JPS61112859A - Lock-up control device of power transmission device with non-stage speed change gear - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To save memory capacity of data by controlling rotating speed of a rotating member between a non-stage speed change gear and a fluid transmission device and engaging and disengaging of a lock-up clutch based on an engine load. CONSTITUTION:An input side rotating angle sensor 64 detects rotating speed Nin of an input side sheave 2a, that is turbine rotating speed of a fluid joint 12, and a throttle opening sensor 36 detects suction throttle opening theta as an engine load. A switching rotating speed calculating means 368 calculates rotating speed of the input side sheave Nla at the time when a lock-up clutch 22 is switched from OFF to ON and rotating speed of the input side sheave Nlr at the time when the lock-up clutch 22 is switched from ON to OFF based on the suction throttle opening theta. Then, a solenoid valve 100 is switched by a lock-up clutch switching means 370.

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、機関動力伝達経路に無段変速機（以下、「Ｃ
ｖＴ」と言う。）およびその上流に流体トルクコンバー
タあるいは流体継手などの流体伝動装置が設けられ、さ
らに流体伝動装置に対して並列にロックアツプクラッチ
が設けられているＣＶＴ付き動力伝達装置のロックアツ
プ制御装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of Industrial Application The present invention provides a continuously variable transmission (hereinafter referred to as "C") in an engine power transmission path.
vT”. ), a fluid transmission device such as a fluid torque converter or a fluid coupling is provided upstream thereof, and a lockup clutch is provided in parallel with the fluid transmission device.

従来の技術 このようなＣＶＴ付き動力伝達装置のロックアツプクラ
ッチは、流体伝動装置を介さずに機関動力を伝達して、
流体伝動装置における伝達損失を回避する役目を有し、
またロックアツプクラッチの係合は車両のサージおよび
しゃくり等のドライバビリティ上の不具合を回避できる
運転領域において行なわれる。このような運転領域は例
えば吸気スロットル開度と流体伝動装置の出力部材の回
転速度とから定義されるが、従来のロックアツプ制御装
置では流体伝動装置の出力部材の回転速度としての例え
ばタービン回転速度を車速ＶとＣＶＴの変速比１”　（
ｒ　＝Ｎｔｎ、／Ｎ。BACKGROUND ART A lock-up clutch of a power transmission device with a CVT transmits engine power without going through a fluid transmission device.
It has the role of avoiding transmission loss in fluid transmission devices,
Further, the lock-up clutch is engaged in a driving range where drivability problems such as vehicle surges and jerks can be avoided. Such an operating range is defined by, for example, the intake throttle opening and the rotation speed of the output member of the fluid transmission device, but in conventional lock-up control devices, for example, the turbine rotation speed is defined as the rotation speed of the output member of the fluid transmission device. Vehicle speed V and CVT gear ratio 1” (
r = Ntn, /N.

ｕｔ：ただしＮｉｎ１ＮＯｕｔはＣＶＴの入力側および
出力側の回転速度）とから計算しており、すなわちロッ
クアツプクラッチの保合を許容できるタービン回転速度
とＣＶＴの変速比ｒとの関数として求まる値に車速Ｖが
達するとロックアツプクラッチの係合を行なっており、
ＣｖＴの変速比ｒの検出が必要となってロックアツプ制
御を複雑にしている。ut: However, Nin1NOut is calculated from the input and output side rotational speeds of the CVT).In other words, the vehicle speed is determined as a function of the turbine rotational speed that allows engagement of the lock-up clutch and the CVT gear ratio r. When V reaches, the lock-up clutch is engaged,
It is necessary to detect the gear ratio r of the CvT, which complicates lock-up control.

先行技術としての特開昭５０−４０９５７号は有段変速
機のロックアツプ制御において流体トルクコンバータの
出力軸回転速度に基づいてロックアツプクラッチを保合
、解放することを開示するが、有段変速機の代わりにＣ
ＶＴが用いられる場合のロックアツプ制御に関してはな
んら開示していない。JP-A No. 50-40957 as a prior art discloses engaging and disengaging a lock-up clutch based on the output shaft rotational speed of a fluid torque converter in lock-up control of a stepped transmission. C instead of
There is no disclosure regarding lock-up control when VT is used.

発明が解決しようとする問題点 本発明の目的はＣＶＴの変速比丁の検出を省略してロッ
クアツプ制御を簡単にすることができるＣＶＴ付き動力
伝達装置のロックアツプ制御装置を提供することである
。Problems to be Solved by the Invention An object of the present invention is to provide a lock-up control device for a power transmission device with a CVT that can simplify lock-up control by omitting detection of the CVT gear ratio.

問題点を解決するための手段 この目的を達成するために本発明によれば、流体伝動装
置が機関動力伝達経路においてＣＶＴより上流に設けら
れ、ロックアツプクラッチが流体伝動装置に対して並列
に設けられているＣＶＴ付き動力伝達装置のロックアツ
プ制御装置において、ＣＶＴと流体伝動装置との間の機
関動力伝達経路における回転部材の回転速度を検出し、
この回転速度と機関負荷とに基づいてロックアツプクラ
ッチの係合および解放を制御する。Means for Solving the Problems In order to achieve this object, according to the present invention, a fluid transmission device is provided upstream of the CVT in the engine power transmission path, and a lock-up clutch is provided in parallel with the fluid transmission device. A lock-up control device for a power transmission device with a CVT, which has been described above, detects the rotational speed of a rotating member in an engine power transmission path between a CVT and a fluid transmission device,
Engagement and release of the lock-up clutch are controlled based on this rotational speed and engine load.

発明の効果 このようにロックアツプ制御のために車速に代えてＣＶ
Ｔと流体伝動装置との間の機関動力伝達経路における回
転部材の回転速度が直接検出されるので、ＣＶＴの変速
比ｒの検出を省略してＣＶＴ制御を簡単にすることがで
きる。Effects of the invention In this way, CV is used instead of vehicle speed for lock-up control.
Since the rotational speed of the rotating member in the engine power transmission path between the T and the fluid transmission device is directly detected, the CVT control can be simplified by omitting the detection of the CVT gear ratio r.

好ましくは回転部材はＣＶＴの入力側シーブである。Ｃ
ＶＴの変速比制御のために入力側シーブの回転速度を検
出するセンサがすでに用いられているので、このセンサ
を利用することにより、新たなセンサを付加することな
く本発明のロックアツプ制御を行なうことができる。Preferably, the rotating member is an input sheave of a CVT. C
Since a sensor that detects the rotational speed of the input sheave is already used to control the gear ratio of the VT, by using this sensor, the lock-up control of the present invention can be performed without adding a new sensor. I can do it.

好ましくは、ロックアツプクラッチを係合および解放す
る時の入力側シーブの回転速度を吸気スロットル開度の
関数とし、この時の入力側シーブの回転速度をｉｆｉ！
関負荷の検出値から補間法により計算する。これにより
・データの記憶容量を節約することができる。Preferably, the rotational speed of the input sheave when the lock-up clutch is engaged and released is a function of the intake throttle opening, and the rotational speed of the input sheave at this time is ifi!
Calculated by interpolation method from the detected value of the load. As a result, data storage capacity can be saved.

好ましくは、ロックアツプクラッチを係合する時の入力
側シーブ回転速度を、ロックアツプクラッチを解放する
時の入力側シーブ回転速度より高い値に設定し、このよ
うなヒステリシスの形成によりハンチングを防止するこ
とができる。Preferably, the rotation speed of the input sheave when the lock-up clutch is engaged is set to a higher value than the rotation speed of the input sheave when the lock-up clutch is released, and hunting is prevented by creating such hysteresis. be able to.

