JP7511972B2

JP7511972B2 - Vehicle control device

Info

Publication number: JP7511972B2
Application number: JP2020015801A
Authority: JP
Inventors: 大輔岸; 典也嵯峨山
Original assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Current assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Priority date: 2020-01-31
Filing date: 2020-01-31
Publication date: 2024-07-08
Anticipated expiration: 2040-01-31
Also published as: JP2021124126A

Description

本発明は、無段変速機を搭載した車両に用いられる制御装置に関する。 The present invention relates to a control device used in a vehicle equipped with a continuously variable transmission.

エンジンの動力により走行するコンベンショナルな車両には、変速機が搭載されている。エンジンの動力は、変速機のインプット軸に入力されて、変速機内で変速され、変速機のアウトプット軸からデファレンシャルギヤなどを介して左右の駆動輪に伝達される。 Conventional vehicles that run on engine power are equipped with a transmission. The engine power is input to the input shaft of the transmission, where it is changed in the transmission, and then transmitted from the output shaft of the transmission to the left and right drive wheels via a differential gear or other device.

変速機の一種であるベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）は、プライマリプーリとセカンダリプーリとに無端状のベルトが巻きかけられた構成を備えている。プライマリプーリおよびセカンダリプーリに対するベルトの巻きかけ径の変更により、プーリ比が連続的に無段階で変化し、プーリ比の変化に伴って変速比が変化する。 A belt-type continuously variable transmission (CVT), which is a type of transmission, has an endless belt wound around a primary pulley and a secondary pulley. By changing the diameter at which the belt is wound around the primary and secondary pulleys, the pulley ratio changes continuously and steplessly, and the gear ratio changes with the change in pulley ratio.

また、ベルト式の無段変速機には、車両の前進／後進を切り替えるため、遊星歯車機構を備えたものがある。遊星歯車機構は、たとえば、セカンダリプーリを支持するセカンダリ軸とアウトプット軸との間に設けられる。遊星歯車機構のサンギヤには、セカンダリ軸が相対回転不能に連結され、遊星歯車機構のリングギヤには、アウトプット軸が相対回転不能に連結される。 Some belt-type continuously variable transmissions are equipped with a planetary gear mechanism to switch the vehicle between forward and reverse. The planetary gear mechanism is provided, for example, between a secondary shaft that supports a secondary pulley and an output shaft. The secondary shaft is connected to the sun gear of the planetary gear mechanism so that they cannot rotate relative to each other, and the output shaft is connected to the ring gear of the planetary gear mechanism so that they cannot rotate relative to each other.

車両の前進時には、遊星歯車機構のキャリヤが自由回転状態にされて、前進クラッチの係合により、サンギヤとリングギヤとが直結される。これにより、セカンダリ軸に伝達される動力により、サンギヤとリングギヤとが一体に回転し、アウトプット軸がリングギヤと一体に回転する。一方、車両の後進（後退）時には、サンギヤとリングギヤとの直結が解除され、後進クラッチ（ブレーキ）の係合により、キャリヤが回転不能に固定される。これにより、セカンダリ軸の動力によりサンギヤが回転すると、リングギヤがサンギヤと逆方向に回転し、アウトプット軸が前進時とは逆方向に回転する。 When the vehicle is moving forward, the carrier of the planetary gear mechanism is in a free-rotating state, and the forward clutch is engaged to directly connect the sun gear and ring gear. As a result, the sun gear and ring gear rotate together due to the power transmitted to the secondary shaft, and the output shaft rotates together with the ring gear. On the other hand, when the vehicle is moving backwards (reverse), the direct connection between the sun gear and ring gear is released, and the reverse clutch (brake) is engaged to fix the carrier so that it cannot rotate. As a result, when the sun gear rotates due to the power of the secondary shaft, the ring gear rotates in the opposite direction to the sun gear, and the output shaft rotates in the opposite direction to when moving forward.

従来、無段変速機を搭載した車両では、車両の発進性能を高める目的で、Ｐレンジ（駐車レンジ）およびＮレンジ（中立レンジ）での目標プーリ比が最大プーリ比に設定されている。ところが、無段変速機が前後進切替のための遊星歯車機構を備えている場合、遊星歯車機構の構成上、リングギヤの回転速度がサンギヤの回転速度よりも必ず低くなるので、インプット軸に入力される動力およびプーリ比をそれぞれ一定として、Ｄレンジ（前進レンジ）とＲレンジ（後進レンジ）とを比較すると、アウトプット軸に出力される駆動力がＲレンジでＤレンジよりも大きくなる。車両の後進発進時にアウトプット軸に出力される駆動力が大きいと、ドライブシャフトのねじれ量が大きくなる。 Conventionally, in vehicles equipped with continuously variable transmissions, the target pulley ratios in P range (parking range) and N range (neutral range) are set to the maximum pulley ratio in order to improve the vehicle's starting performance. However, when the continuously variable transmission is equipped with a planetary gear mechanism for switching between forward and reverse, the rotational speed of the ring gear is always lower than the rotational speed of the sun gear due to the configuration of the planetary gear mechanism. Therefore, when the power input to the input shaft and the pulley ratio are constant and the D range (forward range) and R range (reverse range) are compared, the driving force output to the output shaft is greater in the R range than in the D range. If the driving force output to the output shaft is large when the vehicle starts in reverse, the amount of twist in the drive shaft increases.

そこで、後進クラッチを解放状態から係合させるガレージ制御中、つまりＲレンジが構成されるまでの変速過渡期間内に、プーリ比を最大プーリ比からそれよりも小さいハイプーリ比に低減させることが提案されている。 Therefore, it has been proposed to reduce the pulley ratio from the maximum pulley ratio to a smaller high pulley ratio during garage control when the reverse clutch is engaged from a released state, that is, during the shift transition period until the R range is configured.

特開２０１７－１９８２３７号公報JP 2017-198237 A

しかしながら、変速過渡期間中に実プーリ比が最大プーリ比からハイプーリ比まで低下せず、ドライブシャフトのねじれ量が残留したままとなって、そのねじれによる異音が発生する場合がある。 However, during the shift transition period, the actual pulley ratio does not drop from the maximum pulley ratio to the high pulley ratio, and the amount of twist in the drive shaft remains, which can cause abnormal noise.

本発明の目的は、第１走行レンジと第２走行レンジとを無段変速機構のプーリ比を同一として比較したときに、変速比が第２走行レンジで第１走行レンジよりも大きくなる構成において、非走行レンジ（Ｐ／Ｎレンジ）から第２走行レンジが構成されるまでの変速過渡期間内にプーリ比をハイプーリ比に下げきることができる、車両用制御装置を提供することである。 The object of the present invention is to provide a vehicle control device that can lower the pulley ratio to a high pulley ratio within the shift transition period from the non-driving range (P/N range) until the second driving range is configured, in a configuration in which the gear ratio is greater in the second driving range than in the first driving range when the first driving range and the second driving range are compared with the same pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism.

前記の目的を達成するため、本発明に係る車両用制御装置は、インプット軸とアウトプット軸との間の動力伝達経路上に、無端状のベルトがプライマリプーリとセカンダリプーリとに巻き掛けられた構成のベルト式の無段変速機構と、アウトプット軸から第１方向の動力が出力される第１走行レンジを構成するために係合される第１係合要素と、アウトプット軸から第１方向と反対の第２方向の動力が出力される第２走行レンジを構成するために係合される第２係合要素とが設けられて、第１走行レンジと第２走行レンジとを無段変速機構のプーリ比を同一として比較したときに、変速比が第２走行レンジで第１走行レンジよりも大きくなる構成の無段変速機を搭載した車両に用いられる制御装置であって、第１係合要素および第２係合要素が解放される非走行レンジにおいて、無段変速機構の目標プーリ比を無段変速機構の最大プーリ比よりも小さい準備プーリ比に設定する準備プーリ比設定手段と、非走行レンジから第２係合要素の係合により第２走行レンジが構成される変速過渡時に、目標プーリ比を準備プーリ比よりも小さいハイプーリ比に設定するハイプーリ比設定手段とを含む。 In order to achieve the above object, the vehicle control device according to the present invention is provided with a belt-type continuously variable transmission mechanism in which an endless belt is wound around a primary pulley and a secondary pulley on a power transmission path between an input shaft and an output shaft, a first engagement element that is engaged to configure a first driving range in which power is output from the output shaft in a first direction, and a second engagement element that is engaged to configure a second driving range in which power is output from the output shaft in a second direction opposite to the first direction, and the first driving range and the second driving range are controlled by the pulleys of the continuously variable transmission mechanism. A control device used in a vehicle equipped with a continuously variable transmission configured such that the gear ratio is greater in the second driving range than in the first driving range when compared with the same ratio, includes a preparatory pulley ratio setting means for setting the target pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism to a preparatory pulley ratio smaller than the maximum pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism in the non-driving range where the first engaging element and the second engaging element are disengaged, and a high pulley ratio setting means for setting the target pulley ratio to a high pulley ratio smaller than the preparatory pulley ratio during a shift transition where the second driving range is formed by engaging the second engaging element from the non-driving range.

