JP7024404B2

JP7024404B2 - Control device for vehicle power transmission device

Info

Publication number: JP7024404B2
Application number: JP2017254046A
Authority: JP
Inventors: 純一青山; 太一鷲尾; 健太郎岡田
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2017-12-28
Filing date: 2017-12-28
Publication date: 2022-02-24
Anticipated expiration: 2037-12-28
Also published as: JP2019120281A

Description

本発明は、遊星歯車式前後進切換装置のピニオンが惰性走行時に発生する、連れまわりによる過回転を、抑制する車両用動力伝達装置の制御装置に関するものである。 The present invention relates to a control device for a power transmission device for a vehicle that suppresses over-rotation due to rotation that occurs when the pinion of the planetary gear type forward / backward switching device coasts.

動力源たとえばエンジンから入力軸に入力されたトルクを無段変速機および第２クラッチを経由して出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、前記入力軸に入力されたトルクを遊星歯車式前後進切換装置、第１クラッチ、および、同期装置付噛合クラッチを含むギヤ機構を経由して前記出力軸に伝達する第２動力伝達経路とを備える車両用動力伝達装置が、知られている。たとえば、特許文献１および特許文献２に記載された車両用動力伝達装置がそれである。 Power source For example, the first power transmission path that transmits the torque input from the engine to the input shaft to the output shaft via the stepless transmission and the second clutch, and the torque input to the input shaft are sent to the front and rear of the planetary gear type. A vehicle power transmission device including a lead switching device, a first clutch, and a second power transmission path that transmits to the output shaft via a gear mechanism including a meshing clutch with a synchronization device is known. For example, the vehicle power transmission device described in Patent Document 1 and Patent Document 2.

特開２０１７－１１５９２９号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2017-115929 特開２０１５－１２４８００号公報JP-A-2015-124800

ところで、上記車両用動力伝達装置では、ニュートラル状態で高速走行が実行される場合、噛合クラッチの同期装置の引き摺りによって駆動輪からの回転が遊星歯車式前後進切換装置に伝達され、その遊星歯車式前後進切換装置の一部を構成するピニオン（遊星歯車）の回転が、エンジン回転数が低いほど高回転となる。このため、アクセル開度が零状態たとえばエンジンがアイドル回転のような低回転状態では、エンジンによって回転駆動されるオイルポンプからの吐出オイルが少ないこともあって、ピニオンおよびそれに隣接して設けられたサイドワッシャの潤滑が不足する恐れがあった。 By the way, in the above-mentioned power transmission device for vehicles, when high-speed traveling is executed in the neutral state, the rotation from the drive wheels is transmitted to the planetary gear type forward / backward switching device by the drag of the synchronization device of the meshing clutch, and the planetary gear type is used. The lower the engine speed, the higher the rotation of the pinion (planetary gear) that forms part of the forward / backward switching device. For this reason, in a state where the accelerator opening is zero, for example, when the engine is in a low rotation state such as idle rotation, the amount of oil discharged from the oil pump rotationally driven by the engine is small, and the pinion and the pinion are provided adjacent to the pinion. There was a risk of insufficient lubrication of the side washer.

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、アクセル開度が零状態且つ動力伝達装置のニュートラル状態で高速走行が実行される場合でも、ピニオンおよびそれに隣接して設けられたサイドワッシャの潤滑が不足しないようにする車両用動力伝達装置の制御装置を提供することにある。 The present invention has been made in the background of the above circumstances, and an object thereof is a pinion and its object even when high-speed running is executed in a state where the accelerator opening is zero and the power transmission device is in the neutral state. It is an object of the present invention to provide a control device for a power transmission device for a vehicle so that lubrication of adjacent side washer is not insufficient.

本発明の要旨とするところは、動力源から入力軸に入力されたトルクを無段変速機および第２クラッチを経由して出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、前記入力軸に入力されたトルクを遊星歯車式前後進切換装置、第１クラッチ、および、同期装置付噛合クラッチを含むギヤ機構を経由して前記出力軸に伝達する第２動力伝達経路とを備え、前記第１クラッチおよび第２クラッチが解放されたニュートラル状態での車両の走行において前記同期装置の引き摺りにより前記遊星歯車式前後進切換装置の一部を構成するピニオンが回転させられる車両用動力伝達装置の、制御装置であって、前記第１クラッチおよび第２クラッチが解放されたニュートラル状態、アクセル開度が零、且つ車速が前記ピニオンの潤滑不足を抑制するために予め設定された所定値以上である場合、前記動力源の回転数を前記アクセル開度が零であるときの値よりも上昇させることにある。 The gist of the present invention is a first power transmission path that transmits torque input from a power source to an input shaft to an output shaft via a stepless transmission and a second clutch, and a first power transmission path that is input to the input shaft. It is provided with a second power transmission path for transmitting the torque to the output shaft via a gear mechanism including a planetary gear type forward / backward switching device, a first clutch, and a meshing clutch with a synchronous device, and the first clutch and the first clutch. A control device for a vehicle power transmission device in which a pinion constituting a part of the planetary gear type forward / backward switching device is rotated by dragging the synchronous device when the vehicle is running in a neutral state in which the second clutch is disengaged. When the first clutch and the second clutch are in the neutral state, the accelerator opening is zero, and the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value preset for suppressing insufficient lubrication of the pinion , the above. The purpose is to increase the rotation speed of the power source from the value when the accelerator opening degree is zero.

上記のように構成された車両用動力伝達装置の制御装置によれば、前記第１クラッチおよび第２クラッチが解放されたニュートラル状態、アクセル開度が零、且つ車速が前記ピニオンの潤滑不足を抑制するために予め設定された所定値以上である場合、前記動力源の回転数が前記アクセル開度が零であるときの値よりも上昇させられるので、前記遊星歯車式前後進切換装置に含まれるピニオンの回転数が低下させられる。これにより、ピニオンの回転数が低下させられると同時に、動力源によって回転駆動されるオイルポンプからのオイル吐出量が増加させられるので、ピニオンおよびそれに隣接して設けられたサイドワッシャの潤滑不足が抑制される。 According to the control device of the vehicle power transmission device configured as described above, the neutral state in which the first clutch and the second clutch are released, the accelerator opening is zero, and the vehicle speed suppresses the insufficient lubrication of the pinion. When the value is equal to or higher than a preset value set in advance , the rotation speed of the power source is increased from the value when the accelerator opening is zero, and is therefore included in the planetary gear type forward / backward switching device. The number of rotations of the pinion is reduced. As a result, the rotation speed of the pinion is reduced, and at the same time, the amount of oil discharged from the oil pump rotationally driven by the power source is increased, so that insufficient lubrication of the pinion and the side washer provided adjacent to the pinion is suppressed. Will be done.

本発明の一実施例である車両用動力伝達装置の概略構成を説明するための骨子図である。It is a skeleton diagram for demonstrating the schematic structure of the power transmission device for a vehicle which is an Example of this invention. 図１の動力伝達装置の走行パターンの切り換わりを示す図である。It is a figure which shows the switching of the traveling pattern of the power transmission device of FIG. 図１の噛合クラッチおよびシンクロメッシュ機構の構成および作動を説明する図であって、噛合クラッチＤ１が解放（遮断）された状態を示している。It is a figure explaining the structure and operation of the meshing clutch and the synchromesh mechanism of FIG. 1, and shows the state in which the meshing clutch D1 is released (disengaged). 図１の噛合クラッチおよびシンクロメッシュ機構の構成および作動を説明する図であって、噛合クラッチＤ１が係合（接続）された状態を示している。It is a figure explaining the structure and operation of the meshing clutch and the synchromesh mechanism of FIG. 1, and shows the state in which the meshing clutch D1 is engaged (connected). 図１の動力伝達装置の前後進切換装置の構成を詳しく説明する図である。It is a figure explaining the structure of the forward / backward switching device of the power transmission device of FIG. 1 in detail. 図１の動力伝達装置を制御する電子制御装置の入出力系統を説明するとともに、その電子制御装置による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。It is a functional block diagram explaining the input / output system of the electronic control device which controls the power transmission device of FIG. 1, and explaining the main part of the control function by the electronic control device. 図６の電子制御装置において、エンジン目標回転数を決定するときに用いられる、予め設定された関係を示す図である。FIG. 6 is a diagram showing a preset relationship used when determining an engine target rotation speed in the electronic control device of FIG. 6. 図６の電子制御装置において、エンジン目標回転数を車速に応じて決定するときに用いられる、予め設定された関係の他の例を示す図である。FIG. 6 is a diagram showing another example of a preset relationship used when determining an engine target rotation speed according to a vehicle speed in the electronic control device of FIG. 6. 図６の電子制御装置の制御作動の要部を説明するフローチャートである。It is a flowchart explaining the main part of the control operation of the electronic control device of FIG.