実施例 本発明を図面の実施例について説明する。Example The present invention will be explained with reference to the embodiments shown in the drawings.

第２図は機関動力伝達経路全体の変速比の制御幅を増大
するためにＣＶＴの下流にさらに有段式副変速機を設け
た動力伝達装置を開示しており、流体伝動装置としては
流体トルクコンバータではなく流体継手が採用されてい
る。Fig. 2 discloses a power transmission device in which a stepped sub-transmission is further provided downstream of the CVT in order to increase the control width of the gear ratio of the entire engine power transmission path. A fluid coupling is used instead of a converter.

第２図において、ＣＶＴ　ｌは１対の入力側シーブ２ａ
＋２ｂ　−、１対の出力側シーブ４．ａ、４ｂ、および
入力側と出力側のシーブに掛けられて機関動力を伝達す
るベルト６を備えている。一方の入力側シーブ２ａは入
力軸８に軸線方向へ移動可能に、回転方向へは固定的に
設けられ、他方の入力側シーブ２ｂは入力軸８に固定さ
れている。In Fig. 2, CVT l is a pair of input side sheaves 2a.
+2b-, a pair of output sheaves 4. a, 4b, and a belt 6 that is hung over the sheaves on the input side and the output side to transmit engine power. One input side sheave 2a is provided on the input shaft 8 so as to be movable in the axial direction but fixed in the rotational direction, and the other input side sheave 2b is fixed to the input shaft 8.

また一方の出力側シーブ４ａは出力軸ＩＯに固定され、
他方の出力側シーブ４ｂは出力軸１０に軸線方向へ移動
可能に、回転方向へは固定的に設けられている。入力側
シーブ２ａ　＋　２ｂの対向面および出力側シーブ４ａ
＋４ｂの対向面は半径方向外方へ向かって相互の距離を
増大させるテーバ状に形成され、ベルト６の横断面は等
脚台形状に形成されている。出力側シーブ４ａ＋４ｂの
押圧力はベルト６の滑りを回避して動力伝達を確保でき
る最小限の値に制御され、入力側シーブ２ａ＋２ｂの押
圧力はＣＶＴ　１の変速比ｒ（＝入力軸８の回転速度Ｎ
ｉｎ　／出力軸１０の回転速度Ｎｏｕｔ　）を決定する
。流体継手１２は機関のクランク軸１４へ接続されてい
るポンプ１６と、ポンプ１６からのオイルにより回転さ
せられ入力軸８に固定されているタービン１８とを備え
ている。ロックアツプクラッチ２２はクランク軸１４と
入力軸８との間の接続を制御し、ダンパ２４はロツクア
　”ツブクラッチが解放状態から保合状朗へ切換えられ
る際の衝撃および機関のトルク変動を吸収する。車速あ
るいは機関回転速度が所定値以上になると、ロックアツ
プクラッチ２２が保合状態に保持されて、流体継手１２
におけるオイルによる動力伝達の損失を回避する。オイ
ルポンプ２６は、ポンプ１６と一体的に回転し、油圧制
御装置を介してオイルをＣＶＴ　ｌ　、流体継手１２等
へ送る。カウンタ軸２８は、ＣＶＴ　ｌの出力軸１０に
対して平行に設けられ、２つの歯車３０，３２を有して
いる。出力軸１０の機関動力は出力軸ｌＯと同軸的な歯
車３４からカウンタ軸２８上の歯車３０．３２を介して
差動装置３６へ伝達され、さらに差動装置３６から左右
のアクスル軸３８．４０を介して左右の駆動輪へ送られ
る。有段Ｅ　’ＬＵ変速機４２はＣＶＴ　１の出力軸１
０に対して同軸的に設けられる。副変速機４２はラビニ
ョオ形複合遊星歯車装置４３を含み、この遊星歯車装置
４３は、第１と第２のサンギヤ４４，４６　、第１のサ
ンギヤ４４にかみ合う第１のプラネタリギヤ４８、この
第１のプラネタリギヤ４８と第２のサンギヤ４６とにか
み合う第２のプラネタリギヤ５０、この第１のプラネタ
リギヤ４８にかみ合うリングギヤ５２、および第１と第
２のプラネタリギヤ４８　、５０を回転可能に支持する
キャリヤ５４を備えている。第２のサンギヤ４６は副変
速機４２の入力部分としてのＣＶＴ　１の出方軸１ｏと
一体的な軸６４−＼接跣され、キャリヤ５４は歯車３４
へ接続されている。高速段用クラッチ５６は軸６４と第
１のサンギヤ４４との接続を制御し、低速段・弔ブレー
キ５８は第１のサンギヤ４４のゴ定を制御し、後進用ブ
レーキ６ｏはリングギヤ５２の固定を制御する。Further, one output side sheave 4a is fixed to the output shaft IO,
The other output side sheave 4b is provided on the output shaft 10 so as to be movable in the axial direction but fixed in the rotational direction. Opposite surfaces of input sheave 2a + 2b and output sheave 4a
The opposite surfaces of +4b are formed in a tapered shape such that the distance between them increases toward the outside in the radial direction, and the cross section of the belt 6 is formed in the shape of an isosceles trapezoid. The pressing force of the output side sheaves 4a+4b is controlled to the minimum value that can avoid slippage of the belt 6 and ensure power transmission, and the pressing force of the input side sheaves 2a+2b is controlled by the gear ratio r of the CVT 1 (=rotation of the input shaft 8). Speed N
in/rotational speed Nout of the output shaft 10) is determined. The fluid coupling 12 includes a pump 16 connected to the crankshaft 14 of the engine, and a turbine 18 rotated by oil from the pump 16 and fixed to the input shaft 8. The lock-up clutch 22 controls the connection between the crankshaft 14 and the input shaft 8, and the damper 24 absorbs shock and engine torque fluctuations when the lock-up clutch is switched from a released state to an engaged state. When the vehicle speed or engine rotational speed exceeds a predetermined value, the lock-up clutch 22 is held in the engaged state, and the fluid coupling 12
Avoid power transmission loss due to oil in The oil pump 26 rotates integrally with the pump 16 and sends oil to the CVT l , the fluid coupling 12, etc. via a hydraulic control device. The counter shaft 28 is provided parallel to the output shaft 10 of the CVT l, and has two gears 30 and 32. The engine power of the output shaft 10 is transmitted from a gear 34 coaxial with the output shaft IO to a differential gear 36 via a gear 30.32 on the counter shaft 28, and further from the differential gear 36 to the left and right axle shafts 38.40. is sent to the left and right drive wheels via the The stepped E'LU transmission 42 is the output shaft 1 of the CVT 1.
It is provided coaxially with respect to 0. The sub-transmission 42 includes a Ravigneau type compound planetary gear set 43, which includes first and second sun gears 44, 46, a first planetary gear 48 meshing with the first sun gear 44, and a first planetary gear 48 meshing with the first sun gear 44. A second planetary gear 50 that meshes with the planetary gear 48 and the second sun gear 46, a ring gear 52 that meshes with the first planetary gear 48, and a carrier 54 that rotatably supports the first and second planetary gears 48 and 50. There is. The second sun gear 46 is connected to an integral shaft 64-\ of the output shaft 1o of the CVT 1 as an input part of the sub-transmission 42, and the carrier 54 is connected to the gear 34.
connected to. The high-speed gear clutch 56 controls the connection between the shaft 64 and the first sun gear 44, the low-speed gear brake 58 controls the rotation of the first sun gear 44, and the reverse brake 6o fixes the ring gear 52. Control.

