque T_mIs the engine torque T_eIn the steady state, the motor torque T can be reduced._mAnd engine torque T_eIs added to the CVT input shaft torque T_inbecome.
[0025]
Returning to FIG. 4, at the “N” position or the “P” position, either “neutral” or “charging / Eng start mode” is established. In “neutral”, all of the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 are released. In the “charge / engage start mode”, the first clutch C1 and the second clutch C2 are released and the brake B1 is engaged, the motor generator 16 is rotated in the reverse direction, and the engine 14 is started. 14, the motor generator 16 is rotationally driven via the planetary gear unit 18 and the power generation is controlled, thereby generating electric energy and charging the battery 98.
[0026]
In the “R” position, “motor travel mode (reverse)”, “friction travel mode”, or “engine travel mode” is established. In the “motor running mode (reverse)”, the motor generator 16 is rotationally driven in the reverse direction while the first clutch C1 is engaged and the second second clutch C2 and the brake B1 are released, and the carrier 18c, As a result, the vehicle is driven backward by rotating the input shaft 22 in the reverse direction. In the “friction running mode”, the engine 14 is started to rotate the sun gear 18s in the forward direction with the first clutch C1 engaged and the second clutch C2 released, and the sun gear 18s rotates. Accordingly, in a state where the ring gear 18r is rotated in the forward direction, the brake B1 is slip-engaged to restrict the rotation of the ring gear 18r, thereby causing the reverse rotation force to act on the carrier 18c and moving backward. Let it run. In this “friction running mode”, as shown in FIG. 1, the starter 102 connected to the crankshaft of the engine 14 is controlled to generate electric energy, and the electric energy is supplied to the motor generator 16. Rotating in the reverse direction assists reverse travel. The starter 102 is an electric motor for cranking when the engine 14 is started, but a motor generator that can also be used as a generator may be used. In the “friction running mode”, in order to prevent an increase in the load on the brake B1, the power generation control of the motor generator 16 is performed under any conditions, including when the storage amount SOC of the battery 98 is insufficient. Is prohibited. In the “engine running mode”, the sun gear 18s is rotated in the forward direction by the engine 14 with the first clutch C1 and the brake B1 engaged and the second clutch C2 opened. The carrier 18c is rotated in the reverse direction by the action of the ring gear 18r that is prevented from rotating, and the vehicle is driven backward. In the “engine running mode”, the motor generator 16 is controlled to generate electricity as necessary, thereby generating electric energy and charging the battery 98.
[0027]
FIG. 9 is a collinear diagram showing the operating state of the planetary gear unit 18 in the “friction running mode” and the “engine running mode”, and corresponds to FIG. In the "friction running mode" of (a), the engagement torque T of the brake B1_B1(1-ρ) × T_B1Is applied to the carrier 18c "C" and the power generation torque T of the starter 102 is_sThe power running torque T of the motor generator 16 that is rotationally driven only by the electric energy generated according to_mdIs applied to the carrier 18c “C” and the torque {(1−ρ) × T_B1+ T_md} Is output to the input shaft 22. The engagement torque T of the brake B1_B1The hydraulic pressure P by the linear solenoid valve 50_B1It is controlled by the pressure regulation control. A part of the electric energy generated by the power generation control of the starter 102 is consumed by auxiliary equipment such as the electric oil pump 34 and an air conditioner (not shown), and the rest is supplied to the motor generator 16 for power running control. used. In addition, R / L (load / load) shown in FIG. 9 is a running resistance. In the “engine running mode” in (b), the engine torque T_eAgainst T_eWhen a torque of x (1-ρ) / ρ is applied to the carrier 18c “C” and the motor generator 16 is controlled to generate power, the torque T_eX (1-ρ) / ρ from power generation torque T_meMinus the torque {T_e× (1-ρ) / ρ-T_me} Is output to the input shaft 22. Even in this “engine running mode”, strictly speaking, the starter 102 is controlled to generate power in order to operate the auxiliary machinery, and the engine torque T_ePower generation torque T of the starter 102_sMinus the torque (T_e -T_s) Causes a torque in the reverse rotation direction to act on the carrier 18c “C”.