本発明の一実施形態において、エンジンの回転数をアクセル開度が零であるときの値よりも上昇させるに際して、車速に拘わらず一定のエンジン回転数の増加量が用いられる。 In one embodiment of the present invention, a constant increase in engine speed is used to increase the engine speed above the value when the accelerator opening is zero, regardless of the vehicle speed.

また、本発明の一実施形態において、エンジンの回転数をアクセル開度が零であるときの値よりも上昇させるに際して、車速が高くなるほどエンジン回転数の増加量が増加させられる。 Further, in one embodiment of the present invention, when the engine rotation speed is increased from the value when the accelerator opening degree is zero, the increase amount of the engine rotation speed is increased as the vehicle speed is increased.

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following examples, the drawings are appropriately simplified or modified, and the dimensional ratios and shapes of each part are not always drawn accurately.

図１は、本発明の一実施例である車両１０に備えられ動力伝達装置１２の概略構成を説明するための骨子図である。動力伝達装置１２は、例えば走行用の駆動力源として用いられるエンジン１４に連結された流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１６と、前後進切換装置１８と、ベルト式無段変速機２０（以下、無段変速機２０）と、ギヤ機構２２と、図示しない駆動輪に動力伝達可能な出力ギヤ２４が形成されている出力軸２５とを、含んで構成されている。動力伝達装置１２にあっては、エンジン１４から出力されるトルク（駆動力）がトルクコンバータ１６を経由して入力軸であるタービン軸２６に入力され、このトルクがタービン軸２６からギヤ機構２２等を経由して出力軸２５に伝達される第１の動力伝達経路と、タービン軸２６に入力されたトルクが無段変速機２０を経由して出力軸２５に伝達される第２の動力伝達経路とを並列に備えており、車両１０の走行状態に応じて動力伝達経路が切り換えられるように構成されている。なお、タービン軸２６が本発明の入力軸に対応している。 FIG. 1 is a skeleton diagram for explaining a schematic configuration of a power transmission device 12 provided in a vehicle 10 according to an embodiment of the present invention. The power transmission device 12 includes, for example, a torque converter 16 as a fluid transmission device connected to an engine 14 used as a driving force source for traveling, a forward / backward switching device 18, and a belt-type continuously variable transmission 20 (hereinafter referred to as a belt-type continuously variable transmission 20). The continuously variable transmission 20), a gear mechanism 22, and an output shaft 25 having an output gear 24 capable of transmitting power to drive wheels (not shown) are included. In the power transmission device 12, the torque (driving force) output from the engine 14 is input to the turbine shaft 26 which is an input shaft via the torque converter 16, and this torque is input from the turbine shaft 26 to the gear mechanism 22 and the like. A first power transmission path transmitted to the output shaft 25 via the above, and a second power transmission path in which the torque input to the turbine shaft 26 is transmitted to the output shaft 25 via the stepless transmission 20. And are provided in parallel, and the power transmission path is configured to be switched according to the traveling state of the vehicle 10. The turbine shaft 26 corresponds to the input shaft of the present invention.

エンジン１４は、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関にて構成されている。トルクコンバータ１６は、エンジン１４のクランク軸に連結されたポンプ翼車１６ｐ、およびトルクコンバータ１６の出力側部材に相当するタービン軸２６を介して前後進切換装置１８に連結されたタービン翼車１６ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それポンプ翼車１６ｐおよびタービン翼車１６ｔの間にはロックアップクラッチ２８が設けられており、このロックアップクラッチ２８が完全係合させられることによってポンプ翼車１６ｐおよびタービン翼車１６ｔは一体回転させられる。油圧制御回路や潤滑油の油圧源となるオイルポンプ１７は、ポンプ翼車１６ｐに設けられているので、エンジン１４によって回転駆動される。 The engine 14 is composed of an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine. The torque converter 16 includes a pump impeller 16p connected to the crank shaft of the engine 14 and a turbine impeller 16t connected to the forward / backward switching device 18 via a turbine shaft 26 corresponding to an output side member of the torque converter 16. It is equipped and is designed to transmit power via a fluid. Further, a lockup clutch 28 is provided between the pump impeller 16p and the turbine impeller 16t, and the pump impeller 16p and the turbine impeller 16t are integrated by fully engaging the lockup clutch 28. It can be rotated. Since the oil pump 17 which is the hydraulic pressure control circuit and the hydraulic source of the lubricating oil is provided in the pump impeller 16p, it is rotationally driven by the engine 14.

前後進切換装置１８は、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置３０とを主体として構成された遊星歯車式前後進切換装置である。前後進切換装置１８では、ピニオン３０ｐを回転可能に支持するキャリヤ３０ｃがトルクコンバータ１６のタービン軸２６および無段変速機２０の入力軸３２に一体的に連結され、リングギヤ３０ｒが後進用ブレーキＢ１を介して非回転部材としてのハウジング３４に選択的に連結され、サンギヤ３０ｓが小径ギヤ３６に接続されている。また、サンギヤ３０ｓとキャリヤ３０ｃとが、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および後進用ブレーキＢ１は断接装置に相当するもので、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。なお、前進用クラッチＣ１が、本発明の駆動力源とスリーブとの間の動力伝達経路に設けられる第１クラッチに対応している。 The forward / backward switching device 18 is a planetary gear type forward / backward switching device mainly composed of a forward clutch C1, a reverse brake B1, and a double pinion type planetary gear device 30. In the forward / backward switching device 18, the carrier 30c that rotatably supports the pinion 30p is integrally connected to the turbine shaft 26 of the torque converter 16 and the input shaft 32 of the continuously variable transmission 20, and the ring gear 30r presses the reverse brake B1. It is selectively connected to the housing 34 as a non-rotating member via the sun gear 30s, and is connected to the small diameter gear 36. Further, the sun gear 30s and the carrier 30c are selectively connected via the forward clutch C1. The forward clutch C1 and the reverse brake B1 correspond to a disconnection / disconnection device, and both are hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic actuator. The forward clutch C1 corresponds to the first clutch provided in the power transmission path between the driving force source and the sleeve of the present invention.

