JP6146290B2 - Control device for continuously variable transmission - Google Patents

Description

本発明は、ベルトやチェーンなどの無端伝動部材を用いた無段変速機の制御装置に関し、特にプーリによる無端伝動部材の挟圧力の制御に係る。   The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission using an endless transmission member such as a belt or a chain, and more particularly to control of a clamping pressure of an endless transmission member by a pulley.

従来より自動車などの車両において、動力源であるエンジンの出力を駆動輪に伝達する変速機として、そのエンジンから入力する回転を無段階に変速可能な無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）が知られている。また、ＣＶＴとしては一般的に、駆動側および従動側のプーリ間に伝動ベルトを巻き掛けてなるベルト式のものが実用化されている。   2. Description of the Related Art Conventionally, in a vehicle such as an automobile, a continuously variable transmission (CVT) capable of continuously changing the rotation input from the engine as a transmission that transmits the output of an engine that is a power source to driving wheels. Are known. Further, as a CVT, a belt type in which a transmission belt is wound between pulleys on the driving side and the driven side is generally put into practical use.

このようなベルト式のＣＶＴでは、各プーリの外周のＶ溝に大きな力で伝動ベルトを挟圧して、その滑りを抑制しなくてはならないが、挟圧力が大きいほど伝動ベルトとの間の摩擦損失が大きくなってしまうし、大きな挟圧力を維持するためには高い油圧も必要になるから、エンジンの燃費が悪化するきらいがある。   In such a belt-type CVT, the transmission belt must be clamped with a large force in the V groove on the outer periphery of each pulley to suppress the slippage, but the friction between the transmission belt and the transmission belt increases as the clamping pressure increases. The loss increases, and high oil pressure is also required to maintain a large clamping pressure, so the engine fuel efficiency tends to deteriorate.

この点について例えば特許文献１に記載のＣＶＴでは、エンジンの出力するトルクを間接的に検出し、このエンジントルクから油圧ポンプの駆動ロス分を減算して、ＣＶＴへの入力トルクを算出し、この入力トルクに応じてベルトの挟圧力（同文献ではＣＶＴの油圧制御回路のライン圧）を制御するようにしている。こうすれば、挟圧力が必要以上に大きくなることを抑制し、燃費の低減が図られる。   In this regard, for example, the CVT described in Patent Document 1 indirectly detects the torque output from the engine, subtracts the hydraulic pump drive loss from this engine torque, and calculates the input torque to the CVT. The belt clamping pressure (the line pressure of the hydraulic control circuit of the CVT in this document) is controlled according to the input torque. If it carries out like this, it will suppress that a pinching pressure becomes large more than needed, and reduction of a fuel consumption will be aimed at.

特開平２−２３６０５２号公報JP-A-2-236052

ところで、前記従来の技術では、油圧ポンプの駆動ロス分として、予めエンジン回転数と油圧（同文献では目標セカンダリ圧）とに対応する油圧ポンプの駆動負荷を実験などによって求めて、制御マップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数や油圧の検出値に基づいて、前記の制御マップを参照して算出した駆動負荷を、油圧ポンプの駆動ロスとしている。   By the way, in the conventional technique, as a hydraulic pump drive loss, a control map is created by experimentally determining the hydraulic pump drive load corresponding to the engine speed and hydraulic pressure (the target secondary pressure in the same document). Keep it. The drive load calculated by referring to the control map based on the detected engine speed and hydraulic pressure while the vehicle is running is used as the hydraulic pump drive loss.

しかしながら、前記のように制御マップに設定されているポンプ駆動負荷は、ＣＶＴの変速比が概ね一定に保たれている定常状態に対応したものであり、ＣＶＴの変速比が変化する変速動作中の過渡的なポンプ駆動負荷の変動について、従来技術には何ら考慮されていない。すなわち、一般に変速動作中は油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、その慣性抵抗および粘性抵抗が増大し、ポンプ駆動負荷が増大する。   However, the pump drive load set in the control map as described above corresponds to a steady state in which the CVT gear ratio is kept substantially constant, and during the speed change operation in which the CVT gear ratio changes. There is no consideration in the prior art regarding transient fluctuations in the pump drive load. That is, in general, during the speed change operation, the flow rate of the hydraulic oil flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit is increased, so that its inertial resistance and viscous resistance increase, and the pump driving load increases.

そうしてポンプ駆動負荷が増大すれば、その分はＣＶＴへの入力トルクが低減されるので、ベルトの挟圧力を低下させることができるが、それにもかかわらず従来の技術では、そのようなＣＶＴの変速動作の際のポンプ駆動負荷の変動について考慮されていない。よって、従来の技術では挟圧力をさらに低減し、ＣＶＴにおける動力損失を低減する余地が残されている。   If the pump driving load is increased, the input torque to the CVT is reduced accordingly, so that the belt clamping pressure can be lowered. The fluctuation of the pump drive load during the shifting operation is not taken into consideration. Therefore, in the conventional technique, there is still room for further reducing the clamping pressure and reducing the power loss in the CVT.

そこで、本発明の目的は、変速動作中にＣＶＴに入力するトルクの大きさを従来よりも正確に推定することによって、無端伝動部材の挟圧力を低減し、さらなる損失低減を図ることにある。   Accordingly, an object of the present invention is to reduce the pinching pressure of the endless transmission member and further reduce the loss by estimating the magnitude of the torque input to the CVT during the shifting operation more accurately than before.

前記の目的を達成すべく本発明は、駆動側および従動側のプーリ間に無端伝動部材が巻き掛けられ、この無端伝動部材の挟圧力を制御するための油圧制御回路において油圧ポンプが、車両の走行用の動力源から前記駆動側のプーリへの動力伝達経路に介設されており、少なくとも当該油圧ポンプの駆動負荷による損失分を前記動力源の発生するトルクから減算して、前記駆動側のプーリに入力するトルクの大きさを算出し、これに応じて無端伝動部材の挟圧力を制御するように構成された無段変速機（以下、ＣＶＴという）の制御装置を前提とする。 In order to achieve the above object, the present invention provides an endless transmission member wound between pulleys on a driving side and a driven side. In a hydraulic control circuit for controlling the clamping pressure of the endless transmission member, a hydraulic pump A power transmission path from a traveling power source to the driving pulley is provided, and at least a loss due to the driving load of the hydraulic pump is subtracted from the torque generated by the power source , A control device for a continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) configured to calculate the magnitude of torque input to the pulley and control the clamping force of the endless transmission member in accordance with the magnitude of torque is assumed.

そして、前記ＣＶＴの変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作に伴う作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出し、この変動量も加味して前記無端伝動部材の挟圧力を制御するようにしたものである。 Then, when the shift operation speed ratio of the previous SL CVT is changed, seeking variation of inertia resistance and viscosity resistance of the working oil accompanying the speed change operation from the flow velocity distribution of the operating oil in the cross section of the oil passage, the hydraulic The fluctuation amount of the driving load of the pump is calculated, and the clamping force of the endless transmission member is controlled in consideration of the fluctuation amount.

前記のＣＶＴにおいては、まず、車両の走行用の動力源から駆動側のプーリに入力するトルクの大きさが、例えば、その動力源の出力するトルクから油圧ポンプの駆動ロスを減算し、動力伝達部材のイナーシャも考慮して求められる。勿論、動力伝達経路にトルクコンバータがあれば、これによるトルク増幅も考慮される。そして、この入力トルクの大きさに対して、無端伝動部材に滑りが発生しないように挟圧力の制御が行われる。   In the CVT described above, first, the magnitude of the torque input from the power source for driving the vehicle to the pulley on the driving side is obtained by, for example, subtracting the drive loss of the hydraulic pump from the torque output from the power source. It is determined in consideration of the inertia of the member. Of course, if there is a torque converter in the power transmission path, torque amplification by this is also considered. Then, the clamping pressure is controlled so that the endless transmission member does not slip with respect to the magnitude of the input torque.

これに加えてＣＶＴの変速動作中には、そのために油圧ポンプの駆動負荷が増大することも加味して前記挟圧力の制御が行われる。すなわち、ＣＶＴの変速動作中には、油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなって、その慣性抵抗および粘性抵抗が増大することになるので、この慣性抵抗および粘性抵抗の増分を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出する。   In addition, during the CVT shift operation, the clamping pressure is controlled in consideration of the increase in the driving load of the hydraulic pump. That is, during the speed change operation of the CVT, the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit increases, and the inertial resistance and the viscous resistance increase. Therefore, the increment of the inertial resistance and the viscous resistance is increased. Is obtained from the flow velocity distribution of the hydraulic oil in the section of the oil passage, and the fluctuation amount of the driving load of the hydraulic pump is calculated.

そして、そのポンプ駆動負荷の増大によってＣＶＴへの入力トルクが小さくなることを考慮して、その分、さらに無端伝動部材の挟圧力を小さく制御することができる。つまり、前記の特定事項によれば、ＣＶＴの変速動作によるポンプ駆動負荷の変動分まで反映させて、無端伝動部材の挟圧力を従来より一層、低減することができ、これにより、ＣＶＴにおける動力損失のさらなる低減が図られる。   Then, in consideration of the fact that the input torque to the CVT is reduced due to the increase in the pump driving load, it is possible to further control the pinching pressure of the endless transmission member accordingly. In other words, according to the specific matter described above, it is possible to further reduce the pinching pressure of the endless transmission member by reflecting even the fluctuation of the pump drive load due to the CVT speed change operation, thereby reducing the power loss in the CVT. Can be further reduced.

好ましくは、油圧制御回路において前記の変速動作中に作動油の流通する油路を、断面が一様で直線的に延びる油路とみなし、言い換えると、複雑な形状の油路を作動油の慣性抵抗および粘性抵抗について概ね等価な直線状の油路で置き換えて、変速動作に伴う流速の変化から慣性抵抗および粘性抵抗の変動を算出すればよい。この場合に作動油の流速の代表的な値、例えば油路の断面における最高値や平均値などは、油圧ポンプの吐出量を油路の断面積で除算して求めることができる。   Preferably, in the hydraulic control circuit, the oil passage through which the hydraulic oil flows during the speed change operation is regarded as an oil passage having a uniform cross section and extending linearly, in other words, an oil passage having a complicated shape is an inertia of the hydraulic oil. It is only necessary to replace the resistance and the viscous resistance with a substantially equivalent linear oil passage, and calculate the fluctuations of the inertia resistance and the viscous resistance from the change in the flow velocity accompanying the speed change operation. In this case, a typical value of the flow rate of the hydraulic oil, for example, the maximum value or the average value in the cross section of the oil passage can be obtained by dividing the discharge amount of the hydraulic pump by the cross sectional area of the oil passage.

