WO2011148497A1 - 車両用無段変速機の制御装置 - Google Patents

車両用無段変速機の制御装置 Download PDF

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WO2011148497A1
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vehicle
gear ratio
engine
continuously variable
variable transmission
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PCT/JP2010/059048
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能森　文人
聡悟 鈴木
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
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    • F16H61/0213—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing characterised by the signals used the signals being electric for gearshift control, e.g. control functions for performing shifting or generation of shift signal characterised by the method for generating shift signals
    • F16H2061/023—Drive-off gear selection, i.e. optimising gear ratio for drive off of a vehicle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2312/00—Driving activities
    • F16H2312/14—Going to, or coming from standby operation, e.g. for engine start-stop operation at traffic lights

Definitions

  • the present invention relates to a control device for a continuously variable transmission for a vehicle that performs automatic stop / restart control of an engine.
  • a control device for a continuously variable transmission for a vehicle (hereinafter referred to as a continuously variable transmission) that executes start control (hereinafter referred to as eco-run control) is well known.
  • This is the vehicle control device described in Patent Documents 1 and 2.
  • the gear ratio (speed ratio) of the continuously variable transmission is set to the lowest speed gear ratio (lowest) in preparation for the next vehicle start.
  • the eco-run control is executed when the vehicle is stopped, the engine is restarted each time.
  • the continuously variable transmission includes a pair of variable pulleys having variable effective diameters of the input-side variable pulley and the output-side variable pulley, and a belt-type non-transmission having a transmission belt wound between the pair of variable pulleys.
  • the lowest level is formed by maximizing the groove width of the input side variable pulley. In this case, for example, as shown in the schematic partial sectional view of the input-side variable pulley 1 when the engine is stopped in FIG.
  • the end of the input-side movable rotating body 3 that can move in the direction of the axis C of the input-side shaft 2 By adopting a structure in which the tip 3a of the part abuts against the stopper ring 4 (or the end of the input cylinder 5) and the movement of the input movable movable body 3 is mechanically blocked, the lowest level is determined. That is, the lowest level is achieved mechanically (hardly).
  • the hydraulic pressure acting on the input-side variable pulley 1 and the output-side variable pulley (not shown) is instantaneously (rapidly associated with the rotational rotation of the mechanical oil pump by the engine.
  • a phenomenon of rising (so-called hydraulic boost is applied) may occur.
  • the gear ratio is set to the lowest level. Therefore, when the hydraulic boost is applied, the output side hydraulic pressure becomes higher. For example, when the engine is started in FIG.
  • the input side shaft 2 is caused by the tension in the direction of the output side variable pulley of the transmission belt 6 wound between the input side variable pulley 1 and the output side variable pulley. May bend.
  • the end tip 3a of the input side movable rotating body 3 is connected to the stopper ring 4 and the metal. Because of the contact, for example, an uneven load distribution occurs in the bolt portion 7 formed at the end portion of the input side shaft 2.
  • the present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to constitute a continuously variable transmission by suppressing excessive stress that may occur when the engine is restarted in eco-run control.
  • An object of the present invention is to provide a control device for a continuously variable transmission for a vehicle that can suppress a decrease in durability of a member to be operated.
  • the gist of the present invention for achieving the above object is (a) a control device for a continuously variable transmission for a vehicle that executes automatic stop / restart control of the engine, and (b) when the vehicle stops It is determined during the vehicle deceleration whether the engine automatic stop / restart control is to be executed, and (c) If it is determined to execute the engine automatic stop / restart control, the gear of the continuously variable transmission for the vehicle is determined.
  • the gear ratio when the vehicle is stopped is set to a gear ratio on the higher speed side than the lowest speed gear ratio so that the vehicle stops in a state where the ratio is set to a gear ratio on the higher speed side than the lowest speed gear ratio. is there.
  • the gear ratio of the continuously variable transmission for the vehicle is higher than the minimum speed gear ratio. Since the gear ratio when the vehicle is stopped is set to a gear ratio on the higher speed side than the lowest speed gear ratio so that the vehicle stops in a state where the gear ratio is set to the side gear ratio, for example, the vehicle continuously variable transmission.
  • the vehicle continuously variable transmission When the vehicle is stopped in a state where the gear ratio is higher than the lowest gear ratio, the vehicle is stopped and the lowest speed gear ratio (lowest) is set in the members constituting the continuously variable transmission.
  • the continuously variable transmission for a vehicle includes a pair of variable pulleys having variable effective diameters of an input side variable pulley and an output side variable pulley, and a transmission wound between the pair of variable pulleys.
  • a belt-type continuously variable transmission having a belt, wherein the movement of the input-side movable rotating body that is moved in the axial direction in order to change the effective diameter of the input-side variable pulley is mechanically blocked, thereby The minimum speed gear ratio is determined, and the gear ratio on the higher speed side than the minimum speed gear ratio is a vehicle start in which the gear ratio is not mechanically the minimum speed gear ratio and the minimum speed gear ratio is used.
  • the gear ratio on the low speed side is obtained in advance as a gear ratio that suppresses a decrease in the starting performance as compared with the above.
  • the vehicle is stopped in a state where the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission is mechanically set to a gear ratio on the higher speed side than the lowest level, so that the belt-type continuously variable transmission is configured.
  • Metal contact due to being mechanically set to the lowest in the input side variable pulley is appropriately avoided, and may occur in the input side shaft constituting the belt type continuously variable transmission at the time of engine restart in eco-run control. Excessive stress is suppressed. Therefore, for example, a decrease in durability of the input side shaft or the like is suppressed.
  • a belt type continuously variable transmission in which a belt type continuously variable transmission and drive wheels are always mechanically connected, that is, a power transmission path between a pulley and drive wheels is always connected and cannot be disconnected.
  • the belt type continuously variable transmission is shifted in advance before the vehicle stops, and when the vehicle is stopped, the gear ratio is already higher than the mechanical minimum speed gear ratio.
  • whether or not to execute the automatic stop / restart control of the engine is determined during deceleration of the vehicle among predetermined control conditions for determining execution of the automatic stop / restart control when the vehicle is stopped. It is determined by whether or not a condition that can be performed is satisfied. In this way, for example, when the vehicle stops, it is possible to appropriately determine whether or not to execute the engine automatic stop / restart control during vehicle deceleration.
  • the condition that can be determined during the deceleration of the vehicle is whether the charge capacity of the power storage device is greater than or equal to a predetermined capacity.
  • the power storage device necessary for supplying electric power for operating various vehicle electrical components while the engine is automatically stopped when the vehicle is stopped, electric power for driving the starter motor when the engine is restarted, and the like. In consideration of the charging capacity and the like, it is possible to appropriately determine whether or not to execute the automatic stop / restart control of the engine when the vehicle stops.
  • the pressure for moving the rotating body is applied in preference to the pressure for moving the output-side movable rotating body of the output-side variable pulley. In this way, for example, excessive stress that may occur in the input side shaft constituting the belt-type continuously variable transmission at the time of engine restart in the eco-run control is more appropriately suppressed.
  • the gear ratio when the vehicle is stopped is set so that the vehicle stops in a state where the gear ratio of the continuously variable transmission for the vehicle is mechanically set to a gear ratio higher than the minimum gear ratio.
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a main part relating to belt clamping pressure control of a continuously variable transmission, gear ratio control, engagement hydraulic control of a forward clutch and a reverse brake associated with operation of a shift lever in a hydraulic control circuit. It is a functional block diagram explaining the principal part of the control function of an electronic controller. It is a figure which shows an example of the speed change map used when calculating
  • FIG. 8 is a diagram illustrating an example when the control operation illustrated in the flowchart of FIG. 7 is executed, in which (a) is a schematic partial sectional view of an input-side variable pulley at the time of engine start, and (b) is a circumference at a bolt portion. It is a stress distribution diagram.
  • FIG. 5 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function of the electronic control device, and is another embodiment corresponding to the functional block diagram of FIG. 4.
  • FIG. 9 is a flowchart for explaining a control operation for suppressing an excessive stress that may occur at the time of restarting the engine in the eco-run control, that is, a control operation of the electronic control device, and corresponding to the flowchart of FIG. It is an example.
  • the hydraulic pressure applied to the input-side variable pulley and the output-side variable pulley of the belt-type continuously variable transmission is configured so that the hydraulic pressure is controlled independently.
  • the hydraulic pressure applied to the input-side variable pulley can be controlled by controlling the flow rate of the hydraulic oil to the hydraulic cylinder of the input-side variable pulley instead of directly controlling the hydraulic pressure.
  • the hydraulic control circuit may be configured to generate a hydraulic pressure that acts on the variable pulley.
  • an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine is widely used.
  • an electric motor or the like may be used in addition to this engine as an auxiliary driving power source for traveling.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a power transmission path from an engine 12 to a drive wheel 24 constituting a vehicle 10 to which the present invention is applied.
  • the motive power generated by the engine 12 as a driving force source for traveling constituted by an internal combustion engine is, for example, a torque converter 14 as a fluid transmission device, a forward / reverse switching device 16, and no vehicle
  • a belt type continuously variable transmission (hereinafter referred to as a continuously variable transmission (CVT)) 18, a reduction gear device 20, a differential gear device 22, and the like as a step transmission are sequentially transmitted to the left and right drive wheels 24.
  • CVT continuously variable transmission
  • the torque converter 14 is connected to the forward / reverse switching device 16 via a pump impeller 14p connected to the crankshaft 13 of the engine 12 via a drive plate 39, and a turbine shaft 30 corresponding to an output side member of the torque converter 14.
  • the turbine impeller 14t is provided, and power is transmitted through a fluid.
  • a lock-up clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t, and a lock-up control valve (L / C) (not shown) in the hydraulic control circuit 100 (see FIG. 3) is provided.
  • the hydraulic pressure supply to the engagement side oil chamber and the release side oil chamber is switched by a control valve or the like, so that the pump impeller 14p and the turbine blade are engaged or released by being completely engaged.
  • the vehicle 14t is rotated integrally.
  • the continuously variable transmission 18 is controlled to shift, belt clamping pressure is generated, the torque capacity of the lockup clutch 26 is controlled, the power transmission path in the forward / reverse switching device 16 is switched,
  • a mechanical oil pump 28 is connected which is generated by rotationally driving hydraulic pressure for supplying lubricating oil to each part of the power transmission path of the vehicle 10 by the engine 12.
  • the forward / reverse switching device 16 is composed mainly of a forward clutch C1, a reverse brake B1, and a double pinion planetary gear device 16p, and the turbine shaft 30 of the torque converter 14 is a sun gear.
  • the input shaft 32 of the continuously variable transmission 18 is integrally connected to the carrier 16c, while the carrier 16c and the sun gear 16s are selectively connected via the forward clutch C1,
  • the ring gear 16r is selectively fixed to a housing 34 as a non-rotating member via a reverse brake B1.
  • the forward clutch C1 and the reverse brake B1 correspond to an intermittent device, both of which are hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder.
  • the forward / reverse switching device 16 configured as described above, when the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching device 16 is brought into an integral rotation state, thereby causing the turbine shaft 30 to rotate. Is directly connected to the input shaft 32, and a forward power transmission path is established (achieved), so that the driving force in the forward direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side.
  • the forward / reverse switching device 16 establishes (achieves) the reverse power transmission path, and the input shaft 32 is connected to the turbine shaft 30. On the other hand, it is rotated in the opposite direction, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side.
  • the forward / reverse switching device 16 is in a neutral state (power transmission cut-off state) in which power transmission is cut off.
  • the intake pipe 36 of the engine 12, the electronic throttle valve 38 for electrically controlling the intake air quantity Q AIR of the engine 12 using the throttle actuator 37 is provided.