[0028]
Returning to FIG. 1, the control device 10 is controlled by the HVECU 104. The HVECU 104 includes a CPU, a RAM, a ROM, and the like, and performs signal processing according to a program or the like stored in advance in the ROM while using a temporary storage function of the RAM, thereby allowing the electronic throttle ECU 106, the engine ECU 108, the M / The GECU 110, the T / MECU 112, the VSC ECU 113, the on / off valve 48 of the hydraulic control circuit 32, the linear solenoid valve 50, the starter 102 of the engine 14 and the like are controlled. This electronic throttle ECU 106 controls the opening and closing of the electronic throttle valve 114 of the engine 14, and the engine ECU 108 controls the engine output by the fuel injection amount, variable valve timing mechanism, ignition timing, etc. of the engine 14, The M / GECU 110 controls the power running torque, the regenerative braking torque, and the like of the motor generator 16 via the inverter 116, and the T / MECU 112 controls the speed ratio γ of the transmission 12, the belt clamping pressure, and the like. In order to stabilize the behavior in the turning direction of the vehicle, in other words, the VSC ECU 113 selectively selects the braking force of each wheel and the driving force of the vehicle by the wheel brake device 29 in order to prevent understeer and oversteer. It is something to control.
[0029]
The HVECU 104 includes an operation amount θ of the accelerator pedal 118 from the accelerator operation amount sensor 120._AC, And a signal representing the shift position of the shift lever 36 is supplied from the shift position sensor 122. Further, the engine rotation speed sensor 124, the motor rotation speed sensor 126, the input shaft rotation speed sensor 128, the output shaft rotation speed sensor 130, the cooling water temperature sensor 132, the ATF temperature sensor 134, the SOC sensor 136, and the G sensor 138 are respectively used. Rotational speed (number of revolutions) N_e, Motor rotation speed (rotation speed) N_m, Input shaft rotation speed N_in, Output shaft rotation speed N_outThe cooling water temperature T of the engine 14_hw, ATF temperature T_hATF, The charged amount SOC of the battery 98, and the vehicle traveling direction inclination angle φ_prAnd so on, respectively. The VSC ECU 113 is supplied with a signal indicating the presence or absence of a foot brake operation from a brake switch 139 provided on the brake pedal 31. ATF temperature T detected by the ATF temperature sensor 134_hATFIs an oil temperature for engaging and cooling the working fluid of the hydraulic control circuit 32, that is, the friction engagement devices such as the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1. The G sensor 138 includes a piezoelectric sensor including a member having a relatively large mass and a piezoelectric element that detects a force acting on the member, that is, an acceleration, and a member having a relatively large mass and the member. A servo-type sensor that detects an acceleration based on a driving current of the electromagnetic coil, and an electromagnetic coil that generates an equilibrium force by an electromagnetic force so as to keep a displacement due to the acceleration applied to the original position. Traveling direction inclination angle φ_prIn addition, lateral acceleration, left and right wheel speed difference, steering angle, etc. are detected.
[0030]
The HVECU 104 basically has the functions shown in FIG. 10 and controls the drive of the transmission 12 via the T / MECU 112. The shift position determination means 140 shown in FIG. 10 determines whether or not the shift position of the vehicle is in the stop range. Specifically, it is determined whether or not a signal representing the shift position of the shift lever 36 supplied from the shift position sensor 122 indicates the “P” position. Further, the slope determination unit 142 determines whether or not the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more. Specifically, the vehicle traveling direction inclination angle φ supplied from the G sensor 138_prIs the critical angle φ_crIt is determined whether or not the above gradient is shown. Further, the brake operation determining means 144 determines whether or not the wheel brake device 29 is operating in order to generate a braking force on the wheels. Specifically, it is determined whether or not a signal indicating that the wheel brake device 29 is being operated is supplied from the brake switch 139.