また、遊星歯車装置３０のサンギヤ３０ｓは、ギヤ機構２２を構成する小径ギヤ３６に連結されている。ギヤ機構２２は、小径ギヤ３６と、カウンタ軸３８に相対回転不能に設けられている大径ギヤ４０とを、含んで構成されている。カウンタ軸３８と同じ回転軸心まわりには、アイドラギヤ４２がカウンタ軸３８に対して相対回転可能に設けられている。また、カウンタ軸３８とアイドラギヤ４２との間には、これらを選択的に断接する噛合クラッチＤ１が設けられている。噛合クラッチＤ１は、カウンタ軸３８に形成されている第１ギヤ４８と、アイドラギヤ４２に形成されている第２ギヤ５０と、これら第１ギヤ４８および第２ギヤ５０と嵌合可能（係合可能、噛合可能）なスプライン歯７０が形成されているハブスリーブ６１とを含んで構成されており、ハブスリーブ６１がこれら第１ギヤ４８および第２ギヤ５０と嵌合することで、カウンタ軸３８とアイドラギヤ４２とが接続される。また、噛合クラッチＤ１は、第１ギヤ４８と第２ギヤ５０とを嵌合する際に回転を同期させる同期機構としてのシンクロメッシュ機構Ｓ１（以下、シンクロ機構Ｓ１）をさらに備えている。 Further, the sun gear 30s of the planetary gear device 30 is connected to a small diameter gear 36 constituting the gear mechanism 22. The gear mechanism 22 includes a small-diameter gear 36 and a large-diameter gear 40 provided on the counter shaft 38 so as not to rotate relative to each other. An idler gear 42 is provided around the same rotation axis center as the counter shaft 38 so as to be rotatable relative to the counter shaft 38. Further, a meshing clutch D1 that selectively engages and disconnects the counter shaft 38 and the idler gear 42 is provided. The meshing clutch D1 can be fitted (engaged) with the first gear 48 formed on the counter shaft 38, the second gear 50 formed on the idler gear 42, and the first gear 48 and the second gear 50. The hub sleeve 61 is configured to include a hub sleeve 61 on which a spline tooth 70 is formed, and the hub sleeve 61 is fitted with the first gear 48 and the second gear 50 to form a counter shaft 38. The idler gear 42 is connected. Further, the meshing clutch D1 further includes a synchromesh mechanism S1 (hereinafter referred to as a synchromesh mechanism S1) as a synchronization mechanism for synchronizing rotations when the first gear 48 and the second gear 50 are fitted.

アイドラギヤ４２は、そのアイドラギヤ４２よりも大径の入力ギヤ５２と噛み合っている。入力ギヤ５２は、無段変速機２０の後述するセカンダリプーリの回転軸心と共通の回転軸心に配置されている出力軸２５に対して相対回転不能に設けられている。出力軸２５は、前記回転軸心まわりに回転可能に配置されており、入力ギヤ５２および出力ギヤ２４が相対回転不能に設けられている。これより、エンジン１４のトルクがタービン軸２６からギヤ機構２２を経由して出力軸２５に伝達される第１の動力伝達経路上には、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、および噛合クラッチＤ１が介挿されている。 The idler gear 42 meshes with an input gear 52 having a diameter larger than that of the idler gear 42. The input gear 52 is provided so as not to rotate relative to the output shaft 25 arranged in the same rotation axis as the rotation axis of the secondary pulley described later of the continuously variable transmission 20. The output shaft 25 is rotatably arranged around the center of the rotation axis, and the input gear 52 and the output gear 24 are provided so as to be relatively non-rotatable. As a result, the forward clutch C1, the reverse brake B1, and the meshing clutch D1 are on the first power transmission path in which the torque of the engine 14 is transmitted from the turbine shaft 26 to the output shaft 25 via the gear mechanism 22. Is inserted.

また、無段変速機２０と出力軸２５との間には、これらの間を選択的に断接するベルト走行用クラッチＣ２が介挿されており、このベルト走行用クラッチＣ２が係合されることで、エンジン１４のトルクが入力軸３６および無段変速機２０を経由して出力軸２５に伝達される第２の動力伝達経路が形成される。また、ベルト走行用クラッチＣ２が解放されると、第２の動力伝達経路が遮断され、無段変速機２０から出力軸２５にトルクが伝達されない。なお、ベルト走行用クラッチＣ２が本発明の第２の動力伝達経路を断接する第２クラッチに対応している。 Further, a belt traveling clutch C2 that selectively disconnects and disconnects between the continuously variable transmission 20 and the output shaft 25 is interposed, and the belt traveling clutch C2 is engaged. A second power transmission path is formed in which the torque of the engine 14 is transmitted to the output shaft 25 via the input shaft 36 and the continuously variable transmission 20. Further, when the belt traveling clutch C2 is released, the second power transmission path is cut off, and torque is not transmitted from the continuously variable transmission 20 to the output shaft 25. The belt traveling clutch C2 corresponds to the second clutch that connects and disconnects the second power transmission path of the present invention.

無段変速機２０は、タービン軸２６に連結された入力軸３２と出力軸２５との間の動力伝達経路上に設けられ、入力軸３２に設けられた入力側部材である有効径が可変のプライマリプーリ５４（可変プーリ５４）と、出力側部材である有効径が可変のセカンダリプーリ５６（可変プール５６）と、その一対の可変プーリ５４、５６の間に巻き掛けられた伝動ベルト５８とを備えており、一対の可変プーリ５４、５６と伝動ベルト５８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。 The stepless transmission 20 is provided on the power transmission path between the input shaft 32 connected to the turbine shaft 26 and the output shaft 25, and the effective diameter of the input side member provided on the input shaft 32 is variable. A primary pulley 54 (variable pulley 54), a secondary pulley 56 (variable pool 56) having a variable effective diameter, which is an output side member, and a transmission belt 58 wound between the pair of variable pulleys 54, 56. Power is transmitted via the frictional force between the pair of variable pulleys 54 and 56 and the transmission belt 58.

プライマリプーリ５４は、入力軸３２に固定された入力側固定回転体としての固定シーブ５４ａと、入力軸３２に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動シーブ５４ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ５４ｂを移動させるための推力を発生させるプライマリ側油圧アクチュエータ５４ｃとを、備えて構成されている。また、セカンダリプーリ５６は、出力側固定回転体としての固定シーブ５６ａと、固定シーブ５６ａに対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動シーブ５６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ５６ｂを移動させるための推力を発生させるセカンダリ側油圧アクチュエータ５６ｃとを備えて構成されている。 The primary pulley 54 has a fixed sheave 54a as an input-side fixed rotating body fixed to the input shaft 32 and an input-side movable rotation provided so as to be non-rotatable relative to the input shaft 32 and movable in the axial direction. It is configured to include a movable sheave 54b as a body and a primary side hydraulic actuator 54c that generates a thrust for moving the movable sheave 54b in order to change the V-groove width between them. Further, the secondary pulley 56 has a fixed sheave 56a as an output side fixed rotating body and a movable sheave as an output side movable rotating body provided so as to be non-rotatable relative to the fixed sheave 56a and movable in the axial direction. It is configured to include a 56b and a secondary hydraulic actuator 56c that generates thrust to move the movable sheave 56b to change the V-groove width between them.

一対の可変プーリ５４，５６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト５８の掛かり径（有効径）が変更されることで、実変速比（ギヤ比）γ（＝入力軸回転数Ｎin／出力軸回転数Ｎout）が連続的に変更させられる。例えば、プライマリプーリ５４のＶ溝幅が狭くされると、変速比γが小さくされる。すなわち、無段変速機２０がアップシフトされる。また、プライマリプーリ５４のＶ溝幅が広くされると、変速比γが大きくされる。すなわち、無段変速機２０がダウンシフトされる。 By changing the V-groove width of the pair of variable pulleys 54 and 56 and changing the hook diameter (effective diameter) of the transmission belt 58, the actual gear ratio (gear ratio) γ (= input shaft rotation speed Nin / output shaft) Rotation speed Nout) is continuously changed. For example, when the V-groove width of the primary pulley 54 is narrowed, the gear ratio γ is reduced. That is, the continuously variable transmission 20 is upshifted. Further, when the V-groove width of the primary pulley 54 is widened, the gear ratio γ is increased. That is, the continuously variable transmission 20 is downshifted.

以下、上記のように構成される動力伝達装置１２の作動について、図２に示す各走行パターン毎の係合要素の係合表を用いて説明する。図２において、Ｃ１が前進用クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２がベルト走行用クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１が後進用ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１が噛合クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」が係合（接続）を示し、「×」が解放（遮断）を示している。なお、噛合クラッチＤ１は、シンクロ機構（同期装置）Ｓ１を備える同期装置付噛合クラッチであり、噛合クラッチＤ１が係合する際にはシンクロ機構Ｓ１が作動することとなる。 Hereinafter, the operation of the power transmission device 12 configured as described above will be described with reference to the engagement table of the engagement elements for each traveling pattern shown in FIG. In FIG. 2, C1 corresponds to the operating state of the forward clutch C1, C2 corresponds to the operating state of the belt traveling clutch C2, B1 corresponds to the operating state of the reverse brake B1, and D1 corresponds to the meshing clutch D1. Corresponding to the operating state, "○" indicates engagement (connection) and "x" indicates release (disconnection). The meshing clutch D1 is a meshing clutch with a synchronization device provided with a synchronization mechanism (synchronization device) S1, and the synchronization mechanism S1 is activated when the meshing clutch D1 is engaged.

