JP6201965B2

JP6201965B2 - Vehicle control device

Info

Publication number: JP6201965B2
Application number: JP2014236037A
Authority: JP
Inventors: 朗雄名取
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2014-11-20
Filing date: 2014-11-20
Publication date: 2017-09-27
Anticipated expiration: 2034-11-20
Also published as: JP2016098903A

Description

本発明は、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝達要素が巻き掛けられた形式の無段変速機を備える車両の制御装置に関するものである。 The present invention relates to a vehicle control device including a continuously variable transmission of a type in which a transmission element is wound between a primary pulley and a secondary pulley.

プーリ間に伝達要素(例えばベルト、チェーン)が巻き掛けられた形式の無段変速機が良く知られている。例えば、特許文献１に記載されたベルト式の無段変速機がそれである。このような無段変速機では、例えばエンジンにより回転駆動されるオイルポンプが発生した作動油圧を調圧した油圧(例えばライン圧)を元圧として各プーリへ供給される各プーリ油圧によって変速制御やベルト挟圧力制御が行われる。又、このベルト挟圧力制御では、ベルトが滑らない範囲でベルト挟圧力を小さくすることが好ましいとされている。特許文献１には、エンジントルクからオイルポンプロストルクを差し引いて算出した無段変速機入力トルクを用いることで、エンジントルクをそのまま用いることよりも、無段変速機における伝達トルクに精度良く対応した過不足のないベルト挟圧力を得る為の目標油圧を設定することが開示されている。 A continuously variable transmission of a type in which a transmission element (for example, a belt or a chain) is wound between pulleys is well known. For example, the belt-type continuously variable transmission described in Patent Document 1 is this. In such a continuously variable transmission, for example, gear shifting control or the like can be performed by each pulley hydraulic pressure supplied to each pulley using a hydraulic pressure (for example, line pressure) obtained by adjusting an operating hydraulic pressure generated by an oil pump that is rotationally driven by an engine as a source pressure. Belt clamping pressure control is performed. In this belt clamping pressure control, it is preferable to reduce the belt clamping pressure within a range where the belt does not slip. In Patent Document 1, by using the continuously variable transmission input torque calculated by subtracting the oil pump loss torque from the engine torque, the transmission torque in the continuously variable transmission can be handled more accurately than using the engine torque as it is. It is disclosed to set a target hydraulic pressure for obtaining a belt clamping pressure without excess or deficiency.

特開平２−２３６０５２号公報JP-A-2-236052

ところで、無段変速機への入力トルクをより高い精度で算出することができれば、ベルトが滑らない範囲でベルト挟圧力をより小さくすることができ、ベルト挟圧力の低減に伴うオイルポンプロストルクの低減によってエンジンの燃費を向上することが可能となる。無段変速機への入力トルクをより高い精度で算出する手段として、ベルト挟圧力を得る為の油圧を調圧する油圧制御回路内の油路における圧力損失を考慮することが考えられる。しかしながら、油路の形状に起因する圧力損失の算出には、油路の形状(例えば屈曲状態等の諸元)や油路を流通するオイル特性(例えば粘性抵抗係数等の諸元)などを把握する必要があるが、圧力損失を計測することが非常に困難である為、正確な諸元を求めるのが困難であった。その為、油路の形状に起因する圧力損失の算出が困難であった。尚、上述したような課題は未公知である。 By the way, if the input torque to the continuously variable transmission can be calculated with higher accuracy, the belt clamping pressure can be reduced within a range where the belt does not slip, and the oil pump loss torque associated with the reduction of the belt clamping pressure can be reduced. The fuel consumption of the engine can be improved by the reduction. As a means for calculating the input torque to the continuously variable transmission with higher accuracy, it is conceivable to consider the pressure loss in the oil passage in the hydraulic control circuit that regulates the hydraulic pressure for obtaining the belt clamping pressure. However, to calculate the pressure loss due to the shape of the oil passage, grasp the shape of the oil passage (such as specifications of the bent state) and the characteristics of the oil flowing through the oil passage (such as the specifications of the viscous resistance coefficient, etc.) However, since it is very difficult to measure the pressure loss, it is difficult to obtain accurate specifications. For this reason, it has been difficult to calculate the pressure loss due to the shape of the oil passage. The above-described problem is not known.

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、無段変速機の伝達要素の滑りを抑制又は防止すると共に燃費を向上することができる車両の制御装置を提供することにある。 The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to provide a vehicle control device capable of suppressing or preventing slippage of a transmission element of a continuously variable transmission and improving fuel efficiency. Is to provide.

前記目的を達成する為の第１の発明の要旨とするところは、(a) 駆動力源と、プライマリプーリとセカンダリプーリと前記各プーリに巻き掛けられた伝達要素とを有して前記駆動力源の動力を駆動輪側へ伝達する無段変速機と、前記駆動力源により回転駆動されることで作動油圧を発生するオイルポンプと、前記オイルポンプが発生した作動油圧を調圧した油圧を元圧として前記各プーリへ各プーリ油圧を供給する油圧制御回路とを備えた車両において、前記各プーリと前記伝達要素との間の挟圧力を制御する前記プーリ油圧を調圧する為の指令信号を前記油圧制御回路へ出力する、車両の制御装置であって、(b) 前記挟圧力を制御する前記プーリ油圧が流通する前記油圧制御回路内の油路における屈曲点での半径と長さと屈曲角度とを用いて、前記無段変速機の変速前と変速後とにおける前記屈曲点の圧力損失をそれぞれ算出し、(c) 前記各圧力損失を前記元圧にそれぞれ換算した後、前記換算した元圧に基づいて前記変速前と前記変速後とにおける前記屈曲点の前記各圧力損失に応じた前記オイルポンプの負荷分をそれぞれ算出し、(d) 前記変速後における前記負荷分から前記変速前における前記負荷分を減算することで、前記屈曲点の前記オイルポンプの変速前後負荷変動を算出し、(e) 前記変速前後負荷変動を複数の前記屈曲点毎に算出し、前記複数の屈曲点毎の前記変速前後負荷変動を合算することで、前記屈曲点での前記オイルポンプの総負荷変動を算出し、(f) 前記駆動力源の出力トルクから減算する所定トルクに加えて、更に前記総負荷変動を前記駆動力源の出力トルクから減算することで、前記無段変速機の入力トルクを算出し、(g) 前記無段変速機の入力トルクに基づいて前記挟圧力を制御する前記プーリ油圧の指示値を算出することにある。 The gist of the first invention for achieving the object is as follows: (a) a driving force source, a primary pulley, a secondary pulley, and a transmission element wound around each of the pulleys; A continuously variable transmission that transmits the power of the power source to the drive wheel side, an oil pump that generates rotational pressure by being driven by the driving force source, and a hydraulic pressure that regulates the hydraulic pressure generated by the oil pump. In a vehicle including a hydraulic pressure control circuit that supplies each pulley hydraulic pressure to each pulley as a source pressure, a command signal for regulating the pulley hydraulic pressure that controls the clamping pressure between each pulley and the transmission element is provided. A vehicle control device that outputs to the hydraulic control circuit, and (b) a radius, a length, and a bending angle at a bending point in an oil passage in the hydraulic control circuit through which the pulley hydraulic pressure that controls the clamping pressure flows. And with Calculate the pressure loss at the inflection point before and after shifting of the continuously variable transmission, and (c) convert each pressure loss into the original pressure, and then convert the pressure loss based on the converted original pressure. Calculate the load of the oil pump according to each pressure loss at the bending point before and after the shift, and (d) subtract the load before the shift from the load after the shift. Thus, the load fluctuation before and after the shift of the oil pump at the bending point is calculated, and (e) the load fluctuation before and after the shift is calculated for each of the plurality of bending points, and the load fluctuation before and after the shifting for each of the plurality of bending points. (F) In addition to the predetermined torque subtracted from the output torque of the driving force source, the total load variation is further calculated as the driving force. Source output torque or By subtracting, calculating the input torque of the continuously variable transmission is to calculate the command value of the pulley hydraulic pressure for controlling the clamping force on the basis of the input torque (g) the continuously variable transmission.

このようにすれば、挟圧力を制御するプーリ油圧が流通する油圧制御回路内の油路における屈曲点の形状(半径、長さ、屈曲角度)を用いて算出した、無段変速機の変速前と変速後とにおける屈曲点の各圧力損失を、変速前と変速後とにおける屈曲点のオイルポンプの各負荷分に換算し、この各負荷の差分を複数の屈曲点毎に算出して合算することで、変速中のオイルポンプの総負荷変動を算出することができる。この変速中のオイルポンプの総負荷変動は、変速中の油路における屈曲点の圧力損失と見なすことができるので、屈曲点の形状で油路の形状に起因する圧力損失を近似することができる。このように、変速中の油路における屈曲点の圧力損失を容易に算出することができ、この圧力損失を置き換えたオイルポンプ負荷(総負荷変動)を用いて無段変速機への入力トルクをより高い精度で算出することができる。従って、伝達要素が滑らない範囲で挟圧力をより小さくすることができる。よって、無段変速機の伝達要素の滑りを抑制又は防止すると共に燃費を向上することができる。 In this way, the speed of the continuously variable transmission before shifting is calculated using the shape of the bending point (radius, length, bending angle) in the oil passage in the hydraulic control circuit in which the pulley hydraulic pressure that controls the clamping pressure flows. Each pressure loss at the inflection point before and after the shift is converted into each load of the oil pump at the inflection point before and after the shift, and the difference between these loads is calculated for each of the plurality of inflection points. Thus, the total load fluctuation of the oil pump during the shift can be calculated. Since the total load fluctuation of the oil pump during the shift can be regarded as a pressure loss at the bending point in the oil passage during the shift, the pressure loss due to the shape of the oil path can be approximated by the shape of the bending point. . In this way, the pressure loss at the inflection point in the oil passage during gear shifting can be easily calculated, and the input torque to the continuously variable transmission can be calculated using the oil pump load (total load fluctuation) replacing this pressure loss. It can be calculated with higher accuracy. Therefore, the clamping pressure can be reduced as long as the transmission element does not slip. Therefore, it is possible to suppress or prevent the transmission element of the continuously variable transmission from slipping or to improve fuel efficiency.