この構成によれば、無段変速機では、第１走行レンジと第２走行レンジとを無段変速機構のプーリ比を同一として比較したときに、変速比が第２走行レンジで第１走行レンジよりも大きくなる。そのため、第１走行レンジと第２走行レンジとをインプット軸に入力される動力を一定として比較したときに、アウトプット軸に出力される駆動力が第２走行レンジで第１走行レンジよりも大きくなる。 According to this configuration, in the continuously variable transmission, when the first driving range and the second driving range are compared with the same pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism, the gear ratio is greater in the second driving range than in the first driving range. Therefore, when the first driving range and the second driving range are compared with the power input to the input shaft being constant, the driving force output to the output shaft is greater in the second driving range than in the first driving range.

非走行レンジでは、第１係合要素および第２係合要素の両方が解放される。非走行レンジから、第１係合要素が係合されることにより第１走行レンジが構成され、第２係合要素が係合されることにより第２走行レンジが構成される。 In the non-driving range, both the first engagement element and the second engagement element are disengaged. From the non-driving range, the first engagement element is engaged to form the first driving range, and the second engagement element is engaged to form the second driving range.

非走行レンジから第２走行レンジが構成される変速過渡時には、無段変速機構の目標プーリ比がハイプーリ比に設定される。これに先立ち、非走行レンジでの待機中に、目標プーリ比が最大プーリ比とハイプーリ比との間の準備プーリ比に設定されている。そのため、変速過渡時には、無段変速機構のプーリ比を準備プーリ比からハイプーリ比に下げればよいので、変速過渡期間が短くても、変速過渡期間内にプーリ比をハイプーリ比に下げることができる。 During a speed change transition in which the non-driving range is converted into the second driving range, the target pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism is set to the high pulley ratio. Prior to this, while waiting in the non-driving range, the target pulley ratio is set to a preparation pulley ratio between the maximum pulley ratio and the high pulley ratio. Therefore, during a speed change transition, the pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism only needs to be lowered from the preparation pulley ratio to the high pulley ratio, so that even if the speed change transition period is short, the pulley ratio can be lowered to the high pulley ratio within the speed change transition period.

車両がエンジンの動力により走行する車両である場合、準備プーリ比設定手段およびハイプーリ比設定手段は、エンジンを冷却する冷却水の水温（エンジン水温）に応じて、それぞれ準備プーリ比およびハイプーリ比を設定する構成であってもよい。 If the vehicle is a vehicle that runs on engine power, the preparatory pulley ratio setting means and the high pulley ratio setting means may be configured to set the preparatory pulley ratio and the high pulley ratio, respectively, according to the temperature of the cooling water that cools the engine (engine water temperature).

エンジン水温が低い冷機時のファーストアイドル状態では、エンジン回転数が高いので、第２走行レンジでの車両の発進時のクリープトルク（エンジンのアイドル回転状態でアウトプット軸に出力されるトルク）が過大となる。そのため、エンジン水温に応じてハイプーリ比が設定されることにより、第２走行レンジでの車両の発進時に、クリープトルクが過大となることを抑制できる。その結果、車両のブレーキ解除時のクリープによる飛び出しや制動力不足、パーキングロック解除の際の大きな音などの発生を抑制することができる。そして、エンジン水温に応じて準備プーリ比が設定されることにより、ハイプーリ比が小さい値に設定されても、変速過渡期間内にプーリ比を準備プーリ比からハイプーリ比に下げきることができる。 In the fast idle state when the engine water temperature is low and the engine is cold, the engine speed is high, so the creep torque (torque output to the output shaft when the engine is idling) becomes excessive when the vehicle starts in the second driving range. Therefore, by setting the high pulley ratio according to the engine water temperature, it is possible to prevent the creep torque from becoming excessive when the vehicle starts in the second driving range. As a result, it is possible to prevent the vehicle from jumping out due to creep when the vehicle brake is released, insufficient braking force, and loud noises when the parking lock is released. And, by setting the preparatory pulley ratio according to the engine water temperature, even if the high pulley ratio is set to a small value, the pulley ratio can be lowered from the preparatory pulley ratio to the high pulley ratio within the shift transition period.

車両用制御装置は、非走行レンジから第１走行レンジが構成される変速過渡時に、目標プーリ比を準備プーリ比よりも大きいロープーリ比に設定するロープーリ比設定手段をさらに含む構成であってもよい。 The vehicle control device may further include a rope pulley ratio setting means for setting the target pulley ratio to a rope pulley ratio greater than the reserve pulley ratio during a shift transition in which the non-driving range is changed to the first driving range.

非走行レンジから第１走行レンジが構成される変速過渡時には、無段変速機構の目標プーリ比がロープーリ比に設定される。これに先立ち、非走行レンジでの待機中に、目標プーリ比が最大プーリ比よりも小さい準備プーリ比に設定されている。そのため、変速過渡時には、無段変速機構のプーリ比を準備プーリ比からロープーリ比に上げればよいので、非走行レンジでの待機中にハイプーリ比まで下げられる構成と比較して、第１走行レンジでの発進時のロープーリ比を実現しやすい。 During a speed change transition in which the non-driving range is converted into the first driving range, the target pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism is set to the low pulley ratio. Prior to this, during standby in the non-driving range, the target pulley ratio is set to a preparation pulley ratio that is smaller than the maximum pulley ratio. Therefore, during a speed change transition, the pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism only needs to be increased from the preparation pulley ratio to the low pulley ratio, making it easier to achieve the low pulley ratio at start-up in the first driving range compared to a configuration in which the pulley ratio is reduced to the high pulley ratio while standby in the non-driving range.

本発明によれば、非走行レンジ（Ｐ／Ｎレンジ）から第２走行レンジが構成されるまでの変速過渡期間内にプーリ比をハイプーリ比に下げきることができる。 According to the present invention, the pulley ratio can be lowered to the high pulley ratio within the shift transition period from the non-driving range (P/N range) to the second driving range.

本発明の一実施形態に係る車両用制御装置が搭載される車両の駆動系の構成を示すスケルトン図である。1 is a skeleton diagram showing a configuration of a drive system of a vehicle equipped with a vehicle control device according to an embodiment of the present invention. 車両の前進時および後進時におけるクラッチおよびブレーキの状態を示す図である。4A and 4B are diagrams illustrating the states of the clutch and brake when the vehicle is moving forward and backward. 遊星歯車機構のサンギヤ、キャリヤおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。FIG. 4 is a collinear diagram showing the relationship between the rotational speeds of a sun gear, a carrier, and a ring gear of the planetary gear mechanism. ベルト変速機構によるベルト変速比と変速機の全体でのトータル変速比との関係を示す図である。4 is a diagram showing the relationship between a belt speed change ratio by a belt transmission mechanism and a total speed change ratio of the entire transmission. FIG. 車両の制御系の構成を示すブロック図である。2 is a block diagram showing the configuration of a control system of the vehicle; FIG. エンジンの始動時のレンジ位置、プーリ比、クラッチ指示圧およびタービン回転数の時間変化の一例を示す図である。5A to 5C are diagrams showing an example of changes over time in range position, pulley ratio, clutch command pressure, and turbine rotation speed at the start of the engine. エンジン水温と各変速レンジでの目標プーリ比との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing the relationship between engine water temperature and target pulley ratios in each shift range.

以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。 The following describes in detail an embodiment of the present invention with reference to the attached drawings.

＜車両の駆動系＞
図１は、車両１の駆動系の構成を示すスケルトン図である。 <Vehicle drive system>
FIG. 1 is a skeleton diagram showing the configuration of a drive system of a vehicle 1.

車両１は、エンジン２を駆動源とする自動車である。 Vehicle 1 is an automobile powered by engine 2.

エンジン２には、エンジン２の燃焼室への吸気量を調整するための電子スロットルバルブ、燃料を吸入空気に噴射するインジェクタ（燃料噴射装置）および燃焼室内に電気放電を生じさせる点火プラグなどが設けられている。また、エンジン２には、その始動のためのスタータが付随して設けられている。エンジン２の動力は、トルクコンバータ３および無段変速機４を介して、デファレンシャルギヤ５に伝達され、デファレンシャルギヤ５から左右のドライブシャフト６Ｌ，６Ｒを介してそれぞれ左右の駆動輪７Ｌ，７Ｒに伝達される。 Engine 2 is equipped with an electronic throttle valve for adjusting the amount of air intake into the combustion chamber of engine 2, an injector (fuel injection device) for injecting fuel into the intake air, and a spark plug for generating an electrical discharge in the combustion chamber. Engine 2 is also equipped with a starter for starting it. The power of engine 2 is transmitted to differential gear 5 via torque converter 3 and continuously variable transmission 4, and from differential gear 5 to left and right drive wheels 7L, 7R via left and right drive shafts 6L, 6R, respectively.