先ず、ギヤ機構２２を経由してエンジン１４のトルクが出力ギヤ２４に伝達される走行パターン、すなわち第１の動力伝達経路を通ってトルクが伝達される走行パターンについて説明する。この走行パターンが図２のギヤ走行に対応し、図２に示すように、前進用クラッチＣ１および噛合クラッチＤ１が係合（接続）される一方、ベルト走行用クラッチＣ２および後進用ブレーキＢ１が解放（遮断）される。 First, a traveling pattern in which the torque of the engine 14 is transmitted to the output gear 24 via the gear mechanism 22, that is, a traveling pattern in which the torque is transmitted through the first power transmission path will be described. This traveling pattern corresponds to the gear traveling of FIG. 2, and as shown in FIG. 2, the forward clutch C1 and the meshing clutch D1 are engaged (connected), while the belt traveling clutch C2 and the reverse brake B1 are released. (Blocked).

前進用クラッチＣ１が係合されることで、前後進切換装置１８を構成する遊星歯車装置３０が一体回転させられるので、小径ギヤ３６がタービン軸２６と同回転数で回転させられる。また、小径ギヤ３６は、カウンタ軸３８に設けられている大径ギヤ４０と噛み合わされているので、カウンタ軸３８も同様に回転させられる。さらに、噛合クラッチＤ１が係合されているので、カウンタ軸３８とアイドラギヤ４２とが接続され、このアイドラギヤ４２が入力ギヤ５２と噛み合わされているので、入力ギヤ５２と一体的に設けられている出力軸２５および出力ギヤ２４が回転させられる。このように、前記第１の動力伝達経路に介挿されている前進用クラッチＣ１および噛合クラッチＤ１が係合されると、エンジン１４のトルクが、トルクコンバータ１６、タービン軸２６、前後進切換装置１８、ギヤ機構２２、およびアイドラギヤ４２等を経由して出力軸２５および出力ギヤ２４に伝達される。 When the forward clutch C1 is engaged, the planetary gear device 30 constituting the forward / backward switching device 18 is integrally rotated, so that the small diameter gear 36 is rotated at the same rotation speed as the turbine shaft 26. Further, since the small diameter gear 36 is meshed with the large diameter gear 40 provided on the counter shaft 38, the counter shaft 38 is also rotated in the same manner. Further, since the meshing clutch D1 is engaged, the counter shaft 38 and the idler gear 42 are connected, and since the idler gear 42 is meshed with the input gear 52, the output provided integrally with the input gear 52. The shaft 25 and the output gear 24 are rotated. In this way, when the forward clutch C1 and the meshing clutch D1 inserted in the first power transmission path are engaged, the torque of the engine 14 is transferred to the torque converter 16, the turbine shaft 26, and the forward / backward switching device. It is transmitted to the output shaft 25 and the output gear 24 via 18, the gear mechanism 22, the idler gear 42, and the like.

次いで、無段変速機２０を経由してエンジン１４のトルクが出力ギヤ２４に伝達される走行パターンについて説明する。この走行パターンが図２のベルト走行（高車速）に対応し、図２のベルト走行に示すように、ベルト走行用クラッチＣ２が接続される一方、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、および噛合クラッチＤ１が遮断される。ベルト走行用クラッチＣ２が接続されることで、セカンダリプーリ５６と出力軸２５とが接続されるので、セカンダリプーリ５６と出力軸２５および出力ギヤ２４とが一体回転させられる。従って、ベルト走行用クラッチＣ２が接続されると、前記第２の動力伝達経路が形成され、エンジン１４のトルクが、トルクコンバータ１６、タービン軸２６、入力軸３２、無段変速機２０、および出力軸２５を経由して出力ギヤ２４に伝達される。このとき、この第２の動力伝達経路を経由してエンジン１４のトルクが伝達されるベルト走行中に噛合クラッチＤ１が解放（遮断）されるのは、ベルト走行中におけるギヤ機構２２等の引き摺りをなくすとともに、高車速においてギヤ機構２２等が高回転化するのを防止するためである。 Next, a traveling pattern in which the torque of the engine 14 is transmitted to the output gear 24 via the continuously variable transmission 20 will be described. This traveling pattern corresponds to the belt traveling (high vehicle speed) in FIG. 2, and as shown in the belt traveling in FIG. 2, the belt traveling clutch C2 is connected, while the forward clutch C1, the reverse brake B1, and the meshing. The clutch D1 is disengaged. By connecting the belt traveling clutch C2, the secondary pulley 56 and the output shaft 25 are connected, so that the secondary pulley 56, the output shaft 25, and the output gear 24 are integrally rotated. Therefore, when the belt traveling clutch C2 is connected, the second power transmission path is formed, and the torque of the engine 14 is the torque converter 16, the turbine shaft 26, the input shaft 32, the continuously variable transmission 20, and the output. It is transmitted to the output gear 24 via the shaft 25. At this time, the meshing clutch D1 is released (disengaged) during belt traveling in which the torque of the engine 14 is transmitted via the second power transmission path, because the drag of the gear mechanism 22 or the like during belt traveling is released. This is to prevent the gear mechanism 22 and the like from rotating at high speeds at high vehicle speeds.

前記ギヤ走行は、低車速領域において選択される。この第１の動力伝達経路に基づく変速比γg（入力軸回転数Ｎin／出力軸回転数Ｎout）は、無段変速機２０の最大変速比γmaxよりも大きな値に設定されている。すなわち、変速比γgは、無段変速機２０では設定されていない値に設定されている。そして、例えば車速Ｖが上昇するなどしてベルト走行に切り換える判定が為されると、前記ベルト走行に切り換えられる。ここで、ギヤ走行からベルト走行（高車速）、ないしはベルト走行（高車速）からギヤ走行へ切り換える際には、図２のベルト走行（中車速）を過渡的に経由して切り換えられる。 The gear running is selected in the low vehicle speed region. The gear ratio γg (input shaft rotation speed Nin / output shaft rotation speed Nout) based on the first power transmission path is set to a value larger than the maximum gear ratio γmax of the continuously variable transmission 20. That is, the gear ratio γg is set to a value that is not set in the continuously variable transmission 20. Then, when it is determined to switch to belt running, for example, when the vehicle speed V increases, the belt running is switched to. Here, when switching from gear running to belt running (high vehicle speed) or from belt running (high vehicle speed) to gear running, the belt running (medium vehicle speed) of FIG. 2 is transiently switched.

例えばギヤ走行からベルト走行（高車速）に切り換えられる場合、ギヤ走行に対応する前進用クラッチＣ１および噛合クラッチＤ１が係合された状態から、ベルト走行用クラッチＣ２および噛合クラッチＤ１が係合された状態に過渡的に切り換えられる。すなわち、前進用クラッチＣ１およびベルト走行用クラッチＣ２の掛け替えが開始される。このとき、動力伝達経路が第１の動力伝達経路から第２の動力伝達経路に変更され、動力伝達装置１２においては実質的にアップシフトさせられる。そして、動力力伝達経路が切り換えられた後、不要な引き摺りやギヤ機構２２等の高回転化を防止するために噛合クラッチＤ１が解放（遮断）される（被駆動入力遮断）。このベルト走行（高車速）状態においてアクセル開度が零とされると、ベルト走行用クラッチＣ２がさらに解放されて動力伝達装置１２がニュートラル状態とされた車両の惰性走行が行なわれる。 For example, when switching from gear running to belt running (high vehicle speed), the belt running clutch C2 and the meshing clutch D1 are engaged from the state in which the forward clutch C1 and the meshing clutch D1 corresponding to the gear running are engaged. It is transiently switched to the state. That is, the replacement of the forward clutch C1 and the belt traveling clutch C2 is started. At this time, the power transmission path is changed from the first power transmission path to the second power transmission path, and the power transmission device 12 is substantially upshifted. Then, after the power transmission path is switched, the meshing clutch D1 is released (disengaged) in order to prevent unnecessary dragging and high rotation of the gear mechanism 22 and the like (driven input interruption). When the accelerator opening degree is set to zero in this belt traveling (high vehicle speed) state, the belt traveling clutch C2 is further released and the vehicle is coasted with the power transmission device 12 in the neutral state.