また、好ましくは、前記油路の断面形状を円形として、作動油の流速が楕円面状に（油路の軸線を中心とする楕円体の表面状に）分布していると仮定すればよい。こうすれば、油路の周壁においては流速が零になり、ここから油路の断面中心に向かって徐々に流速が高くなる様子を好適に模擬することができる。   Preferably, the oil passage has a circular cross-sectional shape, and the flow velocity of the hydraulic oil may be assumed to be distributed in an elliptical shape (on an elliptical surface centered on the axis of the oil passage). By doing so, it is possible to suitably simulate a state in which the flow velocity becomes zero on the peripheral wall of the oil passage and gradually increases from here to the cross-sectional center of the oil passage.

そうして求めた作動油の流速分布に基づいて、その慣性抵抗および粘性抵抗を算出する場合には、油路の周壁から断面中心までを半径方向に複数の環状領域に分割し、これらの各環状領域においては流速が一定値であると仮定して、それぞれ慣性抵抗および粘性抵抗を算出すればよい。   When calculating the inertial resistance and viscous resistance based on the flow velocity distribution of the hydraulic fluid thus obtained, the oil passage is divided into a plurality of annular regions in the radial direction from the peripheral wall to the center of the cross section. In the annular region, assuming that the flow velocity is a constant value, the inertial resistance and the viscous resistance may be calculated respectively.

以上、説明したように本発明に係る無段変速機（ＣＶＴ）の制御装置によると、車両の動力源からの入力トルクの大きさに応じて、ベルトなど無端伝動部材の挟圧力を制御する場合に、変速動作に伴う作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出する。そして、このポンプ負荷の変動も加味することによって、入力トルクを従来よりも正確に推定することができるようになり、ベルト挟圧力の低減によってＣＶＴの動力損失を低減できる。   As described above, according to the control device for a continuously variable transmission (CVT) according to the present invention, the clamping pressure of an endless transmission member such as a belt is controlled in accordance with the magnitude of input torque from the power source of the vehicle. Further, the amount of change in the inertial resistance and the viscous resistance of the hydraulic oil accompanying the speed change operation is obtained from the flow velocity distribution of the hydraulic oil in the cross section of the oil passage, and the fluctuation amount of the driving load of the hydraulic pump is calculated. In consideration of the fluctuation of the pump load, the input torque can be estimated more accurately than before, and the power loss of the CVT can be reduced by reducing the belt clamping pressure.

本発明を適用する車両のパワートレインの一例を示す概略構成図である。It is a schematic block diagram which shows an example of the power train of the vehicle to which this invention is applied. 油圧制御回路の変速比制御部および挟圧力制御部の回路構成図である。It is a circuit block diagram of the gear ratio control part of a hydraulic control circuit, and a clamping pressure control part. ＣＶＴの変速比制御マップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the transmission ratio control map of CVT. オイルポンプの駆動負荷（駆動ロス）をライン圧およびエンジン回転数に対応づけて設定したポンプ駆動ロスのマップの一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the map of the pump drive loss which set the drive load (drive loss) of the oil pump corresponding to the line pressure and the engine speed. 油路を流れる作動油にかかっている力を表した説明図であり、（ａ）は定常流れの場合を、（ｂ）は非定常流れの場合をそれぞれ表す。It is explanatory drawing showing the force concerning the hydraulic oil which flows through an oil path, (a) represents the case of a steady flow, (b) represents the case of an unsteady flow, respectively. 二次元の流れ場において楕円で近似した作動油の流速分布を表すイメージ図である。It is an image figure showing the flow velocity distribution of the hydraulic fluid approximated by the ellipse in the two-dimensional flow field. 変速前後の慣性抵抗および粘性抵抗の分布を表した図６相当図であり、（ａ）は変速前を、（ｂ）は変速後をそれぞれ表す。FIG. 7 is a diagram corresponding to FIG. 6 showing the distribution of inertial resistance and viscous resistance before and after the shift, where (a) shows before the shift and (b) shows after the shift. 変速動作中のベルト挟圧力制御の流れの一例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows an example of the flow of belt clamping pressure control during gear shifting operation. 走行試験の際の車速の変化と、ＣＶＴのロストルクの変化とを対応づけて示すグラフ図である。It is a graph which shows the change of the vehicle speed in the case of a running test, and the change of the loss torque of CVT correspondingly.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。一例として本実施形態では、図１に概略を示すように車両に横置きに搭載されたパワートレインに本発明を適用した場合について説明する。なお、本実施形態の記載はあくまで例示に過ぎず、本発明の構成や用途などについても限定するものではない。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. As an example, in the present embodiment, a case will be described in which the present invention is applied to a power train mounted horizontally on a vehicle as schematically shown in FIG. Note that the description of the present embodiment is merely an example, and the configuration and application of the present invention are not limited.

−パワートレインの構成−
図１には概略的に示すように、本実施形態のパワートレインは、走行用の動力源であるエンジン１の他に、トルクコンバータ２、前後進切換機構３、無段変速機構４、減速歯車機構５、差動歯車機構６などを備えている。エンジン１のクランクシャフト１１はトルクコンバータ２に連結されており、その出力がトルクコンバータ２から前後進切換機構３、無段変速機構４および減速歯車機構５を介して差動歯車機構６に伝達され、左右の駆動輪７へ分配される。 -Powertrain configuration-
As schematically shown in FIG. 1, the power train of the present embodiment includes a torque converter 2, a forward / reverse switching mechanism 3, a continuously variable transmission mechanism 4, a reduction gear, in addition to an engine 1 that is a driving power source. The mechanism 5 and the differential gear mechanism 6 are provided. The crankshaft 11 of the engine 1 is connected to the torque converter 2, and the output is transmitted from the torque converter 2 to the differential gear mechanism 6 via the forward / reverse switching mechanism 3, the continuously variable transmission mechanism 4 and the reduction gear mechanism 5. The left and right drive wheels 7 are distributed.

エンジン１は一例として多気筒ガソリンエンジンであって、エンジン回転数ｎｅを算出するためのエンジン回転数センサ１０１を備えている。また、図示の例では、エンジン１のスロットルバルブ１２はスロットルモータ１３によって動作されるものであって、その開度（スロットル開度Ｔｈ）は、目標吸気量が得られるようにＥＣＵ（Electronic Control Unit）８によって制御される。なお、スロットル開度Ｔｈはスロットル開度センサ１０２によって検出される。   The engine 1 is a multi-cylinder gasoline engine as an example, and includes an engine speed sensor 101 for calculating the engine speed ne. In the illustrated example, the throttle valve 12 of the engine 1 is operated by a throttle motor 13, and its opening (throttle opening Th) is an ECU (Electronic Control Unit) so that a target intake air amount can be obtained. ) 8 is controlled. The throttle opening degree Th is detected by a throttle opening degree sensor 102.

トルクコンバータ２は、エンジン１のクランクシャフト１１に連結された入力側のポンプインペラ２１と、タービンシャフト２５を介して前後進切換機構３に連結された出力側のタービンランナ２２と、トルク増幅機能を有するステータ２３と、ワンウェイクラッチ２４と、ロックアップクラッチ２６とを備えている。このトルクコンバータ２は周知の構造であるから、その説明は省略する。   The torque converter 2 includes a pump impeller 21 on the input side connected to the crankshaft 11 of the engine 1, a turbine runner 22 on the output side connected to the forward / reverse switching mechanism 3 via the turbine shaft 25, and a torque amplification function. A stator 23, a one-way clutch 24, and a lock-up clutch 26 are provided. Since this torque converter 2 has a well-known structure, its description is omitted.

また、図示の例ではトルクコンバータ２に、ポンプインペラ２１に連結されて駆動される機械式のオイルポンプ９（油圧ポンプ）が設けられている。このオイルポンプ９は、例えばギヤポンプ、ベーンポンプなどであり、ポンプインペラ２１を介してエンジン１のクランクシャフト１１によって駆動され（このためオイルポンプ９の回転数はエンジン回転数ｎｅになる）、後述するように油圧制御回路２０にも作動油を供給する。   In the illustrated example, the torque converter 2 is provided with a mechanical oil pump 9 (hydraulic pump) that is connected to and driven by the pump impeller 21. The oil pump 9 is, for example, a gear pump or a vane pump, and is driven by the crankshaft 11 of the engine 1 via the pump impeller 21 (therefore, the rotational speed of the oil pump 9 becomes the engine rotational speed ne), which will be described later. The hydraulic oil is also supplied to the hydraulic control circuit 20.

前後進切換機構３は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構３０、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車機構３０のサンギヤ３１はトルクコンバータ２のタービンシャフト２５に連結されており、前進用クラッチＣ１の近傍にはタービンシャフト２５の回転数を検出するタービン回転数センサ１０４が配置されている。一方、遊星歯車機構３０のキャリア３３は無段変速機構４の入力軸４０に連結されている。   The forward / reverse switching mechanism 3 includes a double pinion planetary gear mechanism 30, a forward clutch C1, and a reverse brake B1. The sun gear 31 of the planetary gear mechanism 30 is connected to the turbine shaft 25 of the torque converter 2, and a turbine rotation speed sensor 104 that detects the rotation speed of the turbine shaft 25 is disposed in the vicinity of the forward clutch C1. On the other hand, the carrier 33 of the planetary gear mechanism 30 is connected to the input shaft 40 of the continuously variable transmission mechanism 4.

この前後進切換機構３の構造も周知なので、その説明は省略するが、前進用クラッチＣ１が係合され、かつ後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換機構３が一体に回転するようになって、前進方向の駆動力が無段変速機構４側へ伝達される。一方、後進用ブレーキＢ１が係合され、かつ前進用クラッチＣ１が解放されると、後進方向の駆動力が無段変速機構４側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換機構３は動力伝達を遮断するニュートラル状態になる。   Since the structure of the forward / reverse switching mechanism 3 is well known, the description thereof is omitted. However, when the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching mechanism 3 is rotated integrally. Thus, the driving force in the forward direction is transmitted to the continuously variable transmission mechanism 4 side. On the other hand, when the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the drive force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission mechanism 4 side. When both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching mechanism 3 is in a neutral state that interrupts power transmission.