エンジン２は、Ｅ／Ｇ出力軸１１を備えている。Ｅ／Ｇ出力軸１１は、エンジン２が発生する動力により回転される。 The engine 2 is equipped with an E/G output shaft 11. The E/G output shaft 11 is rotated by the power generated by the engine 2.

トルクコンバータ３は、フロントカバー２１、ポンプインペラ２２、タービンランナ２３およびロックアップ機構２４を備えている。フロントカバー２１には、Ｅ／Ｇ出力軸１１が接続され、フロントカバー２１は、Ｅ／Ｇ出力軸１１と一体に回転する。ポンプインペラ２２は、フロントカバー２１に対するエンジン２側と反対側に配置されている。ポンプインペラ２２は、フロントカバー２１と一体回転可能に設けられている。タービンランナ２３は、フロントカバー２１とポンプインペラ２２との間に配置されて、フロントカバー２１と共通の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。 The torque converter 3 includes a front cover 21, a pump impeller 22, a turbine runner 23, and a lock-up mechanism 24. The E/G output shaft 11 is connected to the front cover 21, and the front cover 21 rotates integrally with the E/G output shaft 11. The pump impeller 22 is disposed on the opposite side of the front cover 21 from the engine 2 side. The pump impeller 22 is provided so as to be able to rotate integrally with the front cover 21. The turbine runner 23 is disposed between the front cover 21 and the pump impeller 22, and is provided so as to be able to rotate about a common rotation axis with the front cover 21.

ロックアップ機構２４は、ロックアップピストン２５を備えている。ロックアップピストン２５は、フロントカバー２１とタービンランナ２３との間に設けられている。ロックアップ機構２４は、ロックアップピストン２５とフロントカバー２１との間の解放油室２６の油圧とロックアップピストン２５とポンプインペラ２２との間の係合油室２７の油圧との差圧により、ロックアップオン（係合）／オフ（解放）される。すなわち、解放油室２６の油圧が係合油室２７の油圧よりも高い状態では、その差圧により、ロックアップピストン２５がフロントカバー２１から離間し、ロックアップオフとなる。係合油室２７の油圧が解放油室２６の油圧よりも高い状態では、その差圧により、ロックアップピストン２５がフロントカバー２１に押し付けられて、ロックアップオンとなる。 The lockup mechanism 24 includes a lockup piston 25. The lockup piston 25 is provided between the front cover 21 and the turbine runner 23. The lockup mechanism 24 is locked up (engaged)/unlocked (released) by the pressure difference between the hydraulic pressure of the release oil chamber 26 between the lockup piston 25 and the front cover 21 and the hydraulic pressure of the engagement oil chamber 27 between the lockup piston 25 and the pump impeller 22. That is, when the hydraulic pressure of the release oil chamber 26 is higher than the hydraulic pressure of the engagement oil chamber 27, the pressure difference causes the lockup piston 25 to move away from the front cover 21, resulting in lockup off. When the hydraulic pressure of the engagement oil chamber 27 is higher than the hydraulic pressure of the release oil chamber 26, the pressure difference causes the lockup piston 25 to be pressed against the front cover 21, resulting in lockup on.

ロックアップオフの状態では、Ｅ／Ｇ出力軸１１が回転されると、ポンプインペラ２２が回転する。ポンプインペラ２２が回転すると、ポンプインペラ２２からタービンランナ２３に向かうオイルの流れが生じる。このオイルの流れがタービンランナ２３で受けられて、タービンランナ２３が回転する。このとき、トルクコンバータ３の増幅作用が生じ、タービンランナ２３には、Ｅ／Ｇ出力軸１１のトルクよりも大きなトルクが発生する。 In the lock-up off state, when the E/G output shaft 11 rotates, the pump impeller 22 rotates. When the pump impeller 22 rotates, a flow of oil is generated from the pump impeller 22 toward the turbine runner 23. This oil flow is received by the turbine runner 23, causing it to rotate. At this time, the amplification effect of the torque converter 3 occurs, and a torque greater than the torque of the E/G output shaft 11 is generated in the turbine runner 23.

ロックアップオンの状態では、Ｅ／Ｇ出力軸１１が回転されると、Ｅ／Ｇ出力軸１１、ポンプインペラ２２およびタービンランナ２３が一体となって回転する。 In the lock-up on state, when the E/G output shaft 11 rotates, the E/G output shaft 11, the pump impeller 22 and the turbine runner 23 rotate together.

無段変速機４は、インプット軸３１およびアウトプット軸３２を備え、インプット軸３１に入力される動力を２つの経路に分岐してアウトプット軸３２に伝達可能に構成された、いわゆる動力分割式（トルクスプリット式）変速機である。２つの動力伝達経路を構成するため、無段変速機４は、ベルト変速機構３３、前減速ギヤ機構３４、遊星歯車機構３５およびスプリット変速機構３６を備えている。 The continuously variable transmission 4 is a so-called power split type (torque split type) transmission that has an input shaft 31 and an output shaft 32 and is configured so that the power input to the input shaft 31 can be branched into two paths and transmitted to the output shaft 32. To configure the two power transmission paths, the continuously variable transmission 4 has a belt transmission mechanism 33, a front reduction gear mechanism 34, a planetary gear mechanism 35, and a split transmission mechanism 36.

インプット軸３１は、トルクコンバータ３のタービンランナ２３に連結され、タービンランナ２３と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。 The input shaft 31 is connected to the turbine runner 23 of the torque converter 3 and is arranged to be rotatable integrally with the turbine runner 23 about the same rotational axis.

アウトプット軸３２は、インプット軸３１と平行に設けられている。アウトプット軸３２には、出力ギヤ３７が相対回転不能に支持されている。出力ギヤ３７は、デファレンシャルギヤ５（デファレンシャルギヤ５のリングギヤ）と噛合している。 The output shaft 32 is arranged parallel to the input shaft 31. The output gear 37 is supported on the output shaft 32 so that it cannot rotate relative to the input shaft 31. The output gear 37 meshes with the differential gear 5 (the ring gear of the differential gear 5).

ベルト変速機構３３は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。具体的には、ベルト変速機構３３は、プライマリ軸４１と、プライマリ軸４１と平行に設けられたセカンダリ軸４２と、プライマリ軸４１に相対回転不能に支持されたプライマリプーリ４３と、セカンダリ軸４２に相対回転不能に支持されたセカンダリプーリ４４と、プライマリプーリ４３とセカンダリプーリ４４とに巻き掛けられたベルト４５とを備えている。 The belt transmission mechanism 33 has a configuration similar to that of a known belt-type continuously variable transmission (CVT). Specifically, the belt transmission mechanism 33 includes a primary shaft 41, a secondary shaft 42 arranged parallel to the primary shaft 41, a primary pulley 43 supported on the primary shaft 41 so as not to rotate relative to the primary shaft 41, a secondary pulley 44 supported on the secondary shaft 42 so as not to rotate relative to the secondary shaft 42, and a belt 45 wound around the primary pulley 43 and the secondary pulley 44.

プライマリプーリ４３は、プライマリ軸４１に固定された固定シーブ５１と、固定シーブ５１にベルト４５を挟んで対向配置され、プライマリ軸４１にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ５２とを備えている。可動シーブ５２に対して固定シーブ５１と反対側には、プライマリ軸４１に固定されたシリンダ５３が設けられ、可動シーブ５２とシリンダ５３との間に、油圧室５４が形成されている。 The primary pulley 43 includes a fixed sheave 51 fixed to the primary shaft 41, and a movable sheave 52 arranged opposite the fixed sheave 51 with the belt 45 sandwiched therebetween and supported on the primary shaft 41 so as to be movable in the axial direction but not rotatable relative to the fixed sheave 51. A cylinder 53 fixed to the primary shaft 41 is provided on the opposite side of the movable sheave 52 to the fixed sheave 51, and a hydraulic chamber 54 is formed between the movable sheave 52 and the cylinder 53.

セカンダリプーリ４４は、セカンダリ軸４２に固定された固定シーブ５５と、固定シーブ５５にベルト４５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸４２にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ５６とを備えている。可動シーブ５６に対して固定シーブ５５と反対側には、セカンダリ軸４２に固定されたシリンダ５７が設けられ、可動シーブ５６とシリンダ５７との間に、油圧室５８が形成されている。回転軸線方向において、固定シーブ５５と可動シーブ５６との位置関係は、プライマリプーリ４３の固定シーブ５１と可動シーブ５２との位置関係と逆転している。 The secondary pulley 44 is equipped with a fixed sheave 55 fixed to the secondary shaft 42, and a movable sheave 56 that is arranged opposite the fixed sheave 55 with the belt 45 in between and is supported on the secondary shaft 42 so that it can move in the axial direction but cannot rotate relative to the fixed sheave 55. A cylinder 57 fixed to the secondary shaft 42 is provided on the opposite side of the movable sheave 56 to the fixed sheave 55, and a hydraulic chamber 58 is formed between the movable sheave 56 and the cylinder 57. In the rotation axis direction, the positional relationship between the fixed sheave 55 and the movable sheave 56 is reversed to the positional relationship between the fixed sheave 51 and the movable sheave 52 of the primary pulley 43.