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図であると共に、車両における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS It is a figure explaining the schematic structure of the vehicle to which this invention is applied, and is a figure explaining the principal part of the control function and various control systems for various control in a vehicle. 車両に備えられた油圧制御回路のうちで無段変速機の変速制御などに関連する油圧回路図である。FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram related to a shift control of a continuously variable transmission among hydraulic control circuits provided in a vehicle. 無段変速機の変速中に屈曲点の圧力損失を考慮することで、燃料噴射量を低減する燃費向上処理の流れを説明する為の図である。It is a figure for demonstrating the flow of the fuel consumption improvement process which reduces the fuel injection amount by considering the pressure loss of a bending point during the speed change of a continuously variable transmission. ベルト挟圧力を制御するセカンダリ圧が流通する油圧制御回路内の油路における屈曲点の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the bending point in the oil path in the hydraulic control circuit through which the secondary pressure which controls belt clamping pressure distribute | circulates. 屈曲点ｉでの油路の形状の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the shape of the oil path in the bending point i. 電子制御装置の制御作動の要部すなわち無段変速機の伝動ベルトの滑りを抑制又は防止すると共に燃費を向上する為の制御作動を説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the control operation | movement for improving the fuel consumption while suppressing or preventing the slip of the transmission belt of the continuously variable transmission, ie, the continuously variable transmission, of the electronic controller.

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源としてのエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１７内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ１８、トルクコンバータ１８に連結されたタービン軸２０、タービン軸２０に連結された前後進切替装置２２、前後進切替装置２２に連結された入力軸２４、入力軸２４に連結された無段変速機２６、無段変速機２６に連結された出力軸２８、減速歯車装置３０、差動歯車装置３２等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ１８、前後進切替装置２２、無段変速機２６、減速歯車装置３０、差動歯車装置３２等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。 FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle 10 to which the present invention is applied, and also illustrates a control function for various controls in the vehicle 10 and a main part of a control system. In FIG. 1, a vehicle 10 includes an engine 12 as a driving force source for traveling, drive wheels 14, and a power transmission device 16 provided between the engine 12 and the drive wheels 14. The power transmission device 16 is connected in a housing 17 as a non-rotating member to a known torque converter 18 as a fluid transmission device connected to the engine 12, a turbine shaft 20 connected to the torque converter 18, and a turbine shaft 20. The forward / reverse switching device 22, the input shaft 24 connected to the forward / reverse switching device 22, the continuously variable transmission 26 connected to the input shaft 24, the output shaft 28 connected to the continuously variable transmission 26, and the reduction gear device 30 and a differential gear device 32 and the like. In the power transmission device 16 configured as described above, the power of the engine 12 (the torque and the force are synonymous unless otherwise distinguished) is the torque converter 18, the forward / reverse switching device 22, the continuously variable transmission 26, and the reduction gear device 30. Then, it is transmitted to the left and right drive wheels 14 sequentially through the differential gear device 32 and the like.

トルクコンバータ１８は、エンジン１２に連結されたポンプ翼車１８ｐ、及びタービン軸２０に連結されたタービン翼車１８ｔを備えている。ポンプ翼車１８ｐには、無段変速機２６を変速制御したり、無段変速機２６におけるベルト挟圧力を発生させたり、後述する前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の各々の作動を切り替えたり、動力伝達装置１６の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ３４が連結されている。 The torque converter 18 includes a pump impeller 18 p connected to the engine 12 and a turbine impeller 18 t connected to the turbine shaft 20. The pump impeller 18p controls the speed of the continuously variable transmission 26, generates a belt clamping pressure in the continuously variable transmission 26, or switches the operation of each of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 described later. A mechanical oil pump 34 is connected, which is generated by rotationally driving the hydraulic pressure for supplying lubricating oil to each part of the power transmission device 16 by the engine 12.

前後進切替装置２２は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２２ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２２ｐのサンギヤ２２ｓはタービン軸２０に連結され、遊星歯車装置２２ｐのキャリア２２ｃは入力軸２４に連結され、遊星歯車装置２２ｐのリングギヤ２２ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジング１７に選択的に連結されている。又、キャリア２２ｃとサンギヤ２２ｓとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、公知の油圧式摩擦係合装置である。このように構成された前後進切替装置２２では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前進用の動力伝達経路が成立(形成)させられる。又、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、後進用の動力伝達経路が成立させられる。又、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切替装置２２は動力伝達を遮断するニュートラル状態(動力伝達遮断状態)とされる。 The forward / reverse switching device 22 includes a double pinion type planetary gear device 22p, a forward clutch C1, and a reverse brake B1. The sun gear 22s of the planetary gear device 22p is connected to the turbine shaft 20, the carrier 22c of the planetary gear device 22p is connected to the input shaft 24, and the ring gear 22r of the planetary gear device 22p is selectively connected to the housing 17 via the reverse brake B1. It is connected to. The carrier 22c and the sun gear 22s are selectively connected via the forward clutch C1. The forward clutch C1 and the reverse brake B1 are known hydraulic friction engagement devices. In the forward / reverse switching device 22 configured as described above, when the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, a forward power transmission path is established (formed). When the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the reverse power transmission path is established. When both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 22 is in a neutral state (power transmission cut-off state) in which power transmission is cut off.

無段変速機２６は、入力軸２４に設けられた有効径が可変のプライマリプーリ３６と、出力軸２８に設けられた有効径が可変のセカンダリプーリ３８と、それら各プーリ３６，３８の間に巻き掛けられた伝達要素としての伝動ベルト４０とを備え、それら各プーリ３６，３８と伝動ベルト４０との間の摩擦力を介してエンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する。 The continuously variable transmission 26 includes a primary pulley 36 with a variable effective diameter provided on the input shaft 24, a secondary pulley 38 with a variable effective diameter provided on the output shaft 28, and the pulleys 36, 38. A transmission belt 40 as a wound transmission element is provided, and the power of the engine 12 is transmitted to the drive wheel 14 side via a frictional force between the pulleys 36 and 38 and the transmission belt 40.

プライマリプーリ３６は、入力軸２４に固定された固定シーブ３６ａと、入力軸２４に対して軸回りの相対回転不能且つ軸方向の移動可能に設けられた可動シーブ３６ｂと、それら各シーブ３６ａ，３６ｂの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ３６におけるプライマリ推力Ｗin(＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積Ａin)を付与する油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ３６ｃとを備えている。又、セカンダリプーリ３８は、出力軸２８に固定された固定シーブ３８ａと、出力軸２８に対して軸回りの相対回転不能且つ軸方向の移動可能に設けられた可動シーブ３８ｂと、それら各シーブ３８ａ，３８ｂの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ３８におけるセカンダリ推力Ｗout(＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積Ａout)を付与する油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ３８ｃとを備えている。プライマリ圧Ｐinは油圧シリンダ３６ｃへ供給される油圧であり、セカンダリ圧Ｐoutは油圧シリンダ３８ｃへ供給される油圧である。各油圧Ｐin，Ｐoutは、各々、可動シーブ３６ｂ，３８ｂを固定シーブ側３６ａ，３８ａへ押圧する推力Ｗin，Ｗoutを付与するプーリ油圧である。 The primary pulley 36 includes a fixed sheave 36a fixed to the input shaft 24, a movable sheave 36b that is not rotatable relative to the input shaft 24 and is movable in the axial direction, and the sheaves 36a and 36b. And a hydraulic cylinder 36c as a hydraulic actuator for applying a primary thrust Win (= primary pressure Pin × pressure receiving area Ain) in the primary pulley 36 for changing the V groove width between the two. The secondary pulley 38 includes a fixed sheave 38a that is fixed to the output shaft 28, a movable sheave 38b that is not rotatable relative to the output shaft 28 and is movable in the axial direction, and each sheave 38a. , 38b is provided with a hydraulic cylinder 38c as a hydraulic actuator for applying a secondary thrust Wout (= secondary pressure Pout × pressure receiving area Aout) in the secondary pulley 38 for changing the V groove width between them. The primary pressure Pin is the hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder 36c, and the secondary pressure Pout is the hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder 38c. The oil pressures Pin and Pout are pulley oil pressures that apply thrusts Win and Wout that press the movable sheaves 36b and 38b to the fixed sheave sides 36a and 38a, respectively.