なお６４および６６は入力側回転速度センサおよび出力
側回転速度センサであり、それぞれ入力側シーブ２ａお
よび出力側シーブ４ｂの回転速度を検出する。Note that 64 and 66 are an input-side rotational speed sensor and an output-side rotational speed sensor, which detect the rotational speeds of the input-side sheave 2a and the output-side sheave 4b, respectively.

第３図は副変速機４２の各摩擦係合要素の作動状態およ
び各レンジにおける減速比を示している。○は係合状態
、×は解放状態を意味し、ρ１およびρ２は次式から定
義されている。FIG. 3 shows the operating state of each frictional engagement element of the sub-transmission 42 and the reduction ratio in each range. ◯ means an engaged state, × means a released state, and ρ1 and ρ2 are defined from the following equation.

ｐｌ＝Ｚｓｌ／Ｚｒ ｐ　２　＝＝　Ｚｓ２／　Ｚｒ ただしＺｓｌは第１のサンギヤ４４の歯数、Ｚｓ２は第
２のサンギヤ４６の歯数、Ｚｒはリングギヤ５２の歯数
である。すなわちり、Ｄレンジの低速段では低速段用ブ
レーキ５８により第１のサンギヤ４４が固定されるため
減速比１＋ρｌ→２で機関動力が伝達され、Ｌ、Ｄレン
ジの高速段では高速段用クラッチ５６が保合状態になっ
て遊星歯車装置４３が一体となって回転し、これにょＯ
減速比ｌで機関励勾が伝達され、Ｒレンジでは後進用ブ
レーキ６ｏによりリングギヤ５２が固定されるため、減
速比１−１／ｐ２の逆回転で機関動力が伝達される。pl=Zsl/Zr p 2 == Zs2/ Zr where Zsl is the number of teeth of the first sun gear 44, Zs2 is the number of teeth of the second sun gear 46, and Zr is the number of teeth of the ring gear 52. That is, in the low gear of the D range, the first sun gear 44 is fixed by the low gear brake 58, so the engine power is transmitted at a reduction ratio of 1+ρl→2, and in the high gear of the L and D ranges, the first sun gear 44 is fixed by the low gear brake 58. are in a locked state, and the planetary gear unit 43 rotates as one, and this
The engine excitation gradient is transmitted at the reduction ratio l, and in the R range, the ring gear 52 is fixed by the reverse brake 6o, so the engine power is transmitted at the reverse rotation with the reduction ratio 1-1/p2.

第４図ないし第６図は油圧制御装置の詳細図である。オ
イルポンプ２６はストレーナ７２を介して吸込んだオイ
ルを加圧してライン圧曲ｖ５７４へ供ｉする。スロット
ルバルブ７６は、吸気・　スロットル開度θに関係した
スロットル圧Ｐｔｈを出力ポードア８に発生する。スロ
ットルバルブ７６のスプール７７は、スロットルカム７
９がらスロットル開度θの増大−に連れて増大する作用
力と制御ポート８１からフィードバック圧としてのスロ
ットル圧ｐｔｈとを対向的に受け、ライン圧油路７４と
出力ポードア８との接続を制御する。マニュアルバルブ
８ｏは、シフトレバ−のしくロー）、０（ドライブ）、
Ｎにュートラル）、Ｒ（リバース）、およびＰ（パーキ
ング）レンジに関係して軸線方向位置を制御され、ライ
ン圧油路７４の第１のライン圧ＰＪ？１を、Ｒレンジ時
にはポート８３へ、Ｌレンジ時はポート８５へ、０レン
ジ時はポー）−８５，８７へ、それぞれ導く。4 to 6 are detailed views of the hydraulic control device. The oil pump 26 pressurizes the oil sucked through the strainer 72 and supplies it to the line pressure bend v574. The throttle valve 76 generates a throttle pressure Pth related to the intake/throttle opening θ to the output port door 8. The spool 77 of the throttle valve 76 is connected to the throttle cam 7.
9 and receives the acting force that increases as the throttle opening θ increases and the throttle pressure pth as feedback pressure from the control port 81, thereby controlling the connection between the line pressure oil passage 74 and the output port door 8. . Manual valve 8o is shift lever (low), 0 (drive),
The axial position is controlled in relation to the N (neutral), R (reverse), and P (parking) ranges, and the first line pressure PJ? 1 is led to port 83 when in the R range, to port 85 when in the L range, and to port)-85 and 87 when in the 0 range, respectively.

リリーフ弁８９は、ライン圧油路７４の第１のライン圧
ｐＨが所定値以上になるとライン圧油路７４のオイルを
逃がす安全弁としてのｊＪｌｔｌを有する。The relief valve 89 has jJltl as a safety valve that releases oil in the line pressure oil passage 74 when the first line pressure pH of the line pressure oil passage 74 exceeds a predetermined value.

二次油圧油路８２はオリフィス８４とプライマリレギュ
レータバルブ１９８の余剰オイルが排出されるポート８
５とを介してライン圧油路７４へ接続され、セカンダリ
プレッシャレギュレータバルブ８６は、オリフィス８８
を介して二次油圧油路８２へ接続されている制御室９０
を有し、制御室９０の油圧とはね９２の荷重とに関係し
て二次油圧油路８２とポート９４との接続を制御し、二
次油圧油路８２の二次油圧Ｐｚを所定値に維持する。醐
滑油油路９５はポート９４あるいはオリフィス９７を介
して二次油圧油路８２へ接続されている。ロックアツプ
制御弁９６は、二次油圧油路８２を流体クラッチ１２に
並列なロックアツプクラッチ２２の係合側および解１側
へ選択的に接続する。１ａ磁弁１００はロックアツプ制
御弁９６の制御室１０２とドレン１０４との接続を制御
し、電磁弁１００がオフ（非励磁ンである場合はロック
アツプクラッチ９８の解放側へ二次油圧油路８２からの
二次油圧Ｐｚが伝達されて機関動力が流体クラッチ１２
を介して伝達され、電磁弁１００がオン（、訪磁〕であ
る場合はロックアツプクラッチ９８の係合側およびオイ
ルクーラ１゜６へ二次油圧油路８２からの二次油圧Ｐｚ
が供給されて既関動力はロックアツプクラッチ９８を介
して伝達される。クーラバイパス弁１０７はクーラ圧を
制御する。The secondary hydraulic oil passage 82 has an orifice 84 and a port 8 where excess oil from the primary regulator valve 198 is discharged.
5, and the secondary pressure regulator valve 86 is connected to the line pressure oil passage 74 via the orifice 88.
A control chamber 90 connected to the secondary hydraulic fluid line 82 via
It controls the connection between the secondary hydraulic oil passage 82 and the port 94 in relation to the oil pressure in the control chamber 90 and the load on the spring 92, and controls the secondary oil pressure Pz of the secondary hydraulic oil passage 82 to a predetermined value. maintain it. The lubricating oil passage 95 is connected to the secondary hydraulic oil passage 82 via a port 94 or an orifice 97. The lock-up control valve 96 selectively connects the secondary hydraulic oil passage 82 to the engagement side and the disengagement side of the lock-up clutch 22 parallel to the hydraulic clutch 12 . 1a solenoid valve 100 controls the connection between the control chamber 102 of the lock-up control valve 96 and the drain 104, and when the solenoid valve 100 is off (non-energized), the secondary hydraulic oil passage 82 is connected to the release side of the lock-up clutch 98. The secondary hydraulic pressure Pz is transmitted and engine power is transferred to the fluid clutch 12.
When the solenoid valve 100 is on (, magnetized), the secondary hydraulic pressure Pz is transmitted from the secondary hydraulic oil passage 82 to the engagement side of the lock-up clutch 98 and the oil cooler 1.6.
is supplied, and the already engaged force is transmitted via the lock-up clutch 98. Cooler bypass valve 107 controls cooler pressure.