また、ベルト走行（高車速）からギヤ走行に切り換えられる場合、ベルト走行用クラッチＣ２が係合された状態から、ギヤ走行への切換準備として噛合クラッチＤ１が係合される状態に過渡的に切り換えられる（ダウンシフト準備）。このとき、ギヤ機構２２を経由して遊星歯車装置３０のサンギヤ３０ｓにも回転が伝達された状態となり、この状態から前進用クラッチＣ１およびベルト走行用クラッチＣ２の掛け替え（前進用クラッチＣ１の係合、ベルト走行用クラッチＣ２の遮断）が実行されることで、動力伝達経路が第２の動力伝達経路から第１の動力伝達経路に切り換えられる。このとき、動力伝達装置１２にあっては実質的にダウンシフトさせられる。 Further, when switching from belt running (high vehicle speed) to gear running, the state in which the belt running clutch C2 is engaged is transiently switched to the state in which the meshing clutch D1 is engaged in preparation for switching to gear running. (Preparing for downshift). At this time, the rotation is transmitted to the sun gear 30s of the planetary gear device 30 via the gear mechanism 22, and from this state, the forward clutch C1 and the belt traveling clutch C2 are replaced (engagement of the forward clutch C1). , The belt traveling clutch C2 is cut off), so that the power transmission path is switched from the second power transmission path to the first power transmission path. At this time, the power transmission device 12 is substantially downshifted.

図３および図４は、噛合クラッチＤ１および噛合クラッチＤ１に備えられるシンクロ機構Ｓ１の構成および作動を説明する図である。なお、図３は噛合クラッチＤ１が解放（遮断）された状態を示し、図４は噛合クラッチＤ１が係合（接続）された状態を示している。また、図３、４の（ａ）はシンクロ機構Ｓ１の断面図であり、（ｂ）は（ａ）の状態を外周側から見たハブスリーブ６１の円筒部分を除く展開図である。 3 and 4 are diagrams illustrating the configuration and operation of the synchro mechanism S1 provided in the meshing clutch D1 and the meshing clutch D1. Note that FIG. 3 shows a state in which the meshing clutch D1 is released (disengaged), and FIG. 4 shows a state in which the meshing clutch D1 is engaged (connected). Further, FIGS. 3 and 4A are cross-sectional views of the synchronization mechanism S1, and FIG. 3B is a development view of the state of FIG. 3A excluding the cylindrical portion of the hub sleeve 61 as viewed from the outer peripheral side.

図３（ａ）に示すように、シンクロ機構Ｓ１は、ハブスリーブ６１と、キースプリング６０によってハブスリーブ６１に係合させられたシフティングキー６２と、所定の遊びを有する状態でシフティングキー６２とともに回転させられるシンクロナイザリング６４と、第２ギヤ５０近傍に設けられたコーン部６８とを含んで構成されている。ハブスリーブ６１の内周面にはスプライン歯７０が設けられて第１ギヤ４８と常時スプライン嵌合され、第１ギヤ４８と常に一体的に回転させられるようになっている。このハブスリーブ６１が、図３の左側に移動させられると、シフティングキー６２を介してシンクロナイザリング６４がコーン部６８に押圧され、その間の摩擦によって第２ギヤ５０に動力伝達が行われるようになる。 As shown in FIG. 3A, the synchronization mechanism S1 has a hub sleeve 61, a shifting key 62 engaged with the hub sleeve 61 by a key spring 60, and a shifting key 62 with a predetermined play. It is configured to include a synchronizer ring 64 that is rotated together with the synchronizer ring 64 and a cone portion 68 provided in the vicinity of the second gear 50. Spline teeth 70 are provided on the inner peripheral surface of the hub sleeve 61 so as to be constantly spline-fitted with the first gear 48 so that the hub sleeve 61 can always be rotated integrally with the first gear 48. When the hub sleeve 61 is moved to the left side of FIG. 3, the synchronizer ring 64 is pressed against the cone portion 68 via the shifting key 62, and power is transmitted to the second gear 50 by friction between them. Become.

ハブスリーブ６１がさらに左方向に移動させられると、ハブスリーブ６１のスプライン歯７０が第２ギヤ５０のスプライン歯７２に向かって所定の押圧力で押し付けられることで同期され、図４に示すように、スプライン歯７０は、シンクロナイザリング６４に設けられているスプライン歯７２、さらには第２ギヤ５０に設けられているスプライン歯７４と噛み合わされて係合される。これにより、第１ギヤ４８と第２ギヤ５０とが一体的に接続されて前後進切換装置１８と出力ギヤ２４との間の動力伝達経路が形成される。なお、ハブスリーブ６１は、噛合クラッチＤ１を構成する部材でもあるが、シフティングキー６２を押圧したり、ハブスリーブ６１のスプライン歯７０と第２ギヤ５０のスプライン歯７４とが押し付け合うときに同期が進行することから、シンクロ機構Ｓ１を構成する部材にも含まれる。 When the hub sleeve 61 is further moved to the left, the spline teeth 70 of the hub sleeve 61 are pressed against the spline teeth 72 of the second gear 50 with a predetermined pressing force, and are synchronized, as shown in FIG. The spline teeth 70 are meshed with and engaged with the spline teeth 72 provided on the synchronizer ring 64 and further with the spline teeth 74 provided on the second gear 50. As a result, the first gear 48 and the second gear 50 are integrally connected to form a power transmission path between the forward / backward switching device 18 and the output gear 24. The hub sleeve 61 is also a member constituting the meshing clutch D1, but is synchronized when the shifting key 62 is pressed or the spline teeth 70 of the hub sleeve 61 and the spline teeth 74 of the second gear 50 are pressed against each other. Is included in the members constituting the synchronization mechanism S1.

ところで、図３に示す噛合クラッチＤ１が解放（遮断）された状態において、相対回転するアイドラギヤ４２とハブスリーブ６１がスプライン嵌合された第１ギヤ４８との間には、第１ギヤ４８と共に回転するシンクロナイザリング６４の内周面がアイドラギヤ４２に形成されたコーン部６８の外周面と摺接することで、引摺りトルクが発生する。この引摺りトルクは、車両の高車速の惰性走行時において、エンジン１４の回転数が低いほど大きくなり、ピニオン３０ｐを高速回転させる原因となる。 By the way, in a state where the meshing clutch D1 shown in FIG. 3 is released (disengaged), the idler gear 42 that rotates relative to each other and the first gear 48 to which the hub sleeve 61 is spline-fitted rotate together with the first gear 48. The inner peripheral surface of the synchronizer ring 64 is in sliding contact with the outer peripheral surface of the cone portion 68 formed on the idler gear 42, so that a drag torque is generated. This drag torque increases as the rotation speed of the engine 14 decreases during coasting of the vehicle at a high vehicle speed, which causes the pinion 30p to rotate at high speed.