  • the vehicle 10 is also provided with a starter motor 40 for driving the drive plate 39 to crank the engine 12.
  • the continuously variable transmission 18 is an input-side variable pulley (primary pulley, primary sheave) 42 that is an input-side member that is provided on the input shaft 32 and is an output-side member that is provided on the output shaft 44.
  • the input-side variable pulley 42 is a fixed rotating body 42a as an input-side fixed rotating body fixed to the input shaft 32, and an input provided so as not to be rotatable relative to the input shaft 32 and movable in the axial direction.
  • a movable rotating body 42b as a side movable rotating body, and an input side hydraulic cylinder (primary side hydraulic cylinder) 42c as a hydraulic actuator for applying a thrust for changing the V groove width between them are configured.
  • the output-side variable pulley 46 is provided with a fixed rotating body 46a as an output-side fixed rotating body fixed to the output shaft 44, and is not rotatable relative to the output shaft 44 and is movable in the axial direction.
  • a movable rotating body 46b as an output side movable rotating body
  • an output side hydraulic cylinder (secondary side hydraulic cylinder) 46c as a hydraulic actuator for applying a thrust for changing a V groove width therebetween.
  • the primary pressure (shift pressure) Pin which is the hydraulic pressure of the primary hydraulic cylinder 42c, is regulated by the hydraulic control circuit 100 (see FIG. 3), so that the V groove widths of the pair of variable pulleys 42 and 46 change.
  • the secondary pressure (belt clamping pressure) Pout which is the hydraulic pressure of the secondary hydraulic cylinder 46c, is regulated by the hydraulic control circuit 100, so that the transmission belt 48 does not slip so that a pair is generated according to the secondary pressure Pout.
  • the frictional force (belt clamping pressure) between the variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is controlled.
  • FIG. 2 is a block diagram for explaining a main part of a control system provided in the vehicle 10 for controlling the engine 12, the continuously variable transmission 18, and the like.
  • the vehicle 10 is provided with an electronic control device 50 including a control device for a vehicle continuously variable transmission related to, for example, shift control of the continuously variable transmission 18.
  • the electronic control unit 50 includes, for example, a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like.
  • the CPU uses a temporary storage function of the RAM and follows a program stored in the ROM in advance.
  • Various controls of the vehicle 10 are executed by performing signal processing.
  • the electronic control unit 50 performs output control of the engine 12, shift control of the continuously variable transmission 18, belt clamping pressure control, torque capacity control of the lockup clutch 26, and the like.
  • the engine control, the continuously variable transmission 18 and the lockup clutch 26 are controlled separately.
  • the electronic control unit 50 rotation angle (position) A CR (°) and the rotational speed signal representing the (engine rotational speed) N E of the engine 12 of the crankshaft 13 detected by the engine rotational speed sensor 52, a turbine rotational speed A signal representing the rotational speed (turbine rotational speed) NT of the turbine shaft 30 detected by the sensor 54, and the rotational speed of the input shaft 32 which is the input rotational speed of the continuously variable transmission 18 detected by the input shaft rotational speed sensor 56.
  • a signal indicating the brake on B ON a signal indicating the oil temperature TH OIL of the hydraulic oil of the continuously variable transmission 18 detected by the CVT oil temperature sensor 70, a shift lever 74 detected by the lever position sensor 72 (FIG. 3).
  • lever position (operation position) signal representing the P SH of the reference
  • the detection of the battery temperature sensor 76 It was representative of the temperature (battery temperature) signal representing the TH BAT, the charging current or discharging current of the power storage device 78 detected by the current sensor 80 (discharge current or output current) I BAT of the power storage device 78 (see FIG.
  • the power storage device calculated based on the signal, the signal representing the voltage (battery voltage) V BAT of the power storage device 78 detected by the voltage sensor 82, the battery temperature TH BAT , the charge / discharge current I BAT , the battery voltage V BAT, etc. charging state signal representing the (charging capacity) SOC of 78, the signal or the like indicative of engine starting operation ST E in the ignition switch 84 for starting the engine 12 is operated by the driver (initial start) is supplied.
  • the electronic control unit 50 also receives an engine output control command signal S E for controlling the output of the engine 12, a shift control command signal S T for changing the speed ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18, and starting the engine 12.
  • An engine start control command signal SST and the like for control are respectively output.
  • the engine output control command signal S E to control the amount of fuel injected from the throttle signal and the fuel injection device 86 for controlling the opening and closing of the electronic throttle valve 38 by driving the throttle actuator 37
  • an ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device 88 are output.
  • a command signal for driving a linear solenoid valve SLP which applies the primary pressure Pin to the primary hydraulic cylinder 42c tone, clamping pressure for causing adjusting belt squeezing force of the drive belt 48
  • control command signal S B for example a command signal for driving a linear solenoid valve SLS for pressurizing the secondary pressure Pout tone, output such a command signal for driving a linear solenoid valve SLT for controlling the line pressure P L is the hydraulic control circuit 100 Is done.
  • the engine start control command signal SST a command signal for switching the starter power relay 90 so that electric power is supplied from the power storage device 78 to the starter motor 40 is output.
  • FIG. 3 shows the main parts of the hydraulic control circuit 100 relating to the belt clamping pressure control, the transmission ratio control of the continuously variable transmission 18, and the engagement hydraulic control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 associated with the operation of the shift lever 74.
  • the hydraulic control circuit 100 is configured so that the transmission ratio control valve 110 as a transmission control valve that regulates the primary pressure Pin and the transmission belt 48 do not slip so that the transmission ratio ⁇ is continuously changed.
  • a clamping pressure control valve 112 that regulates the pressure Pout, a manual valve 120 that mechanically switches the oil path according to the operation of the shift lever 74 so that the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are engaged or released are provided. Yes.
  • the shift lever 74 is, for example, well-known “P” position (parking position), “R” position (reverse travel position), “N” position (neutral position), “D” position. It is manually operated to one of the five lever positions PSH (forward travel position) and “L” position (engine brake position).
  • Line pressure P L for example the output from the oil pump 28 (the generation) by the hydraulic pressure as a source pressure, the primary regulator valve (line pressure regulating valve) of the relief mold 122 by the control oil pressure P, which is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLT
  • the pressure is adjusted to a value according to the engine load or the like based on the SLT .
  • modulator pressure P M the control hydraulic pressure P SLT is controlled by the electronic control unit 50
  • the linear solenoid valve control oil pressure P SLP is a SLP of the output hydraulic pressure
  • the control oil pressure P SLS is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS be comprised between each source pressure and pressure is adjusted to a constant pressure by a modulator valve 124 to line pressure P L as source pressure.
  • the output oil pressure P M2 is pressure regulated on the basis of the control hydraulic pressure P SLT by the second modulator valve 126 to line pressure P L as source pressure.
  • the oil pump 28 is a mechanical oil pump that is rotationally driven by the engine 12.
  • the vehicle 10 of this embodiment includes an electric oil pump 128.
  • the electric oil pump 128 generates hydraulic pressure by being rotationally driven by an electric motor 130 driven by electric power from the power storage device 78.
  • the electric oil pump 128 is operated when the engine is automatically stopped in the eco-run control.
  • the engine rotational speed N E exceeds a predetermined value, is stopped the operation.
  • a check valve 132 is provided on the hydraulic oil discharge side of the electric oil pump 128, as long as the hydraulic pressure generated by the oil pump 28 is higher than the hydraulic pressure generated by the electric oil pump 128. The hydraulic pressure generated by the electric oil pump 128 does not act on the hydraulic control circuit 100.
  • the output hydraulic pressure PM2 is supplied to the input port 120a. Then, for example, when the shift lever 74 is operated to the "D" position or “L” position, output pressure P M2 is supplied to the forward clutch C1 via a forward output port 120f as forward running output pressure and for reverse
  • the oil passage of the manual valve 120 is switched so that the hydraulic oil in the brake B1 is drained (discharged) to, for example, atmospheric pressure from the reverse output port 120r via the discharge port EX. As a result, the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released.
  • the operation of the output hydraulic pressure P M2 is reverse fed to the brake B1 and the forward clutch C1 via a reverse output port 120r as reverse running output pressure
  • the oil path of the manual valve 120 is switched so that the oil is drained from the forward output port 120f to the atmospheric pressure, for example, through the discharge port EX.
  • the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released.
  • the shift lever 74 is operated to the “P” position or the “N” position
  • the oil path from the input port 120a to the forward output port 120f and the oil path from the input port 120a to the reverse output port 120r are opened.
  • the oil path of the manual valve 120 is switched so that both are cut off and the hydraulic oil in the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is drained from the manual valve 120.
  • both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released.
  • Speed ratio control valve 110 the spool valve element 110a that allows supplying the line pressure P L by opening and closing an input port 110i by being movable in the axial direction from the input port 110i to the primary pulley 42 via an output port 110t And a spring 110b as an urging means for urging the spool valve element 110a in the valve opening direction, and a control oil pressure P SLS for receiving the spring 110b and applying a thrust force in the valve opening direction to the spool valve element 110a.
  • an oil chamber 110c that accepts a feedback oil chamber 110d that accepts line pressure P L which is output from the output port 110t to apply thrust in the valve closing direction to the spool valve element 110a, the valve closing direction to the spool valve element 110a oil chamber 11 for receiving the modulator pressure P M to apply a thrust force 0e.
  • the output port The primary pressure Pin is output from 110t.
  • the transmission ratio control valve 110 and the linear solenoid valve SLP that outputs the control hydraulic pressure P SLP for operating the transmission ratio control valve 110 use the primary pressure Pin for shifting the continuously variable transmission 18. It functions as a primary pressure regulator for regulating pressure. Specifically, as the control oil pressure P SLP is increased, the primary pressure Pin is increased, the V groove width of the primary pulley 42 is reduced, and the speed ratio ⁇ is reduced, that is, the continuously variable transmission 18 is upshifted.
  • the control oil pressure P SLP is lowered, the primary pressure Pin is lowered, the V groove width of the primary pulley 42 is widened, and the gear ratio ⁇ is increased, that is, the continuously variable transmission 18 is downshifted. Therefore, when the V groove width of the primary pulley 42 is maximized, the maximum transmission ratio ⁇ max (minimum speed gear ratio, lowest) is formed as the transmission ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18.
  • a structure is employed in which the movement of the movable rotating body 42b (that is, the movement of the primary pulley 42 in the direction of widening the V-groove width) is mechanically prevented, thereby determining the lowest level. In other words, the lowest level is achieved (formed) mechanically (hardly).
  • a bolt portion 32 a is formed at the end of the input shaft 32 on the movable rotating body 42 b side.
  • the primary hydraulic cylinder 42 c is fitted into the bolt portion 32 a together with the bearing 49 and is fixed by the nut 43.
  • Clamping force control valve 112 permits the supply of line pressure P L by opening and closing an input port 112i by being movable in the axial direction from the input port 112i to the secondary pulley 46 via an output port 112t as secondary pressure Pout
  • An oil chamber 112c that receives the control hydraulic pressure P SLS , a feedback oil chamber 112d that receives the secondary pressure Pout output from the output port 112t in order to apply thrust in the valve closing direction to the spool valve element 112a, and a spool valve element 112a that are closed.
  • Modulator oil to give thrust in the valve direction
  • an oil chamber 112e to accept the P M.
  • clamping force control valve 112 configured as above, by the drive belt 48 is the line pressure P L control is regulation control the control hydraulic pressure P SLS so as not slip as a pilot pressure, the secondary pressure from the output port 112t Pout is output.
  • the clamping pressure control valve 112 and the linear solenoid valve SLS that outputs the control hydraulic pressure P SLS for operating the clamping pressure control valve 112 function as a secondary pressure regulating device for regulating the secondary pressure Pout.