[0031]
Further, the slope interrupting device connection predicting means 146 connects the at least one of the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 which are the interrupting devices from the disconnected state when the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more. It is determined whether or not switching to the state is predicted. Specifically, if any of the shift position determination unit 140, the slope determination unit 142, and the brake operation determination unit 144 is affirmed, that is, the shift position determination unit 140 determines that the shift position of the vehicle is “P When it is determined that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more, and the wheel brake device 29 is activated by the brake activation determination unit 144. When the determination is made, it is predicted that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more and at least one of the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 is switched from the disconnected state to the connected state. judge. This determination is based on a general specification of a vehicle that requires the wheel brake device 29 to be depressed when the shift is made from the “P” range to another shift position.
[0032]
The belt clamping pressure changing means 148 corresponds to the driving frictional force changing means, and the vehicle is on a slope having a predetermined slope or more and is an intermittent device in the slope intermittent device connection prediction means 146. When it is determined that at least one of the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 is predicted to be switched from the disconnected state to the connected state, the input-side variable pulley 52 and the output-side variable pulley 54 The belt clamping pressure is extended, and the driving frictional force of the transmission 12 is changed. Specifically, the ATF temperature T supplied by the ATF temperature sensor 134._hATFAnd the vehicle traveling direction tilt angle φ supplied by the G sensor 138._prThe desired belt clamping pressure is set based on the control pressure P supplied from the linear solenoid valve 78._sAs a result, hydraulic pressure P_BIs changed, the tension of the transmission belt 56 is changed via the clamping pressure control valve 80 and the output side hydraulic cylinder 60.
[0033]
Further, the oil pump rotation speed changing means 150 includes the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake, which are intermittence devices when the vehicle is on a slope having a predetermined slope or more in the slope intermittence device connection prediction means 146. When it is determined that at least one of B1 is predicted to be switched from the shut-off state to the connected state, the rotational speed of the electric oil pump 34 and the oil discharge amount are changed. The change of the oil pump discharge amount is to change the belt clamping pressure by the input side variable pulley 52 and the output side variable pulley 54, that is, the oil pump rotation speed changing means 150 is the belt clamping pressure changing means. 148 is auxiliary driving friction force changing means included in 148.
[0034]
FIG. 11 is a flowchart for explaining a main part of the control operation of the control device 10 by the HVECU 104, which is repeatedly executed at a predetermined cycle time.
[0035]
In the belt clamping pressure control routine shown in FIG. 11, first, in step (hereinafter, step is omitted) SA1 corresponding to the shift position determination means 140, it is determined whether or not the shift position of the vehicle is in the stop range. Is done. Specifically, it is determined whether or not a signal representing the shift position of the shift lever 36 supplied from the shift position sensor 122 indicates the “P” position. If the determination of SA1 is negative, after the normal belt clamping pressure setting control at the “P” position is executed in SA6, the oil pump rotation speed setting corresponding to the belt clamping pressure setting is executed in SA7. The control is executed, and this routine is terminated. If the determination at SA1 is affirmative, whether or not the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more at SA2 corresponding to the slope judgment means 142. Is judged.
[0036]
In SA2, specifically, the vehicle traveling direction inclination angle φ supplied from the G sensor 138 is obtained._prIs the critical angle φ_crIt is determined whether or not the above gradient is shown. If the determination at SA2 is negative, SA6 and SA7 are executed, and this routine is terminated. If the determination at SA2 is affirmative, SA3 corresponding to the brake operation determination means 144 is performed. It is determined whether or not the wheel brake device 29 is operating to generate braking force on the wheels.