−無段変速機構−
本実施形態の無段変速機構４は、前記のトルクコンバータ２および前後進切換機構３を介してエンジン１から入力する回転を、無段階に変速して出力軸４４から出力可能なベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）であり、以下ではＣＶＴ４という。このＣＶＴ４は、入力側（駆動側）のプライマリプーリ４１、出力側（従動側）のセカンダリプーリ４２、および、これらプライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２との間に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト４３（無端伝動部材：チェーン式ベルトも含む）などを備えている。 -Continuously variable transmission mechanism-
The continuously variable transmission mechanism 4 of the present embodiment is a belt-type variable transmission that can steplessly change the rotation input from the engine 1 via the torque converter 2 and the forward / reverse switching mechanism 3 and output it from the output shaft 44. It is a continuously variable transmission (CVT), and is hereinafter referred to as CVT4. The CVT 4 includes an input side (drive side) primary pulley 41, an output side (driven side) secondary pulley 42, and a metal transmission belt 43 wound between the primary pulley 41 and the secondary pulley 42. (Endless transmission member: including a chain belt).

プライマリプーリ４１の近傍にはプライマリプーリ回転数センサ１０５が配置されている。このプライマリプーリ回転数センサ１０５の出力信号から、ＣＶＴ４の入力軸回転数Ｎｉｎを算出することができる。また、セカンダリプーリ４２の近傍にはセカンダリプーリ回転数センサ１０６が配置されており、その出力信号からＣＶＴ４の出力軸回転数Ｎｏｕｔを算出することができる。この出力軸回転数Ｎｏｕｔから車速ｓｐｄを算出することができる。   A primary pulley rotation speed sensor 105 is disposed in the vicinity of the primary pulley 41. From the output signal of the primary pulley rotation speed sensor 105, the input shaft rotation speed Nin of the CVT 4 can be calculated. Further, a secondary pulley rotational speed sensor 106 is disposed in the vicinity of the secondary pulley 42, and the output shaft rotational speed Nout of the CVT 4 can be calculated from the output signal. The vehicle speed spd can be calculated from the output shaft speed Nout.

詳しくはプライマリプーリ４１は、入力軸４０に固定された固定シーブ４１１と、入力軸４０に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４１２とを備えている。そして、可動シーブ４１２側に配設された油圧アクチュエータ４１３によって、固定シーブ４１１と可動シーブ４１２との間のＶ溝幅を変更することで、伝動ベルト４３の巻き掛け径（有効径）が変更されるようになっている。   Specifically, the primary pulley 41 includes a fixed sheave 411 that is fixed to the input shaft 40 and a movable sheave 412 that is disposed on the input shaft 40 so as to be slidable only in the axial direction. Then, the winding diameter (effective diameter) of the transmission belt 43 is changed by changing the V groove width between the fixed sheave 411 and the movable sheave 412 by the hydraulic actuator 413 disposed on the movable sheave 412 side. It has become so.

同様にセカンダリプーリ４２も、出力軸４４に固定された固定シーブ４２１と、出力軸４４に軸方向に摺動可能に配設された可動シーブ４２２とを備えており、可動シーブ４２２側に配設された油圧アクチュエータ４２３によって固定シーブ４２１と可動シーブ４２２との間のＶ溝幅を変更することで、伝動ベルト４３の巻き掛け径（有効径）が変更されるようになっている。   Similarly, the secondary pulley 42 also includes a fixed sheave 421 that is fixed to the output shaft 44 and a movable sheave 422 that is slidably disposed on the output shaft 44 in the axial direction, and is disposed on the movable sheave 422 side. By changing the width of the V-groove between the fixed sheave 421 and the movable sheave 422 by the hydraulic actuator 423, the winding diameter (effective diameter) of the transmission belt 43 is changed.

そして、前記プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３を制御して、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２のそれぞれのＶ溝幅を変更することによって、両プーリ４１，４２の有効径を連続的に変化させて、変速比γを連続的に変化させることができる。なお、変速比γは、γ＝入力軸回転数Ｎｉｎ／出力軸回転数Ｎｏｕｔと定義され、例えばプライマリプーリ４１の有効径が大きくなり、セカンダリプーリ４２の有効形が小さくなるとき（アップシフト）に、変速比γは小さくなる。   Then, by controlling the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 and changing the V groove width of each of the primary pulley 41 and the secondary pulley 42, the effective diameters of both the pulleys 41 and 42 are continuously changed, The speed ratio γ can be continuously changed. The gear ratio γ is defined as γ = input shaft rotational speed Nin / output shaft rotational speed Nout. For example, when the effective diameter of the primary pulley 41 increases and the effective form of the secondary pulley 42 decreases (upshift). The gear ratio γ becomes small.

そうしてプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３を制御して、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２のそれぞれの有効径を変化させる際に、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３は、伝動ベルト４３の滑りが発生しないように所定の挟圧力を発生する。すなわち、詳しくは後述するようにＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎなどに応じてベルト挟圧力が決定され、このベルト挟圧力を発生するように油圧アクチュエータ４２３が制御される。   Thus, when the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 is controlled to change the effective diameters of the primary pulley 41 and the secondary pulley 42, the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 does not slip the transmission belt 43. Thus, a predetermined clamping pressure is generated. That is, as will be described in detail later, the belt clamping pressure is determined according to the input torque Tin to the CVT 4, and the hydraulic actuator 423 is controlled to generate this belt clamping pressure.

−油圧制御回路−
次に、前記トルクコンバータ２、前後進切換機構３およびＣＶＴ４などを制御する油圧制御回路２０について説明する。本実施形態の油圧制御回路２０は、前記のようにＣＶＴ４の変速比γを変更する際に、主にプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御する変速比制御部２０ａと、主にセカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧を制御する挟圧力制御部２０ｂとを備えている。なお、油圧制御回路２０は、図１には示さないが、ライン圧の制御やロックアップクラッチ２６の係合および解放のための油圧制御、および、前後進切換機構３の前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合および解放のための油圧制御も行うように構成されている。 -Hydraulic control circuit-
Next, the hydraulic control circuit 20 that controls the torque converter 2, the forward / reverse switching mechanism 3, the CVT 4 and the like will be described. The hydraulic control circuit 20 of the present embodiment includes a transmission ratio control unit 20a that mainly controls the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41 and a secondary pulley mainly when changing the transmission ratio γ of the CVT 4 as described above. And a clamping pressure control unit 20b that controls the hydraulic pressure of the hydraulic actuators 423. Although not shown in FIG. 1, the hydraulic control circuit 20 controls the hydraulic pressure for controlling the line pressure and engaging and releasing the lockup clutch 26, and the forward clutch C1 and the reverse drive of the forward / reverse switching mechanism 3. The hydraulic control for engaging and releasing the brake B1 is also performed.

詳しくは図２に一例を示すように油圧制御回路２０は、プライマリレギュレータバルブ２０１、セレクトバルブ２０２、ライン圧モジュレータバルブ２０３、ソレノイドモジュレータバルブ２０４、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６、変速コントロールバルブ２０７、および、挟圧力コントロールバルブ２０８などを備えている。   Specifically, as shown in FIG. 2 as an example, the hydraulic control circuit 20 includes a primary regulator valve 201, a select valve 202, a line pressure modulator valve 203, a solenoid modulator valve 204, a linear solenoid valve (SLP) 205, and a linear solenoid valve (SLS). 206, a transmission control valve 207, a clamping pressure control valve 208, and the like.

この油圧制御回路２０においては、まず、機械式オイルポンプ９により生成された油圧が、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ２０１により調圧されてライン圧ＰＬとなる。このライン圧ＰＬは、変速コントロールバルブ２０７および挟圧力コントロールバルブ２０８に供給されるとともに、ライン圧モジュレータバルブ２０３にも供給されて一段、低いモジュレートライン圧ＬＰＭ２に調圧される。   In this hydraulic pressure control circuit 20, first, the hydraulic pressure generated by the mechanical oil pump 9 is regulated by, for example, a relief type primary regulator valve 201 to become the line pressure PL. The line pressure PL is supplied to the transmission control valve 207 and the clamping pressure control valve 208, and is also supplied to the line pressure modulator valve 203 so as to be regulated to a lower modulated line pressure LPM2.

こうして調圧されたモジュレートライン圧ＬＰＭ２は、ソレノイドモジュレータバルブ２０４、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６に供給される。ソレノイドモジュレータバルブ２０４は、モジュレートライン圧ＬＰＭ２をさらに低圧のモジュレータ油圧ＰＳＭに調圧し、変速コントロールバルブ２０７および挟圧力コントロールバルブ２０８などに供給する。   The modulated line pressure LPM2 thus regulated is supplied to the solenoid modulator valve 204, the linear solenoid valve (SLP) 205, and the linear solenoid valve (SLS) 206. The solenoid modulator valve 204 regulates the modulated line pressure LPM2 to a lower modulator hydraulic pressure PSM and supplies it to the shift control valve 207, the clamping pressure control valve 208, and the like.

また、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６はそれぞれ、ＥＣＵ８から送信される制御信号のデューティ比に応じて動作され、モジュレートライン圧ＬＰＭ２を元圧とする制御油圧を出力する。この制御油圧が以下に説明するように変速コントロールバルブ２０７に供給されて、ＣＶＴ４の変速比制御に供されるとともに、挟圧力コントロールバルブ２０８に供給されて挟圧力制御に供される。   Each of the linear solenoid valve (SLP) 205 and the linear solenoid valve (SLS) 206 is operated according to the duty ratio of the control signal transmitted from the ECU 8, and outputs a control hydraulic pressure with the modulated line pressure LPM2 as an original pressure. To do. This control oil pressure is supplied to the transmission control valve 207 as will be described below and used for the transmission ratio control of the CVT 4, and is supplied to the clamping pressure control valve 208 for the clamping pressure control.