  • the electronic control unit 50 of the present embodiment automatically stops the engine 12 when a predetermined engine stop condition is satisfied when the vehicle 10 is temporarily stopped, and the engine 12 is satisfied when a predetermined engine restart condition is satisfied.
  • 12 has a function of so-called eco-run control that automatically restarts 12.
  • eco-run control when the engine 12 is restarted, for example, when the oil pump 28 is rotationally driven by the engine 12, a hydraulic boost can be applied to the primary hydraulic cylinder 42c and the secondary hydraulic cylinder 46c. There is sex.
  • the gear ratio is set to the lowest level in preparation for the next start.
  • the secondary pressure Pout becomes higher, and the transmission belt 48 moves toward the secondary pulley 46.
  • the input shaft 32 bends due to the tension. Since the end tip 42b1 of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 is in metal contact with the stopper ring 42d when the lowest level is formed in hardware, when the input shaft 32 is bent by the hydraulic boost, For example, the bolt portion 32a of the input shaft 32 may have an uneven load distribution and an excessive stress may be generated in the bolt portion 32a. Such overstress may occur in the same way during normal engine start (initial start) due to operation of the ignition switch 84 but not during automatic engine restart in eco-run control.
  • the electronic control unit 50 includes, for example, the vehicle 10
  • the vehicle 10 When the vehicle is stopped, it is determined during the vehicle deceleration whether or not the eco-run control is to be executed, and if it is determined that the eco-run control is to be executed, the gear ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18 is higher than the lowest speed.
  • the speed ratio ⁇ when the vehicle is stopped is set to a speed ratio ⁇ h higher than the lowest so that the vehicle 10 stops in a state of (high side speed ratio, high speed ratio) ⁇ h.
  • the gear ratio ⁇ when the vehicle is stopped is set to the lowest level in preparation for the next start, but when it is determined that the eco-run control is executed during the vehicle deceleration, the gear ratio ⁇ when the vehicle is stopped is set.
  • the high side gear ratio ⁇ h is set.
  • the gear ratio ⁇ h of the continuously variable transmission 18 is not the lowest in terms of hardware, and the start performance is deteriorated compared to when the vehicle is started using the lowest. This is a predetermined low speed side gear ratio obtained in advance as a gear ratio to be suppressed.
  • the gear ratio ⁇ h on the high side is as large as possible within a range in which metal does not contact even when the input shaft 32 bends (for example, the end tip 42b1 of the movable rotating body 42b does not contact the stopper ring 42d). For example, if the lowest level is the first speed, the gear ratio is about 1.05 speed or 1.1 speed.
  • the power transmission path from the continuously variable transmission 18 to the drive wheels 24 constituting the vehicle 10 of this embodiment is not configured to be connectable and disconnectable, and the continuously variable transmission 18 and the drive wheels 24 are always mechanical.
  • the rotating members (for example, the pair of variable pulleys 42 and 46) in the continuously variable transmission 18 cannot be rotated while the vehicle is stopped, in which the drive wheels 24 stop rotating. Therefore, the continuously variable transmission 18 cannot be shifted while the vehicle is stopped because of the characteristic of the belt type continuously variable transmission that the belt position cannot be changed unless the variable pulleys 42 and 46 are rotated.
  • the continuously variable transmission 18 is shifted in advance before the vehicle stops, and when the vehicle 10 stops, the gear ratio ⁇ h that is already higher than the lowest hardware level is already set.
  • FIG. 4 is a functional block diagram illustrating the main part of the control function by the electronic control unit 50.
  • the shift control unit that is, the shift control means 150 stores in advance the vehicle speed V and the target input shaft rotational speed N IN * of the continuously variable transmission 18 with the accelerator opening Acc as shown in FIG. 5 as a parameter.
  • the target input shaft rotational speed N IN * is set based on the vehicle state indicated by the actual vehicle speed V and the accelerator opening Acc from the relationship (shift map).
  • the shift control means 150 for example, makes the actual input shaft rotational speed N IN and the target input shaft rotational speed N IN * so that the actual input shaft rotational speed N IN matches the set target input shaft rotational speed N IN *.
  • the shift of the continuously variable transmission 18 is executed by, for example, feedback control. That is, the shift control means 150 adjusts the primary pressure Pin for the primary hydraulic cylinder 42c based on the rotation deviation ⁇ N IN to change the V groove width of the pair of variable pulleys 42, 46 ( It determines the hydraulic pressure command) S T, continuously changing the speed ratio ⁇ and outputs the shift control command signal S T to the hydraulic control circuit 100.
  • the shift map in FIG. 5 corresponds to the shift condition, and the target input shaft rotational speed N IN * is set such that the larger the vehicle speed V is and the larger the accelerator opening Acc is, the larger the gear ratio ⁇ is.
  • the belt clamping pressure control unit that is, the belt clamping pressure control means 152 is, for example, an accelerator opening Acc (or a throttle valve opening ⁇ TH corresponding to a transmission torque as shown in FIG. 6, an input torque T IN to the continuously variable transmission 18.
  • an accelerator opening Acc or a throttle valve opening ⁇ TH corresponding to a transmission torque as shown in FIG. 6, an input torque T IN to the continuously variable transmission 18.
  • the required secondary pressure (belt clamping pressure) Pout * is set (calculated) based on the vehicle state indicated by the gear ratio ⁇ and the accelerator opening Acc.
  • the belt clamping pressure control means 152 sets the secondary pressure Pout of the secondary hydraulic cylinder 46c for obtaining the necessary secondary pressure Pout * .
  • the belt clamping pressure control means 152 regulates the secondary pressure Pout of the secondary hydraulic cylinder 46c so that the set required secondary pressure Pout * is obtained and the transmission belt 48 does not slip. and it outputs the S B to the hydraulic control circuit 100 increases or decreases the belt squeezing pressure.
  • the hydraulic control circuit 100 operates the linear solenoid valve SLP as shifting of the continuously variable transmission 18 is executed pressure regulates the primary pressure Pin in conjunction in accordance with the above shift control command signal S T, the clamping pressure control command signal S
  • the linear solenoid valve SLS is operated to adjust the secondary pressure Pout so that the belt clamping pressure is increased or decreased according to B.
  • Engine output control unit that is, the engine output control means 154, for example, Ya throttle signal and the injection signal and an ignition timing signal, respectively the throttle actuator 37, the fuel injection system of the engine output control command signal S E, such as 86 for the output control of the engine 12 Output to the ignition device 88.
  • the engine output control means 154 sets the target throttle valve opening ⁇ TH * as the throttle opening ⁇ TH for obtaining the target engine torque T E * corresponding to the accelerator opening Acc, and the target engine torque T E * is
  • the fuel injection amount is controlled by the fuel injection device 86
  • the ignition timing is controlled by the ignition device 88.
  • the eco-run control unit that is, the eco-run control means 156 temporarily stops the engine 12 automatically when the vehicle is stopped to improve fuel efficiency, reduce exhaust gas, reduce noise, etc.
  • Eco-run control to automatically start 12 is executed.
  • the eco-run control means 156 determines that the electronic throttle valve by the throttle actuator 37 is used when a predetermined engine stop condition is satisfied when the vehicle is stopped at the “P”, “N”, and “D” positions.
  • the engine output control means 154 receives an engine pause command for temporarily stopping the engine 12 by executing so-called idle stop control for executing control for closing the engine 38 or control for stopping the fuel supply by the fuel injection device 86. Output.
  • the eco-run control means 156 is an engine start control command signal for switching the starter power relay 90 so that electric power is supplied from the power storage device 78.
  • SST is output to the starter motor 40, and an engine restart command for automatically starting the engine 12 is output to the engine output control means 154.
  • the predetermined engine stop condition is, for example, a predetermined control condition for determining whether or not to execute eco-run control when the vehicle is stopped.
  • the predetermined engine stop condition is the “D” position, or the accelerator opening degree Acc is or is zero determination value for the determined substantially zero, that zero, including zero, or a brake on B oN, whether the vehicle speed V is zero determination value for the determined substantially zero, that zero, including zero
  • the charging capacity SOC of the power storage device 78 is equal to or greater than the predetermined capacity SOC ′, the cooling water temperature TH W of the engine 12 is within the predetermined water temperature range TH W ′, or the oil temperature TH OIL of the hydraulic oil is within the predetermined oil temperature range TH OIL
  • the predetermined engine restart condition is, specifically, whether or not the accelerator opening Acc has become a value that is not set to the zero determination value when the vehicle is in the “D” position (that is, whether the accelerator is on), or whether the brake is on This is a
  • the predetermined capacity SOC ′ is, for example, a power storage required for supplying electric power for operating various vehicle electrical components while the engine is automatically stopped when the vehicle is stopped, electric power for driving the starter motor 40 when the engine is restarted, and the like. This is one of the engine stop conditions determined and set in advance as the charge capacity SOC of the device 78.
  • the predetermined capacity SOC ′ is a charge necessity determination value that is obtained and set in advance as a predetermined capacity SOC that does not require charging by an alternator (not shown) that is rotationally driven by the engine 12, for example. .
  • the predetermined water temperature range TH W ′ is one of engine stop conditions that have been experimentally or designally determined in advance as a temperature range in which the engine 12 can be appropriately operated after warming up, for example.
  • the predetermined oil temperature range TH OIL ′ is one of engine stop conditions that have been experimentally or designally determined in advance as a temperature range in which, for example, the hydraulic control circuit 100 and the continuously variable transmission 18 can be appropriately operated. is there.
  • the engine output control means 154 executes idle stop control by control for closing the electronic throttle valve 38 by the throttle actuator 37, control for stopping fuel supply by the fuel injection device 86, etc. in accordance with the engine temporary stop command from the eco-run control means 156. .
  • the engine output control means 154 controls the opening and closing of the electronic throttle valve 38 by the throttle actuator 37 in conjunction with the cranking of the engine 12 by the starter motor 40 in accordance with the engine restart command from the eco-run control means 156, fuel injection
  • the engine 12 is started by the control for starting the fuel supply by the device 86 and the ignition timing by the ignition device 88.
  • the deceleration traveling determination unit determines whether or not the vehicle 10 is decelerating while the accelerator is off, that is, coasting (coast traveling), based on the accelerator opening Acc.
  • the eco-run execution estimation unit determines whether or not to execute the eco-run control when the vehicle 10 stops, for example, when the vehicle 10 is determined to be decelerating by the decelerating running determination unit 158. judge. Specifically, the eco-run execution estimation means 160 determines whether the eco-run is stopped when the vehicle 10 stops based on whether or not the predetermined engine stop condition satisfies an engine stop condition that can be determined during vehicle deceleration. It is determined whether or not to execute control.
  • the engine stop condition that can be determined during deceleration of the vehicle is, for example, that the charge capacity SOC of the power storage device 78 is greater than or equal to a predetermined capacity SOC ′, or the cooling water temperature TH W of the engine 12 is within a predetermined water temperature range TH W ′.
  • There are engine stop conditions such as whether the oil temperature TH OIL of the hydraulic oil is within a predetermined oil temperature range TH OIL ′.
  • the eco-run execution estimation means 160 determines whether or not to execute eco-run control using at least one of the engine stop conditions that can be determined during vehicle deceleration.
  • the shift control unit 150 when it is determined by the eco-run execution estimation unit 160 that the eco-run control is not executed even when the vehicle 10 is stopped, the shift control unit 150 appropriately ensures the start performance at the next vehicle start. For example, the maximum speed ratio ⁇ max (lowest level) is set as the target speed ratio ⁇ * when the vehicle is stopped.