図５は、動力伝達装置１２の具体的な構成例を、前後進切換装置１８を中心に示す図である。図５において、キャリヤ３０ｃに回転可能に支持されたピニオン３０ｐは、その両側に隣接して配置された一対のサイドワッシャ３０ｗによって挟まれた状態で配置されている。入力軸２６内には、オイルポンプ１７から吐出されたオイル（潤滑油）が導かれる中心油路Ｐ１およびそれと径方向に連通する径方向油路Ｐ２が形成されており、径方向油路Ｐ２から遠心力によって飛散されるオイルによって、ピニオン３０ｐおよびサイドワッシャ３０ｗが潤滑されるようになっている。 FIG. 5 is a diagram showing a specific configuration example of the power transmission device 12 centering on the forward / backward switching device 18. In FIG. 5, the pinion 30p rotatably supported by the carrier 30c is arranged in a state of being sandwiched by a pair of side washers 30w arranged adjacent to each other on both sides thereof. In the input shaft 26, a central oil passage P1 through which oil (lubricating oil) discharged from the oil pump 17 is guided and a radial oil passage P2 communicating with the central oil passage P1 are formed, and the radial oil passage P2 forms a radial oil passage P2. The pinion 30p and the side washer 30w are lubricated by the oil scattered by the centrifugal force.

図６は、エンジン１４や無段変速機２０などを制御する為に車両１０に設けられた電子制御装置８０の入出力系統を説明するとともに、電子制御装置８０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。電子制御装置８０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８０は、エンジン１４の出力制御、無段変速機２０の変速制御やベルト挟圧力制御、走行パターンをギヤ機構２２によるギヤ走行および無段変速機２０によるベルト走行の何れかに適宜切り換える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、無段変速機制御用、走行パターン切換用等に分けて構成される。 FIG. 6 describes the input / output system of the electronic control device 80 provided in the vehicle 10 for controlling the engine 14, the continuously variable transmission 20, and the like, and also describes the main parts of the control function by the electronic control device 80. It is a functional block diagram. The electronic control device 80 includes, for example, a so-called microcomputer provided with a CPU, RAM, ROM, an input / output interface, etc., and 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 device 80 can be used for output control of the engine 14, shift control of the continuously variable transmission 20, belt pinching pressure control, gear traveling by the gear mechanism 22 or belt traveling by the continuously variable transmission 20. It is designed to execute control for switching as appropriate, and is divided into engine control, continuously variable transmission control, running pattern switching, and the like as necessary.

電子制御装置８０には、エンジン回転速度センサ８２により検出されたクランク軸の回転角度（位置）Ａcrおよびエンジン１４の回転速度（エンジン回転数）Ｎｅを表す信号、タービン回転速度センサ８４により検出されたタービン軸２６の回転速度（タービン回転数）Ｎtを表す信号、入力軸回転速度センサ８６により検出された無段変速機２０の入力軸３２（プライマリプーリ５４）の回転速度である入力軸回転数Ｎinを表す信号、出力軸回転数センサ８８により検出された車速Ｖに対応する無段変速機２０のセカンダリプーリ５６の回転数である出力軸回転数Ｎoutを表す信号、スロットルセンサ９０により検出された電子スロットル弁のスロットル開度θthを表す信号、アクセル開度センサ９２により検出された運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａccを表す信号、フットブレーキスイッチ９４により検出された常用ブレーキであるフットブレーキが操作された状態を示すブレーキオンＢonを表す信号、レバーポジションセンサ９６により検出されたシフトレバーのレバーポジション（操作位置）Ｐshを表す信号等が、それぞれ供給される。また、電子制御装置８０は、例えば出力軸回転数Ｎoutと入力軸回転数Ｎinとに基づいて無段変速機２０の実変速比γ（＝Ｎin／Ｎout）を逐次算出する。 The electronic control device 80 is detected by the turbine rotation speed sensor 84, which is a signal indicating the rotation angle (position) Acr of the crank shaft detected by the engine rotation speed sensor 82 and the rotation speed (engine rotation speed) Ne of the engine 14. A signal representing the rotation speed (turbine rotation speed) Nt of the turbine shaft 26, an input shaft rotation speed Nin which is the rotation speed of the input shaft 32 (primary pulley 54) of the stepless transmission 20 detected by the input shaft rotation speed sensor 86. A signal representing the output shaft rotation speed Nout, which is the rotation speed of the secondary pulley 56 of the stepless transmission 20 corresponding to the vehicle speed V detected by the output shaft rotation speed sensor 88, and an electron detected by the throttle sensor 90. A signal indicating the throttle opening θth of the throttle valve, a signal indicating the accelerator opening Acc that is the amount of operation of the accelerator pedal as the driver's acceleration request amount detected by the accelerator opening sensor 92, and a signal detected by the foot brake switch 94. A signal indicating a brake-on Bon indicating a state in which the foot brake, which is a regular brake, is operated, a signal indicating a lever position (operating position) Psh of the shift lever detected by the lever position sensor 96, and the like are supplied. Further, the electronic control device 80 sequentially calculates the actual speed change ratio γ (= Nin / Nout) of the continuously variable transmission 20 based on, for example, the output shaft rotation speed Nout and the input shaft rotation speed Nin.

また、電子制御装置８０からは、エンジン１４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２０の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcvt、動力伝達装置１２の走行パターンの切換に関連する前後進切換装置１８（前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１）、ベルト走行用クラッチＣ２、および噛合クラッチＤ１を制御するための油圧制御指令信号Ｓswt等が、それぞれ出力される。 Further, from the electronic control device 80, an engine output control command signal Se for output control of the engine 14, a hydraulic control command signal Scvt for hydraulic control related to the speed change of the continuously variable transmission 20, and a traveling pattern of the power transmission device 12. The forward / backward switching device 18 (forward clutch C1, reverse brake B1), the belt traveling clutch C2, the hydraulic control command signal Sswt for controlling the meshing clutch D1, and the like are output, respectively.

具体的には、上記エンジン出力制御指令信号Ｓeとして、スロットルアクチュエータを駆動して電子スロットル弁の開閉を制御する為のスロットル信号や燃料噴射装置から噴射される燃料の量を制御する為の噴射信号や点火装置によるエンジン１４の点火時期を制御する為の点火時期信号などが出力される。また、上記油圧制御指令信号Ｓcvtとして、プライマリ側油圧アクチュエータ５４cに供給されるプライマリ圧Ｐinを調圧する図示しないリニアソレノイド弁を駆動する為の指令信号、セカンダリ側油圧アクチュエータ５６ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐoutを調圧する図示しないリニアソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路９８へ出力される。さらに、油圧制御指令信号Ｓswtとして、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ベルト走行用クラッチＣ２、シンクロ機構Ｓ１に供給される油圧を制御する各リニアソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路９８へ出力される。 Specifically, as the engine output control command signal Se, a throttle signal for driving the throttle actuator to control the opening and closing of the electronic throttle valve and an injection signal for controlling the amount of fuel injected from the fuel injection device. And an ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 14 by the ignition device are output. Further, as the hydraulic control command signal Scvt, a command signal for driving a linear solenoid valve (not shown) for adjusting the primary pressure Pin supplied to the primary side hydraulic actuator 54c, and a secondary pressure Pout supplied to the secondary side hydraulic actuator 56c. A command signal or the like for driving a linear solenoid valve (not shown) for adjusting the pressure is output to the hydraulic control circuit 98. Further, as the hydraulic pressure control command signal Sswt, the command signal for driving each linear solenoid valve that controls the hydraulic pressure supplied to the forward clutch C1, the reverse brake B1, the belt traveling clutch C2, and the synchro mechanism S1 is hydraulic pressure. It is output to the control circuit 98.