俊速比制御装置１０８は、第１および第２のスブーＪＬ
／弁１１０，１１２　、第１　オヨヒ第２の′ｔａＭ弁
１１４．１１６を備えている。第１の電磁弁１１４がオ
フである期間は第１のスプール弁１１０のスプールは室
１１７の二′／ＸＭＪＩ圧Ｐｚによりばね１１８の方へ
押圧されており、ポート１１９の第１のライン圧ＰＩ！
Ｉは第１のスプール弁１１０のポート１２０を介して第
２のスプール弁１１２のポート１２２へ送られ、ポート
１２４とドレン１２６との接続は断たれている。第１の
電磁弁＋１４がオンである期間は室】！７の油圧が第１
の”電磁弁１１４のドレン！２８を介して排出され、第
１のスプール弁＋１０のスプールはばね１１８により室
１１７の方へ押圧され、ポート１２０にはライン圧ＰＩ
！が生じず、ポート＋２４はドレン１２６へ接続される
。また、第２の電磁弁１１６がオフである期間は第２の
スプール弁１１２のスプールは室１２８の二次油圧Ｐ２
によりばね１３０の方へ押圧され、ポート１２２とポー
ト１３２との接続は断たれ、ポート１１４はポート１３
６・＼接続されている。ポーｈ′１３２．１３４は油路
１３８を介してＣＶＴ　ｌの大刀側油圧シリンダへ接続
されている。第２の電磁弁１１６がオンである期間は室
１２８の油圧が第２のＳ磁弁１１６のドレン１３９から
排出され、第２のスプール弁１１２のスプールははね１
３０により室１２８の方へ押圧され、ポート１２２はポ
ート１３２へ接続され、ポート１３４とポート１３６と
の接読は断たれる、ポート１３６は油路１４２を介して
ポート！２４・″＼従接続れている。オリフィス１４０
は第２の電磁弁＋１６７）オフ時にポート１２２から少
虫のオイルをポーｈ１３２へ導く、シたがって第１の電
磁弁ｌ！４がオフでかつ第２の電磁弁１１６がオンであ
る期間はＧＶＴ　１の入力側油圧シリンダへオイルが速
やかに供給され、変速比Ｔは下降する。第１の電磁弁１
１４がオフでＤ）っ第２の”遇磁弁１１６がオフである
期間はＣＶＴ　１の入力側油圧シリンダへのオイルの供
給はオリフィス１４０を介して行なわれ、ＣＶＴ　１の
変速比丁は緩やかに下降するＪ第１の電磁弁＋１４がオ
ンでかつ第２の電磁弁１１６がオンである場合、ＣＶＴ
　１の入力側油圧シリンダへのオイルの供給、排出は行
なわれず、ＣＶＴ　１の変速比ｒは一定に保持される。The rapid speed ratio control device 108 is a first and a second Subu JL.
/ valves 110, 112, first and second 'taM valves 114, 116. During the period when the first solenoid valve 114 is off, the spool of the first spool valve 110 is pressed toward the spring 118 by the 2'/XMJI pressure Pz of the chamber 117, and the first line pressure PI of the port 119 !
I is sent through port 120 of first spool valve 110 to port 122 of second spool valve 112, and the connection between port 124 and drain 126 is broken. The period during which the first solenoid valve +14 is on is chamber]! 7 hydraulic pressure is the first
28 of the solenoid valve 114, the spool of the first spool valve +10 is pushed towards the chamber 117 by the spring 118, and the line pressure PI is supplied to the port 120.
! does not occur and port +24 is connected to drain 126. In addition, during the period when the second solenoid valve 116 is off, the spool of the second spool valve 112 maintains the secondary hydraulic pressure P2 of the chamber 128.
The connection between the ports 122 and 132 is broken, and the port 114 is pressed toward the spring 130 by the spring 130.
6.\Connected. The ports h' 132 and 134 are connected to the long side hydraulic cylinder of the CVT 1 via an oil passage 138. During the period when the second solenoid valve 116 is on, the hydraulic pressure in the chamber 128 is discharged from the drain 139 of the second S solenoid valve 116, and the spool of the second spool valve 112 is
30 toward the chamber 128, the port 122 is connected to the port 132, and the readout between the port 134 and the port 136 is cut off.The port 136 is connected to the port ! 24・″＼Slave connected. Orifice 140
is the second solenoid valve +167) When off, the insect oil is guided from the port 122 to the port h132, so the first solenoid valve l! 4 is off and the second solenoid valve 116 is on, oil is quickly supplied to the input hydraulic cylinder of the GVT 1, and the gear ratio T decreases. First solenoid valve 1
14 is off and the second magnet valve 116 is off, oil is supplied to the input hydraulic cylinder of the CVT 1 via the orifice 140, and the gear ratio of the CVT 1 is moderate. If the first solenoid valve +14 is on and the second solenoid valve 116 is on, the CVT
Oil is not supplied to or discharged from the input hydraulic cylinder of CVT 1, and the gear ratio r of CVT 1 is kept constant.

第１の電磁弁１１４がオンでかつ第２の電磁弁１１６が
オフである期間は入力側油圧シリンダ４６のオイルはド
レン１２６から排出さｎるので、ＣＶＴ　Ｉの変速比ｒ
は急激に上昇する。During the period when the first solenoid valve 114 is on and the second solenoid valve 116 is off, the oil in the input hydraulic cylinder 46 is discharged from the drain 126, so the gear ratio r of the CVT I is
rises rapidly.

変速比検出弁１４６は第７図に詳細が示されている。ス
リーブ１４８．１５０は弁孔１５２内に同軸的に配置さ
れ、スナップリング１５４により軸線方向へ固定されて
いる。棒＋５６は、スリーブ１４８の端部を貫通し、ば
ね座１５８を固定されている。The gear ratio detection valve 146 is shown in detail in FIG. Sleeves 148, 150 are coaxially disposed within valve bore 152 and are axially secured by snap rings 154. Rod +56 passes through the end of sleeve 148 and has spring seat 158 secured thereto.

別の棒１６０は、両端部においてそれぞれ入力側可動プ
ーリ２ａおよび棒１５６に結合し、棒１５６を入力側可
働プーリ２ａの軸線方向変位量に等しい変位量だけ軸線
方向へ移動させる。スプール１６２は、ランド１６４，
１６６を有し、スリーブ１５０内に軸線方向へ移動可能
に嵌合している。Another rod 160 is coupled at both ends to the input movable pulley 2a and the rod 156, respectively, and moves the rod 156 in the axial direction by a displacement equal to the axial displacement of the input movable pulley 2a. The spool 162 has a land 164,
166, and is fitted within the sleeve 150 so as to be movable in the axial direction.

ランド１６４はランド１６４と１６６との間の空間１６
８を油室１７０へ連通させる通路１７２を有し、ランド
１６６は空間１６８へのスリーブ１５０のポート１７４
の開口面積を制御する。ポート１７４はスリーブ１４８
の外周の空間を介してドレン１７６へ接続されている。The land 164 is the space 16 between the lands 164 and 166.
8 to the oil chamber 170, and the land 166 has a port 174 of the sleeve 150 to the space 168.
control the aperture area. Port 174 is connected to sleeve 148
It is connected to a drain 176 through a space around the outer periphery of the drain 176.