なお、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧は、セレクトバルブ２０２を介してプライマリレギュレータバルブ２０１にも供給される。この制御油圧をパイロット圧としてプライマリレギュレータバルブ２０１が前記のように動作し、機械式オイルポンプ９からの油圧を調圧して、ライン圧ＰＬを生成する。   Note that the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 is also supplied to the primary regulator valve 201 via the select valve 202. The primary regulator valve 201 operates as described above using the control oil pressure as a pilot pressure, and adjusts the oil pressure from the mechanical oil pump 9 to generate the line pressure PL.

−変速比制御部−
次に変速比制御部２０ａについて詳細に説明すると、図２示すようにプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３には、スプール弁である変速コントロールバルブ２０７が接続されていて、そのスプール２７１の移動方向の一端側（図２の下端側）には、圧縮コイルばね２７２が配置されているとともに、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５から制御油圧の印加される制御油圧ポート２７３が設けられている。 -Gear ratio control unit-
Next, the gear ratio control unit 20a will be described in detail. As shown in FIG. 2, a gear shift control valve 207, which is a spool valve, is connected to the hydraulic actuator 413 of the primary pulley 41, and one end of the spool 271 in the moving direction. On the side (the lower end side in FIG. 2), a compression coil spring 272 is disposed, and a control hydraulic pressure port 273 to which a control hydraulic pressure is applied from a linear solenoid valve (SLP) 205 is provided.

また、前記変速コントロールバルブ２０７には、ライン圧ＰＬの供給される入力ポート２７４と、油圧アクチュエータ４１３に接続される出力ポート２７５とが設けられている。そして、変速コントロールバルブ２０７は、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５から出力される制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧し、出力ポート２７５から油圧アクチュエータ４１３へ供給する。   The shift control valve 207 is provided with an input port 274 to which the line pressure PL is supplied and an output port 275 connected to the hydraulic actuator 413. The shift control valve 207 adjusts the line pressure PL using the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLP) 205 as a pilot pressure, and supplies the pressure to the hydraulic actuator 413 from the output port 275.

つまり、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧に応じて調圧された変速コントロールバルブ２０７の出力油圧が、油圧アクチュエータ４１３に供給されて、その油圧Ｐｉｎ（以下、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎともいう）が調圧され、ＣＶＴ４の変速比γが制御されるようになっている。   That is, the output hydraulic pressure of the shift control valve 207 adjusted in accordance with the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 is supplied to the hydraulic actuator 413 and the hydraulic pressure Pin (hereinafter also referred to as primary sheave hydraulic pressure Pin). Is adjusted so that the gear ratio γ of the CVT 4 is controlled.

具体的には、油圧アクチュエータ４１３に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が高くなると、変速コントロールバルブ２０７のスプール２７１が図２の上側に変位して出力油圧が増大し、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎも増大する。その結果、プライマリプーリ４１のＶ溝幅が狭くなって、変速比γが小さくなる（アップシフト）。   Specifically, when the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 becomes high while a predetermined hydraulic pressure is supplied to the hydraulic actuator 413, the spool 271 of the shift control valve 207 is displaced upward in FIG. As a result, the output oil pressure increases and the primary sheave oil pressure Pin also increases. As a result, the V groove width of the primary pulley 41 becomes narrower, and the speed ratio γ becomes smaller (upshift).

反対にリニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が低下すれば、変速コントロールバルブ２０７のスプール２７１は図２の下側に変位して出力油圧が低下し、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎも低下する。これによりプライマリプーリ４１のＶ溝幅が広くなって、変速比γが大きくなる（ダウンシフト）。   On the other hand, if the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 decreases, the spool 271 of the shift control valve 207 is displaced downward in FIG. 2 and the output hydraulic pressure decreases, and the primary sheave hydraulic pressure Pin also decreases. As a result, the V-groove width of the primary pulley 41 is increased, and the gear ratio γ is increased (downshift).

−挟圧力制御部−
次に、前記挟圧力制御部２０ｂについても詳細に説明すると、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に接続された挟圧力コントロールバルブ２０８も、前記の変速コントロールバルブ２０７と同じくスプール弁からなる。この挟圧力コントロールバルブ２０８におけるスプール２８１の移動方向の一端側（図２の下端側）には、圧縮コイルばね２８２が配置されているとともに、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６から制御油圧の印加される制御油圧ポート２８３が設けられている。 -Pinch pressure control part-
Next, the clamping pressure control unit 20b will be described in detail. The clamping pressure control valve 208 connected to the hydraulic actuator 423 of the secondary pulley 42 is also a spool valve, like the shift control valve 207. A compression coil spring 282 is disposed on one end side (the lower end side in FIG. 2) of the spool 281 in the clamping pressure control valve 208, and a control hydraulic pressure is applied from a linear solenoid valve (SLS) 206. A control hydraulic pressure port 283 is provided.

また、挟圧力コントロールバルブ２０８には、ライン圧ＰＬの供給される入力ポート２８４と、油圧アクチュエータ４２３に接続される出力ポート２８５とが設けられている。そして、挟圧力コントロールバルブ２０８は、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６から出力される制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧し、出力ポート２８５から油圧アクチュエータ４２３に供給する。   Further, the clamping pressure control valve 208 is provided with an input port 284 to which the line pressure PL is supplied and an output port 285 connected to the hydraulic actuator 423. The clamping pressure control valve 208 regulates the line pressure PL using the control hydraulic pressure output from the linear solenoid valve (SLS) 206 as a pilot pressure, and supplies it to the hydraulic actuator 423 from the output port 285.

つまり、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧に応じて調圧された挟圧力コントロールバルブ２０８の出力油圧が、油圧アクチュエータ４２３に供給されて、その油圧Ｐｄ（以下、セカンダリシーブ油圧Ｐｄともいう）が調圧され、ＣＶＴ４のベルト挟圧力が制御されるようになっている。   In other words, the output hydraulic pressure of the clamping pressure control valve 208 adjusted in accordance with the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 is supplied to the hydraulic actuator 423 and the hydraulic pressure Pd (hereinafter also referred to as secondary sheave hydraulic pressure Pd). ) Is adjusted, and the belt clamping pressure of the CVT 4 is controlled.

具体的には、油圧アクチュエータ４２３に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が増大すると、挟圧力コントロールバルブ２０８のスプール２８１が図２の上側に変位して出力油圧Ｐｄが増大し、セカンダリシーブ油圧Ｐｄも増大する。これによりベルト挟圧力も増大する。反対にリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が低下すれば、挟圧力コントロールバルブ２０８のスプール２８１は図２の下側に変位し、セカンダリシーブ油圧Ｐｄが低下する結果としてベルト挟圧力が低減される。   Specifically, when the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 increases while a predetermined hydraulic pressure is supplied to the hydraulic actuator 423, the spool 281 of the clamping pressure control valve 208 is displaced upward in FIG. As a result, the output oil pressure Pd increases and the secondary sheave oil pressure Pd also increases. This also increases the belt clamping pressure. On the other hand, if the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 decreases, the spool 281 of the clamping pressure control valve 208 is displaced downward in FIG. 2, and the belt sheave pressure Pd decreases as a result of the secondary sheave hydraulic pressure Pd decreasing. Is done.

前述した油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａおよび挟圧力制御部２０ｂによる制御は、それぞれＥＣＵ８からの制御信号を受けて各制御部２０ａ，２０ｂのリニアソレノイドバルブ２０７，２０８が動作し、ＣＶＴ４の油圧アクチュエータ４１３，４２３などの油圧を好適に制御することで、実現する。つまり、本実施形態では、ＥＣＵ８によって後述のように実行される所定のプログラムと、油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂとによって、本発明に係る無段変速機の制御装置が構成されている。   In the control by the gear ratio control unit 20a and the clamping pressure control unit 20b of the hydraulic control circuit 20 described above, the linear solenoid valves 207 and 208 of the respective control units 20a and 20b are operated in response to control signals from the ECU 8, respectively. This is realized by suitably controlling the hydraulic pressure of the hydraulic actuators 413 and 423 and the like. That is, in this embodiment, the control device for the continuously variable transmission according to the present invention is configured by a predetermined program executed by the ECU 8 as described later and the clamping pressure control unit 20b of the hydraulic control circuit 20. .

−ＥＣＵ−
ＥＣＵ８は、図示は省略するが、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＯＭ（Read Only Memory）、ＲＡＭ（Random Access Memory）およびバックアップＲＡＭなどを備えた公知のものである。ＣＰＵは、ＲＯＭに記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて各種の演算処理を実行する。また、ＲＡＭは、ＣＰＵでの演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶し、バックアップＲＡＭは、例えばエンジン１の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する。 -ECU-
Although not shown in the figure, the ECU 8 is a known unit including a CPU (Central Processing Unit), a ROM (Read Only Memory), a RAM (Random Access Memory), a backup RAM, and the like. The CPU executes various arithmetic processes based on various control programs and maps stored in the ROM. In addition, the RAM temporarily stores calculation results from the CPU, data input from each sensor, and the like, and the backup RAM stores data to be saved when the engine 1 is stopped, for example.

そして、ＥＣＵ８の入力インターフェースには、図１に表れているエンジン回転数センサ１０１、スロットル開度センサ１０２、タービン回転数センサ１０４、プライマリプーリ回転数センサ１０５、セカンダリプーリ回転数センサ１０６等が接続されている。一方、出力インターフェースには、図１に表れているスロットルモータ１３や油圧制御回路２０の他に、エンジン１の燃料噴射装置や点火装置などが接続されており、ＥＣＵ８は、前記した各種のセンサの出力信号などに基づいて、エンジン１の制御、トルクコンバータ２の制御、前後進切換機構３の制御、ＣＶＴ４の制御等を実行する。   1 is connected to the input interface of the ECU 8 such as the engine speed sensor 101, the throttle opening sensor 102, the turbine speed sensor 104, the primary pulley speed sensor 105, the secondary pulley speed sensor 106, and the like. ing. On the other hand, in addition to the throttle motor 13 and hydraulic control circuit 20 shown in FIG. 1, the output interface is connected to a fuel injection device, an ignition device, and the like of the engine 1. Based on the output signal and the like, control of the engine 1, control of the torque converter 2, control of the forward / reverse switching mechanism 3, control of the CVT 4 and the like are executed.