[0037]
In SA3, specifically, it is determined whether or not a signal indicating that the wheel brake device 29 is being operated is supplied from the brake switch 139. If the determination at SA3 is negative, SA6 and SA7 are executed, and this routine is terminated accordingly. If the determination at SA3 is affirmative, SA4 corresponding to the belt clamping pressure changing means 148 is determined. At SA5, the belt clamping pressure increase setting control is executed.
[0038]
In SA4, specifically, the control pressure P supplied from the linear solenoid valve 78_sAs a result, hydraulic pressure P_BIs increased, the tension of the transmission belt 56 is increased via the clamping pressure control valve 80 and the output side hydraulic cylinder 60, and the belt clamping pressure by the input side variable pulley 52 and the output side variable pulley 54 is increased. As a result, the driving frictional force of the transmission 12 is increased. Here, the ATF temperature T supplied by the ATF temperature sensor 134._hATFOr the vehicle traveling direction inclination angle φ supplied by the G sensor 138 is lower._prThe steeper the belt is, the higher the belt clamping pressure is controlled. Thus, by increasing the belt clamping pressure to a predetermined pressure or more, a sufficient frictional force is generated between the input side variable pulley 52 and the output side variable pulley 54 and the transmission belt 56 which is a power transmission member. The slip between these members is preferably prevented.
[0039]
In SA5 corresponding to the oil pump rotation speed changing means 150, oil discharge amount increase setting control is executed. Specifically, the number of revolutions of the electric oil pump 34 and the oil discharge amount are increased. The control of SA5 is executed substantially in synchronism with the control of SA4, and the rotational speed of the electric oil pump 34 is set so as to achieve an oil discharge amount that suitably realizes a desired belt clamping pressure. This routine is terminated. In the above control operation, SA1 to SA3 correspond to the slope interrupting device connection predicting means 146, SA4 and SA5 correspond to the belt clamping pressure changing means 148, and also correspond to the driving friction force changing means.
[0040]
Thus, according to the present embodiment, at least one of the first clutch C1, the second clutch C2, and the brake B1 that is the intermittent device and the vehicle is on a slope with a predetermined gradient or more is cut off of power transmission. When it is predicted that the state is switched from the connected state to the connected state, it has a drive friction force changing means for changing the drive friction force of the transmission 12, that is, belt clamping pressure changing means 148 (SA4, SA5). The control for preventing the transmission belt 56 that is a power transmission member from slipping can be started before the switching of the intermittent device such as the first clutch C1 is performed. The transmission 12 is driven. That is, it is possible to provide a control device for a continuously variable transmission for a vehicle that can favorably suppress a decrease in durability due to slippage of a power transmission member at the time of departure on a slope with a predetermined gradient or higher.
[0041]
Further, shift position determination means 140 (SA1) for determining whether or not the shift position of the vehicle is in the stop range, that is, the “P” range, and determines whether or not the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more. Slope determination means 142 (SA2) and brake operation determination means 144 (SA3) for determining whether or not the wheel brake device 29 is operating are provided, and the belt clamping pressure changing means 148 determines the shift position. The means 140 determines that the shift position of the vehicle is in the “P” range, the slope determination means 142 determines that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more, and the brake operation determination means 144 determines the wheels. When it is determined that the brake device 29 is operating, the driving frictional force of the transmission 12 is changed. Therefore, there is an advantage that the driving frictional force can be changed by predicting in a suitable manner that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more and the intermittent device such as the first clutch C1 is switched from the disconnected state to the connected state. is there.
[0042]
The transmission 12 includes a pair of variable pulleys whose effective diameter is variable, that is, an input-side variable pulley 52 and an output-side variable pulley 54, and a transmission belt 56 wound around the pair of variable pulleys 52 and 54. It is predicted that the vehicle is on a slope having a predetermined slope or more and the intermittent device such as the first clutch C1 is switched from the power transmission cutoff state to the connection state. In this case, since the belt clamping pressure changing means 148 for changing the belt clamping pressure by the pair of variable pulleys 52 and 54 is provided, the advantage that the durability of the belt type continuously variable transmission 12 can be suppressed. There is.