無段変速機２６では、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutが油圧制御回路５０(図２参照)によって各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御される。これにより、各プーリ３６，３８のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４０の掛かり径(有効径)が変更され、変速比(ギヤ比)γ(＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout)が変化させられると共に、伝動ベルト４０が滑りを生じないように各プーリ３６，３８と伝動ベルト４０との間の摩擦力(すなわち挟圧力；以下ベルト挟圧力という)が制御される。つまり、プライマリ圧Ｐin(プライマリ推力Ｗinも同意)及びセカンダリ圧Ｐout(セカンダリ推力Ｗoutも同意)が各々制御されることで、伝動ベルト４０の滑りが防止されつつ実変速比γが目標変速比γtgtとされる。 In the continuously variable transmission 26, the primary thrust Pin and the secondary thrust Wout are respectively controlled by adjusting the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout by the hydraulic pressure control circuit 50 (see FIG. 2). As a result, the V-groove widths of the pulleys 36 and 38 are changed to change the engagement diameter (effective diameter) of the transmission belt 40, and the transmission gear ratio (gear ratio) γ (= input shaft rotational speed Nin / output shaft rotational speed Nout). ) And the frictional force between the pulleys 36, 38 and the transmission belt 40 (that is, the clamping pressure; hereinafter referred to as belt clamping pressure) is controlled so that the transmission belt 40 does not slip. That is, by controlling the primary pressure Pin (the primary thrust Win is also agreed) and the secondary pressure Pout (the secondary thrust Wout is also agreed), the actual speed ratio γ is set to the target speed ratio γtgt while preventing the transmission belt 40 from slipping. Is done.

車両１０には、例えば無段変速機２６の変速制御を行う車両１０の制御装置を含む電子制御装置６０が備えられている。電子制御装置６０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置６０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２６のベルト挟圧力制御を含む変速制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、油圧制御用等に分けて構成される。 The vehicle 10 is provided with an electronic control device 60 including a control device of the vehicle 10 that performs shift control of the continuously variable transmission 26, for example. The electronic control unit 60 includes, for example, a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like. The CPU uses a temporary storage function of the RAM and follows a program stored in the ROM in advance. Various controls of the vehicle 10 are executed by performing signal processing. For example, the electronic control unit 60 is adapted to execute output control of the engine 12, shift control including belt clamping pressure control of the continuously variable transmission 26, etc., for engine control, hydraulic control, etc. as necessary. It is divided into two parts.

電子制御装置６０には、車両１０が備える各種センサ(例えば各種回転速度センサ７０，７２，７４，７６、アクセル開度センサ７８、スロットルセンサ８０、油温センサ８２など)による検出信号に基づく各種実際値(例えばエンジン回転速度Ｎe、タービン回転速度Ｎt、入力軸回転速度Ｎin、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout、アクセル開度θacc、スロットル弁開度θth、油圧制御回路５０内の作動油の温度である作動油温THoilなど)が、それぞれ供給される。又、電子制御装置６０からは、車両１０に設けられた各装置（例えばエンジン１２、油圧制御回路５０など）に各種出力信号（例えばエンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、無段変速機２６の変速等に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcvt、前進用クラッチＣ１や後進用ブレーキＢ１の係合作動に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcltなど）が供給される。油圧制御指令信号Ｓcvtは、例えばプライマリ圧Ｐinを制御する油圧制御回路５０内のリニアソレノイドバルブＳＬＰを駆動する為の指令信号、セカンダリ圧Ｐoutを制御する油圧制御回路５０内のリニアソレノイドバルブＳＬＳを駆動する為の指令信号、ライン油圧Ｐlを制御する油圧制御回路５０内のリニアソレノイドバルブＳＬＴを駆動する為の指令信号などである。又、電子制御装置６０は、例えば出力軸回転速度Ｎoutと入力軸回転速度Ｎinとに基づいて無段変速機２６の実変速比γ(＝Ｎin／Ｎout)を算出する。 The electronic control device 60 includes various actual sensors based on detection signals from various sensors (for example, various rotational speed sensors 70, 72, 74, and 76, an accelerator opening sensor 78, a throttle sensor 80, and an oil temperature sensor 82) provided in the vehicle 10. Values (for example, engine rotational speed Ne, turbine rotational speed Nt, input shaft rotational speed Nin, output shaft rotational speed Nout corresponding to vehicle speed V, accelerator opening θacc, throttle valve opening θth, hydraulic oil in hydraulic control circuit 50 A hydraulic oil temperature THoil or the like that is a temperature) is supplied. Further, the electronic control device 60 outputs various output signals (for example, an engine output control command signal Se for controlling the output of the engine 12) to each device (for example, the engine 12, the hydraulic control circuit 50, etc.) provided in the vehicle 10. A hydraulic control command signal Scvt for hydraulic control related to the shift of the step transmission 26, a hydraulic control command signal Sclt for hydraulic control related to the engagement operation of the forward clutch C1 and the reverse brake B1, and the like are supplied. The hydraulic control command signal Sccv is, for example, a command signal for driving the linear solenoid valve SLP in the hydraulic control circuit 50 for controlling the primary pressure Pin, and a linear solenoid valve SLS in the hydraulic control circuit 50 for controlling the secondary pressure Pout. A command signal for driving the linear solenoid valve SLT in the hydraulic control circuit 50 for controlling the line hydraulic pressure Pl. Further, the electronic control unit 60 calculates the actual speed ratio γ (= Nin / Nout) of the continuously variable transmission 26 based on, for example, the output shaft rotational speed Nout and the input shaft rotational speed Nin.

図２は、車両１０に備えられた油圧制御回路５０のうちで無段変速機２６の変速制御などに関連する油圧回路図である。図２において、油圧制御回路５０は、例えばオイルポンプ３４、プライマリ圧Ｐinを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ５２、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ５４、ライン油圧Ｐlを調圧するプライマリレギュレータバルブ５６、モジュレータ油圧Ｐmを調圧するモジュレータバルブ５８、リニアソレノイドバルブＳＬＰ、リニアソレノイドバルブＳＬＳ、リニアソレノイドバルブＳＬＴ等を備えている。ライン油圧Ｐlは、オイルポンプ３４が発生した作動油圧を元圧として、プライマリレギュレータバルブ５６によりリニアソレノイドバルブＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐsltに基づいて調圧された油圧である。モジュレータ油圧Ｐmは、制御油圧Ｐslt、リニアソレノイドバルブＳＬＰの出力油圧である制御油圧Ｐslp、及びリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐslsの各元圧となるものであって、ライン油圧Ｐlを元圧としてモジュレータバルブ５８により一定圧に調圧された油圧である。 FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram related to the shift control of the continuously variable transmission 26 in the hydraulic control circuit 50 provided in the vehicle 10. In FIG. 2, the hydraulic control circuit 50 includes, for example, an oil pump 34, a primary pressure control valve 52 that regulates the primary pressure Pin, a secondary pressure control valve 54 that regulates the secondary pressure Pout, a primary regulator valve 56 that regulates the line oil pressure Pl, A modulator valve 58 that regulates the modulator hydraulic pressure Pm, a linear solenoid valve SLP, a linear solenoid valve SLS, a linear solenoid valve SLT, and the like are provided. The line hydraulic pressure Pl is a hydraulic pressure that is adjusted based on the control hydraulic pressure Pslt, which is the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLT, by the primary regulator valve 56 using the operating hydraulic pressure generated by the oil pump 34 as a source pressure. The modulator oil pressure Pm is a source pressure of the control oil pressure Pslt, the control oil pressure Pslp that is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLP, and the control oil pressure Psls that is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS. The hydraulic pressure is adjusted to a constant pressure by the modulator valve 58 as the original pressure.

図２の如く構成されたプライマリ圧コントロールバルブ５２は、例えば制御油圧Ｐslpをパイロット圧として受け入れることで、入力ポート５２ｉに入力されたライン油圧Ｐlを調圧制御して出力ポート５２ｏから油圧シリンダ３６ｃへ供給する。このように、油圧制御回路５０は、ライン油圧Ｐlを元圧としてプライマリプーリ３６へプライマリ圧Ｐinを供給する。又、図２の如く構成されたセカンダリ圧コントロールバルブ５４は、例えば制御油圧Ｐslsをパイロット圧として受け入れることで、入力ポート５４ｉに入力されたライン油圧Ｐlを調圧制御して出力ポート５４ｏから油圧シリンダ３８ｃへ供給する。このように、油圧制御回路５０は、ライン油圧Ｐlを元圧としてセカンダリプーリ３８へセカンダリ圧Ｐoutを供給する。 The primary pressure control valve 52 configured as shown in FIG. 2 receives, for example, the control oil pressure Pslp as a pilot pressure, and controls the line oil pressure Pl input to the input port 52i to control from the output port 52o to the hydraulic cylinder 36c. Supply. In this way, the hydraulic control circuit 50 supplies the primary pressure Pin to the primary pulley 36 using the line hydraulic pressure Pl as a source pressure. Further, the secondary pressure control valve 54 configured as shown in FIG. 2 receives, for example, the control oil pressure Psls as a pilot pressure, and controls the line oil pressure Pl input to the input port 54i to control the hydraulic cylinder from the output port 54o. 38c. In this way, the hydraulic control circuit 50 supplies the secondary pressure Pout to the secondary pulley 38 using the line hydraulic pressure Pl as a source pressure.