ベルト変速機構３３では、プライマリプーリ４３の油圧室５４およびセカンダリプーリ４４の油圧室５８に供給される油圧がそれぞれ制御されて、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４の各溝幅が変更されることにより、ベルト変速比（プーリ比）が連続的に無段階で変更される。 In the belt transmission mechanism 33, the oil pressure supplied to the hydraulic chamber 54 of the primary pulley 43 and the hydraulic chamber 58 of the secondary pulley 44 are controlled, and the groove widths of the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 are changed, thereby changing the belt transmission ratio (pulley ratio) continuously and steplessly.

具体的には、ベルト変速比が小さくされるときには、プライマリプーリ４３の油圧室５４に供給される油圧が上げられる。これにより、プライマリプーリ４３の可動シーブ５２が固定シーブ５１側に移動し、固定シーブ５１と可動シーブ５２との間隔（溝幅）が小さくなる。これに伴い、プライマリプーリ４３に対するベルト４５の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ４４の固定シーブ５５と可動シーブ５６との間隔（溝幅）が大きくなる。その結果、プライマリプーリ４３とセカンダリプーリ４４とのプーリ比が小さくなる。 Specifically, when the belt transmission ratio is reduced, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 54 of the primary pulley 43 is increased. This causes the movable sheave 52 of the primary pulley 43 to move toward the fixed sheave 51, reducing the gap (groove width) between the fixed sheave 51 and the movable sheave 52. As a result, the winding diameter of the belt 45 around the primary pulley 43 increases, and the gap (groove width) between the fixed sheave 55 and the movable sheave 56 of the secondary pulley 44 increases. As a result, the pulley ratio between the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 decreases.

ベルト変速比が大きくされるときには、プライマリプーリ４３の油圧室５４に供給される油圧が下げられる。これにより、セカンダリプーリ４４の推力（セカンダリ推力）に対するプライマリプーリ４３の推力（プライマリ推力）の比である推力比が小さくなり、セカンダリプーリ４４の固定シーブ５５と可動シーブ５６との間隔が小さくなるとともに、固定シーブ５１と可動シーブ５２との間隔が大きくなる。その結果、プライマリプーリ４３とセカンダリプーリ４４とのプーリ比が大きくなる。 When the belt transmission ratio is increased, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 54 of the primary pulley 43 is reduced. This reduces the thrust ratio, which is the ratio of the thrust of the primary pulley 43 (primary thrust) to the thrust of the secondary pulley 44 (secondary thrust), and reduces the gap between the fixed sheave 55 and the movable sheave 56 of the secondary pulley 44, while increasing the gap between the fixed sheave 51 and the movable sheave 52. As a result, the pulley ratio between the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 increases.

一方、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４の推力は、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４とベルト４５との間で滑り（ベルト滑り）が生じない大きさを必要とする。そのため、ベルト滑りを生じない必要十分な挟圧が得られるよう、プライマリプーリ４３の油圧室５４およびセカンダリプーリ４４の油圧室５８に供給される油圧が制御される。 On the other hand, the thrust of the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 must be large enough to prevent slippage (belt slippage) between the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 and the belt 45. Therefore, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 54 of the primary pulley 43 and the hydraulic chamber 58 of the secondary pulley 44 is controlled so as to obtain a clamping pressure sufficient to prevent belt slippage.

前減速ギヤ機構３４は、インプット軸３１に入力される動力を逆転かつ減速させてプライマリ軸４１に伝達する構成である。具体的には、前減速ギヤ機構３４は、インプット軸３１に相対回転不能に支持されるインプット軸ギヤ６１と、インプット軸ギヤ６１よりも大径で歯数が多く、プライマリ軸４１にスプライン嵌合により相対回転不能に支持されて、インプット軸ギヤ６１と噛合するプライマリ軸ギヤ６２とを含む。 The front reduction gear mechanism 34 is configured to reverse and reduce the rotation of the power input to the input shaft 31 and transmit it to the primary shaft 41. Specifically, the front reduction gear mechanism 34 includes an input shaft gear 61 that is supported on the input shaft 31 so as not to rotate relative to it, and a primary shaft gear 62 that is larger in diameter and has more teeth than the input shaft gear 61, is supported on the primary shaft 41 by spline engagement so as not to rotate relative to it, and meshes with the input shaft gear 61.

遊星歯車機構３５は、サンギヤ７１、キャリヤ７２およびリングギヤ７３を備えている。サンギヤ７１は、セカンダリ軸４２にスプライン嵌合により相対回転不能に支持されている。キャリヤ７２は、アウトプット軸３２に相対回転可能に外嵌されている。キャリヤ７２は、複数個のピニオンギヤ７４を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ７４は、円周上に配置され、サンギヤ７１と噛合している。リングギヤ７３は、複数個のピニオンギヤ７４を一括して取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ７４にセカンダリ軸４２の回転径方向の外側から噛合している。また、リングギヤ７３には、アウトプット軸３２が接続され、リングギヤ７３は、アウトプット軸３２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。 The planetary gear mechanism 35 includes a sun gear 71, a carrier 72, and a ring gear 73. The sun gear 71 is supported on the secondary shaft 42 by a spline engagement so that it cannot rotate relative to the secondary shaft 42. The carrier 72 is fitted on the output shaft 32 so that it can rotate relative to the output shaft 32. The carrier 72 rotatably supports a plurality of pinion gears 74. The pinion gears 74 are arranged on a circumference and mesh with the sun gear 71. The ring gear 73 has an annular shape that collectively surrounds the pinion gears 74, and meshes with each pinion gear 74 from the outside in the rotational radial direction of the secondary shaft 42. The output shaft 32 is connected to the ring gear 73, and the ring gear 73 is provided so that it can rotate integrally with the output shaft 32 around the same rotation axis.

スプリット変速機構３６は、スプリットドライブギヤ８１と、スプリットドライブギヤ８１と噛合するスプリットドリブンギヤ８２とを含む平行軸式歯車機構である。 The split transmission mechanism 36 is a parallel shaft gear mechanism that includes a split drive gear 81 and a split driven gear 82 that meshes with the split drive gear 81.

スプリットドライブギヤ８１は、インプット軸３１に相対回転可能に外嵌されている。 The split drive gear 81 is fitted onto the input shaft 31 so as to be capable of relative rotation.

スプリットドリブンギヤ８２は、遊星歯車機構３５のキャリヤ７２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。スプリットドリブンギヤ８２は、スプリットドライブギヤ８１よりも小径に形成され、スプリットドライブギヤ８１よりも少ない歯数を有している。 The split driven gear 82 is arranged to be rotatable integrally with the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 about the same rotation axis. The split driven gear 82 is formed with a smaller diameter than the split drive gear 81 and has fewer teeth than the split drive gear 81.

また、アウトプット軸３２には、パーキングギヤ８３が相対回転不能に支持されている。パーキングギヤ８３の周囲には、パーキングポール（図示せず）が設けられている。パーキングポールがパーキングギヤ８３の歯溝に係合することにより、パーキングギヤ８３の回転が規制（パーキングロック）され、パーキングポールがパーキングギヤ８３の歯溝から離脱することにより、パーキングギヤ８３の回転が許容（パーキングロック解除）される。 The parking gear 83 is supported on the output shaft 32 so that it cannot rotate relative to the output shaft 32. A parking pole (not shown) is provided around the parking gear 83. When the parking pole engages with the tooth groove of the parking gear 83, the rotation of the parking gear 83 is restricted (parking lock), and when the parking pole disengages from the tooth groove of the parking gear 83, the rotation of the parking gear 83 is permitted (parking lock release).

また、無段変速機４は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１を備えている。 The continuously variable transmission 4 also includes clutches C1 and C2 and a brake B1.

クラッチＣ１は、油圧により、インプット軸３１とスプリットドライブギヤ８１とを直結（一体回転可能に結合）する係合状態と、その直結を解除する解放状態とに切り替えられる。 The clutch C1 is hydraulically switched between an engaged state in which the input shaft 31 and the split drive gear 81 are directly connected (connected so that they can rotate together), and a released state in which the direct connection is released.

クラッチＣ２は、油圧により、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とを直結（一体回転可能に結合）する係合状態と、その直結を解除する解放状態とに切り替えられる。 The clutch C2 is hydraulically switched between an engaged state in which the sun gear 71 and ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 are directly connected (connected so that they can rotate together), and a released state in which the direct connection is released.

ブレーキＢ１は、油圧により、遊星歯車機構３５のキャリヤ７２を制動する係合状態と、キャリヤ７２の回転を許容する解放状態とに切り替えられる。 Brake B1 is hydraulically switched between an engaged state that brakes the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 and a released state that allows the carrier 72 to rotate.