[0043]
Further, the belt clamping pressure changing means 148 may predict that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more and that the intermittent device such as the first clutch C1 is switched from the power transmission interruption state to the connection state. In addition, since the driving frictional force of the transmission 12 is increased, the power transmission member can be suitably prevented from slipping, and a decrease in durability of the transmission 12 can be suitably suppressed.
[0044]
In place of FIG. 11 described above, belt clamping pressure control may be executed according to the flowchart of FIG. SB1 to SB3, SB6, and SB7 shown in FIG. 12 correspond to SA1 to SA3, SA6, and SA7 in FIG. 11, respectively, and execute the same control, so those steps are omitted in the following description.
[0045]
In the belt clamping pressure control routine shown in FIG. 12, the control pressure P supplied from the linear solenoid valve 78 in SB4._sAs a result, hydraulic pressure P_BBy reducing the tension of the transmission belt 56 via the clamping pressure control valve 80 and the output side hydraulic cylinder 60, and reducing the belt clamping pressure by the input side variable pulley 52 and the output side variable pulley 54. As a result, the driving frictional force of the transmission 12 is reduced. Thus, by reducing the belt clamping pressure below a predetermined pressure, sufficient play is provided between the input side variable pulley 52 and the output side variable pulley 54 and the power transmission belt 56 as a power transmission member. The sliding between the members is preferably prevented. Here, the belt clamping pressure is controlled so as to be as high as possible within a range in which such sufficient play can be realized.
[0046]
In SB5 corresponding to the oil pump rotation speed changing means 150, oil discharge amount reduction setting control is executed. Specifically, the rotational speed of the electric oil pump 34 and the oil discharge amount are reduced. The control of SB5 is executed substantially in synchronism with the control of SB4, and the rotational speed of the electric oil pump 34 is set so as to achieve an oil discharge amount that suitably realizes a desired belt clamping pressure. This routine is terminated. In the above control operation, SB4 and SB5 correspond to the belt clamping pressure changing means 148 and also to the driving frictional force changing means.
[0047]
In this way, the belt clamping pressure changing means 148 (SB4, SB5) is such that the vehicle is on a slope with a predetermined gradient or more and the interrupting device such as the first clutch C1 is switched from the power transmission interrupted state to the connected state. In this case, since the driving frictional force of the transmission 12 is reduced, the transmission belt 56 is actively slid by giving sufficient play, so that the durability of the transmission 12 is improved. There is an advantage that the power drop can be suitably suppressed.
[0048]
Further, the belt clamping pressure changing means 148 may predict that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more and that the intermittent device such as the first clutch C1 is switched from the power transmission interruption state to the connection state. In addition, since the electric oil pump 34 for supplying the original pressure of the hydraulic cylinder that generates the frictional force of the transmission 12 includes an oil pump rotation speed changing means 150 for changing the rotation speed and the discharge amount, the oil pump rotation speed changing means 150 is included. When it is predicted that the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more and the intermittent device such as the first clutch C1 is switched from the power transmission interrupted state to the connected state, the rotational speed of the electric oil pump 34 is reduced. By lowering or stopping the operation, the original pressure of the output-side hydraulic cylinder 60 is reduced, and by sliding the transmission belt 56 in a light load state, There is an advantage that a reduction endurance speed machine 12 can further appropriately suppressed.
[0049]
The preferred embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings. However, the present invention is not limited to these embodiments, and may be implemented in other modes.