  • the shift control means 150 determines that the eco-run control is to be executed when the vehicle 10 is stopped by the eco-run execution estimation means 160, for example, in order to appropriately suppress excessive stress during engine restart, for example, the vehicle As the target gear ratio ⁇ * at the time of stop, a gear ratio ⁇ h that is higher than the maximum gear ratio ⁇ max (lowest) is set. Then, the shift control means 150 moves the continuously variable transmission 18 to the target gear ratio ⁇ in the process of stopping the vehicle so that the gear ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18 becomes the set target gear ratio ⁇ * when the vehicle stops. Shift toward * .
  • FIG. 7 is a flowchart illustrating a control operation of the electronic control device 50, that is, a control operation for suppressing an excessive stress that may occur when the engine is restarted in the eco-run control. It is repeatedly executed with an extremely short cycle time of about msec.
  • FIG. 8 is a diagram showing an example when the control operation shown in the flowchart of FIG. 7 is executed. 8, the gear ratio ⁇ h the high side than the maximum speed ratio ⁇ max as the target gear ratio when the vehicle stops gamma * is set, continuously variable transmission 18 toward its target gear ratio gamma * in the process towards the vehicle stops
  • the speed ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18 is set to a speed ratio ⁇ h higher than the maximum speed ratio ⁇ max, for example, the primary pulley 42 at the time of engine start shown in FIG.
  • the speed ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18 is higher than the lowest. Since the target speed ratio ⁇ * when the vehicle is stopped is set to a speed ratio ⁇ h higher than the lowest so that the vehicle 10 stops in a state where the speed ratio ⁇ h is set, for example, the speed of the continuously variable transmission 18 is changed.
  • the vehicle 10 is stopped in a state where the ratio ⁇ is set to the gear ratio ⁇ h higher than the lowest level in hardware, and the primary pulley 42 constituting the continuously variable transmission 18 is set to the lowest level in hardware.
  • excessive stress that may occur in the input shaft 32 constituting the continuously variable transmission 18 when the engine is restarted in the eco-run control is suppressed. Therefore, for example, a decrease in durability of the input shaft 32 or the like is suppressed.
  • the high-side gear ratio ⁇ h is such that the gear ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18 is not the lowest in terms of hardware, and the start-up performance is prevented from being lowered as compared to when the vehicle starts using the lowest. Therefore, the vehicle start performance after the engine restart in the eco-run control is suppressed from lowering than the vehicle start using the lowest.
  • the continuously variable transmission 18 having a configuration in which the continuously variable transmission 18 and the drive wheels 24 are always mechanically connected, the belt position cannot be changed unless the variable pulleys 42 and 46 are rotated. Due to the characteristics of the continuously variable transmission, the gear cannot be shifted while the vehicle is stopped. The continuously variable transmission 18 is shifted in advance before the vehicle stops, and when the vehicle is stopped, the gear ratio is already higher than the lowest hardware level. Since ⁇ h is set, excessive stress that may occur in the input shaft 32 or the like when the engine is restarted in the eco-run control is suppressed.
  • whether or not the eco-run control is executed when the vehicle 10 stops is determined according to a predetermined control condition (predetermined engine stop condition) for determining whether or not the eco-run control is executed when the vehicle is stopped. ), The condition that can be determined during vehicle deceleration is satisfied. Therefore, for example, when the vehicle 10 stops, whether or not the eco-run control is executed is appropriately determined during vehicle deceleration. be able to.
  • a predetermined control condition predetermined engine stop condition
  • the condition that can be determined during the vehicle deceleration is whether or not the charging capacity SOC of the power storage device 78 is equal to or greater than the predetermined capacity SOC ′.
  • the charging capacity SOC of the power storage device 78 necessary for supplying electric power for operating various vehicle electrical components during automatic stop, electric power for driving the starter motor 40 when the engine is restarted, etc.
  • it can be appropriately determined whether or not to execute the eco-run control.
  • the continuously variable transmission 18 since the speed of the continuously variable transmission 18 cannot be executed when the vehicle is stopped, the continuously variable transmission 18 is shifted toward the target gear ratio ⁇ * in the process of stopping the vehicle, and continuously variable when the vehicle is stopped.
  • the gear ratio ⁇ of the transmission 18 By setting the gear ratio ⁇ of the transmission 18 to a gear ratio ⁇ h that is higher than the maximum gear ratio ⁇ max, it avoids metal contact due to being the lowest in terms of hardware, so that excessive stress during engine restart is appropriate Suppressed.
  • the hardware is set to the lowest level.
  • the load due to the metal contact at the time of engine restart can be suppressed by executing the above-described control of applying hydraulic pressure at the time of engine restart.
  • the primary pressure Pin which is the pressure for moving the movable rotating body 42b, in the direction opposite to the direction in which the excessive stress is relieved, is the pressure for moving the movable rotating body 46b of the secondary pulley 46. It acts (generates) with priority over a certain secondary pressure Pout.
  • the primary pressure Pin is preferentially applied by the hydraulic pressure from the electric oil pump 128, thereby reducing the contact load between the metals when the engine is restarted.
  • FIG. 9 is a functional block diagram for explaining the main part of the control function by the electronic control unit 50, and is another embodiment corresponding to the functional block diagram of FIG.
  • an eco-run execution determination unit that is, an eco-run execution determination unit 162 determines, for example, whether or not the vehicle is stopped (eco-run standby) in which eco-run control is being executed.
  • the eco-run in-execution determining unit 162 performs the eco-run control based on whether the engine stop command is output by the eco-run control unit 156 and the idling stop control is executed by the engine output control unit 154. It is determined whether or not the vehicle is being stopped.
  • the eco-run in-progress determination unit 162 determines whether or not a command for restarting the engine 12 is output, for example, while the eco-run control is being stopped. Specifically, the eco-run execution determining unit 162 determines whether the engine start control command signal SST is output to the starter motor 40 by the eco-run control unit 156 and the engine restart command is output.
  • the speed change control unit 150 reduces the contact load between metals when the engine is restarted.
  • the hydraulic pressure by the electric oil pump 128 is used as a source pressure to preferentially apply the hydraulic pressure to the primary hydraulic cylinder 42c, that is, the primary pressure Pin is preferentially applied.
  • the continuously variable transmission 18 does not shift.
  • FIG. 10 is a flowchart illustrating a control operation of the electronic control unit 50, that is, a control operation for suppressing an excessive stress that may occur when the engine is restarted in the eco-run control. It is repeatedly executed with an extremely short cycle time of about msec.
  • FIG. 10 shows another embodiment corresponding to the flowchart of FIG.
  • the eco-run execution determination means 162 determines whether or not the vehicle is being stopped (eco-run standby) in which eco-run control is being executed. If the determination at SB10 is negative, this routine is terminated. If the determination is affirmative, at SB20 corresponding to the eco-run in-progress determination means 162, for example, whether a command for restarting the engine 12 is output. Is determined. If the determination of SB20 is negative, the process returns to SB10, but if the determination is positive, in SB30 corresponding to the shift control means 150, for example, the hydraulic pressure by the electric oil pump 128 is used as the original pressure, and the primary hydraulic cylinder 42c is given priority.
  • the primary pressure Pin is preferentially applied, and only the primary side hydraulic cylinder 42c is pressurized.
  • the opening / closing control of the electronic throttle valve 38 and the fuel supply control are performed in conjunction with the cranking of the engine 12 by the starter motor 40, and the engine 12 is restarted.
  • the hydraulic pressure is applied to the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout using the hydraulic pressure from the oil pump 28 as the original pressure.
  • the movement of the movable rotating body 42b of the primary pulley 42 is mechanically performed. Since the primary pressure Pin for moving the movable rotating body 42b in the direction opposite to the blocked side is given priority over the secondary pressure Pout for moving the movable rotating body 46b of the secondary pulley 46, the vehicle Even when the gear ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18 is changed during stoppage and the metal contact cannot be avoided, the load due to the metal contact at the time of engine restart can be suppressed. Therefore, an excessive stress that may occur in the input shaft 32 or the like is suppressed, and a decrease in durability of the input shaft 32 or the like is suppressed.
  • the present invention is applied to the hydraulic control circuit 100 configured to directly control the primary pressure Pin to the primary side hydraulic cylinder 42c.
  • the present invention is not limited thereto, and for example, to the primary side hydraulic cylinder 42c.
  • the present invention can also be applied to the hydraulic control circuit 100 configured to generate the primary pressure Pin as a result of controlling the flow rate of the hydraulic oil.
  • the torque converter 14 provided with the lock-up clutch 26 is used as the fluid transmission device.
  • the lock-up clutch 26 is not necessarily provided. Instead, other fluid type power transmission devices such as a fluid coupling (fluid coupling) having no torque amplification action may be used.