図１に戻り、電子制御装置６０はエンジン出力制御手段すなわちエンジン出力制御部６２、及び無段変速機制御手段すなわち無段変速機制御部６４を備えている。エンジン出力制御部６２は、例えばアクセル開度θaccに応じた駆動力(駆動トルク)を得る為の目標エンジントルクＴetgtを設定し、その目標エンジントルクＴetgtが得られるように、スロットル信号や噴射信号や点火時期信号などのエンジン出力制御指令信号Ｓeをそれぞれスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置へ出力する。 Returning to FIG. 1, the electronic control device 60 includes engine output control means, that is, an engine output control unit 62, and continuously variable transmission control means, that is, a continuously variable transmission control unit 64. The engine output control unit 62 sets a target engine torque Tetgt for obtaining a driving force (driving torque) according to the accelerator opening θacc, for example, and a throttle signal, an injection signal, or the like so as to obtain the target engine torque Tetgt. An engine output control command signal Se such as an ignition timing signal is output to a throttle actuator, a fuel injection device, and an ignition device, respectively.

無段変速機制御部６４は、例えば無段変速機２６のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機２６の目標変速比γtgtを達成するように、プライマリ圧Ｐinの目標値(以下、目標プライマリ圧Ｐintgtという)と、セカンダリ圧Ｐoutの目標値(以下、目標セカンダリ圧Ｐouttgt)とを決定し、目標プライマリ圧Ｐintgtと目標セカンダリ圧Ｐouttgtとに各々対応する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路５０へ出力する。 The continuously variable transmission control unit 64 sets the target value of the primary pressure Pin (hereinafter referred to as the target value) so as to achieve the target speed ratio γtgt of the continuously variable transmission 26 while preventing belt slippage of the continuously variable transmission 26, for example. Primary pressure Pintgt) and a target value of secondary pressure Pout (hereinafter, target secondary pressure Pouttgt) are determined, and a hydraulic control command signal Sccv corresponding to each of the target primary pressure Pintgt and target secondary pressure Pouttgt is determined by the hydraulic control circuit 50. Output to.

具体的には、無段変速機制御部６４は、アクセル開度Ａccをパラメータとする車速Ｖと無段変速機２６の目標入力軸回転速度Ｎintgtとの予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された(すなわち予め定められた)公知の関係(変速マップ)に実際の車速Ｖ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態を適用することで目標入力軸回転速度Ｎintgtを設定する。無段変速機制御部６４は、その目標入力軸回転速度Ｎintgtに基づいて目標変速比γtgt(＝Ｎintgt／Ｎout)を算出する。上記変速マップは、例えば運転性(動力性能)と燃費性(燃費性能)とを両立させる為の変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル開度Ａccが大きい程、大きな変速比γとなる目標入力軸回転速度Ｎintgtが設定される。 Specifically, the continuously variable transmission control unit 64 is obtained experimentally or designally in advance between the vehicle speed V having the accelerator opening Acc as a parameter and the target input shaft rotational speed Nintgt of the continuously variable transmission 26. The target input shaft rotational speed Nintgt is set by applying the vehicle state indicated by the actual vehicle speed V and the accelerator opening Acc to the stored (that is, predetermined) known relationship (shift map). The continuously variable transmission control unit 64 calculates a target gear ratio γtgt (= Nintgt / Nout) based on the target input shaft rotational speed Nintgt. The shift map corresponds to a shift condition for achieving both drivability (power performance) and fuel efficiency (fuel efficiency), for example. As the vehicle speed V is smaller and the accelerator opening Acc is larger, a larger gear ratio γ is obtained. The target input shaft rotational speed Nintgt is set.

無段変速機制御部６４は、例えば次式(１)に示すような予め定められた制御式から、無段変速機２６の入力トルクＴin(以下、ＣＶＴ入力トルクＴinという)に基づいて目標セカンダリ圧Ｐouttgtを算出する。次式(１)において、ＳＦ1は安全代であり、αは各プーリ３６，３８のシーブ角であり、μは伝動ベルト４０のエレメントと各プーリ３６，３８とにおける金属間摩擦係数であり、Ｒinは実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ３６におけるシーブ３６ａ，３６ｂのベルト掛かり径であり、Ａoutはセカンダリプーリ３８における油圧シリンダ３８ｃの受圧面積である(以上、図２参照)。次式(１)の制御式は、例えばベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト挟圧力を一対のプーリ３６，３８に発生させる為の制御条件に相当するものである。従って、目標セカンダリ圧Ｐouttgtは、ベルト挟圧力に対応するベルト挟圧指示値である。
Ｐouttgt ＝ (Ｔin＋ＳＦ1)×cosα／(２×μ×Ｒin×Ａout) …(１) The continuously variable transmission control unit 64 uses a target secondary based on an input torque Tin (hereinafter referred to as CVT input torque Tin) of the continuously variable transmission 26 based on a predetermined control expression such as the following expression (1). The pressure Pouttgt is calculated. In the following equation (1), SF1 is a safety allowance, α is a sheave angle of each pulley 36, 38, μ is a coefficient of friction between metals in the element of the transmission belt 40 and each pulley 36, 38, Rin Is a belt engagement diameter of the sheaves 36a and 36b in the primary pulley 36 that is uniquely calculated from the actual gear ratio γ, and Aout is a pressure receiving area of the hydraulic cylinder 38c in the secondary pulley 38 (see FIG. 2 above). The control expression of the following expression (1) corresponds to a control condition for causing the pair of pulleys 36 and 38 to generate a belt clamping pressure that does not cause belt slip and does not increase unnecessarily, for example. Therefore, the target secondary pressure Pouttgt is a belt clamping pressure instruction value corresponding to the belt clamping pressure.
Pouttgt = (Tin + SF1) × cos α / (2 × μ × Rin × Aout) (1)

無段変速機制御部６４は、例えばスロットル弁開度θthをパラメータとするエンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとの予め定められた公知の関係(エンジントルクマップ)に実際のスロットル弁開度θth及びエンジン回転速度Ｎeを適用することでエンジントルクＴeの推定値(以下、推定エンジントルクＴep)を算出する。推定エンジントルクＴepはエンジン発生トルクに相当するものである。推定エンジントルクＴepから所定トルクＴpre分を減算したロス分減算後エンジントルクＴe0(＝Ｔep−Ｔpre)に、トルクコンバータ１８のトルク比ｔ(＝タービントルクＴt／ポンプトルクＴp)を乗じたトルク(＝Ｔe0×ｔ)がＣＶＴ入力トルクＴinとなる。但し、便宜上、本実施例ではトルク比ｔの乗算を省略し、ロス分減算後エンジントルクＴe0をそのままＣＶＴ入力トルクＴinとして取り扱う。上記所定トルクＴpreは、例えばエンジントルクＴeのうちで無段変速機２６側へ流れないトルクであって、駆動用とは別の用途に用いられるトルク分であり、車両１０の走行状態などに基づく予め定められたトルク分である。上記所定トルクＴpreは、例えばエンジン１２により回転駆動されるオルタネータのトルク(以下、オルタトルクという)、無段変速機２６の変速が行われていない定常走行時におけるオイルポンプ３４の駆動に伴う損失トルク(以下、O/Pロストルクという)、イナーシャトルク分などである。 The continuously variable transmission control unit 64 sets the actual throttle valve opening θth and the actual known throttle valve opening θth to a known relationship (engine torque map) between the engine rotational speed Ne and the engine torque Te using, for example, the throttle valve opening θth as a parameter. By applying the engine speed Ne, an estimated value of the engine torque Te (hereinafter, estimated engine torque Tep) is calculated. The estimated engine torque Tep corresponds to the engine generated torque. Torque (= Turbine torque Tt / Pump torque Tp) of torque converter 18 multiplied by engine torque Te0 (= Tep−Tpre) after subtracting a loss amount obtained by subtracting a predetermined torque Tpre from estimated engine torque Tep (= Te0 × t) is the CVT input torque Tin. However, for convenience, in this embodiment, multiplication of the torque ratio t is omitted, and the engine torque Te0 after subtraction of the loss is handled as it is as the CVT input torque Tin. The predetermined torque Tpre is, for example, a torque that does not flow to the continuously variable transmission 26 side of the engine torque Te, and is a torque component that is used for an application different from that for driving. This is a predetermined amount of torque. The predetermined torque Tpre is, for example, torque of an alternator that is rotationally driven by the engine 12 (hereinafter referred to as alternator torque), loss torque associated with driving of the oil pump 34 during steady running when the continuously variable transmission 26 is not shifted ( (Hereinafter referred to as O / P loss torque) and inertia torque.

無段変速機制御部６４は、目標セカンダリ圧Ｐouttgtに基づいて目標セカンダリ推力Ｗouttgt(＝Ｐouttgt×Ａout)を算出する。無段変速機制御部６４は、目標変速比γtgtと目標変速比γtgtを実現する為の推力比τ(＝Ｗout／Ｗin)との予め定められた関係(推力比マップ)に目標変速比γtgtを適用することで推力比τを算出する。無段変速機制御部６４は、その推力比τと目標セカンダリ推力Ｗouttgtとに基づいて目標プライマリ推力Ｗintgt(＝Ｗouttgt／τ)を算出する。無段変速機制御部６４は、目標プライマリ推力Ｗintgtに基づいて目標プライマリ圧Ｐintgt(＝Ｗintgt／Ａin)を算出する。Ａinはプライマリプーリ３６における油圧シリンダ３６ｃの受圧面積である。 The continuously variable transmission control unit 64 calculates a target secondary thrust Wouttgt (= Pouttgt × Aout) based on the target secondary pressure Pouttgt. The continuously variable transmission control unit 64 sets the target speed ratio γtgt to a predetermined relationship (thrust ratio map) between the target speed ratio γtgt and the thrust ratio τ (= Wout / Win) for realizing the target speed ratio γtgt. The thrust ratio τ is calculated by application. The continuously variable transmission control unit 64 calculates the target primary thrust Wintgt (= Wouttgt / τ) based on the thrust ratio τ and the target secondary thrust Wouttgt. The continuously variable transmission control unit 64 calculates a target primary pressure Pintgt (= Wintgt / Ain) based on the target primary thrust Wintgt. Ain is a pressure receiving area of the hydraulic cylinder 36 c in the primary pulley 36.