例えばエンジン１の運転制御としては、スロットルモータ１３、燃料噴射装置、点火装置等に制御信号が出力されて、吸気量や燃料噴射量、点火時期などが制御される。トルクコンバータ２についてはロックアップクラッチ２６の係合および解放が制御され、前後進切換機構３については前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合および解放が制御される
また、ＣＶＴ４の制御としてＥＣＵ８は、一例として図３に示す変速比制御マップを参照して目標変速比を算出する。この変速比制御マップは、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Ｔｈ（アクセル開度でもよい）および車速ｓｐｄをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した変速比γを設定したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。車速ｓｐｄは出力軸回転数Ｎｏｕｔに対応するため、変速比制御マップにおいては目標変速比として、入力軸回転数Ｎｉｎの目標値である目標回転数Ｎｉｎｔを設定している。 For example, as operation control of the engine 1, control signals are output to the throttle motor 13, the fuel injection device, the ignition device, and the like, and the intake air amount, fuel injection amount, ignition timing, and the like are controlled. Engagement and disengagement of the lockup clutch 26 are controlled for the torque converter 2, and engagement and disengagement of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are controlled for the forward / reverse switching mechanism 3. Also, the ECU 8 controls the CVT4. As an example, the target gear ratio is calculated with reference to the gear ratio control map shown in FIG. This gear ratio control map is a map in which a gear ratio γ adapted in advance through experiments and simulations is set with the throttle opening Th (accelerator opening may be used) and the vehicle speed spd corresponding to the driver's output request as parameters. And stored in the ROM of the ECU 8. Since the vehicle speed spd corresponds to the output shaft speed Nout, the target speed Nint, which is the target value of the input shaft speed Nin, is set as the target speed ratio in the speed ratio control map.

そして、ＥＣＵ８は、前記の目標回転数Ｎｉｎｔと、プライマリプーリ回転数センサ１０５の出力信号から算出される実際の入力軸回転数Ｎｉｎと、の偏差に応じて制御信号を生成し、これを油圧制御回路２０に出力する。この制御信号を受けて油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａでは、上述の如くリニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５の制御油圧が調圧され、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎが調圧される。これによりＣＶＴ４の変速比γは、入力軸回転数Ｎｉｎが前記目標回転数Ｎｉｎｔになるように制御される。   Then, the ECU 8 generates a control signal according to the deviation between the target rotation speed Nint and the actual input shaft rotation speed Nin calculated from the output signal of the primary pulley rotation speed sensor 105, and hydraulically controls this control signal. Output to the circuit 20. In response to this control signal, the transmission ratio control unit 20a of the hydraulic control circuit 20 adjusts the control hydraulic pressure of the linear solenoid valve (SLP) 205 as described above, and adjusts the primary sheave hydraulic pressure Pin. Thereby, the gear ratio γ of the CVT 4 is controlled so that the input shaft rotational speed Nin becomes the target rotational speed Nint.

−ベルト挟圧力の制御−
前記のような変速比の制御とともにＥＣＵ８は、以下に説明するように、ＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎなどに応じて、所要のベルト挟圧力を得るためのセカンダリシーブ油圧Ｐｄの目標値（ベルト挟圧指示値Ｐｄｉ）を算出し、このベルト挟圧指示値Ｐｄｉに対応する制御信号を油圧制御回路２０に出力する。 −Control of belt clamping pressure−
As described below, the ECU 8 controls the target value (belt clamping pressure) of the secondary sheave hydraulic pressure Pd for obtaining a required belt clamping pressure in accordance with the input torque Tin to the CVT 4 as described below. The command value Pdi) is calculated, and a control signal corresponding to the belt clamping pressure command value Pdi is output to the hydraulic pressure control circuit 20.

この制御信号を受けて油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂでは、上述の如くリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６の制御油圧が調圧され、セカンダリシーブ油圧Ｐｄが調圧される。これによりＣＶＴ４においてベルト挟圧力は伝動ベルト４３の滑りを抑制するように制御される。具体的にはＥＣＵ８は、入力トルクＴｉｎに所定の安全率ＳＦを加えた上で、以下の（式１）によりベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出する。   In response to this control signal, the clamping pressure control unit 20b of the hydraulic control circuit 20 adjusts the control hydraulic pressure of the linear solenoid valve (SLS) 206 as described above, and adjusts the secondary sheave hydraulic pressure Pd. Thereby, in CVT4, the belt clamping pressure is controlled so as to suppress slippage of the transmission belt 43. Specifically, the ECU 8 adds a predetermined safety factor SF to the input torque Tin, and then calculates the belt clamping pressure instruction value Pdi by the following (Equation 1).

Ｐｄi ＝ （Ｔin＋ＳＦ）×cosα／（２×μ×Ｒin×Ａout） … （式１）
なお、（式１）においてＲｉｎは、プライマリプーリ４１の有効径（伝動ベルト４３の巻き掛け半径）であって、変速比γの関数である。また、αは、プライマリプーリ４１およびセダンダリプーリ４２のシーブ角であり、μはプーリ４１，４２と伝動ベルト４３との間の摩擦係数であり、Ａｏｕｔは油圧アクチュエータ４２３の受圧面積である。 Pdi = (Tin + SF) × cos α / (2 × μ × Rin × Aout) (Formula 1)
In (Expression 1), Rin is the effective diameter of the primary pulley 41 (the winding radius of the transmission belt 43), and is a function of the speed ratio γ. Α is a sheave angle of the primary pulley 41 and the secondary pulley 42, μ is a coefficient of friction between the pulleys 41 and 42 and the transmission belt 43, and Aout is a pressure receiving area of the hydraulic actuator 423.

ここで、前記の演算に用いる入力トルクＴｉｎの大きさは、エンジン１の発生するトルク（以下、エンジントルクＴｅという）からオルタネータなどの補機やオイルポンプ９の駆動ロス分を減算した上で、前後進切換機構３などのイナーシャやトルクコンバータ２によるトルク増幅も考慮して推定される。すなわち、エンジントルクＴｅは、スロットル開度Ｔｈおよびエンジン回転数ｎｅに基づいてエンジン制御マップから算出される。   Here, the magnitude of the input torque Tin used for the above calculation is obtained by subtracting the driving loss of the auxiliary machine such as the alternator and the oil pump 9 from the torque generated by the engine 1 (hereinafter referred to as engine torque Te). It is estimated in consideration of inertia such as the forward / reverse switching mechanism 3 and torque amplification by the torque converter 2. That is, the engine torque Te is calculated from the engine control map based on the throttle opening degree Th and the engine speed ne.

なお、エンジン制御マップは周知のものであり、図示は省略するが、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Ｔｈ（アクセル開度でもよい）およびエンジン回転数ｎｅをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した目標エンジントルクを設定したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。   The engine control map is well known and is not shown in the drawings, but experiments and simulations are performed in advance using the throttle opening degree Th (accelerator opening degree) and the engine speed ne corresponding to the driver's output request as parameters. The target engine torque that is more suitable is set, and is stored in the ROM of the ECU 8.

また、エンジン１の補機やオイルポンプ９の駆動ロスについても、予めエンジン１やトルクコンバータ２、ＣＶＴ４などの動作状態に対応する駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションなどにより求めてマップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数ｎｅや油圧制御回路２０のライン圧ＰＬなどに基づいて、前記のマップを参照して駆動ロスを算出する。   In addition, for the driving loss of the auxiliary machine of the engine 1 and the oil pump 9, a map is prepared by previously obtaining the magnitude of the driving load corresponding to the operating state of the engine 1, the torque converter 2 and the CVT 4 by experiments and simulations. Keep it. Then, based on the engine speed ne during traveling of the vehicle, the line pressure PL of the hydraulic control circuit 20, and the like, the drive loss is calculated with reference to the map.

例えばオイルポンプ９の駆動ロスの大きさはその駆動負荷によって決まり、油圧制御回路２０を流れる作動油にかかっている力（以下、説明する慣性抵抗および粘性抵抗）から算出できるが、本実施形態では一例として図４に示すように、油圧制御回路２０におけるライン圧ＰＬとエンジン回転数ｎｅとに対応するポンプ駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションによって調べて、駆動ロスのマップとして設定しておく。   For example, the magnitude of the driving loss of the oil pump 9 is determined by its driving load, and can be calculated from the force applied to the hydraulic oil flowing through the hydraulic control circuit 20 (hereinafter referred to as inertial resistance and viscous resistance). As an example, as shown in FIG. 4, the magnitude of the pump drive load corresponding to the line pressure PL and the engine speed ne in the hydraulic control circuit 20 is examined by experiment / simulation and set as a map of drive loss.

図４に示す例では、ポンプ駆動ロスＴ_lossが、エンジン回転数ｎｅの上昇に連れて緩やかに増大するとともに、ライン圧ＰＬの上昇に対してはより急な増大変化を示している。なお、オイルポンプ９の駆動負荷は、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅの他に油温によっても変化するので、図４のようなポンプ駆動ロスのマップは少なくとも未暖機および暖機後の二つ以上、用意している。 In the example shown in FIG. 4, the pump drive loss T _loss gradually increases as the engine speed ne increases, and more rapidly changes as the line pressure PL increases. Since the drive load of the oil pump 9 varies depending on the oil temperature in addition to the line pressure PL and the engine speed ne, the pump drive loss map as shown in FIG. I have more than one.

−変速動作中のポンプ駆動負荷の変動−
ところで、前記図４のようなマップに設定してあるポンプ駆動ロスＴ_lossは、ＣＶＴ４の変速比γが概ね一定の定常状態に対応するものである。これに対し、ＣＶＴ４の変速比γが変化する変速動作中には、油圧制御回路２０の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、慣性抵抗や粘性抵抗が増大することになり、その分、オイルポンプ９の駆動負荷は増大する。 -Fluctuations in pump drive load during gear shifting-
Incidentally, the pump drive loss T _loss set in the map as shown in FIG. 4 corresponds to a steady state in which the speed ratio γ of the CVT 4 is substantially constant. On the other hand, during the speed change operation in which the speed ratio γ of the CVT 4 changes, the flow speed of the hydraulic oil flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit 20 increases, and thus inertia resistance and viscosity resistance increase. Therefore, the driving load of the oil pump 9 increases.