＜動力伝達モード＞
図２は、車両１の前進時および後進時におけるクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１の状態を示す図である。図３は、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１、キャリヤ７２およびリングギヤ７３の回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。図４は、ベルト変速機構３３によるベルト変速比と無段変速機４の全体でのトータル変速比との関係を示す図である。 <Power transmission mode>
Fig. 2 is a diagram showing the states of the clutches C1, C2 and the brake B1 when the vehicle 1 is moving forward and backward. Fig. 3 is a collinear diagram showing the relationship between the rotational speeds (rotational speeds) of the sun gear 71, the carrier 72 and the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35. Fig. 4 is a diagram showing the relationship between the belt speed change ratio of the belt speed change mechanism 33 and the total speed change ratio of the entire continuously variable transmission 4.

図２において、「○」は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１が係合状態であることを示している。「×」は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１が解放状態であることを示している。 In FIG. 2, "◯" indicates that clutches C1, C2 and brake B1 are engaged. "X" indicates that clutches C1, C2 and brake B1 are released.

車両１の車室内には、運転者が操作可能な位置に、シフトレバー（セレクトレバー）が配設されている。シフトレバーの可動範囲には、たとえば、Ｐ（パーキング）ポジション、Ｒ（リバース）ポジション、Ｎ（ニュートラル）ポジションおよびＤ（ドライブ）ポジションの各レンジ位置がこの順に一列に並べて設けられている。 A shift lever (select lever) is disposed in the passenger compartment of vehicle 1 at a position where the driver can operate it. Within the movable range of the shift lever, for example, the range positions of P (parking), R (reverse), N (neutral), and D (drive) are arranged in a row in this order.

シフトレバーがＰポジションに位置する状態では、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１のすべてが解放され、パーキングギヤ８３が固定されることにより、無段変速機４の変速レンジの１つであるＰレンジ（駐車レンジ）が構成される。また、シフトレバーがＮポジションに位置する状態では、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１のすべてが解放されて、パーキングロックギヤが固定されないことにより、無段変速機４の変速レンジの１つであるＮレンジ（中立レンジ）が構成される。クラッチＣ１およびブレーキＢ１の両方が解放された状態では、エンジン２の動力がセカンダリ軸４２まで伝達されて、セカンダリ軸４２が回転するが、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１およびピニオンギヤ７４が空転し、エンジン２の動力は駆動輪７Ｌ，７Ｒに伝達されない。 When the shift lever is in the P position, the clutches C1, C2 and the brake B1 are all released and the parking gear 83 is locked, forming the P range (parking range), which is one of the shift ranges of the continuously variable transmission 4. When the shift lever is in the N position, the clutches C1, C2 and the brake B1 are all released and the parking lock gear is not locked, forming the N range (neutral range), which is one of the shift ranges of the continuously variable transmission 4. When both the clutch C1 and the brake B1 are released, the power of the engine 2 is transmitted to the secondary shaft 42 and the secondary shaft 42 rotates, but the sun gear 71 and the pinion gear 74 of the planetary gear mechanism 35 rotate freely, and the power of the engine 2 is not transmitted to the drive wheels 7L and 7R.

シフトレバーがＤポジションに位置する状態では、無段変速機４の変速レンジの１つであるＤレンジ（前進レンジ）が構成される。このＤレンジでの動力伝達モードには、ベルトモードおよびスプリットモードが含まれる。ベルトモードとスプリットモードとは、クラッチＣ１が係合している状態とクラッチＣ２が係合している状態との切り替え（クラッチＣ１，Ｃ２の掛け替え）により切り替えられる。 When the shift lever is in the D position, the D range (forward range), which is one of the shift ranges of the continuously variable transmission 4, is configured. The power transmission modes in this D range include belt mode and split mode. The belt mode and split mode are switched between a state in which clutch C1 is engaged and a state in which clutch C2 is engaged (switching between clutches C1 and C2).

ベルトモードでは、図２に示されるように、クラッチＣ１およびブレーキＢ１が解放され、クラッチＣ２が係合される。これにより、スプリットドライブギヤ８１がインプット軸３１から切り離され、遊星歯車機構３５のキャリヤ７２がフリー（自由回転状態）になり、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とが直結される。 In the belt mode, as shown in FIG. 2, the clutch C1 and the brake B1 are released, and the clutch C2 is engaged. This causes the split drive gear 81 to be disconnected from the input shaft 31, the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 to become free (in a free-rotating state), and the sun gear 71 and ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 to be directly connected.

インプット軸３１に入力される動力は、前減速ギヤ機構３４により逆転かつ減速されて、ベルト変速機構３３のプライマリ軸４１に伝達され、プライマリ軸４１およびプライマリプーリ４３を回転させる。プライマリプーリ４３の回転は、ベルト４５を介して、セカンダリプーリ４４に伝達され、セカンダリプーリ４４およびセカンダリ軸４２を回転させる。遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とが直結されているので、セカンダリ軸４２と一体となって、サンギヤ７１、リングギヤ７３およびアウトプット軸３２が回転する。したがって、ベルトモードでは、図３および図４に示されるように、無段変速機４全体でのトータル変速比がベルト変速機構３３のベルト変速比に前減速比（インプット軸３１の回転数／プライマリ軸４１の回転数）を乗じた値と一致する。 The power input to the input shaft 31 is reversed and reduced in speed by the front reduction gear mechanism 34 and transmitted to the primary shaft 41 of the belt transmission mechanism 33, rotating the primary shaft 41 and the primary pulley 43. The rotation of the primary pulley 43 is transmitted to the secondary pulley 44 via the belt 45, rotating the secondary pulley 44 and the secondary shaft 42. Since the sun gear 71 and the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 are directly connected, the sun gear 71, the ring gear 73 and the output shaft 32 rotate integrally with the secondary shaft 42. Therefore, in the belt mode, as shown in FIG. 3 and FIG. 4, the total speed ratio of the entire continuously variable transmission 4 is equal to the value obtained by multiplying the belt speed ratio of the belt transmission mechanism 33 by the front reduction ratio (the rotation speed of the input shaft 31/the rotation speed of the primary shaft 41).

スプリットモードでは、図２に示されるように、クラッチＣ１が係合され、クラッチＣ２およびブレーキＢ１が解放される。これにより、インプット軸３１とスプリットドライブギヤ８１とが結合されて、インプット軸３１の回転がスプリットドライブギヤ８１およびスプリットドリブンギヤ８２を介して遊星歯車機構３５のキャリヤ７２に伝達可能になり、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とが切り離される。 In split mode, as shown in FIG. 2, clutch C1 is engaged, and clutch C2 and brake B1 are released. This connects input shaft 31 and split drive gear 81, allowing rotation of input shaft 31 to be transmitted to carrier 72 of planetary gear mechanism 35 via split drive gear 81 and split driven gear 82, and disconnects sun gear 71 and ring gear 73 of planetary gear mechanism 35.

インプット軸３１に入力される動力は、スプリットドライブギヤ８１からスプリットドリブンギヤ８２を介して遊星歯車機構３５のキャリヤ７２に増速されて伝達される。キャリヤ７２に伝達される動力は、キャリヤ７２からサンギヤ７１およびリングギヤ７３に分割して伝達される。サンギヤ７１の動力は、セカンダリ軸４２、セカンダリプーリ４４、ベルト４５、プライマリプーリ４３およびプライマリ軸４１を介してプライマリ軸ギヤ６２に伝達され、プライマリ軸ギヤ６２からインプット軸ギヤ６１に伝達される。そのため、ベルトモードでは、インプット軸ギヤ６１が駆動ギヤとなり、プライマリ軸ギヤ６２が被動ギヤとなるのに対し、スプリットモードでは、プライマリ軸ギヤ６２が駆動ギヤとなり、インプット軸ギヤ６１が被動ギヤとなる。 The power input to the input shaft 31 is accelerated and transmitted from the split drive gear 81 through the split driven gear 82 to the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35. The power transmitted to the carrier 72 is divided and transmitted from the carrier 72 to the sun gear 71 and the ring gear 73. The power of the sun gear 71 is transmitted to the primary shaft gear 62 through the secondary shaft 42, secondary pulley 44, belt 45, primary pulley 43 and primary shaft 41, and from the primary shaft gear 62 to the input shaft gear 61. Therefore, in the belt mode, the input shaft gear 61 is the driving gear and the primary shaft gear 62 is the driven gear, whereas in the split mode, the primary shaft gear 62 is the driving gear and the input shaft gear 61 is the driven gear.