無段変速機制御部６４は、例えば目標プライマリ圧Ｐintgtが得られるリニアソレノイドバルブＳＬＰを駆動する為の指令信号と、目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるリニアソレノイドバルブＳＬＳを駆動する為の指令信号とを決定し、それら各指令信号を油圧制御指令信号Ｓcvtとして油圧制御回路５０へ出力する。油圧制御回路５０は、その油圧制御指令信号Ｓcvtに従って、リニアソレノイド弁ＳＬＰを作動させてプライマリ圧Ｐinを調圧すると共に、リニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。 The continuously variable transmission control unit 64 outputs, for example, a command signal for driving the linear solenoid valve SLP that obtains the target primary pressure Pintgt and a command signal for driving the linear solenoid valve SLS that obtains the target secondary pressure Pouttgt. Each command signal is determined and output to the hydraulic control circuit 50 as a hydraulic control command signal Sccv. In accordance with the hydraulic control command signal Sccv, the hydraulic control circuit 50 operates the linear solenoid valve SLP to adjust the primary pressure Pin, and operates the linear solenoid valve SLS to adjust the secondary pressure Pout.

ここで、油圧制御回路５０では、油路の形状に起因する圧力損失が発生する。この油圧制御回路５０内の圧力損失は、例えば油路の屈曲点における圧力損失であり、無段変速機２６の変速中に増加する。この屈曲点の圧力損失が増加すると、オイルポンプ３４の負荷が増大する。オイルポンプ３４の負荷変動分を更に推定エンジントルクＴepから減算することで、ロス分減算後エンジントルクＴe0(ＣＶＴ入力トルクＴin)が低減させられる。これにより、目標セカンダリ圧Ｐouttgt(ベルト挟圧指示値)を低減することができ、その結果として、O/Pロストルク、ベルトフリクション、エンジントルクＴeが低減されて、燃費を向上することができる。 Here, in the hydraulic control circuit 50, a pressure loss due to the shape of the oil passage occurs. The pressure loss in the hydraulic control circuit 50 is, for example, the pressure loss at the inflection point of the oil passage, and increases during the speed change of the continuously variable transmission 26. When the pressure loss at this bending point increases, the load on the oil pump 34 increases. By further subtracting the load fluctuation of the oil pump 34 from the estimated engine torque Tep, the engine torque Te0 (CVT input torque Tin) after the loss is subtracted can be reduced. Thereby, the target secondary pressure Pouttgt (belt clamping pressure instruction value) can be reduced, and as a result, the O / P loss torque, the belt friction, and the engine torque Te are reduced, and the fuel efficiency can be improved.

図３は、無段変速機２６の変速中に屈曲点の圧力損失を考慮することで、燃料噴射量を低減する燃費向上処理の流れを説明する為の図である。図３において、「ＥＣＵ計算フロー」は電子制御装置６０の制御作動の流れを示しており、「実現象フロー」は「ＥＣＵ計算フロー」の各制御作動に対応する実際の現象を示している。「ＥＣＵ計算フロー」の[１]において、目標セカンダリ圧Ｐouttgt(ベルト挟圧指示値)の計算に必要なロス分減算後エンジントルクＴe0(ＣＶＴ入力トルクＴin)を低減する。「実現象フロー」の[１]'では、ＣＶＴ入力トルクＴinは、推定エンジントルクＴepから所定トルクＴpre(オルタトルク、O/Pロストルク(定常走行時)、イナーシャ項)分が減算され、更に屈曲点の圧力損失のオイルポンプ３４の負荷換算分が減算された値とされる。「ＥＣＵ計算フロー」の[２]において、ＣＶＴ入力トルクＴinの低減に伴って、指示値としての目標セカンダリ圧Ｐouttgt、目標プライマリ圧Ｐintgt、目標ライン油圧Ｐltgtが低減される。「実現象フロー」の[２]'では、実セカンダリ圧Ｐout、実プライマリ圧Ｐin、実ライン油圧Ｐlが低減される。「ＥＣＵ計算フロー」の[３]において、所定トルクＴpre分に含まれるO/Pロストルクが低減される。「実現象フロー」の[３]'では、実O/Pロストルクや実ベルトフリクションが低減される。「ＥＣＵ計算フロー」の[４]において、エンジントルクＴeを計算する上でのO/Pロストルクが低減される。「実現象フロー」の[４]'では、必要駆動力に対して、発生するエンジントルクＴeが低減される。「ＥＣＵ計算フロー」の[５]において、エンジントルクＴeを計算する上での要求トルクが低減される。「実現象フロー」の[５]'では、実エンジントルクＴeが低減される。「ＥＣＵ計算フロー」の[６]において、燃料噴射量の指示値が低減される。「実現象フロー」の[６]'では、燃料噴射量が低減される。 FIG. 3 is a diagram for explaining the flow of the fuel efficiency improvement process for reducing the fuel injection amount by considering the pressure loss at the bending point during the speed change of the continuously variable transmission 26. In FIG. 3, “ECU calculation flow” indicates a flow of control operation of the electronic control unit 60, and “actual phenomenon flow” indicates an actual phenomenon corresponding to each control operation of the “ECU calculation flow”. In [1] of the “ECU calculation flow”, the engine torque Te0 (CVT input torque Tin) after subtraction of the loss necessary for calculating the target secondary pressure Pouttgt (belt clamping pressure instruction value) is reduced. In [1] 'in the “actual phenomenon flow”, the CVT input torque Tin is subtracted from the estimated engine torque Tep by the predetermined torque Tpre (alternator torque, O / P loss torque (during steady running), inertia term), and further the inflection point This is a value obtained by subtracting the load equivalent of the oil pump 34 of the pressure loss. In [2] of the “ECU calculation flow”, as the CVT input torque Tin is reduced, the target secondary pressure Pouttgt, the target primary pressure Pintgt, and the target line oil pressure Pltgt as instruction values are reduced. In [2] ′ of “actual phenomenon flow”, the actual secondary pressure Pout, the actual primary pressure Pin, and the actual line oil pressure Pl are reduced. In [3] of the “ECU calculation flow”, the O / P loss torque included in the predetermined torque Tpre is reduced. In [3] 'of "Actual phenomenon flow", actual O / P loss torque and actual belt friction are reduced. In [4] of the “ECU calculation flow”, the O / P loss torque for calculating the engine torque Te is reduced. In [4] ′ of “actual phenomenon flow”, the generated engine torque Te is reduced with respect to the required driving force. In [5] of the “ECU calculation flow”, the required torque for calculating the engine torque Te is reduced. In [5] 'of the "actual phenomenon flow", the actual engine torque Te is reduced. In [6] of the “ECU calculation flow”, the instruction value for the fuel injection amount is reduced. In [6] ′ of “actual phenomenon flow”, the fuel injection amount is reduced.

上述した屈曲点の圧力損失のオイルポンプ３４の負荷換算分(すなわちオイルポンプ３４の総屈曲点損失負荷であるオイルポンプ３４の総負荷変動)の算出手順を以下に詳細に説明する。 The procedure for calculating the above-described load equivalent of the pressure loss at the bending point of the oil pump 34 (that is, the total load fluctuation of the oil pump 34 that is the total bending point loss load of the oil pump 34) will be described in detail below.

図４は、ベルト挟圧力を制御するセカンダリ圧Ｐoutが流通する油圧制御回路５０内の油路(すなわちセカンダリ圧コントロールバルブ５４とセカンダリプーリ３８の油圧シリンダ３８ｃとの間の油路)における屈曲点の一例を示す図である。図４において、屈曲点はｎ箇所あり、セカンダリ圧コントロールバルブ５４から順に屈曲点１、屈曲点２、・・・屈曲点ｎが存在している。セカンダリ圧コントロールバルブ５４からｉ番目の屈曲点を屈曲点ｉとする。 FIG. 4 shows an inflection point in an oil passage (that is, an oil passage between the secondary pressure control valve 54 and the hydraulic cylinder 38c of the secondary pulley 38) in the hydraulic control circuit 50 through which the secondary pressure Pout for controlling the belt clamping pressure flows. It is a figure which shows an example. 4, there are n bending points, and there are bending point 1, bending point 2,... Bending point n in order from the secondary pressure control valve. The i-th bending point from the secondary pressure control valve 54 is defined as a bending point i.

図５は、屈曲点ｉでの油路の形状の一例を示す図である。図５において、ｌは屈曲点ｉの長さであり、ｄは油路の内径であり、ｒは屈曲点ｉでの半径であり、θは屈曲点ｉの屈曲角度であり、ｕは屈曲点ｉでの作動油の流速である。長さｌ、内径ｄ、半径ｒ、屈曲角度θは、各屈曲点ｉの設計諸元値であり、予め定められている。 FIG. 5 is a diagram illustrating an example of the shape of the oil passage at the bending point i. In FIG. 5, l is the length of the bending point i, d is the inner diameter of the oil passage, r is the radius at the bending point i, θ is the bending angle of the bending point i, and u is the bending point. i is the flow rate of the hydraulic oil at i. The length l, the inner diameter d, the radius r, and the bending angle θ are design specification values of each bending point i and are determined in advance.