  • Vehicle 12 Engine 18: Belt type continuously variable transmission (vehicle continuously variable transmission) 42: Input-side variable pulley 42b: Movable rotating body (input-side movable rotating body) 46: Output side variable pulley 46 46b: Movable rotator (output-side movable rotator) 48: Transmission belt 50: Electronic control device (control device) 78: Power storage device

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

　エコラン制御におけるエンジン再始動時に発生する可能性がある過大応力を抑制して、無段変速機を構成する部材の耐久性低下を抑制する。　車両１０が停止したらエコラン制御を実行すると車両減速中に判定された場合には、無段変速機１８の変速比γが最Lowよりもハイ側の変速比γhとされた状態で車両１０が停止するように、車両停止時の目標変速比γ＊が最Lowよりもハイ側の変速比γhに設定されるので、例えば無段変速機１８の変速比γがハード的に最Lowよりもハイ側の変速比γhとされた状態で車両１０が停止させられて、無段変速機１８を構成するプライマリプーリ４２においてハード的に最Lowとされることによる金属接触が適切に回避され、エコラン制御におけるエンジン再始動時に無段変速機１８を構成する入力軸３２などにおいて発生する可能性がある過大応力が抑制される。よって、例えば入力軸３２などの耐久性低下が抑制される。

Description

車両用無段変速機の制御装置
　本発明は、エンジンの自動停止再始動制御を実行する車両用無段変速機の制御装置に関するものである。
　交差点等の車両走行停止時に所定のエンジン停止条件が成立した場合にはエンジンを一時的に自動停止し且つ所定のエンジン再始動条件が成立した場合にはエンジンを自動再始動するエンジンの自動停止再始動制御（以下、エコラン制御）を実行する車両用無段変速機（以下、無段変速機）の制御装置が良く知られている。特許文献１、２に記載された車両の制御装置がそれである。一般的に、このような無段変速機では、車両停止時（停車時）には、次の車両発進に備えて無段変速機のギヤ比（変速比）を最低速ギヤ比（最Low）とする。一方で、車両停止時にエコラン制御を実行すると、その度にエンジンが再始動させられる。
　ここで、無段変速機が、入力側可変プーリ及び出力側可変プーリの有効径が可変の一対の可変プーリと、その一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有するベルト式無段変速機である場合、入力側可変プーリの溝幅を最大とすることで、上記最Lowが形成される。この場合、例えば図１１（ａ）のエンジン停止時における入力側可変プーリ１の部分断面概略図に示すように、入力側シャフト２の軸心Ｃ方向に移動可能な入力側可動回転体３の端部先端３ａがストッパリング４（或いは入力側シリンダ５の端部）に当接して入力側可動回転体３の移動が機械的に阻止されるような構造を採用することで、最Lowが定まる。すなわち、機械的（ハード的）に最Lowを実現している。
特開２００１－４１０６８号公報 特開２００１－２０７６９号公報
　ところで、エンジンが始動させられると、例えばエンジンにより機械式オイルポンプが回転駆動されることに伴って入力側可変プーリ１と出力側可変プーリ（不図示）とに作用する油圧が瞬間的に（急激に）立ち上がる（所謂油圧ブーストがかかる）現象が起こる可能性がある。エコラン制御時にエンジンが再始動させられる場合にはギヤ比が最Lowとされているので、上記油圧ブーストがかかるときには出力側の油圧の方が高くなり、例えば図１１（ｂ）のエンジン始動時における入力側可変プーリ１の部分断面概略図に示すように、入力側可変プーリ１と出力側可変プーリとの間に巻き掛けられた伝動ベルト６の出力側可変プーリ方向への張力により入力側シャフト２が撓む可能性がある。このように上記油圧ブーストにより入力側シャフト２が撓むとき、ハード的に最Lowを形成する為に入力側可変プーリ１では、入力側可動回転体３の端部先端３ａがストッパリング４と金属接触していることから、例えば入力側シャフト２の端部に形成されたボルト部７において偏荷重分布となり、例えば図１１（ｃ）のボルト部７における円周応力分布図に示すように、ボルト部７における円周方向のどこかで過大応力が発生する可能性がある。尚、仮に、エンジン停止時に入力側可動回転体３の端部先端３ａがストッパリング４に当接していなくとも、入力側シャフト２が撓むことで端部先端３ａがストッパリング４と金属接触を起こすなら、同じように、ボルト部７における円周方向のどこかで過大応力が発生する可能性がある。このような過大応力は、エコラン制御におけるエンジン再始動時でないユーザ操作による通常のエンジン始動時でも同じように発生する可能性があるが、エコラン制御を実行する車両では、実行しない車両よりもエンジン再始動の機会が格段に多くなるので、例えばナット８が取り付けられる辺りのボルト部７の耐久性が低下し易くなる可能性がある。その為、エコラン制御を実行する車両では、例えばボルト部７の強度をより強くするなど、耐久性を確保するような対策が必要になり、コストアップ等に繋がる可能性がある。尚、上述したような課題は未公知である。
　本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、エコラン制御におけるエンジン再始動時に発生する可能性がある過大応力を抑制して、無段変速機を構成する部材の耐久性低下を抑制することができる車両用無段変速機の制御装置を提供することにある。
　前記目的を達成するための本発明の要旨とするところは、(a) エンジンの自動停止再始動制御を実行する車両用無段変速機の制御装置であって、(b) 車両が停止したら前記エンジンの自動停止再始動制御を実行するか否かを車両減速中に判定し、(c) 前記エンジンの自動停止再始動制御を実行すると判定した場合には、前記車両用無段変速機のギヤ比が最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比とされた状態で車両が停止するように、車両停止時の前記ギヤ比を前記最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比に設定することにある。
　このようにすれば、車両が停止したら前記エンジンの自動停止再始動制御を実行すると車両減速中に判定された場合には、前記車両用無段変速機のギヤ比が最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比とされた状態で車両が停止するように、車両停止時の前記ギヤ比が前記最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比に設定されるので、例えば前記車両用無段変速機のギヤ比が最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比とされた状態で車両が停止させられて、無段変速機を構成する部材において最低速ギヤ比（最Low）とされることによる金属接触が回避され、エンジンの自動停止再始動制御（エコラン制御）におけるエンジン再始動時に無段変速機を構成する部材において発生する可能性がある過大応力が抑制される。よって、例えば無段変速機を構成する部材の耐久性低下が抑制される。
　ここで、好適には、前記車両用無段変速機は、入力側可変プーリ及び出力側可変プーリの有効径が可変の一対の可変プーリと、その一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有するベルト式無段変速機であり、前記入力側可変プーリの有効径を変更する為に軸心方向に移動させられる入力側可動回転体の移動が機械的に阻止されることにより前記最低速ギヤ比が定まるものであり、前記最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比とは、ギヤ比が前記機械的に最低速ギヤ比とならず且つその最低速ギヤ比が用いられる車両発進と比べて発進性能の低下が抑制されるようなギヤ比として予め求められた低速側のギヤ比である。このようにすれば、例えばベルト式無段変速機のギヤ比が機械的に最Lowよりも高速側のギヤ比とされた状態で車両が停止させられて、ベルト式無段変速機を構成する入力側可変プーリにおいて機械的に最Lowとされることによる金属接触が適切に回避され、エコラン制御におけるエンジン再始動時にベルト式無段変速機を構成する入力側シャフトなどにおいて発生する可能性がある過大応力が抑制される。よって、例えばその入力側シャフトなどの耐久性低下が抑制される。また、エコラン制御におけるエンジン再始動後の車両発進性能が、最低速ギヤ比が用いられる車両発進と比べて、低下することが抑制される。また、例えばベルト式無段変速機と駆動輪とが常に機械的に連結されている構成すなわちプーリと駆動輪との間の動力伝達経路が常時接続されて切断できない構成のベルト式無段変速機では、プーリが回転していないとベルト位置を変えられないというベルト式無段変速機の特性上、駆動輪が回転停止する車両停止中はプーリを回転させられない為に変速できないことに対して、本発明では、車両停止前に予めベルト式無段変速機を変速して、車両停止時には既に機械的な最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比とされているので、エコラン制御におけるエンジン再始動時に入力側シャフトなどにおいて発生する可能性がある過大応力が抑制される。尚、エコラン制御におけるエンジン再始動時でないユーザ操作による通常のエンジン始動時には、機械的に最Lowとされて入力側シャフトなどにおいて過大応力が発生する可能性があるが、通常のエンジン始動の回数は、エコラン制御におけるエンジン再始動の回数よりも格段に少なく、過大応力の発生による入力側シャフトなどの耐久性低下の問題は生じ難い。
　また、好適には、前記エンジンの自動停止再始動制御を実行するか否かは、車両停止時にその自動停止再始動制御の実行を判定する為の所定の制御条件のうちで車両減速中に判定することが可能な条件を満たしているか否かで判定されることにある。このようにすれば、例えば車両が停止したらエンジンの自動停止再始動制御を実行するか否かを車両減速中に適切に判定することができる。
　また、好適には、前記車両減速中に判定することが可能な条件は、蓄電装置の充電容量が所定容量以上とされているかである。このようにすれば、例えば車両停止時のエンジン自動停止中に各種車両電装品を稼働する為の電力やエンジン再始動時にスタータモータを駆動する為の電力などを供給するのに必要な蓄電装置の充電容量などを考慮して、車両が停止したらエンジンの自動停止再始動制御を実行するか否かを適切に判定することができる。
　また、好適には、前記エンジンの自動停止再始動制御においてそのエンジンを再始動する際には、前記入力側可動回転体の移動が機械的に阻止される側とは反対方向に前記入力側可動回転体を移動させる為の圧力を、前記出力側可変プーリの出力側可動回転体を移動させる為の圧力よりも優先して作用させることにある。このようにすれば、例えばエコラン制御におけるエンジン再始動時にベルト式無段変速機を構成する入力側シャフトなどにおいて発生する可能性がある過大応力が一層適切に抑制される。また、仮に、前記車両用無段変速機のギヤ比が機械的に最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比とされた状態で車両が停止するように、車両停止時の前記ギヤ比を前記最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比に設定したとしても、ベルト式無段変速機を構成する入力側可変プーリにおいて機械的に最Lowとされることによる金属接触が回避されなかった場合に、エンジン再始動時にその金属接触による荷重を抑制し、入力側シャフトなどにおいて発生する可能性がある過大応力を緩和することができる。
本発明が適用される車両を構成する動力伝達経路の概略構成を説明する図である。 車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。 油圧制御回路のうち無段変速機のベルト挟圧力制御、変速比制御、シフトレバーの操作に伴う前進用クラッチ及び後進用ブレーキの係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。 電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 無段変速機の変速制御において目標入力軸回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。 無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じて必要セカンダリ圧を求めるベルト挟圧力マップの一例を示す図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちエコラン制御におけるエンジン再始動時に発生する可能性がある過大応力を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートである。 図７のフローチャートに示す制御作動を実行した場合の一例を示す図であって、（ａ）はエンジン始動時における入力側可変プーリの部分断面概略図であり、（ｂ）はボルト部における円周応力分布図である。 電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図であって、図４の機能ブロック線図に相当する別の実施例である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわちエコラン制御におけるエンジン再始動時に発生する可能性がある過大応力を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートであって、図７のフローチャートに相当する別の実施例である。 入力側シャフトに過大応力が発生する従来制御を例示して説明する為の図であって、（ａ）はエンジン停止時における入力側可変プーリの部分断面概略図であり、（ｂ）はエンジン始動時における入力側可変プーリの部分断面概略図であり、（ｃ）はボルト部における円周応力分布図である。
　本発明において、好適には、前記ベルト式無段変速機の入力側可変プーリや出力側可変プーリに作用させる油圧は、それらの油圧をそれぞれ独立に制御するように油圧制御回路を構成することが好ましい。或いは、入力側可変プーリに作用させる油圧は、直接的にその油圧を制御することに替えて、入力側可変プーリの油圧シリンダへの作動油の流量を制御することによって、結果的にその入力側可変プーリに作用する油圧を生じるように油圧制御回路を構成しても良い。
　また、前記エンジンとしては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関が広く用いられる。更に、補助的な走行用駆動力源として、電動機等がこのエンジンに加えて用いられても良い。
　以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
　図１は、本発明が適用される車両１０を構成するエンジン１２から駆動輪２４までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。図１において、内燃機関にて構成されている走行用の駆動力源としてのエンジン１２により発生させられた動力は、例えば流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、車両用無段変速機としてのベルト式無段変速機（以下、無段変速機（ＣＶＴ）という）１８、減速歯車装置２０、差動歯車装置２２などを順次介して、左右の駆動輪２４へ伝達される。
　トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸１３にドライブプレート３９を介して連結されたポンプ翼車１４ｐ、及びトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３０を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、油圧制御回路１００（図３参照）内の不図示のロックアップコントロールバルブ（L/C制御弁）などによって係合側油室及び解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合又は解放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６のトルク容量を制御したり、前後進切換装置１６における動力伝達経路を切り換えたり、車両１０の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。
　前後進切換装置１６は、前後進切換装置１６は、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐとを主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３０はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３２はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介して非回転部材としてのハウジング３４に選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は断続装置に相当するもので、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。
　このように構成された前後進切換装置１６では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３０が入力軸３２に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３２はタービン軸３０に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）とされる。
　エンジン１２の吸気配管３６には、スロットルアクチュエータ３７を用いてエンジン１２の吸入空気量ＱＡＩＲを電気的に制御する為の電子スロットル弁３８が備えられている。また、車両１０には、ドライブプレート３９を回転駆動してエンジン１２をクランキングする為のスタータモータ４０が備えられている。
　無段変速機１８は、入力軸３２に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）４２及び出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）４６の一対の可変プーリ４２，４６と、その一対の可変プーリ４２，４６の間に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、一対の可変プーリ４２，４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。
　入力側可変プーリ４２は、入力軸３２に固定された入力側固定回転体としての固定回転体４２ａと、入力軸３２に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動回転体４２ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為の推力を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダ（プライマリ側油圧シリンダ）４２ｃとを備えて構成されている。また、出力側可変プーリ４６は、出力軸４４に固定された出力側固定回転体としての固定回転体４６ａと、出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動回転体４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為の推力を付与する油圧アクチュエータとしての出力側油圧シリンダ（セカンダリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されている。そして、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃの油圧であるプライマリ圧（変速圧）Ｐinが油圧制御回路１００（図３参照）によって調圧制御されることにより、一対の可変プーリ４２，４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比（ギヤ比）γ（＝入力軸回転速度ＮＩＮ／出力軸回転速度ＮＯＵＴ）が連続的に変化させられる。また、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるセカンダリ圧（ベルト挟圧）Ｐoutが油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにセカンダリ圧Ｐoutに応じて一対の可変プーリ４２，４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力（ベルト挟圧力）が制御される。
　図２は、エンジン１２や無段変速機１８などを制御する為に車両１０に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図２において、車両１０には、例えば無段変速機１８の変速制御などに関連する車両用無段変速機の制御装置を含む電子制御装置５０が備えられている。電子制御装置５０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置５０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機１８の変速制御やベルト挟圧力制御、ロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、無段変速機１８及びロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。
　電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸１３の回転角度（位置）ＡＣＲ（°）及びエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）ＮＥを表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３０の回転速度（タービン回転速度）ＮＴを表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸３２の回転速度（入力軸回転速度）ＮＩＮを表す信号、車速センサ（出力軸回転速度センサ）５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）ＮＯＵＴすなわち出力軸回転速度ＮＯＵＴに対応する車速Ｖを表す信号、スロットルセンサ６０により検出された電子スロットル弁３８のスロットル弁開度θＴＨを表す信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温ＴＨＷを表す信号、吸入空気量センサ６４により検出されたエンジン１２の吸入空気量ＱＡＩＲを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出された運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａccを表す信号、フットブレーキスイッチ６８により検出された常用ブレーキであるフットブレーキが操作された状態を示すブレーキオンＢＯＮを表す信号、ＣＶＴ油温センサ７０により検出された無段変速機１８等の作動油の油温ＴＨＯＩＬを表す信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバー７４（図３参照）のレバーポジション（操作位置）ＰＳＨを表す信号、バッテリ温度センサ７６により検出された蓄電装置７８（図４参照）の温度（バッテリ温度）ＴＨＢＡＴを表す信号、電流センサ８０により検出された蓄電装置７８の充電電流または放電電流（充放電電流或いは入出力電流）ＩＢＡＴを表す信号、電圧センサ８２により検出された蓄電装置７８の電圧（バッテリ電圧）ＶＢＡＴを表す信号、上記バッテリ温度ＴＨＢＡＴ、充放電電流ＩＢＡＴ、及びバッテリ電圧ＶＢＡＴなどに基づいて算出された蓄電装置７８の充電状態（充電容量）ＳＯＣを表す信号、運転者により操作されてエンジン１２を始動（初回始動）する為のイグニッションスイッチ８４におけるエンジン始動操作ＳＴＥを表す信号等が、それぞれ供給される。
　また、電子制御装置５０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号ＳＥ、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号ＳＴ、エンジン１２の始動制御の為のエンジン始動制御指令信号ＳＳＴ等が、それぞれ出力される。具体的には、上記エンジン出力制御指令信号ＳＥとして、スロットルアクチュエータ３７を駆動して電子スロットル弁３８の開閉を制御する為のスロットル信号や燃料噴射装置８６から噴射される燃料の量を制御する為の噴射信号や点火装置８８によるエンジン１２の点火時期を制御する為の点火時期信号などが出力される。また、上記変速制御指令信号ＳＴとして、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＰを駆動する為の指令信号、伝動ベルト４８のベルト挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号ＳＢ例えばセカンダリ圧Ｐoutを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動する為の指令信号、ライン油圧ＰＬを制御するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動する為の指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。また、上記エンジン始動制御指令信号ＳＳＴとして、スタータモータ４０へ蓄電装置７８から電力が供給されるようにスタータ電源リレー９０を切り替える為の指令信号が出力される。
　図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御、シフトレバー７４の操作に伴う前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３において、油圧制御回路１００は、変速比γが連続的に変化させられるようにプライマリ圧Ｐinを調圧する変速制御弁としての変速比コントロールバルブ１１０、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにセカンダリ圧Ｐoutを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１２、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ１２０等を備えている。尚、シフトレバー７４は、例えば順次位置させられている良く知られた「Ｐ」ポジション（駐車ポジション）、「Ｒ」ポジション（後進走行ポジション）、「Ｎ」ポジション（ニュートラルポジション）、「Ｄ」ポジション（前進走行ポジション）、及び「Ｌ」ポジション（エンジンブレーキポジション）の５つのレバーポジションＰＳＨうちの何れかへ手動操作されるようになっている。
　ライン油圧ＰＬは、例えばオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、リリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１２２によりリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＴに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧される。また、モジュレータ油圧ＰＭは、電子制御装置５０によって制御される制御油圧ＰＳＬＴ、リニアソレノイド弁ＳＬＰの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＰ、及びリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＳの各元圧となるものであって、ライン油圧ＰＬを元圧としてモジュレータバルブ１２４により一定圧に調圧される。また、出力油圧ＰＭ２は、ライン油圧ＰＬを元圧として第２モジュレータバルブ１２６により制御油圧ＰＳＬＴに基づいて調圧される。
　ここで、オイルポンプ２８は、エンジン１２により回転駆動される機械式のオイルポンプであり、例えば後述するエンジン１２の自動停止再始動制御（エコラン制御）においてエンジン１２が自動停止させられると、作動油を吐出できない。その為、本実施例の車両１０は、電動オイルポンプ１２８を備えている。電動オイルポンプ１２８は、蓄電装置７８からの電力により駆動させられる電動モータ１３０により回転駆動されることで油圧を発生する。例えば、電動オイルポンプ１２８は、エコラン制御におけるエンジン自動停止時に作動させられる。また、電動オイルポンプ１２８は、エコラン制御におけるエンジン自動始動時に、エンジン回転速度ＮＥが所定値以上になったとき等に、作動を停止させられる。尚、電動オイルポンプ１２８の作動油吐出側には逆止弁１３２が設けられており、電動オイルポンプ１２８が発生した油圧よりもオイルポンプ２８が発生した油圧の方が高圧となっている限りは、電動オイルポンプ１２８が発生した油圧は油圧制御回路１００に対して作用しない。
　マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａには出力油圧ＰＭ２が供給される。そして、例えばシフトレバー７４が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、出力油圧ＰＭ２が前進走行用出力圧として前進用出力ポート１２０ｆを経て前進用クラッチＣ１に供給され且つ後進用ブレーキＢ１内の作動油が後進用出力ポート１２０ｒから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられる。これにより、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放される。また、例えばシフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、出力油圧ＰＭ２が後進走行用出力圧として後進用出力ポート１２０ｒを経て後進用ブレーキＢ１に供給され且つ前進用クラッチＣ１内の作動油が前進用出力ポート１２０ｆから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーンされるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられる。これにより、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放される。また、例えばシフトレバー７４が「Ｐ」ポジション或いは「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１２０ａから前進用出力ポート１２０ｆへの油路及び入力ポート１２０ａから後進用出力ポート１２０ｒへの油路が何れも遮断され且つ前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１内の作動油が何れもマニュアルバルブ１２０からドレーンされるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられる。これにより、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放される。