スプリットドライブギヤ８１とスプリットドリブンギヤ８２とのギヤ比は一定で不変（固定）であるので、スプリットモードでは、インプット軸３１に入力される動力が一定であれば、遊星歯車機構３５のキャリヤ７２の回転が一定速度に保持される。そのため、ベルト変速比が上げられると、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１の回転数が下がるので、図３に破線で示されるように、遊星歯車機構３５のリングギヤ７３（アウトプット軸３２）の回転数が上がる。その結果、スプリットモードでは、図４に示されるように、ベルト変速機構３３のベルト変速比が大きいほど、無段変速機４のトータル変速比が小さくなり、ベルト変速比に対するトータル変速比の感度（ベルト変速比の変化量に対するトータル変速比の変化量の割合）がベルトモードと比べて低い。 Since the gear ratio between the split drive gear 81 and the split driven gear 82 is constant and unchanging (fixed), in the split mode, if the power input to the input shaft 31 is constant, the rotation of the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 is maintained at a constant speed. Therefore, when the belt transmission ratio is increased, the rotation speed of the sun gear 71 of the planetary gear mechanism 35 decreases, and the rotation speed of the ring gear 73 (output shaft 32) of the planetary gear mechanism 35 increases, as shown by the dashed line in FIG. 3. As a result, in the split mode, as shown in FIG. 4, the larger the belt transmission ratio of the belt transmission mechanism 33, the smaller the total transmission ratio of the continuously variable transmission 4 becomes, and the sensitivity of the total transmission ratio to the belt transmission ratio (the ratio of the change in the total transmission ratio to the change in the belt transmission ratio) is lower than in the belt mode.

ベルトモードおよびスプリットモードにおけるアウトプット軸３２の回転は、出力ギヤ３７を介して、デファレンシャルギヤ５に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト６Ｌ，６Ｒおよび駆動輪７Ｌ，７Ｒが前進方向に回転する。 In belt mode and split mode, the rotation of the output shaft 32 is transmitted to the differential gear 5 via the output gear 37. This causes the drive shafts 6L, 6R and the drive wheels 7L, 7R of the vehicle 1 to rotate in the forward direction.

シフトレバーがＲポジションに位置する状態では、無段変速機４の変速レンジの１つであるＲレンジ（後進レンジ）が構成される。Ｒレンジでは、図２に示されるように、クラッチＣ１，Ｃ２が解放され、ブレーキＢ１が係合される。これにより、スプリットドライブギヤ８１がインプット軸３１から切り離され、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とが切り離され、遊星歯車機構３５のキャリヤ７２が制動される。 When the shift lever is in the R position, the R range (reverse range), which is one of the shift ranges of the continuously variable transmission 4, is established. In the R range, as shown in FIG. 2, the clutches C1 and C2 are released and the brake B1 is engaged. This causes the split drive gear 81 to be disconnected from the input shaft 31, the sun gear 71 and ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 to be disconnected, and the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 to be braked.

インプット軸３１に入力される動力は、前減速ギヤ機構３４により逆転かつ減速されて、ベルト変速機構３３のプライマリ軸４１に伝達され、プライマリ軸４１からプライマリプーリ４３、ベルト４５およびセカンダリプーリ４４を介してセカンダリ軸４２に伝達され、セカンダリ軸４２と一体に、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１を回転させる。遊星歯車機構３５のキャリヤ７２が制動されているので、サンギヤ７１が回転すると、遊星歯車機構３５のリングギヤ７３がサンギヤ７１と逆方向に回転する。このリングギヤ７３の回転方向は、前進時（ベルトモードおよびスプリットモード）におけるリングギヤ７３の回転方向と逆方向となる。そして、リングギヤ７３と一体に、アウトプット軸３２が回転する。アウトプット軸３２の回転は、出力ギヤ３７を介して、デファレンシャルギヤ５に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト６Ｌ，６Ｒおよび駆動輪７Ｌ，７Ｒが後進方向に回転する。 The power input to the input shaft 31 is reversed and reduced in speed by the front reduction gear mechanism 34, and transmitted to the primary shaft 41 of the belt transmission mechanism 33, and transmitted from the primary shaft 41 to the secondary shaft 42 via the primary pulley 43, the belt 45, and the secondary pulley 44, and rotates the sun gear 71 of the planetary gear mechanism 35 together with the secondary shaft 42. Since the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 is braked, when the sun gear 71 rotates, the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 rotates in the opposite direction to the sun gear 71. The rotation direction of this ring gear 73 is opposite to the rotation direction of the ring gear 73 during forward travel (belt mode and split mode). The output shaft 32 then rotates together with the ring gear 73. The rotation of the output shaft 32 is transmitted to the differential gear 5 via the output gear 37. This causes the drive shafts 6L, 6R and drive wheels 7L, 7R of the vehicle 1 to rotate in the reverse direction.

車両１の前進時には、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３との直結により、サンギヤ７１の回転速度とリングギヤ７３の回転速度とが一致するのに対し、車両１の後進時には、遊星歯車機構３５の構成上、リングギヤ７３の回転速度がサンギヤ７１の回転速度よりも必ず低くなる。そのため、Ｒレンジでは、変速比が最大プーリ比よりも大きくなり、ＤレンジおよびＲレンジで最大プーリ比が構成されている場合、車両１の後進時に、前進時と比較して、変速比が大きくなり、アウトプット軸３２から出力される動力が大きくなる。 When the vehicle 1 moves forward, the sun gear 71 and ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 are directly connected, so the rotational speed of the sun gear 71 and the ring gear 73 match, whereas when the vehicle 1 moves backward, the rotational speed of the ring gear 73 is always lower than the rotational speed of the sun gear 71 due to the configuration of the planetary gear mechanism 35. Therefore, in the R range, the gear ratio is greater than the maximum pulley ratio, and if the maximum pulley ratio is configured in the D range and R range, when the vehicle 1 moves backward, the gear ratio is greater than when it moves forward, and the power output from the output shaft 32 is greater.

＜車両の制御系＞
図５は、車両１の制御系の構成を示すブロック図である。 <Vehicle control system>
FIG. 5 is a block diagram showing the configuration of a control system of the vehicle 1.

車両１には、マイコン（マイクロコントローラユニット）を含む構成のＥＣＵ（Electronic Control Unit：電子制御ユニット）が備えられている。マイコンには、たとえば、ＣＰＵ、フラッシュメモリなどの不揮発性メモリおよびＤＲＡＭ（Dynamic Random Access Memory）などの揮発性メモリが内蔵されている。図５には、１つのＥＣＵ９１のみが示されているが、車両１には、各部を制御するため、ＥＣＵ９１と同様の構成を有する複数のＥＣＵが搭載されている。ＥＣＵ９１を含む複数のＥＣＵは、ＣＡＮ（Controller Area Network）通信プロトコルによる双方向通信が可能に接続されている。 The vehicle 1 is equipped with an ECU (Electronic Control Unit) that includes a microcontroller unit (microcontroller). The microcontroller includes, for example, a CPU, a non-volatile memory such as a flash memory, and a volatile memory such as a dynamic random access memory (DRAM). Although only one ECU 91 is shown in FIG. 5, the vehicle 1 is equipped with multiple ECUs that have the same configuration as the ECU 91 to control each part. The multiple ECUs including the ECU 91 are connected to enable two-way communication using the CAN (Controller Area Network) communication protocol.

トルクコンバータ３および無段変速機４を含むユニットには、各部に油圧を供給するための油圧回路９２が備えられている。ＥＣＵ９１は、無段変速機４の変速制御などのため、油圧回路９２に含まれる各種のバルブなどを制御する。 The unit including the torque converter 3 and the continuously variable transmission 4 is provided with a hydraulic circuit 92 for supplying hydraulic pressure to each part. The ECU 91 controls various valves and other components included in the hydraulic circuit 92 for controlling the speed changes of the continuously variable transmission 4.

ＥＣＵ９１には、制御に必要な各種センサが接続されている。センサの一例として、ＥＣＵ９１には、シフトレバーの位置に応じた検出信号（レンジ接点信号）を出力するシフトポジションセンサ９３と、エンジン２を流通する冷却水の温度（エンジン水温）に応じた検出信号を出力するエンジン水温センサ９４とが接続されている。 Various sensors required for control are connected to the ECU 91. As examples of sensors, the ECU 91 is connected to a shift position sensor 93 that outputs a detection signal (range contact signal) corresponding to the position of the shift lever, and an engine water temperature sensor 94 that outputs a detection signal corresponding to the temperature of the cooling water (engine water temperature) flowing through the engine 2.

また、ＥＣＵ９１には、各種センサから入力される検出信号から取得する情報以外に制御に必要な情報が他のＥＣＵから入力される。他のＥＣＵからＥＣＵ９１に入力される情報は、その情報を取得するためのセンサがＥＣＵ９１に接続されて、ＥＣＵ９１において、そのセンサの検出信号から当該情報が取得されてもよい。 In addition to the information obtained from the detection signals input from the various sensors, information necessary for control is input from other ECUs to the ECU 91. The information input from the other ECUs to the ECU 91 may be input from a sensor connected to the ECU 91 to obtain the information, and the information may be obtained in the ECU 91 from the detection signal of the sensor.

＜プーリ比変更処理＞
図６は、エンジン２の始動時のレンジ位置、プーリ比、クラッチ指示圧およびタービン回転数の時間変化の一例を示す図である。 <Pulley ratio change processing>
FIG. 6 is a diagram showing an example of changes over time in the range position, pulley ratio, clutch command pressure, and turbine speed when the engine 2 is started.