こうして変速動作中にポンプ駆動負荷が増大すれば、その分はＣＶＴ４への入力トルクが小さくなるので、伝動ベルト４３の滑りを抑えるために必要なベルト挟圧力も小さくなる。このことに着目して本実施形態では、変速動作中のオイルポンプ９の駆動負荷の変動も加味して、より正確に入力トルクＴｉｎを推定し、これに基づいて、より好適にベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出するようにしている。   If the pump drive load increases during the shifting operation in this way, the input torque to the CVT 4 decreases accordingly, and the belt clamping pressure necessary to suppress slippage of the transmission belt 43 also decreases. In consideration of this, in the present embodiment, the input torque Tin is estimated more accurately in consideration of the fluctuation of the driving load of the oil pump 9 during the shifting operation, and based on this, the belt clamping pressure instruction is more preferably performed. The value Pdi is calculated.

以下に、まず、前記のポンプ駆動負荷の変動について説明すると、図５に模式的に示すように、油路を流れる作動油（非圧縮性の粘性流体）にかかっている力Ｆは、同図（ａ）に示す定常流れの場合は、流体を押し流そうとする動圧ｆ₁（慣性抵抗分）と、これに対する摩擦抵抗ｆ₂（粘性抵抗分）とに分けて考えることができ、作動油の密度をρとし、油路の断面積をＳとすれば以下の（式２）のように表される。 In the following, first, the fluctuation of the pump drive load will be described. As schematically shown in FIG. 5, the force F applied to the hydraulic oil (incompressible viscous fluid) flowing through the oil passage is shown in FIG. In the case of the steady flow shown in (a), it can be divided into a dynamic pressure f ₁ (inertia resistance component) to push the fluid and a frictional resistance f ₂ (viscosity component component) against this, If the oil density is ρ and the cross-sectional area of the oil passage is S, the following equation (2) is obtained.

Ｆ ＝ (ｆ₁ − ｆ₂)×Ｓ
＝｛(１／２)ρｕ² − μ(∂ｕ／∂ｙ)｝×Ｓ … （式２）
そして、ＣＶＴ４の変速動作中に流速ｕが高くなってｕ'になるときには、図５（ｂ）に示すように動圧ｆ₁も摩擦抵抗ｆ₂も増大するので（ｆ₁→ｆ'₁、ｆ₂→ｆ'₂）、作動油にかかっている力の増分ｄＦは、以下の（式３）によって表される。 F = (f ₁ −f ₂ ) × S
= {(1/2) ρu ² −μ (∂u / ∂y)} × S (Formula 2)
When the flow velocity u becomes high and becomes u ′ during the shift operation of the CVT 4, both the dynamic pressure f ₁ and the frictional resistance f ₂ increase as shown in FIG. 5B (f ₁ → f ′ ₁ , f ₂ → f ′ ₂ ), the increment dF of the force applied to the hydraulic oil is expressed by the following (Equation 3).

ｄＦ ＝ ［(１／２)(ρｕ'² −ρｕ²)＋
μ｛(∂ｕ'／∂ｙ)−(∂ｕ／∂ｙ)｝］×Ｓ … （式３）
この（式３）のｄＦを油圧制御回路２０内の各所において算出して、油路全体に亘って合算すれば、オイルポンプ９の駆動負荷の増分を求めることができるが、そもそも油圧制御回路２０の各部位における流速ｕ，ｕ'や油路の摩擦抵抗μおよび断面積Ｓを全て求めることは困難であり、ＣＶＴ４の変速動作中に前記の計算を行うことは現実的でないと考えられていた。 dF = [(1/2) (ρu ′ ² −ρu ² ) +
μ {(∂u ′ / ∂y) − (∂u / ∂y)}] × S (Formula 3)
If the dF of (Equation 3) is calculated at various points in the hydraulic control circuit 20 and summed over the entire oil passage, the drive load increment of the oil pump 9 can be obtained. It is difficult to obtain all of the flow velocities u and u ′, the friction resistance μ of the oil passage, and the cross-sectional area S in each of the parts, and it was considered that it is not practical to perform the above calculation during the shift operation of the CVT 4. .

この点について本願の発明者は、計算を簡略化してポンプ駆動負荷の増分を見積もるために、以下の方法を考えた。すなわち、まず、油圧制御回路２０において変速動作中に作動油が流通する油路を、一様な円形断面を有し直線的に延びる油路（以下、等価油路ともいう）とみなし、かつ、この等価油路の任意の断面において作動油の流速が楕円面状に、即ち楕円体の表面状に分布していると仮定する。   In this regard, the inventor of the present application considered the following method in order to simplify the calculation and estimate the increment of the pump driving load. That is, first, an oil passage through which hydraulic oil flows during a speed change operation in the hydraulic control circuit 20 is regarded as an oil passage having a uniform circular cross section (hereinafter also referred to as an equivalent oil passage), and It is assumed that the flow velocity of the hydraulic oil is distributed in an elliptical shape, that is, in a surface shape of an ellipsoid, in an arbitrary cross section of the equivalent oil passage.

具体的には、一例を図６に示すように二次元の流れ場で表すと、等価油路の壁面において流速は零（ｕ＝０）であり、ここから油路の断面中心に向かって徐々に高くなってゆくので、この流速ｕと、流れに直行する方向の位置（ｙ座標）とを変数として、以下の（式４）のような二次元の楕円の方程式が満たされるとする。   Specifically, when an example is represented by a two-dimensional flow field as shown in FIG. 6, the flow velocity is zero (u = 0) on the wall surface of the equivalent oil passage, and gradually from here to the center of the cross section of the oil passage. Assuming that the flow velocity u and the position (y coordinate) in the direction orthogonal to the flow are variables, the following two-dimensional ellipse equation (Equation 4) is satisfied.

ｕ²／ｕ_max ² ＋ （ｙ−ｒ_enkan）／ｒ_enkan ² ＝ １ … （式４）
なお、（式４）においてｕ_maxは、油路の断面中心における流速であって、この断面における流速の最高値であり、オイルポンプ９の１回転当たりの吐出量Ｑ（cc）と、エンジン回転数ｎｅ（rpm）と、油路の断面積Ｓとを用いて、ｕ_max＝Ｑ×ｎｅ/60/Ｓ/100 として算出できる。また、ｒ_enkanは油路の半径を表している。 u ² / u _max ² + (y−r _enkan ) / r _enkan ² = 1 (Formula 4)
In (Equation 4), u _max is a flow velocity at the center of the cross section of the oil passage, and is the maximum value of the flow velocity in this cross section. The discharge amount Q (cc) per one rotation of the oil pump 9 and the engine speed It can be calculated as u _max = Q × ne / 60 / S / 100 using several ne (rpm) and the cross-sectional area S of the oil passage. Also, _{re enkan} represents the radius of the oil passage.

この（式４）を用いて（式２）や（式３）を計算すれば、作動油にかかっている力Ｆやその増分ｄＦを求めることができる。すなわち、前記のようにオイルポンプ９の吐出量Ｑなどから流速ｕ_max，ｕ'_maxが求まり、（式４）からｕ，ｕ' が求まれば、（式３）の右辺第１項、即ち慣性抵抗の増分を計算できる。また、（式４）からは∂ｕ／∂ｙ，∂ｕ'／∂ｙも求まるので、（式３）の右辺第２項、即ち粘性抵抗の増分も計算できる。 By calculating (Equation 2) and (Equation 3) using this (Equation 4), the force F applied to the hydraulic oil and its increment dF can be obtained. That is, as described above, when the flow rates u _max and u ′ _max are obtained from the discharge amount Q of the oil pump 9 and u and u ′ are obtained from (Equation 4), the first term on the right side of (Equation 3), that is, Increment of inertial resistance can be calculated. In addition, since (u) / ∂y and ∂u ′ / ∂y are obtained from (Equation 4), the second term on the right side of (Equation 3), that is, the increment of the viscous resistance can be calculated.

但し、図６に表れているように流速ｕ（破線），ｕ'（実線）は油路の断面において一様ではなく、その周壁から離れるに連れて高くなるので、本実施形態では図６に模式的に示すように油路の断面を輪切りにして、それぞれ力の増分ｄＦを求めるようにしている。すなわち、油路の断面を複数の環状領域Ｒ_i（ｉ＝１〜ｎ）に分割し、これら各環状領域Ｒ_i内では流速ｕは一定値ｕ_iであるとすれば、それら各環状領域Ｒ_iの面積をΔＳ_iとして、（式３）から各環状領域Ｒ_iにおける力の増分ｄＦ_i は以下の（式５）のように表される。 However, as shown in FIG. 6, the flow velocities u (broken lines) and u ′ (solid lines) are not uniform in the cross section of the oil passage, and become higher as the distance from the peripheral wall increases. As schematically shown, the cross section of the oil passage is cut into circles, and the force increment dF is obtained for each. That is, if the cross section of the oil passage is divided into a plurality of annular regions R _i (i = 1 to n) and the flow velocity u is a constant value u _i in each of these annular regions R _i , each of these annular regions R _i . _{Assuming that} the area of _i is ΔS _i , the force increment dF _i in each annular region R _i is expressed as (Expression 5) below from (Expression 3).

ｄＦ_i ＝ ［(１／２)(ρｕ'² _i −ρｕ² _i)＋
μ｛(∂ｕ'_i／∂ｙ)−(∂ｕ_i／∂ｙ)｝］×ΔＳ_i … （式５）
また、前記のように作動油にかかっている力Ｆの増大に伴い増大するオイルポンプ９の駆動負荷が、オイルポンプ９を駆動する軸（本実施形態ではクランクシャフト１１）の駆動ロスであることを考慮して、変速動作中のポンプ駆動ロスの増分（以下、ロストルクともいう）ｄＴ_loss は、前記の力の増分ｄＦにこの力による作動油の流動距離ΔＬを掛け合わせて、 ｄＴ_loss ＝ ｄＦ×ΔＬ と表される。 dF _i = [(1/2) (ρu ′ ² _i −ρu ² _i ) +
μ {(∂u ′ _i / ∂y) − (∂u _i / ∂y)}] × ΔS _i (Formula 5)
Further, the driving load of the oil pump 9 that increases as the force F applied to the hydraulic oil increases as described above is the driving loss of the shaft (the crankshaft 11 in this embodiment) that drives the oil pump 9. In consideration of the above, an increase in pump drive loss (hereinafter also referred to as _loss torque) dT _loss during a shift operation is obtained by multiplying the force increment dF by the hydraulic oil flow distance ΔL by the force dT _loss = dF XΔL.