　変速比コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経てプライマリプーリ４２へ供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＳを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与する為に出力ポート１１０ｔから出力されたライン油圧ＰＬを受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧ＰＭを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。
　このように構成された変速比コントロールバルブ１１０において、例えば目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊が得られるように制御油圧ＰＳＬＰをパイロット圧としてライン油圧ＰＬが調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔからプライマリ圧Ｐinが出力される。このように、変速比コントロールバルブ１１０と、その変速比コントロールバルブ１１０を作動させる為の制御油圧ＰＳＬＰを出力するリニアソレノイド弁ＳＬＰとは無段変速機１８の変速を行う為にプライマリ圧Ｐinを調圧する為のプライマリ圧調圧装置として機能するものである。具体的には、制御油圧ＰＳＬＰが高くされる程プライマリ圧Ｐinが高められ、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。また、制御油圧ＰＳＬＰが低くされる程プライマリ圧Ｐinが低められ、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。従って、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最大とされることで、無段変速機１８の変速比γとして最大変速比γmax（最低速ギヤ比、最Low）が形成される。
　尚、本実施例では、例えば図３中のプライマリプーリ４２の部分断面概略図に示すように、入力軸３２の軸方向に移動可能な可動回転体４２ｂの端部先端４２ｂ１がストッパリング４２ｄに当接して可動回転体４２ｂの移動（すなわちプライマリプーリ４２のＶ溝幅を広くする方向への移動）が機械的に阻止される構造を採用しており、これにより最Lowが定まる。すなわち、機械的（ハード的）に最Lowを実現（形成）している。このプライマリプーリ４２の部分断面概略図において、入力軸３２の可動回転体４２ｂ側の端部にはボルト部３２ａが形成されている。プライマリ側油圧シリンダ４２ｃは、ベアリング４９と共にボルト部３２ａに嵌め入れられて、ナット４３により固定されている。
　挟圧力コントロールバルブ１１２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１２ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｔを経てセカンダリプーリ４６へセカンダリ圧Ｐoutとして供給可能にするスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１２ｂと、そのスプリング１１２ｂを収容し且つスプール弁子１１２ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＳを受け入れる油室１１２ｃと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１２ｔから出力されたセカンダリ圧Ｐoutを受け入れるフィードバック油室１１２ｄと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧ＰＭを受け入れる油室１１２ｅとを備えている。
　このように構成された挟圧力コントロールバルブ１１２において、伝動ベルト４８が滑りを生じないように制御油圧ＰＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧ＰＬが調圧制御されることにより、出力ポート１１２ｔからセカンダリ圧Ｐoutが出力される。このように、挟圧力コントロールバルブ１１２と、その挟圧力コントロールバルブ１１２を作動させる為の制御油圧ＰＳＬＳを出力するリニアソレノイド弁ＳＬＳとはセカンダリ圧Ｐoutを調圧する為のセカンダリ圧調圧装置として機能するものである。
　ここで、本実施例の電子制御装置５０は、例えば車両１０が一時停止した際の所定のエンジン停止条件の成立時にエンジン１２を自動的に停止状態とし、所定のエンジン再始動条件の成立時にエンジン１２を自動的に再始動する所謂エコラン制御の機能を有している。このようなエコラン制御において、エンジン１２が再始動させられると、例えばエンジン１２によりオイルポンプ２８が回転駆動されることに伴ってプライマリ側油圧シリンダ４２ｃとセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃとに油圧ブーストがかかる可能性がある。車両停止時には、次の発進に備えてギヤ比が最Lowとされているので、エンジン再始動時に上記油圧ブーストがかかるときにはセカンダリ圧Ｐoutの方が高くなり、伝動ベルト４８のセカンダリプーリ４６方向への張力により入力軸３２が撓む可能性がある。そして、ハード的に最Lowを形成しているときにはプライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの端部先端４２ｂ１がストッパリング４２ｄと金属接触していることから、上記油圧ブーストにより入力軸３２が撓むと、例えば入力軸３２のボルト部３２ａが偏荷重分布となってボルト部３２ａに過大応力が発生する可能性がある。このような過大応力は、エコラン制御における自動的なエンジン再始動時でないイグニッションスイッチ８４の操作による通常のエンジン始動時（初回始動時）でも同じように発生する可能性があるが、エコラン制御を実行する車両では、実行しない車両よりもエンジン再始動の機会が格段に多くなるので、例えばナット４３が取り付けられる辺りのボルト部３２ａの耐久性が低下し易くなる可能性がある。換言すれば、上記通常のエンジン始動時に、ハード的に最Lowが形成されていることでボルト部３２ａに過大応力が発生したとしても、その回数が格段に少ないので耐久性低下の問題が生じ難い。その為、本実施例では、ハード的に最Lowが形成された状態で通常のエンジン始動が実行される。
　エンジン始動時に上記油圧ブーストがかかることによりボルト部３２ａに過大応力が発生する可能性があることに対して、その過大応力を抑制する為に、本実施例の電子制御装置５０は、例えば　車両１０が停止したらエコラン制御を実行するか否かを車両減速中に判定し、そのエコラン制御を実行すると判定した場合には、無段変速機１８の変速比γが最Lowよりも高速側の変速比（ハイ側の変速比、高い変速比）γhとされた状態で車両１０が停止するように、車両停止時の変速比γを最Lowよりもハイ側の変速比γhに設定する。つまり、本来は次回の発進に備えて車両停止時の変速比γを最Lowに設定するのであるが、車両減速中にエコラン制御を実行すると判定した場合には、車両停止時の変速比γを最Lowに設定することに替えてハイ側の変速比γhに設定するのである。この最Lowよりもハイ側の変速比γhは、例えば無段変速機１８の変速比γがハード的に最Lowとならず且つその最Lowが用いられる車両発進時と比べて発進性能の低下が抑制されるような変速比として予め求められた所定の低速側の変速比である。つまり、ハイ側の変速比γhは、入力軸３２が撓んでも金属同士の接触が起こらない（例えば可動回転体４２ｂの端部先端４２ｂ１がストッパリング４２ｄと当接しない）範囲でできるだけ大きな変速比（低速側の変速比）であり、例えば最Lowを１速とすれば1.05速や1.1速程度のギヤ比である。
　尚、本実施例の車両１０を構成する無段変速機１８から駆動輪２４までの動力伝達経路は、断接可能に構成されておらず無段変速機１８と駆動輪２４とは常に機械的に連結されており、駆動輪２４が回転停止する車両停止中は無段変速機１８内の回転部材（例えば一対の可変プーリ４２，４６）を回転させられない。その為、可変プーリ４２，４６が回転していないとベルト位置を変えられないというベルト式無段変速機の特性上、車両停止中は無段変速機１８を変速できない。これに対して、本実施例では、車両停止前に予め無段変速機１８を変速し、車両１０が停止したときには、既にハード的な最Lowよりもハイ側の変速比γhとしておくのである。
　より具体的には、図４は、電子制御装置５０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図４において、変速制御部すなわち変速制御手段１５０は、例えば図５に示すようなアクセル開度Ａccをパラメータとして車速Ｖと無段変速機１８の目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊との予め記憶された関係（変速マップ）から実際の車速Ｖ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊を設定する。そして、変速制御手段１５０は、例えば実入力軸回転速度ＮＩＮがその設定した目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊と一致するように、実入力軸回転速度ＮＩＮと目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊との回転偏差ΔＮＩＮ（＝ＮＩＮ ＊－ＮＩＮ）に基づいて無段変速機１８の変速を例えばフィードバック制御により実行する。つまり、変速制御手段１５０は、回転偏差ΔＮＩＮに基づいてプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに対するプライマリ圧Ｐinを調圧することにより一対の可変プーリ４２，４６のＶ溝幅を変化させる為の変速制御指令信号（油圧指令）ＳＴを決定し、その変速制御指令信号ＳＴを油圧制御回路１００へ出力して変速比γを連続的に変化させる。図５の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル開度Ａccが大きい程大きな変速比γになる目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊が設定されるようになっている。また、車速Ｖは出力軸回転速度ＮＯＵＴに対応するため、入力軸回転速度ＮＩＮの目標値である目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊は目標変速比γ＊（＝ＮＩＮ ＊／ＮＯＵＴ）に対応し、無段変速機１８の最小変速比γmin（最高速ギヤ比、最Hi）と最大変速比γmax（最低速ギヤ比、最Low）の範囲内で定められる。
　ベルト挟圧力制御部すなわちベルト挟圧力制御手段１５２は、例えば図６に示すような伝達トルクに対応するアクセル開度Ａcc（或いはスロットル弁開度θＴＨ、無段変速機１８への入力トルクＴＩＮ等）をパラメータとして変速比γとベルト挟圧力に対応する必要セカンダリ圧Ｐout＊とのベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された関係（ベルト挟圧力マップ）から、実際の変速比γ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて必要セカンダリ圧（ベルト挟圧力）Ｐout＊を設定（算出）する。つまり、ベルト挟圧力制御手段１５２は、必要セカンダリ圧Ｐout＊が得られる為のセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃのセカンダリ圧Ｐoutを設定する。そして、ベルト挟圧力制御手段１５２は、その設定した必要セカンダリ圧Ｐout＊が得られて伝動ベルト４８の滑りが発生しないように、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃのセカンダリ圧Ｐoutを調圧する挟圧力制御指令信号ＳＢを油圧制御回路１００へ出力してベルト挟圧力を増減させる。尚、実際の実変速比γ（＝ＮＩＮ／ＮＯＵＴ）は、実際の入力軸回転速度ＮＩＮ及び出力軸回転速度ＮＯＵＴに基づいて電子制御装置５０により算出される。
　油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号ＳＴに従って無段変速機１８の変速が実行されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＰを作動させてプライマリ圧Ｐinを調圧すると共に、上記挟圧力制御指令信号ＳＢに従ってベルト挟圧力が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。
　エンジン出力制御部すなわちエンジン出力制御手段１５４は、例えばエンジン１２の出力制御の為にスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などのエンジン出力制御指令信号ＳＥをそれぞれスロットルアクチュエータ３７や燃料噴射装置８６や点火装置８８へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１５４は、目標スロットル弁開度θＴＨ ＊をアクセル開度Ａccに応じた目標エンジントルクＴＥ ＊が得られる為のスロットル開度θＴＨとし、目標エンジントルクＴＥ ＊が得られるようにスロットルアクチュエータ３７により電子スロットル弁３８を開閉制御する他、燃料噴射装置８６により燃料噴射量を制御したり、点火装置８８により点火時期を制御する。
　エコラン制御部すなわちエコラン制御手段１５６は、例えば交差点等の車両走行停止時に燃費の向上、排気ガスの低減、騒音の低減等の為に、車両走行停止時にエンジン１２を一時的に自動停止し且つエンジン１２を自動始動するエコラン制御を実行する。具体的には、エコラン制御手段１５６は、「Ｐ」，「Ｎ」，「Ｄ」ポジションでの車両停止時に所定のエンジン停止条件の何れもが成立した場合には、スロットルアクチュエータ３７による電子スロットル弁３８を閉じる制御や燃料噴射装置８６による燃料供給を停止する制御等を実行する所謂アイドルストップ制御を実行してエンジン１２を一時的に自動停止する為のエンジン一時停止指令をエンジン出力制御手段１５４へ出力する。一方、エコラン制御手段１５６は、所定のエンジン再始動条件の何れか一つでも成立した場合には、蓄電装置７８から電力が供給されるようにスタータ電源リレー９０を切り替える為のエンジン始動制御指令信号ＳＳＴをスタータモータ４０へ出力すると共に、エンジン１２を自動始動する為のエンジン再始動指令をエンジン出力制御手段１５４へ出力する。
　上記所定のエンジン停止条件は、例えば車両停止時にエコラン制御を実行するか否かを判定する為の所定の制御条件であり、具体的には、「Ｄ」ポジションであるか、アクセル開度Ａccが零を含む略零つまり零と判定される為の零判定値であるか、ブレーキオンＢＯＮであるか、車速Ｖが零を含む略零つまり零と判定される為の零判定値であるか、蓄電装置７８の充電容量ＳＯＣが所定容量ＳＯＣ’以上であるか、エンジン１２の冷却水温ＴＨＷが所定水温範囲ＴＨＷ’にあるか、作動油の油温ＴＨＯＩＬが所定油温範囲ＴＨＯＩＬ’にあるかなどの条件である。また、上記所定のエンジン再始動条件は、具体的には、「Ｄ」ポジションである車両停止時に、アクセル開度Ａccが零判定値とされない値となったか（すなわちアクセルオンされたか）、ブレーキオンＢＯＮの信号がオフであるか（すなわちブレーキオフとされたか）などの条件である。
　上記所定容量ＳＯＣ’は、例えば車両停止時のエンジン自動停止中に各種車両電装品を稼働する為の電力やエンジン再始動時にスタータモータ４０を駆動する為の電力などを供給する為に必要な蓄電装置７８の充電容量ＳＯＣとして予め求められて設定されたエンジン停止条件の１つである。見方を換えれば、上記所定容量ＳＯＣ’は、例えばエンジン１２により回転駆動される不図示のオルタネータによる充電を必要としない程度の所定容量ＳＯＣとして予め求められて設定された充電要否判定値である。また、上記所定水温範囲ＴＨＷ’は、例えばエンジン１２の暖機後の適切に作動できる温度範囲として予め実験的に或いは設計的に求められたエンジン停止条件の１つである。また、上記所定油温範囲ＴＨＯＩＬ’は、例えば油圧制御回路１００や無段変速機１８等が適切に作動できる温度範囲として予め実験的に或いは設計的に求められたエンジン停止条件の１つである。