図１に戻り、電子制御装置６０は圧力損失算出手段すなわち圧力損失算出部６６を更に備えている。圧力損失算出部６６は、屈曲点ｉでの半径ｒと長さｌと屈曲角度θとを用いて、無段変速機２６の変速前と変速後とにおける屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i),Ｐmagari2(i)をそれぞれ算出する。具体的には、圧力損失算出部６６は、次式(２)，(３)，(４)に示すような予め定められた計算式から、変速前の流速ｕ1と変速後の流速ｕ2とに基づいて、変速前屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i)と変速後屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari2(i)とを算出する。次式(２)，(３)，(４)において、ζは損失係数であり、λ1は変速前の管摩擦係数であり、λ2は変速後の管摩擦係数であり、ρ1は変速前の流体密度であり、ρ2は変速後の流体密度である。管摩擦係数λ1，λ2と流体密度ρ1，ρ2とは、例えば各々作動油温THoilによって変化させられる値であり、作動油温THoilとの関係(マップ)が予め定められている。 Returning to FIG. 1, the electronic control unit 60 further includes pressure loss calculation means, that is, a pressure loss calculation unit 66. The pressure loss calculation unit 66 uses the radius r, the length l, and the bending angle θ at the bending point i, and the pressure loss Pmagari1 (i) at the bending point i before and after shifting of the continuously variable transmission 26. , Pmagari2 (i) is calculated respectively. Specifically, the pressure loss calculation unit 66 calculates the flow velocity u1 before the shift and the flow velocity u2 after the shift from a predetermined calculation formula as shown in the following equations (2), (3), and (4). Based on this, the pressure loss Pmagari1 (i) at the bending point i before shifting and the pressure loss Pmagari2 (i) at the bending point i after shifting are calculated. In the following equations (2), (3), (4), ζ is a loss coefficient, λ1 is a pipe friction coefficient before shifting, λ2 is a pipe friction coefficient after shifting, and ρ1 is a fluid before shifting. Is the density, and ρ2 is the fluid density after shifting. The pipe friction coefficients λ1 and λ2 and the fluid densities ρ1 and ρ2 are values that are changed according to the hydraulic oil temperature THoil, for example, and a relationship (map) with the hydraulic oil temperature THoil is determined in advance.

圧力損失算出部６６は、次式(５)，(６)，(７)，(８)に示すような予め定められた計算式から、変速前の流速ｕ1と変速後の流速ｕ2とを算出する。すなわち、次式(５)に示すように、屈曲点ｉの直ぐ上流の油圧Ｐout(i-1)から圧力損失Ｐmagari1(i)を減算することで、屈曲点ｉの直ぐ下流の油圧Ｐout(i)が算出される。又、次式(６)に示すように、油圧Ｐout(i-1)の初期値Ｐout(0)はライン油圧Ｐlである。又、油圧Ｐout(i)は次式(７)でも表される。従って、次式(５)，(７)から変速前の流速ｕ1を算出することができる。そして、その算出した変速前の流速ｕ1を用いて次式(８)から変速後の流速ｕ2を算出することができる。次式(８)において、accは変速中の流速加速度であって、予め定められた設計諸元値である。又、Δｔは屈曲点ｉにおける作動油の通過時間であり、長さｌを流速ｕ1にて除算することで算出される。 The pressure loss calculation unit 66 calculates the flow velocity u1 before shifting and the flow velocity u2 after shifting from predetermined calculation formulas as shown in the following equations (5), (6), (7), (8). To do. That is, as shown in the following equation (5), by subtracting the pressure loss Pmagari1 (i) from the hydraulic pressure Pout (i-1) immediately upstream of the bending point i, the hydraulic pressure Pout (i immediately downstream of the bending point i. ) Is calculated. Further, as shown in the following expression (6), the initial value Pout (0) of the hydraulic pressure Pout (i-1) is the line hydraulic pressure Pl. The hydraulic pressure Pout (i) is also expressed by the following equation (7). Accordingly, the flow velocity u1 before shifting can be calculated from the following equations (5) and (7). Then, the flow velocity u2 after the shift can be calculated from the following equation (8) using the calculated flow velocity u1 before the shift. In the following equation (8), acc is a flow velocity acceleration during shifting, and is a predetermined design specification value. Δt is the passage time of the hydraulic oil at the bending point i, and is calculated by dividing the length l by the flow velocity u1.

圧力損失算出部６６は、各圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)をライン油圧Ｐlにそれぞれ換算した後、その換算したライン油圧Ｐlに基づいて変速前と変速後とにおける屈曲点ｉの各圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)に応じたオイルポンプ３４の負荷分をそれぞれ算出する。具体的には、圧力損失算出部６６は、次式(９)，(１０)に示すような予め定められた計算式から、各圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)に基づいて各ライン圧変換値Ｐlmagari1(i)，Ｐlmagari2(i)を算出する。次式(９)，(１０)において、ａ，ｂは予め定められた油圧制御回路５０の油路内圧のライン油圧換算調圧係数である。圧力損失算出部６６は、ライン油圧Ｐlとエンジン回転速度Ｎeとオイルポンプ３４の負荷との予め定められた関係(オイルポンプ負荷マップ)に各ライン圧変換値Ｐlmagari1(i)，Ｐlmagari2(i)及びエンジン回転速度Ｎeを適用することで、上記オイルポンプ３４の負荷である変速前と変速後とにおける各屈曲点負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))，map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))を算出する。上記オイルポンプ負荷マップでは、例えば各ライン圧変換値Ｐlmagari1(i)，Ｐlmagari2(i)が大きい程、又エンジン回転速度Ｎeが高い程、大きな各屈曲点負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))，map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))が定められている。 The pressure loss calculation unit 66 converts each pressure loss Pmagari1 (i), Pmagari2 (i) to the line oil pressure Pl, and then, based on the converted line oil pressure Pl, each of the bending points i before and after the shift. The load of the oil pump 34 corresponding to the pressure loss Pmagari1 (i) and Pmagari2 (i) is calculated. Specifically, the pressure loss calculation unit 66 calculates each line based on each pressure loss Pmagari1 (i), Pmagari2 (i) from a predetermined calculation formula as shown in the following equations (9), (10). Pressure conversion values Plmagari1 (i) and Plmagari2 (i) are calculated. In the following formulas (9) and (10), a and b are predetermined line oil pressure equivalent pressure adjustment coefficients of the oil passage internal pressure of the hydraulic control circuit 50. The pressure loss calculation unit 66 sets the line pressure converted values Plmagari1 (i), Plmagari2 (i), and the predetermined relationship (oil pump load map) among the line oil pressure Pl, the engine rotational speed Ne, and the load of the oil pump 34, and By applying the engine speed Ne, the inflection point loads map (Ne1, Plmagari1 (i)) and map (Ne2, Plmagari2 (i)) before and after the shift, which are the loads of the oil pump 34, are calculated. To do. In the oil pump load map, for example, as the line pressure conversion values Plmagari1 (i) and Plmagari2 (i) are larger and as the engine speed Ne is higher, the larger inflection point load maps (Ne1, Plmagari1 (i)), map (Ne2, Plmagari2 (i)) is defined.

圧力損失算出部６６は、次式(１１)に示すように、変速後における屈曲点負荷map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))分から変速前における屈曲点負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))分を減算することで、屈曲点ｉのオイルポンプ３４の変速前後負荷変動である変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)を算出する。又、圧力損失算出部６６は、変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)をなまし処理して、なまし処理後の変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~を算出する。このなまし処理は、例えば作動油の粘性による応答遅れを反映させる為の処理である。 As shown in the following equation (11), the pressure loss calculation unit 66 calculates the inflection point load map (Ne1, Plmagari1 (i)) before the shift from the inflection point load map (Ne2, Plmagari2 (i)) after the shift. By subtracting, the shift variation bending point load fluctuation dTPLmagari (i) before and after the shift of the oil pump 34 at the bending point i is calculated. Further, the pressure loss calculation unit 66 performs a smoothing process on the bending point load fluctuation dTPLmagari (i) before and after shifting, and calculates a bending point load fluctuation dTPLmagari (i) ˜ after the shifting process. This annealing process is, for example, a process for reflecting a response delay due to the viscosity of the hydraulic oil.

圧力損失算出部６６は、なまし処理後の変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~を複数の屈曲点ｉ毎に算出する。圧力損失算出部６６は、それら複数の屈曲点ｉ毎の変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~を合算することで、セカンダリ圧Ｐoutが流通する油圧制御回路５０内の油路における屈曲点ｉでの変速中のオイルポンプ３４の総負荷変動ＴＰＬmagariを算出する。 The pressure loss calculation unit 66 calculates the before-and-after-shift bending point load fluctuation dTPLmagari (i) ˜ after the annealing process for each of a plurality of bending points i. The pressure loss calculation unit 66 adds the before-and-after-change bending point load fluctuations dTPLmagari (i) ˜ for each of the plurality of bending points i, so that the bending point i in the oil passage in the hydraulic control circuit 50 through which the secondary pressure Pout circulates. The total load fluctuation TPLmagari of the oil pump 34 during the shift at is calculated.