油室１７０は制御圧Ｐｃを発生する出力ポート１７８を
有し、出力ポート１７８はオリフィス１８０を介してラ
イン圧油路７４へ接続されている。ばね１８２はばね受
け１５８とスリーブ１５０との間に設けられて棒１５６
をスリーブ１４８から押出す方向へ付勢し、ばね１８４
はばね受け１５８とスプール１６２のフランジ１８６と
の間に設けられてスプール１６２を油室１７０の方へ付
勢する。入力側固定プーリ３２に対するＣＶＴ　１の入
力側可動プーリ２ａの変位量が増大するに連れて変速比
ｒは増大する。入力側可動プーリ２ａの変位量の増大に
より棒＋５６はスリーブ１４８から押出されるので、油
室１７０の方向へのばね１８４によるスプール＋６２の
付勢力は低下する。The oil chamber 170 has an output port 178 that generates a control pressure Pc, and the output port 178 is connected to the line pressure oil passage 74 via an orifice 180. The spring 182 is provided between the spring receiver 158 and the sleeve 150 and is attached to the rod 156.
The spring 184
The spring is provided between the spring receiver 158 and the flange 186 of the spool 162 to bias the spool 162 toward the oil chamber 170. As the amount of displacement of the input movable pulley 2a of the CVT 1 with respect to the input fixed pulley 32 increases, the speed ratio r increases. Since the rod +56 is pushed out of the sleeve 148 due to an increase in the amount of displacement of the input movable pulley 2a, the biasing force of the spring 184 toward the oil chamber 170 on the spool +62 decreases.

この結果、スプール１６２は棒１５６の方へ移動し、ラ
ンド１６６はポート１７４の開口面積を増大させてオイ
ルの排出流量を増大させるので、出カポ−ト１７８の変
速比圧町は低下する。変速比圧町は出力ポート１７８の
油圧媒体の排出量を制御することにより生成されるので
、上限をライン圧Ｐｉ！に規定される。第８図および第
９図の破線は、変速比圧町と変速比ｒとの２つの関係を
例示している。後述されるように第１のライン圧Ｐ７！
１は変速比ｒの減少に連れて減少するが、変速比圧町が
ライン圧ＰＩに等しくなる変速比丁ｌ（この変速比ｒ１
はスロットル圧ｐｔｈ　。As a result, the spool 162 moves toward the rod 156, and the land 166 increases the opening area of the port 174 to increase the oil discharge flow rate, so that the transmission specific pressure of the output port 178 decreases. Since the gear ratio specific pressure is generated by controlling the amount of hydraulic medium discharged from the output port 178, the upper limit is set to the line pressure Pi! stipulated in The broken lines in FIGS. 8 and 9 illustrate two relationships between the gear ratio pressure range and the gear ratio r. As will be described later, the first line pressure P7!
1 decreases as the gear ratio r decreases, but when the gear ratio 1 becomes equal to the line pressure PI (this gear ratio r1
is the throttle pressure pth.

したがって機関トルクＴｅの関数である。）に低下する
と、それ以下の変速比範囲ではＰｒ＝ＰＩ！１となる。Therefore, it is a function of the engine torque Te. ), in the gear ratio range below that Pr=PI! It becomes 1.

なお第８図および第９図において二点鎖線は第１のライ
ン圧ＰＡ’ｌの理想値であり、Ｔ１〉Ｔ２である。Note that in FIGS. 8 and 9, the two-dot chain line represents the ideal value of the first line pressure PA'l, and T1>T2.

カットオフバルブ１９０は、ロックアツプ制御弁９６の
制Ｓ室１０２へ油路！９２を介して連通している室１９
４、および室１９４の油圧とはね１９５のばね力とに関
係して移動するスプール１９６を有し、電磁弁１００が
オフである場合、すなわち、ロックアツプクラッチ２２
が解放状態にある場合（副変速機４２において変速を行
なうとき、動力伝達系の衝繋を吸収するためにロックア
ツプクラッチ２２は解放状態にされる。）、閉状態にな
って変速比圧汀がプライマリレギュレータバルブ１９８
へ伝達されるのを阻止する。The cut-off valve 190 is an oil path to the control S chamber 102 of the lock-up control valve 96! Chamber 19 communicating via 92
4, and a spool 196 that moves in relation to the oil pressure in the chamber 194 and the spring force of the spring 195, when the solenoid valve 100 is off, i.e., the lock-up clutch 22
is in the released state (when the auxiliary transmission 42 shifts gears, the lock-up clutch 22 is released in order to absorb collisions in the power transmission system), the lock-up clutch 22 is in the closed state and the gear ratio pressure is stabilized. is the primary regulator valve 198
Prevent transmission to.

第１のライン圧発生手段としてのプライマリレギュレー
タバルブ１９８は、スロットル圧ｐｔｈを供給されるポ
ート２００、変速比圧町を供給されるポート２０２、ラ
イン圧油路７４へ接続されているポート２０４、オイル
ポンプ２６の吸入側へ接続されているポート２０６、お
よびオリフィス２０８を介して第１のライン圧ＰＪＩを
供給されているポート２１Ｏ１軸線方向へ運動してポー
ト２０４とポート２０６との接続を制御するスプール２
１２、スロットル圧ｐｔｈを受けてスプール２１２をポ
ート２ｏ２の方へ付勢するスプール２１４、およびスプ
ール２１２をポート２０２の方へ付勢するばね２１６を
備えている。スプール２１２の下から２つのランドの面
積をＡ１．Ａ２、スロットル圧Ｐｔｈを受けるスプール
２１４のランドの面積をＡ３、およびばね２１６の作用
力をＷｌと、それぞれ定義すると次式が成立する。The primary regulator valve 198 as a first line pressure generating means includes a port 200 supplied with throttle pressure pth, a port 202 supplied with gear ratio pressure, a port 204 connected to the line pressure oil passage 74, and a port 204 connected to the line pressure oil path 74. Port 206 connected to the suction side of pump 26 and port 21O1 supplied with first line pressure PJI through orifice 208; spool that moves in the axial direction to control the connection between port 204 and port 206; 2
12, a spool 214 that biases the spool 212 toward the port 2o2 in response to the throttle pressure pth, and a spring 216 that biases the spool 212 toward the port 202. The area of the two lands from the bottom of the spool 212 is A1. When A2 is defined as A3, the area of the land of the spool 214 that receives the throttle pressure Pth is defined as A3, and the acting force of the spring 216 is defined as Wl, the following equation holds true.

カットオフバルブ１９０が開いてポート２０２に変速比
圧町が来ている場合は ＰＪＩ　＝（Ａ３・Ｐｔｈ十ＷＩ−ＡＩ・町）／（Ａ２
−ＡＩ）・自（１）カットオフバルブ１９０が閉じてポ
ート２０２に変速比圧町が来ていない場合は ＰＩ！Ｉ　＝（Ａ３・Ｐｔｈ＋ＷＩ）／（Ａ２−ＡＩ）
　　　　・・・（２）なお（１）式および（２）式で定
義されるｐＨは第８図および第９図においてそれぞれ実
線および一点鎖線で示されている。When the cut-off valve 190 is open and the speed change specific pressure town is present at the port 202, PJI = (A3・Pth1WI−AI・town)/(A2
PI! I = (A3・Pth+WI)/(A2−AI)
(2) The pH defined by formulas (1) and (2) is shown by a solid line and a dashed-dotted line in FIGS. 8 and 9, respectively.