車両１の発進性能を高める目的で、通常、車両１の停車中における無段変速機４のトータル変速比が最大変速比となるように、車両１の停車前に、ベルト変速機構３３のプーリ比が最大プーリ比に変更される（いわゆる、ロー戻し）。ベルト変速機構３３のプーリ比を最大プーリ比に変更するため、ＥＣＵ９１により、ベルト変速機構３３のプーリ比の目標である目標プーリ比がベルト変速機構３３の最大プーリ比に設定され、プーリ比が目標プーリ比に一致するように、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４に供給される油圧が制御される。また、エンジン２の始動時にも、無段変速機４のトータル変速比が最大変速比となるように、ＥＣＵ９１により、プーリ比が最大プーリ比に変更される。 For the purpose of improving the starting performance of the vehicle 1, the pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 is usually changed to the maximum pulley ratio before the vehicle 1 is stopped so that the total gear ratio of the continuously variable transmission 4 while the vehicle 1 is stopped becomes the maximum gear ratio (so-called low return). In order to change the pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 to the maximum pulley ratio, the ECU 91 sets the target pulley ratio, which is the target pulley ratio of the belt transmission mechanism 33, to the maximum pulley ratio of the belt transmission mechanism 33, and controls the hydraulic pressure supplied to the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 so that the pulley ratio matches the target pulley ratio. Also, when the engine 2 is started, the pulley ratio is changed to the maximum pulley ratio by the ECU 91 so that the total gear ratio of the continuously variable transmission 4 becomes the maximum gear ratio.

一方、エンジン水温が低い状態、つまりエンジン２が冷機状態であるときには、ＥＣＵ９１により、エンジン２の暖機のために、エンジン２のアイドル回転数がエンジン２の暖機状態におけるアイドル回転数（通常のアイドル回転数）よりも高くなるように、エンジン２が制御される。アイドル回転数が通常よりも高い状態では、エンジン２のアイドル回転によりアウトプット軸３２に出力される動力（クリープトルク）が大きくなる。また、ベルト変速機構３３のプーリ比が最大プーリ比である場合、ＤレンジとＲレンジとで比較すると、無段変速機４のトータル変速比がＲレンジでＤレンジよりも大きく、それゆえ、クリープトルクがＲレンジでＤレンジよりも大きくなる。そのため、エンジン水温が低い冷機時のファーストアイドル状態では、プーリ比が最大プーリ比に設定されていると、車両１のＲレンジでの発進時のクリープトルクが過大となる懸念がある。この懸念をなくすには、冷機時のファーストアイドル状態における車両１のＲレンジでの発進時に、プーリ比を最大プーリ比からそれよりも小さいハイプーリ比に下げるとよい。 On the other hand, when the engine water temperature is low, that is, when the engine 2 is in a cold state, the ECU 91 controls the engine 2 so that the idle speed of the engine 2 is higher than the idle speed (normal idle speed) in the warmed-up state of the engine 2 in order to warm up the engine 2. When the idle speed is higher than normal, the power (creep torque) output to the output shaft 32 due to the idle rotation of the engine 2 becomes large. Also, when the pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 is the maximum pulley ratio, the total gear ratio of the continuously variable transmission 4 is larger in the R range than in the D range when comparing the D range and the R range, and therefore the creep torque is larger in the R range than in the D range. Therefore, in a fast idle state when the engine water temperature is low and the engine is cold, if the pulley ratio is set to the maximum pulley ratio, there is a concern that the creep torque at the start of the vehicle 1 in the R range will be excessive. To eliminate this concern, when starting vehicle 1 in R range in a cold fast idle state, it is advisable to lower the pulley ratio from the maximum pulley ratio to a smaller high pulley ratio.

ところが、ＰレンジまたはＮレンジなどの非走行レンジからＲレンジが構成されるまでの変速過渡期間内、つまり解放状態のブレーキＢ１を係合させるガレージ制御中にプーリ比が最大プーリ比からハイプーリ比まで下がらない可能性がある。 However, during the shift transition period from a non-driving range such as P range or N range to R range, that is, during garage control that engages the released brake B1, there is a possibility that the pulley ratio will not drop from the maximum pulley ratio to the high pulley ratio.

そこで、エンジン２の始動時には、Ｐレンジでの目標プーリ比が最大プーリ比よりも小さい準備プーリ比に設定される。そして、ベルト変速機構３３のプーリ比（実プーリ比）を目標プーリ比である準備プーリ比に下げるべく、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４に供給される油圧が制御される（時間Ｔ１－Ｔ２）。 Therefore, when the engine 2 is started, the target pulley ratio in the P range is set to a standby pulley ratio that is smaller than the maximum pulley ratio. Then, the hydraulic pressure supplied to the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 is controlled (time T1-T2) to lower the pulley ratio (actual pulley ratio) of the belt transmission mechanism 33 to the standby pulley ratio, which is the target pulley ratio.

その後、シフトレバーがＰポジションからＲポジションに移動されて、Ｒレンジの構成が指示されると（時刻Ｔ２）、ガレージ制御が開始されて、ブレーキＢ１を係合させるためのクラッチ指示圧が設定されて、そのクラッチ指示圧に応じた油圧がブレーキＢ１に供給される。 After that, when the shift lever is moved from the P position to the R position and the R range is selected (time T2), garage control is started, a clutch command pressure is set to engage the brake B1, and hydraulic pressure according to the clutch command pressure is supplied to the brake B1.

このブレーキＢ１を係合させるためのガレージ制御と並行して、ベルト変速機構３３の目標プーリ比が準備プーリ比よりもさらに小さいハイプーリ比に設定される。そして、ベルト変速機構３３のプーリ比を目標プーリ比であるハイプーリ比に下げるべく、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４に供給される油圧が制御される。 In parallel with the garage control for engaging this brake B1, the target pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 is set to a high pulley ratio that is even smaller than the standby pulley ratio. Then, the hydraulic pressure supplied to the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 is controlled to lower the pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 to the high pulley ratio, which is the target pulley ratio.

図７は、エンジン水温と各変速レンジでの目標プーリ比との関係を示す図である。 Figure 7 shows the relationship between engine water temperature and the target pulley ratio for each gear range.

ＰレンジまたはＮレンジで目標プーリ比に設定される準備プーリ比は、Ｄレンジでの車両１の発進時に設定されるロープーリ比よりも小さく、Ｒレンジでの車両１の発進時に設定されるハイプーリ比よりも大きい。 The preparation pulley ratio, which is set as the target pulley ratio in P range or N range, is smaller than the low pulley ratio set when vehicle 1 starts in D range and is larger than the high pulley ratio set when vehicle 1 starts in R range.

また、準備プーリ比、ロープーリ比およびハイプーリ比のいずれも、エンジン水温に応じて設定される。たとえば、エンジン水温が２０℃以下の温度範囲では、準備プーリ比、ロープーリ比およびハイプーリ比がそれぞれ最小値に設定され、エンジン水温が７０℃以上の温度範囲では、準備プーリ比、ロープーリ比およびハイプーリ比がそれぞれ最大値に設定される。そして、エンジン水温が２０℃から７０℃までの温度範囲では、エンジン水温が低いほど、準備プーリ比、ロープーリ比およびハイプーリ比が小さい値に設定される。 The standby pulley ratio, low pulley ratio, and high pulley ratio are all set according to the engine water temperature. For example, when the engine water temperature is below 20°C, the standby pulley ratio, low pulley ratio, and high pulley ratio are each set to their minimum values, and when the engine water temperature is above 70°C, the standby pulley ratio, low pulley ratio, and high pulley ratio are each set to their maximum values. And, when the engine water temperature is in the temperature range from 20°C to 70°C, the lower the engine water temperature, the smaller the standby pulley ratio, low pulley ratio, and high pulley ratio are set to.

＜作用効果＞
以上のように、ＰレンジからＲレンジが構成される変速過渡時には、ベルト変速機構３３の目標プーリ比がハイプーリ比に設定される。これに先立ち、Ｐレンジでの待機中に、目標プーリ比が最大プーリ比とハイプーリ比との間の準備プーリ比に設定されている。そのため、変速過渡時には、ベルト変速機構３３のプーリ比を準備プーリ比からハイプーリ比に下げればよいので、変速過渡期間が短くても、変速過渡期間内（ガレージ制御中）にプーリ比をハイプーリ比に下げることができる。 <Action and effect>
As described above, during a shift transition when the P range is changed to the R range, the target pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 is set to the high pulley ratio. Prior to this, during standby in the P range, the target pulley ratio is set to a preparation pulley ratio between the maximum pulley ratio and the high pulley ratio. Therefore, during a shift transition, the pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 can be lowered from the preparation pulley ratio to the high pulley ratio, so that even if the shift transition period is short, the pulley ratio can be lowered to the high pulley ratio within the shift transition period (during garage control).