無段変速機制御部６４は、エンジントルクＴeから減算する所定トルクＴpreに加えて、更に総負荷変動ＴＰＬmagariをエンジントルクＴeから減算することで、ＣＶＴ入力トルクＴin(＝推定エンジントルクＴep−所定トルクＴpre−総負荷変動ＴＰＬmagari)を算出する。無段変速機制御部６４は、前記式(１)に示す制御式からＣＶＴ入力トルクＴinに基づいて、ベルト挟圧力を制御するセカンダリ圧Ｐoutの指示値である目標セカンダリ圧Ｐouttgtを算出する。 The continuously variable transmission control unit 64 subtracts the total load fluctuation TPLmagari from the engine torque Te in addition to the predetermined torque Tpre subtracted from the engine torque Te, so that the CVT input torque Tin (= estimated engine torque Tep−predetermined torque). Tpre-total load fluctuation TPLmagari) is calculated. The continuously variable transmission control unit 64 calculates a target secondary pressure Pouttgt, which is an instruction value of the secondary pressure Pout for controlling the belt clamping pressure, based on the CVT input torque Tin from the control equation shown in the above equation (1).

図６は、電子制御装置６０の制御作動の要部すなわち無段変速機２６の伝動ベルト４０の滑りを抑制又は防止すると共に燃費を向上する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば繰り返し実行される。 FIG. 6 is a flowchart illustrating a control operation of the electronic control device 60, that is, a control operation for suppressing or preventing slippage of the transmission belt 40 of the continuously variable transmission 26 and improving fuel efficiency. Is done.

図６において、先ず、無段変速機制御部６４に対応するステップ(以下、ステップを省略する)Ｓ１０において、例えば推定エンジントルクＴepが算出される。次いで、圧力損失算出部６６に対応するＳ２０において、例えばｎ箇所ある屈曲点ｉにおいて「ｉ＝１」とされ、総負荷変動ＴＰＬmagariの算出において「ＴＰＬmagari＝０」とされる。次いで、圧力損失算出部６６に対応するＳ３０において、例えば手順[１]−[６]に従って、屈曲点ｉにおける変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~が算出される。すなわち、手順[１]，[２]にて、前記式(３)，(４)に示す計算式を用いて変速前屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i)と変速後屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari2(i)とが算出される。手順[３]，[４]にて、前記式(９)，(１０)に示す計算式を用いて各圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)の各ライン圧変換値Ｐlmagari1(i)，Ｐlmagari2(i)が算出される。手順[５]，[６]にて、前記式(１１)に示す計算式を用いて変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)が算出され、その変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)がなまし処理されて、なまし処理後の変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~が算出される。次いで、圧力損失算出部６６に対応するＳ４０において、例えば現在の総負荷変動ＴＰＬmagariに変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~が加算されて、総負荷変動ＴＰＬmagariが更新される。次いで、圧力損失算出部６６に対応するＳ５０において、例えばｎ箇所ある屈曲点ｉにおいて「ｉ＝ｎ」であるか否かが判定される。このＳ５０の判断が否定される場合は圧力損失算出部６６に対応するＳ６０において、例えば屈曲点ｉにおいて「ｉ＝ｉ＋１」とされる。このＳ６０の後は上記Ｓ３０に戻される。一方で、上記Ｓ５０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ７０において、例えば無段変速機２６のアップシフトを実施しているか否かが判定される。このＳ７０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ８０において、例えば安全代ＳＦを変更するか否かが判定される。安全代ＳＦは例えば駆動輪１４側からの入力に対してベルト滑りを防止する為のマージンであり、所定の条件に基づいてベルト滑りの可能性が低いと判断されると、安全代ＳＦが小さい側に変更される。このＳ８０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ９０において、例えば安全代ＳＦ１の値が安全代ＳＦ２(＜ＳＦ１)の値に更新される。上記Ｓ８０の判断が否定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１００において、例えば総負荷変動ＴＰＬmagariの値が零とされる。上記Ｓ７０の判断が否定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１１０において、例えば無段変速機２６のダウンシフトを実施しているか否かが判定される。上記Ｓ１１０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１２０において、例えば安全代ＳＦを変更するか否かが判定される。このＳ１２０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１３０において、例えば安全代ＳＦ１の値が安全代ＳＦ３(＜ＳＦ１)の値に更新される。上記Ｓ１１０の判断が否定されるか或いは上記Ｓ１２０の判断が否定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１４０において、例えば総負荷変動ＴＰＬmagariの値が零とされる。上記Ｓ９０、Ｓ１００、Ｓ１３０、或いはＳ１４０に次いで、無段変速機制御部６４に対応するＳ１５０において、例えばＣＶＴ入力トルクＴin(＝推定エンジントルクＴep−オルタトルク−O/Pロストルク(定常走行時)−イナーシャ項−総負荷変動ＴＰＬmagari)が算出される。次いで、無段変速機制御部６４に対応するＳ１６０において、例えば目標セカンダリ圧Ｐouttgt(ベルト挟圧指示値)(＝(ＣＶＴ入力トルクＴin＋ＳＦ1)×cosα／(２×μ×Ｒin×Ａout))が算出される。 In FIG. 6, first, in a step (hereinafter, step is omitted) S10 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, an estimated engine torque Tep is calculated. Next, in S20 corresponding to the pressure loss calculation unit 66, for example, “i = 1” is set at n bending points i, and “TPLmagari = 0” is calculated in the calculation of the total load variation TPLmagari. Next, in S30 corresponding to the pressure loss calculation unit 66, for example, according to the procedures [1] to [6], the before-and-after-change bending point load fluctuation dTPLmagari (i) ˜ at the bending point i is calculated. That is, in steps [1] and [2], the pressure loss Pmagari1 (i) at the bending point i before shifting and the pressure loss at the bending point i after shifting are calculated using the equations shown in the above equations (3) and (4). Pmagari2 (i) is calculated. In steps [3] and [4], the line pressure converted values Plmagari1 (i), Pmagari1 (i) and Pmagari2 (i) are calculated using the formulas (9) and (10). Plmagari2 (i) is calculated. In steps [5] and [6], the shift variation bending point load fluctuation dTPLmagari (i) before and after the shift is calculated using the calculation formula shown in the above equation (11), and the bending fluctuation load before and after shift dTPLmagari (i) is calculated. After the smoothing process, the bending point load fluctuation dTPLmagari (i) ˜ before and after the shift process is calculated. Next, in S40 corresponding to the pressure loss calculation unit 66, for example, the current total load variation TPLmagari is added to the shift pre- and post-flexion bending point load variation dTPLmagari (i) to update the total load variation TPLmagari. Next, in S50 corresponding to the pressure loss calculation unit 66, for example, it is determined whether or not “i = n” at n bending points i. When the determination in S50 is negative, in S60 corresponding to the pressure loss calculation unit 66, for example, “i = i + 1” is set at the bending point i. After S60, the process returns to S30. On the other hand, if the determination in S50 is affirmative, it is determined in S70 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, whether or not an upshift of the continuously variable transmission 26 is performed. If the determination in S70 is affirmative, it is determined in S80 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, whether to change the safety allowance SF. The safety allowance SF is a margin for preventing belt slippage with respect to input from the drive wheel 14 side, for example. If it is determined that the possibility of belt slip is low based on a predetermined condition, the safety allowance SF is small. Is changed to the side. If the determination in S80 is affirmative, for example, the value of the safety allowance SF1 is updated to the value of the safety allowance SF2 (<SF1) in S90 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64. When the determination in S80 is negative, in S100 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, the value of the total load fluctuation TPLmagari is set to zero. If the determination in S70 is negative, it is determined in S110 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, whether or not a downshift of the continuously variable transmission 26 is performed. If the determination in S110 is affirmative, it is determined in S120 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, whether to change the safety allowance SF. If the determination in S120 is affirmative, for example, the value of the safety allowance SF1 is updated to the value of the safety allowance SF3 (<SF1) in S130 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64. If the determination in S110 is negative or the determination in S120 is negative, in S140 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, the value of the total load fluctuation TPLmagari is set to zero. Following S90, S100, S130, or S140, at S150 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, CVT input torque Tin (= estimated engine torque Tep-alter torque-O / P loss torque (during steady running) -inertia Term-total load variation TPLmagari) is calculated. Next, in S160 corresponding to the continuously variable transmission control unit 64, for example, the target secondary pressure Pouttgt (belt clamping pressure instruction value) (= (CVT input torque Tin + SF1) × cos α / (2 × μ × Rin × Aout)) is calculated. Is done.