第２のライン圧発生手段としてのサブプライマリレギュ
レータバルブ２２０は、Ｌ、Ｄレンジ時に第１のライン
圧ｐＩ！ｔをマニュアルバルブ８０のポート８５から導
かれる入力ポート２２２、第２のライン圧ＰＡ２が発生
する出力ポート２２４、変速比圧汀を導かれるポート２
２６、フィードバック圧としての第２のライン圧ＰＪ２
をオリフィス２２８を介して導かれるポート２３０、入
カポ−ト２２２と出力ポート２２４との接続を制御する
スプール２３２、スロットル圧ｐｔｈを導かれるポート
２３４、ポート２３４からのスロットル圧Ｐｔｈを受け
てスプール２３２をポート２２６の方へ付勢するスプー
ル２３６、およびスプール２３２をポート２２６の方へ
付勢するはね２３８を有している。The sub-primary regulator valve 220 as a second line pressure generating means generates the first line pressure pI! in the L and D ranges. Input port 222 leads t from port 85 of manual valve 80, Output port 224 generates second line pressure PA2, Port 2 leads to gear ratio pressure
26. Second line pressure PJ2 as feedback pressure
a port 230 that is guided through an orifice 228, a spool 232 that controls the connection between the input port 222 and the output port 224, a port 234 that receives the throttle pressure Pth, and a spool 232 that receives the throttle pressure Pth from the port 234. a spool 236 that biases the spool 232 toward the port 226, and a spring 238 that biases the spool 232 toward the port 226.

スプール２３２の下から２つのランドの面積を８１、Ｂ
２、スロットル圧Ｐｔｈを受けるスプール２３６のラン
ドの面積を８３　、およびはね２３８の作用力をＷ２と
それぞれ定義すると次式が成立する。The area of the two lands from the bottom of the spool 232 is 81, B
2. If the area of the land of the spool 236 that receives the throttle pressure Pth is defined as 83, and the acting force of the spring 238 is defined as W2, the following equation holds true.

ＰＪｉ！２：（Ｂ３・Ｐｔｈ＋Ｗ２−８１・町）／（Ｂ
２−Ｂｌ）・・・（３）第１Ｏ図はサブプライマリレギ
ュレータバルブ２２０により生成される第２のライン圧
ＰＥ２とその理想値との関係を示している。PJi! 2: (B3・Pth+W2−81・Town)/(B
2-Bl) (3) Figure 1O shows the relationship between the second line pressure PE2 generated by the sub-primary regulator valve 220 and its ideal value.

シフトバルブ２５０はり、Ｌレンジ時に第２のライン圧
Ｐ１２を導かれる大刀ボート２５２　、出方ボート２５
４，２５６　、オリフィス２５８を有し、ドレン２６０
において終わっている排出油路２６１へ接続されている
ポート２６２、Ｄレンジ時にマニュアルバルブ８０のポ
ート８７から第１のライン圧ＰＩ！Ｉを供給される制御
ボート２６４、その他の制御ポート２６６、２６８、ド
レン２７０、スプール２７２、およびスプール２７２を
ポート２６８の方へ付勢するばね２７４を有している。The shift valve 250 is connected to the second line pressure P12 when in the L range.
4,256, having an orifice 258 and a drain 260
The port 262 is connected to the discharge oil passage 261 ending in the first line pressure PI! from the port 87 of the manual valve 80 when in the D range. It has a control boat 264 supplied with I, other control ports 266, 268, a drain 270, a spool 272, and a spring 274 biasing spool 272 toward port 268.

制御ポー１−２６６．２６８はオリフィス２７６を介し
て二次油圧Ｐｚを導かれ、制御ポート２６６．２６８の
油圧は電磁弁２７８により制御される。スプール２７２
の下から２つのランドの面積は５１．５２であり、Ｓｌ
＜５２である。The control port 1-266.268 receives secondary hydraulic pressure Pz through an orifice 276, and the hydraulic pressure of the control port 266.268 is controlled by a solenoid valve 278. Spool 272
The area of the bottom two lands is 51.52, and Sl
<52.

また、電磁弁２７８のオン、オフは車両の運転パラメー
タに関係して制御され、オン時にはドレン２８０からオ
イルが排出される。Further, whether the solenoid valve 278 is turned on or off is controlled in relation to the driving parameters of the vehicle, and when the solenoid valve 278 is turned on, oil is discharged from the drain 280.

スプール２７２がばね２７４側の位置にある場合、入力
ポート２５２は出力ポート２５４へ接続され、出力ポー
ト２５６はポート２６２へ接続される。したがって出力
ポート２５４から第２のライン圧Ｐ１２がピストン２８
１を有するアキュムレータ２８２および高速段用クラッ
チ５６へ供給され、副変速機４２は高速段になる。When spool 272 is in the spring 274 position, input port 252 is connected to output port 254 and output port 256 is connected to port 262. Therefore, the second line pressure P12 from the output port 254 is applied to the piston 28.
1 to the accumulator 282 and the high speed clutch 56, and the auxiliary transmission 42 becomes the high speed speed.

スプール２７２がポート２６８側の位置にある場合、入
力ポート２５２は出力ポート２５６へ接続され、出力ポ
ート２５４はドレン２７０へ接続される。When the spool 272 is in the port 268 position, the input port 252 is connected to the output port 256 and the output port 254 is connected to the drain 270.

したがって出力ポート２５６からの第２のライン圧ＰＪ
２が低速段用アキュムレータ５８へ供給され、副変速機
４２は低速段となる。Therefore, the second line pressure PJ from output port 256
2 is supplied to the low speed accumulator 58, and the auxiliary transmission 42 becomes the low speed.

しレンジの場合は、制御ポート２６４に第１のライン圧
Ｐｌ！が導かれていないので、電磁弁２７８がオフにな
ると、スプール２７２は最初は面積Ｓ２のランドに作用
する二次油圧Ｐｚにより、後は面積Ｓｌのランドに作用
する二次油圧Ｐｚにより、ばね２７４の方へ移動するが
、電磁弁２７８がオンになると、制御ボート２６６．２
６８の油圧は低下するので、スプール２７２はばね２７
４によりポート２６８の方へ移動する。すなわちしレン
ジでは電磁弁２７８のオン、オフに関係して副変速機４
２の高速段と低速段との切換が可能である。In the case of a microwave oven, the first line pressure Pl! is applied to the control port 264. is not guided, so when the solenoid valve 278 is turned off, the spool 272 is first activated by the secondary hydraulic pressure Pz acting on the land with an area S2, and then by the secondary hydraulic pressure Pz acting on the land with an area S1, the spring 274 is However, when the solenoid valve 278 is turned on, the control boat 266.2
As the oil pressure at 68 decreases, the spool 272
4 toward port 268. In other words, in the microwave oven, the auxiliary transmission 4
It is possible to switch between two high speed stages and a low speed stage.

Ｄレンジでは制御ポート２６４に第１のライン圧ＰＪＩ
！１が導かれるので、スプール２７２が−たんばね２７
４側の位置になると、面積Ｓ２のランドに制御ポート２
６４からの第１のライン圧ＰＪＩが作用し、その後の電
磁弁２７８のオン、オフに関係なく、スプール２７２は
ばね２７４側の位置に、したがって副変速機４２は高速
段に保持される。In the D range, the first line pressure PJI is applied to the control port 264.
! 1 is guided, so the spool 272 is connected to the -tan spring 27
When the position is on the 4 side, control port 2 is placed on the land with area S2.
The first line pressure PJI from 64 acts, and regardless of whether the solenoid valve 278 is turned on or off thereafter, the spool 272 is held in the position on the spring 274 side, and therefore the sub-transmission 42 is held in the high speed gear.