[0050]
For example, in the above-described embodiment, the hybrid vehicle including the engine 14 and the motor generator 16 as the driving power source has been described. However, the present invention is not limited to this, and for example, the combustion of fuel as the driving power source It is widely applied to vehicles having various modes such as a vehicle having only an engine that generates power by means of a vehicle, a vehicle having only a motor generator that generates power by electric energy, or a fuel cell vehicle having a fuel cell as a driving force source. The
[0051]
In the above-described embodiment, the belt-type continuously variable transmission 12 in which the transmission belt 56 is wound around the pair of variable pulleys 52 and 54 having variable effective diameters has been described. However, the belt-type continuously variable transmission 12 is interposed between concentric cone members. Continuously variable transmission of other aspects such as a toroidal continuously variable transmission of a type in which the transmission gear ratio is continuously changed by rotating the rotational axis of the roller made from a position orthogonal to the rotational axis of the cone member The present invention may be applied to a machine. In the case of this toroidal type continuously variable transmission, the roller functions as a power transmission member. In short, the present invention is widely applied to a continuously variable transmission in which a power transmission member is interposed between rotating elements in a pinched state.
[0052]
In addition, although not illustrated one by one, the present invention is implemented with various modifications within a range not departing from the gist thereof.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram illustrating a hybrid drive control device to which the present invention is applied.
2 is a skeleton view of a belt type continuously variable transmission added to the hybrid drive control device of FIG. 1; FIG.
3 is a circuit diagram showing a main part of a hydraulic control circuit provided in the hybrid drive control device of FIG. 1; FIG.
4 is a partially cutaway view for explaining the configuration of the belt type continuously variable transmission shown in FIG. 2; FIG.
5 is a circuit diagram showing a main part of a hydraulic control circuit provided in the hybrid drive control device of FIG. 1, and particularly shows a circuit related to belt clamping pressure control. FIG.
6 is a circuit diagram showing a main part of a hydraulic control circuit provided in the hybrid drive control device of FIG. 1, and particularly shows a circuit relating to gear ratio control. FIG.
7 is a diagram showing a relationship between several travel modes established in the hybrid drive control device of FIG. 1 and operating states of a plurality of intermittent devices.
8 is a collinear diagram showing the relationship between the rotational speeds of the rotating elements of the planetary gear device in the ETC mode, the direct connection mode, and the motor travel mode (forward movement) of FIG. 7;
9 is a collinear diagram showing the relationship between the rotational speeds of the rotating elements of the planetary gear device in the friction traveling mode and the engine traveling mode of FIG. 7;
10 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function included in the HVECU of FIG. 1. FIG.
FIG. 11 is a flowchart illustrating an example of belt clamping pressure control operation by the HVECU of FIG. 1;
12 is a flowchart for explaining another example of the belt clamping pressure control operation by the HVECU of FIG. 1. FIG.
[Explanation of symbols]
10: Hybrid drive control device
12: Belt type continuously variable transmission
14: Engine (drive power source)
16: Motor generator (drive power source)
29: Wheel brake device (brake device)
30: Drive wheel
52: Input side variable pulley
54: Output side variable pulley
56: Transmission belt (power transmission member)
60: Output side hydraulic cylinder
140: Shift position determination means
142: Slope determination means
144: Brake operation determination means
148: Belt clamping pressure changing means (driving friction force changing means)
B1: Brake (intermittent device)
C1: First clutch (intermittent device)
C2: Second clutch (intermittent device)

Claims

車両の駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に、動力伝達の断続切り換えを行う断続装置と、摩擦力を介して動力伝達を行うと共に該摩擦力を制御できる無段変速機とを、直列的に備えた車両における該無段変速機の制御装置であって、
前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を前記車両の進行方向傾斜角度に基づいて変更する駆動摩擦力変更手段を有することを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。An intermittent device that performs intermittent switching of power transmission on a power transmission path between a driving force source and a drive wheel of a vehicle, and a continuously variable transmission that transmits power via friction force and can control the friction force A control device for the continuously variable transmission in a vehicle provided in series,