上述のように、本実施例によれば、ベルト挟圧力を制御するセカンダリ圧Ｐoutが流通する油圧制御回路５０内の油路における屈曲点ｉの形状(半径ｒ、長さｌ、屈曲角度θ)を用いて算出した、無段変速機２６の変速前と変速後とにおける屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)を、変速前と変速後とにおける屈曲点ｉのオイルポンプ３４の各負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))，map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))分に換算し、この各負荷の差分を複数の屈曲点ｉ毎に算出して合算することで、変速中のオイルポンプ３４の総負荷変動ＴＰＬmagariを算出することができる。この変速中のオイルポンプ３４の総負荷変動ＴＰＬmagariは、変速中の油路における屈曲点ｉの圧力損失と見なすことができるので、屈曲点ｉの形状で油路の形状に起因する圧力損失を近似することができる。このように、変速中の油路における屈曲点ｉの圧力損失を容易に算出することができ、この圧力損失を置き換えたオイルポンプ負荷(総負荷変動ＴＰＬmagari)を用いてＣＶＴ入力トルクＴinをより高い精度で算出することができる。従って、伝動ベルト４０が滑らない範囲でベルト挟圧力をより小さくすることができる。よって、無段変速機２６の伝動ベルト４０の滑りを抑制又は防止すると共に車両１０の燃費を向上することができる。 As described above, according to the present embodiment, the shape of the bending point i (radius r, length l, bending angle θ) in the oil passage in the hydraulic control circuit 50 through which the secondary pressure Pout for controlling the belt clamping pressure flows. The pressure loss Pmagari1 (i) and Pmagari2 (i) at the inflection point i before and after the shift of the continuously variable transmission 26 calculated by using the oil pump 34 at the inflection point i before and after the shift. Is converted into map (Ne1, Plmagari1 (i)), map (Ne2, Plmagari2 (i)), and the difference of each load is calculated for each of a plurality of inflection points i and added together, thereby shifting gears. The total load fluctuation TPLmagari of the oil pump 34 can be calculated. Since the total load fluctuation TPLmagari of the oil pump 34 during the shift can be regarded as a pressure loss at the bending point i in the oil path during the shift, the pressure loss due to the shape of the oil path is approximated by the shape of the bending point i. can do. As described above, the pressure loss at the bending point i in the oil passage during the shift can be easily calculated, and the CVT input torque Tin is further increased by using the oil pump load (total load variation TPLmagari) replacing this pressure loss. It can be calculated with accuracy. Therefore, the belt clamping pressure can be further reduced as long as the transmission belt 40 does not slip. Therefore, slipping of the transmission belt 40 of the continuously variable transmission 26 can be suppressed or prevented, and the fuel efficiency of the vehicle 10 can be improved.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。 As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.

例えば、前述の実施例では、セカンダリ圧Ｐoutが流通する油圧制御回路５０内の油路における屈曲点ｉでの変速中のオイルポンプ３４の総負荷変動ＴＰＬmagariを算出したが、この態様に限らない。例えば、総負荷変動ＴＰＬmagariには、プライマリ圧Ｐinやライン油圧Ｐlが流通する油圧制御回路５０内の油路における屈曲点での変速中のオイルポンプ３４の負荷変動等を含んでも良い。 For example, in the above-described embodiment, the total load fluctuation TPLmagari of the oil pump 34 during the shift at the bending point i in the oil passage in the hydraulic control circuit 50 through which the secondary pressure Pout flows is calculated, but the present invention is not limited to this mode. For example, the total load fluctuation TPLmagari may include a fluctuation in the load of the oil pump 34 during a shift at an inflection point in an oil passage in the oil pressure control circuit 50 through which the primary pressure Pin and the line oil pressure Pl circulate.

また、前述の実施例における図６のフローチャートにおいて、Ｓ３０における手順[６]のなまし処理を実行しなくても本発明は成立させられる。又、Ｓ８０−Ｓ１００やＳ１２０，Ｓ１３０が備えられなくても本発明は成立させられる。このように、各ステップは差し支えのない範囲で適宜変更することができる。 Further, in the flowchart of FIG. 6 in the above-described embodiment, the present invention can be realized without executing the smoothing process of the procedure [6] in S30. Further, the present invention can be realized even if S80-S100, S120, and S130 are not provided. In this way, each step can be changed as appropriate without departing from the scope.

また、前述の実施例では、前記駆動力源として、エンジン１２を例示したが、この態様に限らない。例えば、前記駆動力源は、内燃機関等のガソリンエンジンやディーゼルエンジン等が用いられるが、電動機等の他の原動機をエンジン１２と組み合わせて採用することもできる。又、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ１８を介して、無段変速機２６へ伝達されたが、この態様に限らない。例えば、トルクコンバータ１８に替えて、トルク増幅作用のない流体継手(フルードカップリング)などの他の流体式伝動装置が用いられても良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。又、無段変速機２６の伝達要素として、伝動ベルト４０を例示したが、この態様に限らない。例えば、伝達要素は、伝動チェーンであっても良い。この場合、無段変速機はチェーン式無段変速機となるが、広義には、ベルト式無段変速機の概念にチェーン式無段変速機を含んでも良い。 In the above-described embodiment, the engine 12 is exemplified as the driving force source. However, the present invention is not limited to this aspect. For example, a gasoline engine such as an internal combustion engine or a diesel engine is used as the driving force source, but other prime movers such as an electric motor may be used in combination with the engine 12. Further, the power of the engine 12 is transmitted to the continuously variable transmission 26 via the torque converter 18, but this is not a limitation. For example, instead of the torque converter 18, another fluid transmission device such as a fluid coupling (fluid coupling) having no torque amplification function may be used. Alternatively, this fluid transmission device is not necessarily provided. Moreover, although the transmission belt 40 was illustrated as a transmission element of the continuously variable transmission 26, it is not restricted to this aspect. For example, the transmission element may be a transmission chain. In this case, the continuously variable transmission is a chain-type continuously variable transmission, but in a broad sense, the concept of a belt-type continuously variable transmission may include a chain-type continuously variable transmission.

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。 The above description is only an embodiment, and the present invention can be implemented in variously modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art.

１０：車両
１２：エンジン(駆動力源)
１４：駆動輪
２６：無段変速機
３４：オイルポンプ
３６：プライマリプーリ
３８：セカンダリプーリ
４０：伝動ベルト(伝達要素)
５０：油圧制御回路
６０：電子制御装置(制御装置) 10: Vehicle 12: Engine (drive power source)
14: Drive wheel 26: continuously variable transmission 34: oil pump 36: primary pulley 38: secondary pulley 40: transmission belt (transmission element)
50: Hydraulic control circuit 60: Electronic control device (control device)

Claims

駆動力源と、プライマリプーリとセカンダリプーリと前記各プーリに巻き掛けられた伝達要素とを有して前記駆動力源の動力を駆動輪側へ伝達する無段変速機と、前記駆動力源により回転駆動されることで作動油圧を発生するオイルポンプと、前記オイルポンプが発生した作動油圧を調圧した油圧を元圧として前記各プーリへ各プーリ油圧を供給する油圧制御回路とを備えた車両において、前記各プーリと前記伝達要素との間の挟圧力を制御する前記プーリ油圧を調圧する為の指令信号を前記油圧制御回路へ出力する、車両の制御装置であって、
前記挟圧力を制御する前記プーリ油圧が流通する前記油圧制御回路内の油路における屈曲点での半径と長さと屈曲角度とを用いて、前記無段変速機の変速前と変速後とにおける前記屈曲点の圧力損失をそれぞれ算出し、
前記各圧力損失を前記元圧にそれぞれ換算した後、前記換算した元圧に基づいて前記変速前と前記変速後とにおける前記屈曲点の前記各圧力損失に応じた前記オイルポンプの負荷分をそれぞれ算出し、
前記変速後における前記負荷分から前記変速前における前記負荷分を減算することで、前記屈曲点の前記オイルポンプの変速前後負荷変動を算出し、
前記変速前後負荷変動を複数の前記屈曲点毎に算出し、前記複数の屈曲点毎の前記変速前後負荷変動を合算することで、前記屈曲点での前記オイルポンプの総負荷変動を算出し、
前記駆動力源の出力トルクから減算する所定トルクに加えて、更に前記総負荷変動を前記駆動力源の出力トルクから減算することで、前記無段変速機の入力トルクを算出し、
前記無段変速機の入力トルクに基づいて前記挟圧力を制御する前記プーリ油圧の指示値を算出することを特徴とする車両の制御装置。 A continuously variable transmission having a driving force source, a primary pulley, a secondary pulley, and a transmission element wound around each of the pulleys, and transmitting the power of the driving force source to a driving wheel; and the driving force source A vehicle including an oil pump that generates hydraulic pressure by being driven to rotate, and a hydraulic pressure control circuit that supplies each pulley hydraulic pressure to each pulley using a hydraulic pressure obtained by adjusting the hydraulic pressure generated by the oil pump as a base pressure A control signal for a vehicle that outputs a command signal for adjusting the pulley hydraulic pressure for controlling the clamping pressure between each pulley and the transmission element to the hydraulic pressure control circuit,
Using the radius, the length, and the bending angle at the bending point in the oil passage in the hydraulic control circuit through which the pulley hydraulic pressure that controls the clamping pressure flows, the stepless transmission before and after the shifting is performed. Calculate the pressure loss at the bending point,
After each pressure loss is converted to the original pressure, the load of the oil pump corresponding to each pressure loss at the bending point before and after the shift is changed based on the converted original pressure, respectively. Calculate
By subtracting the load before the shift from the load after the shift, the load fluctuation before and after the shift of the oil pump at the bending point is calculated,
Calculate the load fluctuation before and after the shift for each of the plurality of bending points, and calculate the total load fluctuation of the oil pump at the bending point by adding the load fluctuations before and after the shifting for each of the plurality of bending points.
In addition to the predetermined torque subtracted from the output torque of the driving force source, the input torque of the continuously variable transmission is calculated by further subtracting the total load fluctuation from the output torque of the driving force source,
A vehicle control apparatus that calculates an instruction value of the pulley hydraulic pressure for controlling the clamping pressure based on an input torque of the continuously variable transmission.