シフトタイミングバルブ２９０は、高速段用クラッチ５
６へ連通する制御ポート２９２、および制御ポート２９
２の油圧によって軸線方向位置を制御されるスプール２
９４を有し、低速段から高速段へのアップシフトの際の
高速段用クラッチ５６へのオイルの供給流量および低速
段用ブレーキ５８からのオイルの排出流量をｗＪ＃する
。The shift timing valve 290 is connected to the high speed clutch 5.
control port 292 communicating with 6, and control port 29
Spool 2 whose axial position is controlled by hydraulic pressure of 2
94, and the flow rate of oil supplied to the high speed clutch 56 and the flow rate of oil discharged from the low speed brake 58 during an upshift from a low speed to a high speed are wJ#.

電磁弁１００．１１４．１１６，２７８は二次油圧油路
８２からの二次油圧Ｐｚを導かれ、二次油圧Ｐｚの排出
を制御する。特願昭５９−１２０１７号に開示された油
圧制御装置では電磁弁はスロットル圧Ｐｔｈを導かれて
いた。したがって従来装置では最大スロットル圧に対処
できるように電磁弁のばね力およびソレノイド吸引力を
設定しなげればならず、電磁弁が大型化する不利があり
、また低スロツトル圧では電磁弁により制御されるスプ
ール弁のスプールの応答性の悪化が生じたり、スプール
に作用するばね力の設定が煩雑になる問題がある。この
実施例では二次油圧Ｐｚを用いることによりこれらの問
題を解消して設計の自由度が向上する。The solenoid valves 100, 114, 116, 278 receive the secondary hydraulic pressure Pz from the secondary hydraulic oil passage 82, and control the discharge of the secondary hydraulic pressure Pz. In the hydraulic control device disclosed in Japanese Patent Application No. 59-12017, the solenoid valve is guided by the throttle pressure Pth. Therefore, in conventional devices, the spring force and solenoid suction force of the solenoid valve must be set to cope with the maximum throttle pressure, which has the disadvantage of increasing the size of the solenoid valve. There are problems in that the responsiveness of the spool of the spool valve deteriorates and the setting of the spring force acting on the spool becomes complicated. In this embodiment, by using the secondary hydraulic pressure Pz, these problems are solved and the degree of freedom in design is improved.

第１１図は制御ブロック図である。電子制御装置３１０
は吸気スロットル開度θ、車速ｖ１ＣＶＴ　１の入力側
回転速度Ｎｉｎ　、機関の冷却水温度Ｔｖ、およびシフ
トポジションなどのパラメータを入力信号として受け、
油圧制御装置３１２の電磁弁１００．１１４．１１６，
２７８を増幅段３１４を介して制御する。FIG. 11 is a control block diagram. Electronic control device 310
receives parameters such as the intake throttle opening θ, the input side rotational speed Nin of the vehicle speed v1CVT1, the engine cooling water temperature Tv, and the shift position as input signals,
Solenoid valve 100.114.116 of hydraulic control device 312,
278 is controlled via an amplification stage 314.

第１２図はロックアツプクラッチ２２をオフからオンへ
切換える時の入力側シーブ２ａの回転速度Ｎｉｎとして
のＮＪａ　、およびロックアツプクラッチ２２をオンか
らオフへ切換える時の入力側シーブ２ａの回転速度Ｎｉ
ｎとしてのＮｌｒを吸気スロットル開度θの関数として
示している。FIG. 12 shows NJa as the rotation speed Nin of the input sheave 2a when the lock-up clutch 22 is switched from off to on, and the rotation speed Ni of the input sheave 2a when the lock-up clutch 22 is switched from on to off.
Nlr as n is shown as a function of intake throttle opening θ.

なおロックアツプクラッチ２２の係合および解放をそれ
ぞれオン、オフと称して、以下を説明する。入力側回転
速度センサ６４により入力側シーブ２ａの回転速度Ｎｉ
ｎ、シたがって流体継手１２のタービン回転速度を検出
し、ＮｉｎがＮ２３以上になると、ロックアツプクラッ
チ２２をオフからオンへ切換え、Ｎｉｎ　ｔ６　Ｎｌｒ
未満になると、ロックアツプクラッチ２２をオンからオ
フへ切換える。ロックアツプ制御のハンチングを防止す
るためにＮＪａ＞ＮＪｒとなっている。またＲＯＭのデ
ータ容−１を節約するために、吸気スロットル開度θが
０から１００％までのうちの適当な間隔で離れている複
数個の吸気スロットル開度００〜ｏｎを選択し、このよ
うな選択された吸気スロットル開度θ０〜θｎにおける
ＮＪａ、　ＮＩ！ｒのみをＲＯＭに記憶し、検出された
吸気スロットル開度θに対応するＮＪａあるいはＮｌｒ
はＲＯＭのデータから補間法を用いて計算するのが有利
である。The engagement and release of the lock-up clutch 22 will be referred to as on and off, respectively, in the following description. The input side rotation speed sensor 64 determines the rotation speed Ni of the input side sheave 2a.
Therefore, the turbine rotation speed of the fluid coupling 12 is detected, and when Nin becomes equal to or higher than N23, the lock-up clutch 22 is switched from off to on, and Nin t6 Nlr
When it becomes less than 1, the lock-up clutch 22 is switched from on to off. In order to prevent hunting in lock-up control, NJa>NJr. In addition, in order to save ROM data capacity -1, select multiple intake throttle openings 00 to on that are separated by an appropriate interval from 0 to 100%, and NJa, NI! at selected intake throttle opening degrees θ0 to θn. Only r is stored in the ROM, and NJa or Nlr corresponding to the detected intake throttle opening θ is stored.
is advantageously calculated from ROM data using an interpolation method.

第１図は本発明の主要部の構成図である。FIG. 1 is a block diagram of the main parts of the present invention.

入力側回転角センサ６４は入力側シーブ２ａの回転速度
Ｎｉｎ　、すなわち流体継手１２のタービン回転速度を
検出し、スロットル開度センサ３６６は機関負荷として
の吸気スロットル開度θを検出する。切換回転速度計算
手段３６８は、ロックアツプクラッチ２２をオフからオ
ンへ切換える時の入力側シーブ回転速度Ｎ／ａ　、およ
びロックアツプクラッチ２２をオンからオフへ切換える
時の入力側シーブ回転速度Ｎｌｒを吸気スロットル開度
ｅに基づいて例えば第１２図に従って計算する。ロック
アツプクラッチ切換手段３７０は、Ｎ１ｎ＜Ｎｌａから
Ｎｉｎ≧Ｎｌａになると電磁弁１００をオフからオンへ
切換え、すなわちロックアツプクラッチ２２をオフから
オンへ（解放状態から係合状態へ）切換え、Ｎｉｎ≧Ｎ
ｌｒからＮｉｎ＜ＮＪｒになると電磁弁１００をオンか
らオフへ切換え、すなわちロックアツプクラッチ２２を
オ、ンからオフへ（保合状態から解放状態へ）切換える
。The input side rotation angle sensor 64 detects the rotation speed Nin of the input side sheave 2a, that is, the turbine rotation speed of the fluid coupling 12, and the throttle opening sensor 366 detects the intake throttle opening θ as the engine load. The switching rotational speed calculation means 368 calculates the input side sheave rotational speed N/a when the lockup clutch 22 is switched from off to on, and the input side sheave rotational speed Nlr when the lockup clutch 22 is switched from on to off. Calculation is performed based on the throttle opening degree e, for example, according to FIG. 12. The lock-up clutch switching means 370 switches the solenoid valve 100 from off to on, that is, switches the lock-up clutch 22 from off to on (from a released state to an engaged state) when Nin≧Nla from N1n<Nla, and when Nin≧ N
When Nin<NJr from lr, the solenoid valve 100 is switched from on to off, that is, the lock-up clutch 22 is switched from on to off (from the engaged state to the released state).