次に、電子制御装置８０の制御機能の要部について説明する。図６に示すエンジン出力制御部１００（エンジン出力制御手段）は、例えばエンジン１４の出力制御の為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。エンジン出力制御部１００は、例えばアクセル開度Ａccおよび車速Ｖに基づいて算出される要求駆動力（駆動トルク）が得られる為の目標エンジントルクＴe＊を設定し、その目標エンジントルクＴe＊が得られるようにスロットルアクチュエータにより電子スロットル弁を開閉制御する他、燃料噴射装置により燃料噴射量を制御したり、点火装置により点火時期を制御する。 Next, the main part of the control function of the electronic control device 80 will be described. The engine output control unit 100 (engine output control means) shown in FIG. 6 outputs an engine output control command signal Se such as a throttle signal, an injection signal, and an ignition timing signal for throttle actuator and fuel injection, respectively, for output control of the engine 14, for example. Output to the device or ignition device. The engine output control unit 100 sets, for example, a target engine torque Te * for obtaining a required driving force (driving torque) calculated based on the accelerator opening Acc and the vehicle speed V, and the target engine torque Te * is obtained. In addition to controlling the opening and closing of the electronic throttle valve by the throttle actuator, the fuel injection amount is controlled by the fuel injection device, and the ignition timing is controlled by the ignition device.

無段変速制御部１０２（無段変速制御手段）は、アクセル開度Ａcc、車速Ｖ、ブレーキ信号Ｂonなどに基づいて算出される目標変速比γ＊となるように無段変速機２０の変速比γを制御する。具体的には、無段変速制御部１０２は、無段変速機２０のベルト滑りが発生しないようにしつつエンジン１４の作動点が最適ライン上となる無段変速機２０の目標変速比γ＊を達成するように、プライマリ圧Ｐinの指令値（目標プライマリ圧Ｐin＊）としてのプライマリ指示圧Ｐintgtとセカンダリ圧Ｐoutの指令値（目標セカンダリ圧Ｐout＊）としてのセカンダリ指示圧Ｐouttgtとを決定し、プライマリ指示圧Ｐintgtおよびセカンダリ指示圧Ｐouttgtを油圧制御回路９８へ出力する。 The continuously variable transmission control unit 102 (continuously variable transmission control means) has a gear ratio of the continuously variable transmission 20 so as to have a target gear ratio γ * calculated based on the accelerator opening Acc, the vehicle speed V, the brake signal Bon, and the like. Control γ. Specifically, the continuously variable transmission control unit 102 sets a target gear ratio γ * of the continuously variable transmission 20 in which the operating point of the engine 14 is on the optimum line while preventing the belt slip of the continuously variable transmission 20 from occurring. To achieve, the primary instruction pressure Pintgt as the command value of the primary pressure Pin (target primary pressure Pin *) and the secondary instruction pressure Pouttgt as the command value of the secondary pressure Pout (target secondary pressure Pout *) are determined, and the primary pressure is determined. The indicated pressure Pintgt and the secondary indicated pressure Pouttgt are output to the hydraulic control circuit 98.

惰性走行時エンジン回転数上昇制御部１０６は、第１クラッチおよび第２クラッチが解放されたニュートラル状態、アクセル開度Ａccが零、且つ車速Ｖが所定値以上である場合、前記動力源の回転数を前記アクセル開度Ａccが零であるときの値よりも上昇させる。前進用クラッチ（第１クラッチ）Ｃ１、ベルト走行用クラッチ（第２クラッチ）Ｃ２、噛合クラッチ（同期装置付噛合クラッチ）Ｄ１が共に解放状態であり、アクセル開度Ａccが零状態でのエンジン回転数Ｎｅたとえばアイドル回転Ｎeidlであり、且つ車速Ｖがたとえば８０ｋｍ／ｈ程度に設定された高車速判定値Ｖ１以上である、ベルト走行（高車速）での惰性走行であるか否かを判定する。ベルト走行（高車速）での惰性走行であると判定した場合には、たとえば図７または図８に示す予め設定された関係から実際の車速Ｖに基づいて、エンジン目標回転数Ｎｅ＊を決定し、アクセル開度Ａccが零状態でのエンジン回転数Ｎｅたとえばアイドル回転Ｎeidlから、それよりも高く設定されたエンジン目標回転数Ｎｅ＊へ上昇するように、エンジン出力制御部１００に指令する。 The engine rotation speed increase control unit 106 during coasting is the rotation speed of the power source when the first clutch and the second clutch are in the neutral state, the accelerator opening Acc is zero, and the vehicle speed V is equal to or higher than a predetermined value. Is increased from the value when the accelerator opening degree Acc is zero. The engine speed when the forward clutch (first clutch) C1, the belt traveling clutch (second clutch) C2, and the meshing clutch (meshing clutch with synchronization device) D1 are all in the released state and the accelerator opening Acc is zero. Ne For example, it is determined whether or not the vehicle is coasting in belt traveling (high vehicle speed) in which the idle rotation is Neidl and the vehicle speed V is, for example, a high vehicle speed determination value V1 or more set to about 80 km / h. When it is determined that the engine is coasting on a belt (high vehicle speed), the engine target rotation speed Ne * is determined based on the actual vehicle speed V from the preset relationship shown in FIG. 7 or 8, for example. , The engine output control unit 100 is instructed to increase from the engine speed Ne, for example, the idle speed Neidl in the state where the accelerator opening Acc is zero, to the engine target speed Ne * set higher than that.

図７は、車速Ｖとエンジン目標回転数Ｎｅ＊との予め設定された関係の一例を示し、車速Ｖに拘わらずエンジン目標回転数Ｎｅ＊が一定に設定されている。図８は、車速Ｖとエンジン目標回転数Ｎｅ＊との予め設定された関係の他の例を示し、車速Ｖの上昇に伴ってエンジン目標回転数Ｎｅ＊が増加するように設定されている。 FIG. 7 shows an example of a preset relationship between the vehicle speed V and the engine target rotation speed Ne *, and the engine target rotation speed Ne * is set to be constant regardless of the vehicle speed V. FIG. 8 shows another example of the preset relationship between the vehicle speed V and the engine target rotation speed Ne *, and is set so that the engine target rotation speed Ne * increases as the vehicle speed V increases.

図９は、電子制御装置８０の制御作動の要部を説明するフローチャートである。このフローチャートは、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。 FIG. 9 is a flowchart illustrating a main part of the control operation of the electronic control device 80. This flowchart is repeatedly executed with an extremely short cycle time of, for example, several msec to several tens of msec.

惰性走行時エンジン回転数上昇制御部１０６に対応するステップＳ１（以下、ステップを省略）では、第１条件として、動力伝達装置１２がニュウートラル状態であるか否かが、前進用クラッチ（第１クラッチ）Ｃ１、ベルト走行用クラッチ（第２クラッチ）Ｃ２、噛合クラッチ（同期装置付噛合クラッチ）Ｄ１が共に解放状態であるかに基づいて判断される。第２条件として、アクセル開度Ａccが零状態でのエンジン回転数Ｎｅたとえばアイドル回転Ｎeidlであるか否かが判断される。そして、第３条件として、車速Ｖがたとえば８０ｋｍ／ｈ程度に設定された高車速判定値Ｖ１以上であるか否かが判断される。 In step S1 (hereinafter, step is omitted) corresponding to the engine rotation speed increase control unit 106 during coasting, as a first condition, whether or not the power transmission device 12 is in the neutral state is determined by the forward clutch (first clutch). ) C1, the belt traveling clutch (second clutch) C2, and the meshing clutch (engagement clutch with synchronization device) D1 are all determined based on whether they are in the released state. As the second condition, it is determined whether or not the accelerator opening Acc is the engine speed Ne, for example, the idle speed Neidl in the zero state. Then, as the third condition, it is determined whether or not the vehicle speed V is equal to or higher than the high vehicle speed determination value V1 set to, for example, about 80 km / h.