また、準備プーリ比およびハイプーリ比は、エンジン水温に応じて設定される。エンジン水温が低い冷機時のファーストアイドル状態では、エンジン回転数が高いので、Ｒレンジでの車両１の発進時のクリープトルク（エンジンのアイドル回転状態でアウトプット軸に出力されるトルク）が過大となる。そのため、エンジン水温に応じてハイプーリ比が設定されることにより、Ｒレンジでの車両１の発進時に、クリープトルクが過大となることを抑制できる。その結果、車両１のブレーキ解除時のクリープによる飛び出しや制動力不足、パーキングロック解除の際の大きな音などの発生を抑制することができる。そして、エンジン水温に応じて準備プーリ比が設定されることにより、ハイプーリ比が小さい値に設定されても、変速過渡期間内にプーリ比を準備プーリ比からハイプーリ比に下げきることができる。 The preparatory pulley ratio and the high pulley ratio are set according to the engine water temperature. In a cold-engine fast idle state where the engine water temperature is low, the engine speed is high, so the creep torque (torque output to the output shaft when the engine is idling) becomes excessive when the vehicle 1 starts in the R range. Therefore, by setting the high pulley ratio according to the engine water temperature, it is possible to prevent the creep torque from becoming excessive when the vehicle 1 starts in the R range. As a result, it is possible to prevent the vehicle 1 from jumping out due to creep when the brakes of the vehicle 1 are released, insufficient braking force, and loud noises when the parking lock is released. Furthermore, by setting the preparatory pulley ratio according to the engine water temperature, even if the high pulley ratio is set to a small value, the pulley ratio can be lowered from the preparatory pulley ratio to the high pulley ratio within the shift transition period.

＜変形例＞
以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもできる。 <Modification>
Although the embodiment of the present invention has been described above, the present invention can be embodied in other forms.

たとえば、前述の実施形態では、ＰレンジからＲレンジが構成される場合のベルト変速機構３３のプーリ比を変更する処理について説明した。ＰレンジからＤレンジが構成される場合にも、ＰレンジからＲレンジが構成される場合と同様のプーリ比変更処理が実行されてもよい。ＰレンジからＲレンジが構成される場合のプーリ比変更処理では、Ｐレンジでの待機中に、ベルト変速機構３３の目標プーリ比が準備プーリ比に設定され、ＰレンジからＤレンジが構成される変速過渡時には、目標プーリ比がロープーリ比に設定される。 For example, in the above embodiment, the process of changing the pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 when the R range is configured from the P range has been described. When the D range is configured from the P range, the same pulley ratio change process as when the R range is configured from the P range may be executed. In the pulley ratio change process when the R range is configured from the P range, the target pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 is set to the preparation pulley ratio while waiting in the P range, and the target pulley ratio is set to the low pulley ratio during the shift transition when the P range is configured from the D range.

これにより、ＰレンジからＲレンジへの変速過渡時には、ベルト変速機構３３のプーリ比を準備プーリ比からロープーリ比に上げればよいので、Ｐレンジでの待機中にハイプーリ比まで下げられる構成と比較して、Ｄレンジでの発進時のロープーリ比を実現しやすい。 As a result, when shifting from P range to R range, the pulley ratio of the belt transmission mechanism 33 can be increased from the standby pulley ratio to the low pulley ratio, making it easier to achieve the low pulley ratio when starting in D range compared to a configuration in which the pulley ratio is lowered to the high pulley ratio while waiting in P range.

また、ＮレンジからＲレンジまたはＤレンジが構成される場合にも、同様のプーリ比変更処理が実行されてもよい。 A similar pulley ratio change process may also be performed when the R range or D range is configured from the N range.

本発明は、インプット軸とアウトプット軸との間の動力伝達経路上に、無端状のベルトがプライマリプーリとセカンダリプーリとに巻き掛けられた構成のベルト式の無段変速機構を設けるとともに、その無段変速機構と直列に前進クラッチ／後進クラッチを設けた構成の車両に適用することもできる。 The present invention can also be applied to a vehicle that has a belt-type continuously variable transmission mechanism in which an endless belt is wound around a primary pulley and a secondary pulley on the power transmission path between the input shaft and the output shaft, and that has a forward clutch/reverse clutch in series with the continuously variable transmission mechanism.

その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。 In addition, various design modifications can be made to the above-mentioned configuration within the scope of the claims.

１：車両
２：エンジン
４：無段変速機
３１：インプット軸
３２：アウトプット軸
３３：ベルト変速機構（無段変速機構）
４３：プライマリプーリ
４４：セカンダリプーリ
４５：ベルト
９１：ＥＣＵ（車両用制御装置、準備プーリ比設定手段、ハイプーリ比設定手段、ロープーリ比設定手段）
Ｂ１：ブレーキ（第２係合要素）
Ｃ１，Ｃ２：クラッチ（第１係合要素） 1: Vehicle 2: Engine 4: Continuously variable transmission 31: Input shaft 32: Output shaft 33: Belt transmission mechanism (continuously variable transmission mechanism)
43: Primary pulley 44: Secondary pulley 45: Belt 91: ECU (vehicle control device, preparation pulley ratio setting means, high pulley ratio setting means, low pulley ratio setting means)
B1: Brake (second engagement element)
C1, C2: clutch (first engagement element)

Claims

エンジンを駆動源とし、インプット軸とアウトプット軸との間の動力伝達経路上に、無端状のベルトがプライマリプーリとセカンダリプーリとに巻き掛けられた構成のベルト式の無段変速機構と、前記アウトプット軸から第１方向の動力が出力される第１走行レンジを構成するために係合される第１係合要素と、前記アウトプット軸から前記第１方向と反対の第２方向の動力が出力される第２走行レンジを構成するために係合される第２係合要素とが設けられて、前記第１走行レンジと前記第２走行レンジとを前記無段変速機構のプーリ比を同一として比較したときに、変速比が前記第２走行レンジで前記第１走行レンジよりも大きくなる構成の無段変速機を搭載した車両に用いられる制御装置であって、
前記エンジンのファーストアイドル状態において、前記第１係合要素および前記第２係合要素が解放される駐車レンジでの前記無段変速機構の目標プーリ比を、前記エンジンを冷却する冷却水の水温に応じて、前記無段変速機構の最大プーリ比よりも小さい準備プーリ比に設定する準備プーリ比設定手段と、
前記ファーストアイドル状態において、前記駐車レンジから前記第２係合要素の係合により前記第２走行レンジが構成される変速過渡時に、前記目標プーリ比を、前記冷却水の水温に応じて、前記準備プーリ比よりも小さいハイプーリ比に設定するハイプーリ比設定手段と、
前記駐車レンジにおいて、前記無段変速機構の実プーリ比を前記準備プーリ比に向けて下げる制御を行い、前記変速過渡時に、前記無段変速機構の実プーリ比を前記ハイプーリ比に向けて下げる制御を行う制御手段と、を含み、
前記ハイプーリ比は、前記冷却水の水温にかかわらず、前記準備プーリ比に対して一定値だけ小さい、車両用制御装置。 a control device used in a vehicle equipped with a continuously variable transmission having an engine as a drive source, the continuously variable transmission having a belt-type mechanism configured with an endless belt wound around a primary pulley and a secondary pulley, a first engagement element that is engaged to configure a first driving range in which power is output from the output shaft in a first direction, and a second engagement element that is engaged to configure a second driving range in which power is output from the output shaft in a second direction opposite to the first direction, the control device being used in a vehicle equipped with a continuously variable transmission configured with an engine as a drive source, the belt-type continuously variable transmission mechanism having an endless belt wound around a primary pulley and a secondary pulley, the first engagement element that is engaged to configure a first driving range in which power is output from the output shaft in a first direction, and the second engagement element that is engaged to configure a second driving range in which power is output from the output shaft in a second direction opposite to the first direction, the control device being used in a vehicle equipped with a continuously variable transmission configured with an engine as a drive source, the belt-type continuously variable transmission mechanism having a belt-type endless
a preparation pulley ratio setting means for setting a target pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism in a parking range in which the first engagement element and the second engagement element are released, to a preparation pulley ratio that is smaller than a maximum pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism in accordance with a water temperature of a cooling water that cools the engine, in a fast idle state of the engine;
a high pulley ratio setting means for setting the target pulley ratio to a high pulley ratio smaller than the standby pulley ratio in accordance with a temperature of the cooling water during a speed change transition from the parking range to the second driving range by engagement of the second engagement element in the fast idle state;
a control means for controlling the actual pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism to be lowered toward the preparation pulley ratio in the parking range, and for controlling the actual pulley ratio of the continuously variable transmission mechanism to be lowered toward the high pulley ratio during the speed change transition,
A vehicle control device, wherein the high pulley ratio is smaller than the standby pulley ratio by a constant value regardless of the temperature of the cooling water.

前記駐車レンジから前記第１走行レンジが構成される変速過渡時に、前記目標プーリ比を前記準備プーリ比よりも大きいロープーリ比に設定するロープーリ比設定手段、をさらに含む、請求項１に記載の車両用制御装置。 2. The vehicle control device according to claim 1, further comprising: a low pulley ratio setting means for setting the target pulley ratio to a low pulley ratio greater than the standby pulley ratio during a shift transition in which the parking range is changed to the first driving range.