そこで、ロストルクｄＴ_loss をその慣性抵抗分ｄＴ_loss1 と粘性抵抗分ｄＴ_loss2 とに分けて書き直すと、前記（式５）から以下の（式６）（式７）が導き出される。なお、これらの式においてΣは、ｕ_i ，ΔＳ_i などの変数の添え字ｉをｉ＝１〜ｎのように変化させて総和をとることを意味する。 Therefore, when the _loss torque dT _loss is rewritten by dividing it into the inertial resistance component dT _loss 1 and the viscous resistance component dT _loss 2, the following (Expression 6) and (Expression 7) are derived from the (Expression 5). In these equations, Σ means that the subscript i of variables such as u _i and ΔS _i is changed as i = 1 to n to take the sum.

ｄＴ_loss1 ＝ Σ［｛μ(∂ｕ'_i／∂ｙ)−μ(∂ｕ_i／∂ｙ)｝×ΔＳ_i］×ΔＬ
…（式６）
ｄＴ_loss2 ＝ Σ［｛(１／２)(ρｕ'² _i −ρｕ² _i)×ΔＳ_i｝×ΔＬ
…（式７）
また、（式６）（式７）において環状領域Ｒ_iの面積ΔＳ_iは、その外周の円の半径ｒ_iを用いて、 ΔＳ ＝ π×（ｒ² _i−ｒ² _i-1 ） と表される。但しｒ₀＝０である。さらに、作動油の流動距離ΔＬは、変速動作にかかる時間Δｔと、変速時の流れの加速度αとを用いて、 ΔＬ ＝ ｕ×Δｔ＋１／２（α×Δｔ² ） と表される。 dT _loss 1 = Σ [{μ (∂u ′ _i / ∂y) −μ (∂u _i / ∂y)} × ΔS _i ] × ΔL
... (Formula 6)
dT _loss 2 = Σ [{(1/2) (ρu ′ ² _i −ρu ² _i ) × ΔS _i } × ΔL
... (Formula 7)
In (Expression 6) and (Expression 7), the area ΔS _i of the annular region R _i is expressed as follows: ΔS = π × (r ² _i −r ² _i−1 ) using the radius r _i of the outer circumference of the circle. Is done. However, r ₀ = 0. Further, the hydraulic oil flow distance ΔL is expressed as ΔL = u × Δt + 1/2 (α × Δt ² ) using the time Δt required for the speed change operation and the flow acceleration α during the speed change.

前記したように（式３）の右辺第１項（慣性抵抗増分）および第２項（粘性抵抗増分）は（式４）から計算できるので、前記の（式６）（式７）も計算できる。そして、これらの式からロストルクの慣性抵抗分ｄＴ_loss1 および粘性抵抗分ｄＴ_loss2 を算出して、合算することによって、変速動作中のロストルク、即ち過渡的なポンプ駆動ロスの増分ｄＴ_loss を算出することができる。 As described above, since the first term (inertia resistance increment) and the second term (increase in viscous resistance) on the right side of (Equation 3) can be calculated from (Equation 4), the above (Equation 6) and (Equation 7) can also be calculated. . Then, the inertial resistance component dT _loss 1 and the viscous resistance component dT _loss 2 of the _loss torque are calculated from these equations and added together to calculate the _loss torque during the shifting operation, that is, the incremental dT _loss of the transient pump drive loss. can do.

一例としてダウンシフト変速によってエンジ回転数ｎｅが上昇する場合の計算結果について説明すると、図７（ａ）は、変速前のエンジン回転数ｎｅ１（例えばｎｅ＝１５００ｒｐｍ）におけるポンプ駆動ロス慣性抵抗分および粘性抵抗分をそれぞれ前記（式６）（式７）によって計算したものである。同図に示すように、慣性抵抗は流速の高い油路の断面中心で大きくなっており、一方、粘性抵抗は油路の周壁付近で大きくなっている。   As an example, the calculation result when the engine speed ne increases due to the downshift will be described. FIG. 7A shows the pump drive loss inertial resistance and viscosity at the engine speed ne1 (for example, ne = 1500 rpm) before the shift. The resistance components are calculated by the above (formula 6) and (formula 7), respectively. As shown in the figure, the inertial resistance increases at the center of the cross section of the oil passage having a high flow velocity, while the viscous resistance increases near the peripheral wall of the oil passage.

同様に、変速後のエンジン回転数ｎｅ２（例えばｎｅ＝２０００ｒｐｍ）の場合については、図７（ｂ）に実線で示すようになっていて、慣性抵抗が油路の断面中心で大きく、粘性抵抗が油路の周壁付近で大きいという傾向は変速前と同じである。しかし、同図に破線で示す変速前の状態（図７（ａ）と同じ）と比較すると、慣性抵抗が油路の断面全体で増大しているのに対し、粘性抵抗は、油路の周壁付近では増大する一方、油路の断面中心ではむしろ小さくなっていることが分かる。   Similarly, in the case of the engine speed ne2 after shifting (for example, ne = 2000 rpm), it is as shown by a solid line in FIG. 7B, the inertial resistance is large at the center of the cross section of the oil passage, and the viscous resistance is The tendency of being large near the peripheral wall of the oil passage is the same as before shifting. However, when compared with the state before the shift (shown in FIG. 7A) indicated by a broken line in the figure, the inertial resistance increases in the entire cross section of the oil passage, whereas the viscous resistance is the peripheral wall of the oil passage. It can be seen that it increases in the vicinity, but rather becomes smaller at the center of the cross section of the oil passage.

−変速動作中の挟圧力の制御−
以下に、前述のようにして変速動作中のポンプ駆動ロスの増分ｄＴ_loss を算出し、これを反映することによってＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを推定するようにしたベルト挟圧力制御の流れを、図８を参照して具体的に説明する。なお、図８のフローチャートに示すルーチンは、ＥＣＵ８において所定のタイミングで繰り返し実行される。 -Control of clamping pressure during shifting operation-
In the following, the flow of the belt clamping pressure control in which the increment dT _loss of the pump drive loss during the shifting operation is calculated as described above and the input torque Tin to the CVT 4 is estimated by reflecting this is shown in FIG. This will be specifically described with reference to FIG. Note that the routine shown in the flowchart of FIG. 8 is repeatedly executed by the ECU 8 at a predetermined timing.

図８のフローにおけるスタート後のステップＳＴ１では、まず、エンジントルクＴｅなど必要なデータを読み込む。前述したようにエンジントルクＴｅは、スロットル開度Ｔｈおよびエンジン回転数ｎｅに基づいてエンジン制御マップから算出され、ＥＣＵ８のＲＡＭに記憶されている。また、エンジン補機やオイルポンプ９の駆動ロスはマップを参照して算出される。これらのデータは、後述する入力トルクＴｉｎの算出に用いられる。   In step ST1 after the start in the flow of FIG. 8, first, necessary data such as the engine torque Te is read. As described above, the engine torque Te is calculated from the engine control map based on the throttle opening degree Th and the engine speed ne, and is stored in the RAM of the ECU 8. Further, the driving loss of the engine accessory and the oil pump 9 is calculated with reference to the map. These data are used for calculation of input torque Tin described later.

続いてステップＳＴ２において、入力トルクＴｉｎに含まれるポンプ負荷変動項を算出する。例えば、前述したようにエンジン回転数ｎｅ１においてＣＶＴ４のダウンシフト変速動作が開始され、エンジン回転数がｎｅ２まで上昇する場合に、これによって生じるポンプ駆動負荷の変動分（ポンプ負荷変動項）を、（式６）（式７）などを用いて算出する。これにより、変速動作によりエンジン回転数が上昇するときのポンプ駆動負荷の変動量（増分）が算出される。   Subsequently, in step ST2, a pump load fluctuation term included in the input torque Tin is calculated. For example, when the CVT4 downshift operation is started at the engine speed ne1 as described above and the engine speed increases to ne2, the pump drive load fluctuation (pump load fluctuation term) caused by this is expressed as ( Calculation is performed using Equation 6), Equation 7 and the like. Thereby, the fluctuation amount (increment) of the pump drive load when the engine speed increases due to the speed change operation is calculated.

前記のステップＳＴ２に続いてステップＳＴ３では、例えば変速比制御部２０ａに出力する制御信号に基づいて、ＣＶＴ４の変速動作がアップシフト変速か否か判定し、否定判定（ＮＯ）であれば後述のステップＳＴ７に進む一方、肯定判定（ＹＥＳ）であればステップＳＴ４に進んで、安全率ＳＦを変更するか否か判定する。この判定については例えば車種によって予め変更するか否かが設定され、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。   In step ST3 following step ST2, for example, based on a control signal output to the gear ratio control unit 20a, it is determined whether or not the shift operation of the CVT 4 is an upshift, and a negative determination (NO) will be described later. While the process proceeds to step ST7, if the determination is affirmative (YES), the process proceeds to step ST4 to determine whether or not to change the safety factor SF. For this determination, for example, whether or not to change the vehicle type in advance is set and stored in the ROM of the ECU 8.

そして、安全率ＳＦを変更する車種であればステップＳＴ５に進んで、予め設定されている小さめの安全率ＳＦdownに変更した後に、後述のステップＳＴ９に進んでＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを算出する。一方、安全率ＳＦを変更しない車種であればステップＳＴ６に進んで、ポンプ負荷変動項の値を零（０）にした上で、後述のステップＳＴ９に進む。   And if it is a vehicle type which changes safety factor SF, it will progress to step ST5, and after changing to the small safety factor SFdown set beforehand, it will progress to below-mentioned step ST9 and will calculate input torque Tin to CVT4. On the other hand, if the vehicle type does not change the safety factor SF, the process proceeds to step ST6, the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0), and then the process proceeds to step ST9 described later.

一方、前記のステップＳＴ３でアップシフトではない、と否定判定（ＮＯ）して進んだステップＳＴ７では、今度はＣＶＴ４の変速動作がダウンシフト変速か否か判定する。そして否定判定（ＮＯ）であれば変速動作中ではないので、ポンプ負荷変動項の値を零（０）にしてステップＳＴ９に進む一方、肯定判定（ＹＥＳ）であれば、そのままでステップＳＴ９に進む。   On the other hand, in step ST7, which is determined as a negative determination (NO) that the shift is not an upshift in step ST3, it is determined whether or not the shift operation of the CVT 4 is a downshift. If the determination is negative (NO), the gear shifting operation is not in progress, so the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0) and the process proceeds to step ST9. If the determination is affirmative (YES), the process proceeds to step ST9. .