第１３図はロックアツプ制御ルーチンのフローチャート
である。最初に吸気スロットル開度θおよび入力側シー
ブ回転速度Ｎｉｎを検出する（ステップ３７６）。次に
ロックアツプクラッチ２２がオンであるかオフであるか
（ステップ３７８）、ＮｉｎとＮＡ’ａ＋ＮＡ！ｒとを
比較する（ステップ３８０，３８２）。ロックアツプク
ラッチ２２がオフである場合は、Ｎｉｎ＜ＮＡａのとき
ロックアツプ制御用電磁弁１００をオフに維持しくステ
ップ３８４）、Ｎ１ｎ≧Ｎｌａのときロックアツプ制御
用電磁弁＋００をオンにする（ステップ３８６）。ロッ
クアツプクラッチ２２がオンである場合は、Ｎｉｎ＞Ｎ
Ｊｒのときロックアツプ制御用電磁弁１００をオンに維
持しくステップ３８８　）、Ｎｉｎ＜Ｎｊ！ｒのときロ
ックアツプ制御用電磁弁２２をオフにする（ステップ３
９０）。FIG. 13 is a flowchart of the lockup control routine. First, the intake throttle opening degree θ and the input side sheave rotation speed Nin are detected (step 376). Next, whether the lock-up clutch 22 is on or off (step 378), Nin and NA'a+NA! r (steps 380, 382). When the lock-up clutch 22 is off, when Nin<NAa, keep the lock-up control solenoid valve 100 off (step 384), and when N1n≧Nla, turn on the lock-up control solenoid valve +00 (step 386) . When the lock-up clutch 22 is on, Nin>N
When Jr, the lock-up control solenoid valve 100 is kept on (step 388), Nin<Nj! When r, the lock-up control solenoid valve 22 is turned off (step 3
90).

本発明を実施例について説明したが、本発明はこれに限
定されることなく、種々に修正、変形を施して実施し得
ることは当業者にとって明らかだろう。Although the present invention has been described with reference to embodiments, it will be obvious to those skilled in the art that the present invention is not limited thereto and can be implemented with various modifications and variations.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]

動力伝達装置全体のスケルトン図、第３図は各レンジに
おける各摩擦係合装置の作動状態を示す図表、第４図な
いし第６図は油圧制御装置の詳細図、第７図は変速比検
出弁の詳細図、第８図および第９図は第１のライン圧の
特性を示すグラフ、第１Ｏ図は第２のライン圧の特性を
示すグラフ、第１１図は制御ブロック図、第１２図はロ
ックアツプクラッチのオン、オフを切換える時の入力側
シーブ回転速度を吸気スロットル開度の関数として例示
するグラフ、第１３図はロックアツプ制御ルーチンのフ
ローチャートである。 Ｉ・・・ＣＶＴ、１２・・・流体継手、２２・・・ロッ
クアツプクラッチ、６４・・・入力側回転角センサ、９
６・・・ロックアツプ制御弁、１００・・・電磁弁、３
６６・・・スロットル開度センサ、３６８・・・切換回
転速度計算手段、３７０・・・ロックアラ　　　□プク
ラッチ切換手段。 −−−−ｐＨの理想値 □カットオフバルブの開時のＰｅ１ −′−力ソトオフパルブの閉時のＰｅ１−−−−−Ｐγ □変速比ｒ 第９図 一−−−ｐＨの理想値 □カットオフバルブの開時のｐＨ □変速比ｒA skeleton diagram of the entire power transmission system, Figure 3 is a chart showing the operating status of each friction engagement device in each range, Figures 4 to 6 are detailed diagrams of the hydraulic control system, and Figure 7 is a gear ratio detection valve. , FIG. 8 and FIG. 9 are graphs showing the characteristics of the first line pressure, FIG. 1O is a graph showing the characteristics of the second line pressure, FIG. 11 is a control block diagram, and FIG. FIG. 13 is a graph illustrating the input sheave rotational speed as a function of the intake throttle opening when the lock-up clutch is switched on and off, and is a flowchart of the lock-up control routine. I...CVT, 12...Fluid coupling, 22...Lock-up clutch, 64...Input side rotation angle sensor, 9
6... Lockup control valve, 100... Solenoid valve, 3
66...Throttle opening sensor, 368...Switching rotation speed calculation means, 370...Lock angle clutch switching means. -----Ideal value of pH □Pe1 when the cut-off valve is open -'-Pe1 when the force-off valve is closed---Pγ □Transmission ratio r Fig. 9--Ideal value of pH □Cut pH when off valve is open □Transmission ratio r

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １　流体伝動装置が機関動力伝達経路において無段変速
機より上流に設けられ、ロックアップクラッチが流体伝
動装置に対して並列に設けられている無段変速機付き動
力伝達装置のロックアップ制御装置において、無段変速
機と流体伝動装置との間の機関動力伝達経路における回
転部材の回転速度を検出し、この回転速度と機関負荷と
に基づいてロックアップクラッチの係合および解放を制
御することを特徴とする、無段変速機付き動力伝達装置
のロックアップ制御装置。 ２　前記回転部材が無段変速機の入力側シーブであるこ
とを特徴とする、特許請求の範囲第１項記載のロックア
ップ制御装置。 ３　ロックアップクラッチを係合および解放する時の入
力側シーブの回転速度を吸気スロットル開度の関数とし
、この時の入力側シーブの回転速度を機関負荷の検出値
から補間法により計算することを特徴とする、特許請求
の範囲第２項記載のロックアップ制御装置。 ４　ロックアップクラッチを係合する時の入力側シーブ
回転速度を、ロックアップクラッチを解放する時の入力
側シーブ回転速度より高い値に設定することを特徴とす
る、特許請求の範囲第３項記載のロックアップ制御装置
。 ５　流体伝動装置が流体継手あるいは流体トルクコンバ
ータであることを特徴とする、特許請求の範囲第４項記
載のロックアップ制御装置。[Scope of Claims] 1. A power transmission device with a continuously variable transmission, in which the fluid transmission device is provided upstream of the continuously variable transmission in the engine power transmission path, and a lock-up clutch is provided in parallel with the fluid transmission device. A lockup control device detects the rotational speed of a rotating member in an engine power transmission path between a continuously variable transmission and a fluid transmission device, and engages and controls a lockup clutch based on this rotational speed and engine load. A lock-up control device for a power transmission device with a continuously variable transmission, characterized by controlling release. 2. The lockup control device according to claim 1, wherein the rotating member is an input sheave of a continuously variable transmission. 3. The rotational speed of the input sheave when engaging and disengaging the lock-up clutch is a function of the intake throttle opening, and the rotational speed of the input sheave at this time is calculated by interpolation from the detected value of the engine load. A lock-up control device according to claim 2, characterized in that: 4. Claim 3, characterized in that the input side sheave rotational speed when the lockup clutch is engaged is set to a higher value than the input side sheave rotational speed when the lockup clutch is released. lock-up control device. 5. The lock-up control device according to claim 4, wherein the fluid transmission device is a fluid coupling or a fluid torque converter.