上記の第１条件、第２条件、第３条件の判断のいずれかが否定された場合は本ルーチンが終了させられる。しかし、上記の第１条件、第２条件、第３条件の判断がいずれも肯定された場合は、図７または図８に示す予め設定された関係から実際の車速Ｖに基づいて、エンジン目標回転数Ｎｅ＊が決定される。次いで、エンジン出力制御部１００に対応するＳ２において、アクセル開度Ａccが零状態でのエンジン回転数Ｎｅたとえばアイドル回転Ｎeidlから、Ｓ１で決定されたエンジン目標回転数Ｎｅ＊まで上昇するように、エンジン１４の出力が制御される。 If any of the above judgments of the first condition, the second condition, and the third condition is denied, this routine is terminated. However, if the judgments of the first condition, the second condition, and the third condition are all affirmed, the engine target rotation is based on the actual vehicle speed V from the preset relationship shown in FIG. 7 or FIG. The number Ne * is determined. Next, in S2 corresponding to the engine output control unit 100, the engine is increased so that the accelerator opening degree Acc increases from the engine speed Ne, for example, the idle speed Neidl in the zero state to the engine target speed Ne * determined in S1. The output of 14 is controlled.

上述のように、本実施例によれば、電子制御装置８０により、前進用クラッチ（第１クラッチ）Ｃ１、ベルト走行用クラッチ（第２クラッチ）Ｃ２が共に解放状態である動力伝達装置１２のニュートラル状態、アクセル開度Ａccが零状態たとえばエンジン１４のアイドル回転状態、且つ車速Ｖが高車速判定値Ｖ１以上ｋｏｕｓ所定値以上である場合には、エンジン１４の回転数がアクセル開度Ａccが零であるときの値から、それよりも高く設定されたエンジン目標回転数Ｎｅ＊まで上昇させられるので、前後進切換装置１８に含まれるピニオン３０ｐの回転数が低下させられる。これにより、ピニオン３０ｐの回転数が低下させられると同時に、エンジン１４によって回転駆動されるオイルポンプ１７からのオイル吐出量が増加させえられるので、ピニオン３０ｐおよびそれに隣接して設けられたサイドワッシャ３０ｗの潤滑不足が好適に抑制される。 As described above, according to the present embodiment, the electronic control device 80 neutralizes the power transmission device 12 in which both the forward clutch (first clutch) C1 and the belt traveling clutch (second clutch) C2 are in the released state. State, accelerator opening Acc is zero For example, when the engine 14 is in an idle rotation state and the vehicle speed V is a high vehicle speed determination value V1 or more and a clutch predetermined value or more, the rotation speed of the engine 14 is zero when the accelerator opening Acc is zero. Since the value at a certain time is increased to the engine target rotation speed Ne * set higher than that, the rotation speed of the pinion 30p included in the forward / backward switching device 18 is lowered. As a result, the rotation speed of the pinion 30p can be reduced, and at the same time, the amount of oil discharged from the oil pump 17 rotationally driven by the engine 14 can be increased. Therefore, the pinion 30p and the side washer 30w provided adjacent to the pinion 30p can be increased. Insufficient lubrication is suitably suppressed.

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。 Although the embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, the present invention is also applicable to other aspects.

例えば、前述の実施例のシンクロ機構Ｓ１は、油圧アクチュエータに油圧が供給されることで作動するものであったが、必ずしも油圧アクチュエータに限定されず、例えば電動モータによって作動するものであっても構わない。電動モータの出力トルクを制御することで、前記押圧力を変更できるためである。 For example, the synchro mechanism S1 of the above-described embodiment is operated by supplying hydraulic pressure to the hydraulic actuator, but is not necessarily limited to the hydraulic actuator, and may be operated by, for example, an electric motor. do not have. This is because the pressing force can be changed by controlling the output torque of the electric motor.

また、前述の実施例のシンクロ機構Ｓ１は、ハブスリーブ６１が第１ギヤ４８に常時嵌合されるものであったが、第２ギヤ５０がハブスリーブ６１に常時嵌合する構造であっても構わない。 Further, in the synchronization mechanism S1 of the above-described embodiment, the hub sleeve 61 is always fitted to the first gear 48, but even if the second gear 50 is always fitted to the hub sleeve 61. I do not care.

また、前述の実施例において、ギヤ機構２２は１段の変速比を有する機構であったが、２段以上の変速比を有し適宜変速可能な機構を有するものであっても構わない。 Further, in the above-described embodiment, the gear mechanism 22 is a mechanism having a gear ratio of one step, but may have a mechanism having a gear ratio of two or more gears and appropriately shifting gears.

また、前述の実施例において、無段変速機２０は、ベルト式無段変速機で構成されているが、例えばトロイダル式の無段変速機など適宜変更されても構わない。 Further, in the above-described embodiment, the continuously variable transmission 20 is composed of a belt type continuously variable transmission, but for example, a toroidal type continuously variable transmission may be appropriately changed.

また、前述の実施例において、駆動力源としてエンジン１４が採用されているが、必ずしもエンジン１４に限定されず、例えば電動モータなど駆動力源として機能するものであれば適宜変更することができる。 Further, in the above-described embodiment, the engine 14 is adopted as the driving force source, but the engine 14 is not necessarily limited to the engine 14, and can be appropriately changed as long as it functions as a driving force source such as an electric motor.

なお、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。 It should be noted that the above is only one embodiment, and the present invention can be carried out in a mode in which various changes and improvements are made based on the knowledge of those skilled in the art.

１０：車両
１２：動力伝達装置
１４：エンジン（動力源）
１８：前後進切換装置（遊星歯車式前後進切換装置）
２０：ベルト式無段変速機（無段変速機）
２２：ギヤ機構
２５：出力軸
２６：タービン軸（入力軸）
６１：ハブスリーブ（スリーブ）
６４：シンクロナイザリング
８０：電子制御装置（制御装置）
Ｃ１：前進用クラッチ（第１クラッチ）
Ｃ２：ベルト走行用クラッチ（第２クラッチ）
Ｄ１：噛合クラッチ（同期装置付噛合クラッチ）
Ｓ１：シンクロメッシュ機構
Ａcc：アクセル開度
Ｖ：車速 10: Vehicle 12: Power transmission device 14: Engine (power source)
18: Forward / backward switching device (planetary gear type forward / backward switching device)
20: Belt type continuously variable transmission (continuously variable transmission)
22: Gear mechanism 25: Output shaft 26: Turbine shaft (input shaft)
61: Hub sleeve (sleeve)
64: Synchronizer ring 80: Electronic control device (control device)
C1: Forward clutch (1st clutch)
C2: Belt running clutch (second clutch)
D1: Engagement clutch (engagement clutch with synchronization device)
S1: Synchromesh mechanism Acc: Accelerator opening V: Vehicle speed

Claims

エンジンから入力軸に入力されたトルクを無段変速機および第２クラッチを経由して出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、前記入力軸に入力されたトルクを遊星歯車式前後進切換装置、第１クラッチ、および、同期装置付噛合クラッチを含むギヤ機構を経由して前記出力軸に伝達する第２動力伝達経路とを備え、前記第１クラッチおよび第２クラッチが解放されたニュートラル状態での車両の走行において前記同期装置の引き摺りにより前記遊星歯車式前後進切換装置の一部を構成するピニオンが回転させられる車両用動力伝達装置の、制御装置であって、
前記第１クラッチおよび第２クラッチが解放されたニュートラル状態、アクセル開度が零、且つ車速が前記ピニオンの潤滑不足を抑制するために予め設定された所定値以上である場合、前記エンジンの回転数を前記アクセル開度が零であるときの値よりも上昇させる
ことを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。 A first power transmission path that transmits the torque input from the engine to the input shaft to the output shaft via the stepless transmission and the second clutch, and a planetary gear type forward / backward switching device that transmits the torque input to the input shaft. , A first clutch, and a second power transmission path that transmits to the output shaft via a gear mechanism including a meshing clutch with a synchronous device, in a neutral state in which the first clutch and the second clutch are released. A control device for a vehicle power transmission device in which a pinion constituting a part of the planetary gear type forward / backward switching device is rotated by dragging the synchronization device in the running of the vehicle .
When the first clutch and the second clutch are in the neutral state, the accelerator opening is zero, and the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined value preset for suppressing insufficient lubrication of the pinion, the engine speed is increased. A control device for a power transmission device for a vehicle, characterized in that the accelerator opening is increased from the value when the accelerator opening is zero.