ステップＳＴ９では、前述のステップＳＴ１で読み込んだエンジントルクＴｅから補機の駆動ロスや定常状態でのポンプ駆動ロス（図４のマップを参照して算出）を減算して、トルクコンバータ２によるトルク増幅や前後進切換機構３などのイナーシャも考慮した上で、ステップＳＴ２で算出したポンプ負荷変動項も含めてＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを算出する。なお、変速動作中はトルクコンバータ２のロックアップクラッチ２６が係合状態になっており、トルク比は１になる。また、イナーシャについては、ＣＶＴ４への入力回転速度Ｎｉｎの時間あたりの変化量、即ち加減速度から算出される。   In step ST9, the auxiliary motor drive loss and the steady state pump drive loss (calculated with reference to the map of FIG. 4) are subtracted from the engine torque Te read in step ST1, and torque amplification by the torque converter 2 is performed. In consideration of inertia such as the forward / reverse switching mechanism 3 and the like, the input torque Tin to the CVT 4 is calculated including the pump load fluctuation term calculated in step ST2. During the speed change operation, the lockup clutch 26 of the torque converter 2 is engaged, and the torque ratio is 1. Further, the inertia is calculated from the change amount per time of the input rotational speed Nin to the CVT 4, that is, the acceleration / deceleration.

つまり、ＣＶＴ４の変速動作中にはオイルポンプ９の駆動ロスが変動することも加味して、ＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを従来よりも正確に推定することができる。そうして推定した入力トルクＴｉｎを用いて、ステップＳＴ１０においては、前述した（式１）により、伝動ベルト４３の滑りを好適に抑制できるようなベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出する。   In other words, the input torque Tin to the CVT 4 can be estimated more accurately than before, taking into account that the drive loss of the oil pump 9 fluctuates during the shifting operation of the CVT 4. In step ST10, using the estimated input torque Tin, a belt clamping pressure instruction value Pdi that can suitably suppress slippage of the transmission belt 43 is calculated by the above-described (Equation 1).

したがって、本実施形態に係るＣＶＴ４においては、ダウンシフト変速の際に油圧制御回路２０における作動油の流速が高くなって、オイルポンプ９の駆動負荷が増大する分、入力トルクＴｉｎが小さくなることを好適に反映させて、その分、ベルト挟圧力を小さく制御することができる。これによって、ＣＶＴ４における動力損失を従来よりも低減し、その分、エンジントルクＴｅを低下させることによって燃費の低減が図られる。   Therefore, in the CVT 4 according to the present embodiment, the hydraulic oil flow rate in the hydraulic control circuit 20 increases during the downshift, and the input torque Tin decreases as the drive load of the oil pump 9 increases. Reflecting it suitably, the belt clamping pressure can be controlled to be reduced accordingly. As a result, the power loss in the CVT 4 is reduced as compared with the prior art, and the fuel consumption is reduced by reducing the engine torque Te accordingly.

また、アップシフト変速の際には計算上、オイルポンプ９の駆動負荷が低減されることになるので、図８のフローのステップＳＴ６のようにポンプ負荷変動項の値を零（０）にするか、或いは同ステップＳＴ５のように、安全率ＳＦを小さめの値に変更する。安全率ＳＦはもともと、ＣＶＴ４の変速動作中も伝動ベルト４３の滑りが発生しないよう大きめの値に設定しているので、前記のように計算上、オイルポンプ９の駆動負荷が低減されてその分、入力トルクＴｉｎの値が大きくなっても、ベルト挟圧指示値Ｐｄｉは小さくすることができる。   Further, since the driving load of the oil pump 9 is reduced during the upshift, the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0) as in step ST6 of the flow of FIG. Alternatively, as in step ST5, the safety factor SF is changed to a smaller value. Since the safety factor SF is originally set to a large value so that the transmission belt 43 does not slip even during the shifting operation of the CVT 4, as described above, the driving load of the oil pump 9 is reduced by the calculation. Even if the value of the input torque Tin increases, the belt clamping pressure instruction value Pdi can be decreased.

図９は、本実施形態のパワートレインを搭載した車両で行った走行試験（ＪＣ０８モード）の一部を示しており、実線のグラフで示すような車速の変化と、ＣＶＴ４における動力損失（ロストルク）との対応を調べたものである。図に白い三角でプロットした点が、本実施形態のロストルクを示しており、黒い四角でプロットした点は、安全率の大きめな比較例を示している。   FIG. 9 shows a part of a running test (JC08 mode) performed on a vehicle equipped with the power train of this embodiment, and the change in vehicle speed as shown by the solid line graph and the power loss (loss torque) in CVT4. The correspondence with was investigated. The points plotted with white triangles in the figure indicate the loss torque of the present embodiment, and the points plotted with black squares indicate comparative examples with a large safety factor.

図には符号Ｓとして囲んで示すように車速の変化が小さく、ＣＶＴ４は定常状態であると考えられる場合、ロストルクは本実施形態（三角）と比較例（四角）とで大きな違いは見られない。一方で、符号Ｔとして破線で囲んで示すようにＣＶＴ４が変速動作中であると考えられる場合は、本実施形態におけるロストルク（三角）が比較例（四角）に比べて低減されていることが分かる。   In the figure, when the change in the vehicle speed is small and the CVT 4 is considered to be in a steady state as shown by being surrounded by a symbol S, the loss torque is not greatly different between this embodiment (triangle) and the comparative example (square). . On the other hand, when it is considered that the CVT 4 is performing a speed change operation as indicated by a broken line as the symbol T, it can be seen that the loss torque (triangle) in the present embodiment is reduced compared to the comparative example (square). .

−他の実施形態−
以上、説明した実施形態では、ガソリンエンジンを搭載した車両のパワートレインに本発明を適用した例を示したが、本発明はこれに限られることなく、ディーゼルエンジン等の他のエンジンを搭載した車両にも適用可能である。また、車両の動力源についてはエンジンの他に電動モータ、あるいはエンジンと電動モータの両方を備えたハイブリッド形動力源であってもよい。 -Other embodiments-
As mentioned above, although the example which applied this invention to the power train of the vehicle carrying a gasoline engine was shown in embodiment described above, this invention is not restricted to this, The vehicle carrying other engines, such as a diesel engine, is shown. It is also applicable to. In addition to the engine, the vehicle power source may be an electric motor or a hybrid power source including both the engine and the electric motor.

さらに、本発明は前記実施形態のようなベルト式のＣＶＴ４にも限定されず、例えばトロイダル式の無段変速機にも適用できるし、無段変速機にも限定されず、動力源からの入力によって油圧ポンプを駆動するものであれば、多段式の自動変速機に適用することも可能である。   Further, the present invention is not limited to the belt-type CVT 4 as in the above-described embodiment, and can be applied to, for example, a toroidal-type continuously variable transmission. As long as the hydraulic pump is driven by this, it can be applied to a multi-stage automatic transmission.

また、前記実施形態では、ＣＶＴ４のアップシフトおよびダウンシフトの両方の変速動作中において、入力トルクＴｉｎの算出の際にオイルポンプ９の負荷変動項を含めるようにしているが、これにも限定されず、例えば、ダウンシフト変速のときにだけ負荷変動項を含めるようにしてもよい。   In the above-described embodiment, the load variation term of the oil pump 9 is included in the calculation of the input torque Tin during both the upshift and downshift operations of the CVT 4. However, the present invention is not limited to this. For example, the load fluctuation term may be included only at the time of downshift.

本発明は、例えば車両に搭載されるベルト式のＣＶＴに適用可能であり、特に変速動作中のベルト挟圧力を小さくすることによって、燃費の低減が図られるものであるから、乗用車などにおいて高い効果を奏する。   The present invention can be applied to, for example, a belt-type CVT mounted on a vehicle. In particular, since the fuel consumption can be reduced by reducing the belt clamping pressure during the shifting operation, it is highly effective in passenger cars and the like. Play.

１ エンジン（走行用の動力源）
４ 無段変速機構（ＣＶＴ：無段変速機）
４１ プライマリプーリ（駆動側のプーリ）
４２ セカンダリプーリ（従動側のプーリ）
４３ 伝動ベルト（無端伝動部材）
８ ＥＣＵ（制御装置）
９ オイルポンプ（油圧ポンプ）
２０ 油圧制御回路（制御装置） 1 Engine (Power source for driving)
4. Continuously variable transmission mechanism (CVT: continuously variable transmission)
41 Primary pulley (drive pulley)
42 Secondary pulley (pulley on the driven side)
43 Transmission belt (endless transmission member)
8 ECU (control device)
9 Oil pump (hydraulic pump)
20 Hydraulic control circuit (control device)

Claims (1)

駆動側および従動側のプーリ間に無端伝動部材が巻き掛けられ、この無端伝動部材の挟圧力を制御するための油圧制御回路において油圧ポンプが、車両の走行用の動力源から前記駆動側のプーリへの動力伝達経路に介設されており、少なくとも当該油圧ポンプの駆動負荷による損失分を前記動力源の発生するトルクから減算して、前記駆動側のプーリに入力するトルクの大きさを算出し、これに応じて前記無端伝動部材の挟圧力を制御するように構成された無段変速機の制御装置において、
前記無段変速機の変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作に伴う作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出し、この変動量も加味して前記無端伝動部材の挟圧力を制御する構成とした、ことを特徴とする無段変速機の制御装置。 Between the drive side and the driven side pulley endless transmission member wound around et al is the hydraulic pump in the hydraulic control circuit for controlling the clamping force of the endless transmission member, from the power source for running of the vehicle of the drive-side It is installed in the power transmission path to the pulley, and at least the loss due to the driving load of the hydraulic pump is subtracted from the torque generated by the power source to calculate the magnitude of the torque input to the driving pulley. and, in the control device for a continuously variable transmission that is configured to control the clamping pressure before Kimutan transmission member according to this,
During a speed change operation in which the transmission ratio of the continuously variable transmission changes, the amount of change in the inertial resistance and viscosity resistance of the hydraulic oil accompanying the speed change operation is obtained from the flow velocity distribution of the hydraulic oil in the cross section of the oil passage, A control device for a continuously variable transmission, wherein a variation amount of a driving load of a pump is calculated, and the clamping force of the endless transmission member is controlled in consideration of the variation amount.

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