When the vehicle is and the shift position is in the slope road than the predetermined gradient is expected to be switched from the stop position to another shift range, a traveling direction inclination angle of the vehicle driving frictional force of the continuously variable transmission A control device for a continuously variable transmission for a vehicle, characterized in that it has a drive friction force changing means that changes based on

前記車両のシフトポジションが停車レンジであるか否かを判定するシフトポジション判定手段と、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあるか否かを判定する坂路判定手段と、所定のブレーキ装置が作動しているか否かを判定するブレーキ作動判定手段とを、有し、前記駆動摩擦力変更手段は、前記シフトポジション判定手段により前記車両のシフトポジションが停車レンジであると判定され、前記坂路判定手段により前記車両が所定勾配以上の坂路上にあると判定され、且つ前記ブレーキ作動判定手段により所定のブレーキ装置が作動していると判定された場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を変更するものである請求項１の車両用無段変速機の制御装置。 Shift position determining means for determining whether or not the vehicle shift position is in a stop range, slope determining means for determining whether or not the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more, and a predetermined brake device are operated. Brake actuation determining means for determining whether or not the vehicle has been driven, the drive friction force changing means is determined by the shift position determining means that the shift position of the vehicle is in a stop range, and the slope determining means When it is determined that the vehicle is on a slope with a predetermined gradient or more and the brake operation determining means determines that the predetermined brake device is operating, the driving frictional force of the continuously variable transmission is changed. The control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1.

前記駆動摩擦力変更手段は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を増加させる請求項１又は２の車両用無段変速機の制御装置。The drive frictional force change means, when the vehicle is and the shift position is in the slope road than the predetermined gradient is expected to be switched from the stop position to another shift range, a driving frictional force of the continuously variable transmission The control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1 or 2, wherein:

前記無段変速機は、有効径が可変である１対の可変プーリと、該１対の可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを、含むベルト式無段変速機であり、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記可変プーリによる伝動ベルトに対するベルト挟圧力を変更するベルト挟圧力変更手段を有するものである請求項１から３の何れかの車両用無段変速機の制御装置。The continuously variable transmission is a belt-type continuously variable transmission including a pair of variable pulleys having an effective diameter variable and a transmission belt wound around the pair of variable pulleys. when it and the shift position is in the gradient than the slope road is switched from the stop position to another shift range is predicted, having a belt clamping pressure changing means for changing the belt squeezing pressure to the transmission belt by the variable pulleys The control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 3.

前記駆動摩擦力変更手段は、前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つシフトポジションが停車レンジから他のシフトレンジへ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の摩擦力を発生させる油圧シリンダの元圧を供給する電動式オイルポンプの回転数を変更するオイルポンプ回転数変更手段を含むものである請求項１から４の何れかの車両用無段変速機の制御装置。The drive frictional force change means, when the vehicle is and the shift position is in the slope road than the predetermined gradient is expected to be switched from the stop position to another shift range, the frictional force of the continuously variable transmission The control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 4, further comprising an oil pump rotation speed changing means for changing a rotation speed of an electric oil pump that supplies an original pressure of a hydraulic cylinder to be generated.

車両の駆動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に、動力伝達の断続切り換えを行う断続装置と、摩擦力を介して動力伝達を行うと共に該摩擦力を制御できる無段変速機とを、直列的に備えた車両における該無段変速機の制御装置であって、
前記車両が所定勾配以上の坂路上にあり且つ前記断続装置が動力伝達の遮断状態から接続状態へ切り換えられることが予測される場合に、前記無段変速機の駆動摩擦力を減少させる駆動摩擦力変更手段を有することを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。An intermittent device that performs intermittent switching of power transmission on a power transmission path between a driving force source and a drive wheel of a vehicle, and a continuously variable transmission that transmits power via friction force and can control the friction force A control device for the continuously variable transmission in a vehicle provided in series,
Driving friction force that reduces the driving friction force of the continuously variable transmission when the vehicle is on a slope with a predetermined slope or more and the interrupting device is predicted to be switched from a power transmission interruption state to a connection state. A control device for a continuously variable transmission for a vehicle, comprising a changing means.