　エンジン出力制御手段１５４は、エコラン制御手段１５６からのエンジン一時停止指令に従って、スロットルアクチュエータ３７による電子スロットル弁３８を閉じる制御、燃料噴射装置８６による燃料供給を停止する制御等によりアイドルストップ制御を実行する。また、エンジン出力制御手段１５４は、エコラン制御手段１５６からのエンジン再始動指令に従って、スタータモータ４０によるエンジン１２のクランキングに連動して、スロットルアクチュエータ３７による電子スロットル弁３８を開閉する制御、燃料噴射装置８６による燃料供給を開始する制御、点火装置８８による点火時期の制御によりエンジン１２を始動する。
　減速走行中判定部すなわち減速走行中判定手段１５８は、例えばアクセル開度Ａccに基づいて車両１０がアクセルオフの減速走行中すなわち惰性走行（コースト走行）中であるか否かを判定する。
　エコラン実行推定部すなわちエコラン実行推定手段１６０は、例えば減速走行中判定手段１５８により車両１０が減速走行中であると判定された場合には、車両１０が停止したらエコラン制御を実行するか否かを判定する。具体的には、エコラン実行推定手段１６０は、前記所定のエンジン停止条件のうちで車両減速中に判定することが可能なエンジン停止条件を満たしているか否かに基づいて、車両１０が停止したらエコラン制御を実行するか否かを判定する。車両減速中に判定することが可能なエンジン停止条件としては、例えば蓄電装置７８の充電容量ＳＯＣが所定容量ＳＯＣ’以上とされているか、エンジン１２の冷却水温ＴＨＷが所定水温範囲ＴＨＷ’にあるか、作動油の油温ＴＨＯＩＬが所定油温範囲ＴＨＯＩＬ’にあるかなどのエンジン停止条件である。エコラン実行推定手段１６０は、これら車両減速中に判定することが可能なエンジン停止条件の少なくとも１つを用いてエコラン制御を実行するか否かを判定する。
　変速制御手段１５０は、例えばエコラン実行推定手段１６０により車両１０が停止してもエコラン制御を実行しないと判定された場合には、次回の車両発進時の発進性能が適切に確保される為に、例えば車両停止時の目標変速比γ＊として最大変速比γmax（最Low）を設定する。一方で、変速制御手段１５０は、例えばエコラン実行推定手段１６０により車両１０が停止したらエコラン制御を実行すると判定された場合には、エンジン再始動時の過大応力を適切に抑制する為に、例えば車両停止時の目標変速比γ＊として最大変速比γmax（最Low）よりもハイ側の変速比γhを設定する。そして、変速制御手段１５０は、車両停止時には無段変速機１８の変速比γが上記設定した目標変速比γ＊となるように、車両停止に向かう過程で無段変速機１８を目標変速比γ＊に向かって変速する。
　図７は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわちエコラン制御におけるエンジン再始動時に発生する可能性がある過大応力を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。
　図７において、先ず、減速走行中判定手段１５８に対応するステップ（以下、ステップを省略する）ＳＡ１０において、例えばアクセル開度Ａccに基づいて車両１０がアクセルオフの減速走行中であるか否かが判定される。このＳＡ１０の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが肯定される場合はエコラン実行推定手段１６０に対応するＳＡ２０において、例えば車両１０が停止したらエコラン制御を実行するか否かが判定される。このＳＡ２０の判断が否定される場合は変速制御手段１５０に対応するＳＡ３０において、例えば車両停止時の目標変速比γ＊として最大変速比γmax（最Low）が設定される。一方、上記ＳＡ２０の判断が肯定される場合は同じく変速制御手段１５０に対応するＳＡ４０において、例えば車両停止時の目標変速比γ＊として最大変速比γmax（最Low）よりもハイ側の変速比γhが設定される。
　図８は、図７のフローチャートに示す制御作動を実行した場合の一例を示す図である。図８において、車両停止時の目標変速比γ＊として最大変速比γmaxよりもハイ側の変速比γhが設定され、車両停止に向かう過程で無段変速機１８がその目標変速比γ＊に向かって変速させられて、車両停止時には無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxよりもハイ側の変速比γhとされると、例えば図８（ａ）のエンジン始動時におけるプライマリプーリ４２の部分断面概略図に示すように、エンジン再始動時に前記油圧ブーストにより入力軸３２がセカンダリプーリ４６方向へ撓んだとしても、ハード的に最Lowが形成されていない為に可動回転体４２ｂの端部先端４２ｂ１とストッパリング４２ｄとは金属接触しない。よって、ボルト部３２ａにおいては油圧の略均等荷重のみがかかることになり、例えば図８（ｂ）のボルト部３２ａにおける円周応力分布図に示すように、ボルト部３２ａにおける円周方向には油圧分の応力しかかからず、ボルト部３２ａにおける円周方向の過大応力が発生させられないか或いは抑制される。
　上述のように、本実施例によれば、車両１０が停止したらエコラン制御を実行すると車両減速中に判定された場合には、無段変速機１８の変速比γが最Lowよりもハイ側の変速比γhとされた状態で車両１０が停止するように、車両停止時の目標変速比γ＊が最Lowよりもハイ側の変速比γhに設定されるので、例えば無段変速機１８の変速比γがハード的に最Lowよりもハイ側の変速比γhとされた状態で車両１０が停止させられて、無段変速機１８を構成するプライマリプーリ４２においてハード的に最Lowとされることによる金属接触が適切に回避され、エコラン制御におけるエンジン再始動時に無段変速機１８を構成する入力軸３２などにおいて発生する可能性がある過大応力が抑制される。よって、例えば入力軸３２などの耐久性低下が抑制される。
　また、上記ハイ側の変速比γhは、無段変速機１８の変速比γがハード的に最Lowとならず且つその最Lowが用いられる車両発進時と比べて発進性能の低下が抑制されるような変速比として予め求められた所定の低速側の変速比であるので、エコラン制御におけるエンジン再始動後の車両発進性能が、最Lowが用いられる車両発進と比べて、低下することが抑制される。
　また、無段変速機１８と駆動輪２４とが常に機械的に連結されている構成の無段変速機１８では、可変プーリ４２，４６が回転していないとベルト位置を変えられないというベルト式無段変速機の特性上、車両停止中は変速できないことに対して、車両停止前に予め無段変速機１８を変速して、車両停止時には既にハード的な最Lowよりもハイ側の変速比γhとされているので、エコラン制御におけるエンジン再始動時に入力軸３２などにおいて発生する可能性がある過大応力が抑制される。
　また、本実施例によれば、車両１０が停止したらエコラン制御を実行するか否かは、車両停止時にエコラン制御を実行するか否かを判定する為の所定の制御条件（所定のエンジン停止条件）のうちで車両減速中に判定することが可能な条件を満たしているか否かで判定されるので、例えば車両１０が停止したらエコラン制御を実行するか否かを車両減速中に適切に判定することができる。
　また、本実施例によれば、前記車両減速中に判定することが可能な条件は、蓄電装置７８の充電容量ＳＯＣが所定容量ＳＯＣ’以上とされているかであるので、例えば車両停止時のエンジン自動停止中に各種車両電装品を稼働する為の電力やエンジン再始動時にスタータモータ４０を駆動する為の電力などを供給するのに必要な蓄電装置７８の充電容量ＳＯＣなどを考慮して、車両１０が停止したらエコラン制御を実行するか否かを適切に判定することができる。
　次に、本発明の他の実施例を説明する。尚、以下の説明において実施例相互に共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。
　前述の実施例では、車両停止時には無段変速機１８の変速を実行できないことから、車両停止に向かう過程で無段変速機１８を目標変速比γ＊に向かって変速し、車両停止時には無段変速機１８の変速比γを最大変速比γmaxよりもハイ側の変速比γhとすることで、ハード的に最Lowとされることによる金属接触を回避してエンジン再始動時の過大応力を適切に抑制した。車両停止時までに実行しておく上記変速制御に対して、例えば車両１０が停止してからでもハード的に最Lowが形成されていることでの可動回転体４２ｂの端部先端４２ｂ１とストッパリング４２ｄとの当接を離す方向にエンジン再始動時に油圧を作用させれば、車両停止中に無段変速機１８の変速比γを変更して金属接触を回避できないまでも、エンジン再始動時の金属接触による荷重を抑制することができるという考え方もある。また、車両停止時には無段変速機１８の変速比γを最大変速比γmaxよりもハイ側の変速比γhとすることに加えて、エンジン再始動時に油圧を作用させるという上記制御を実行することで、エンジン再始動時の過大応力を一層適切に抑制するという考え方もある。更に、仮に、車両停止に向かう過程で無段変速機１８の変速比γを最大変速比γmaxよりもハイ側の変速比γhに向かって変速したとしても、ハード的に最Lowとされることによる金属接触を回避できなかった場合に、エンジン再始動時に油圧を作用させるという上記制御を実行することで、エンジン再始動時の金属接触による荷重を抑制することができるという考え方もある。
　そこで、本実施例では、前述の実施例に替えて或いは加えて、エコラン制御においてエンジン１２を自動的に再始動する際には、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの移動が機械的に阻止される側とは反対方向に、つまり過大応力を緩和する方向に、その可動回転体４２ｂを移動させる為の圧力であるプライマリ圧Ｐinを、セカンダリプーリ４６の可動回転体４６ｂを移動させる為の圧力であるセカンダリ圧Ｐoutよりも優先して作用させる（発生させる）。つまり、前記油圧ブーストがかかるときにはプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとに略同時に油圧を作用させても、セカンダリ圧Ｐoutの方が高くなり、エンジン再始動時の過大応力が発生し易くなることに対して、電動オイルポンプ１２８による油圧によってプライマリ圧Ｐinを優先的に作用させることで、エンジン再始動時の金属同士の接触荷重を低減するのである。
　具体的には、図９は、電子制御装置５０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図であって、図４の機能ブロック線図に相当する別の実施例である。図９において、エコラン実行中判定部すなわちエコラン実行中判定手段１６２は、例えばエコラン制御が実行されている停車中（エコラン待機中）であるか否かを判定する。具体的には、エコラン実行中判定手段１６２は、エコラン制御手段１５６により前記エンジン一時停止指令が出力されて、エンジン出力制御手段１５４によりアイドルストップ制御が実行されているか否かに基づいて、エコラン制御が実行されている停車中であるか否かを判定する。また、エコラン実行中判定手段１６２は、例えばエコラン制御が実行されている停車中に、エンジン１２を再始動する為の指令が出力されたか否かを判定する。具体的には、エコラン実行中判定手段１６２は、エコラン制御手段１５６により前記エンジン始動制御指令信号ＳＳＴがスタータモータ４０へ出力されると共に前記エンジン再始動指令が出力されたか否かを判定する。
　変速制御手段１５０は、例えばエコラン実行中判定手段１６２によりエンジン１２を再始動する為の指令が出力されたと判定された場合には、エンジン再始動時の金属同士の接触荷重を低減する為に、エンジン再始動に先立って、電動オイルポンプ１２８による油圧を元圧として、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに優先的に油圧をかける、すなわちプライマリ圧Ｐinを優先的に作用させる。尚、ここでは、車両停止中であるので、無段変速機１８の変速は生じない。
　図１０は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわちエコラン制御におけるエンジン再始動時に発生する可能性がある過大応力を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。また、この図１０は図７のフローチャートに相当する別の実施例である。
　図１０において、先ず、エコラン実行中判定手段１６２に対応するＳＢ１０において、例えばエコラン制御が実行されている停車中（エコラン待機中）であるか否かが判定される。このＳＢ１０の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが肯定される場合は同じくエコラン実行中判定手段１６２に対応するＳＢ２０において、例えばエンジン１２を再始動する為の指令が出力されたか否かが判定される。このＳＢ２０の判断が否定される場合は上記ＳＢ１０に戻るが肯定される場合は変速制御手段１５０に対応するＳＢ３０において、例えば電動オイルポンプ１２８による油圧を元圧として、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに優先的に油圧がかけられるすなわちプライマリ圧Ｐinが優先的に作用させられ、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃのみが加圧される。次いで、エンジン出力制御手段１５４に対応するＳＢ４０において、例えばスタータモータ４０によるエンジン１２のクランキングに連動して電子スロットル弁３８の開閉制御や燃料供給制御等が行われ、エンジン１２が再始動させられる。エンジン再始動後は、オイルポンプ２８による油圧を元圧として、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとに油圧が作用させられる。
　上述のように、本実施例によれば、前述の実施例に替えて、エコラン制御においてエンジン１２を自動的に再始動する際には、プライマリプーリ４２の可動回転体４２ｂの移動が機械的に阻止される側とは反対方向にその可動回転体４２ｂを移動させる為のプライマリ圧Ｐinを、セカンダリプーリ４６の可動回転体４６ｂを移動させる為のセカンダリ圧Ｐoutよりも優先して作用させるので、車両停止中に無段変速機１８の変速比γを変更して金属接触を回避できないまでも、エンジン再始動時の金属接触による荷重を抑制することができる。よって、入力軸３２などにおいて発生する可能性がある過大応力が抑制されて、入力軸３２などの耐久性低下が抑制される。
　また、前述の実施例に加えて実行することで、例えばエコラン制御におけるエンジン再始動時に無段変速機１８を構成する入力軸３２などにおいて発生する可能性がある過大応力が一層適切に抑制される。
　また、仮に、前述の制御を実行したとしても、ハード的に最Lowとされることによる金属接触を回避できなかった場合に、エンジン再始動時にその金属接触による荷重を抑制し、入力軸３２などにおいて発生する可能性がある過大応力を緩和することができる。
　以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
　例えば、前述の実施例では、直接的にプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinを制御する構成の油圧制御回路１００に本発明を適用したが、これに限らず、例えばプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御することにより結果的にプライマリ圧Ｐinを生じるような構成の油圧制御回路１００にも本発明は適用され得る。
　また、前述の実施例において、流体式伝動装置としてロックアップクラッチ２６が備えられているトルクコンバータ１４が用いられていたが、ロックアップクラッチ２６は必ずしも設けられなくても良く、またトルクコンバータ１４に替えて、トルク増幅作用のない流体継手（フルードカップリング）などの他の流体式動力伝達装置が用いられてもよい。
　尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
１０：車両
１２：エンジン
１８：ベルト式無段変速機（車両用無段変速機）
４２：入力側可変プーリ
４２ｂ：可動回転体（入力側可動回転体）
４６：出力側可変プーリ４６
４６ｂ：可動回転体（出力側可動回転体）
４８：伝動ベルト
５０：電子制御装置（制御装置）
７８：蓄電装置

Claims (5)

  1. 　エンジンの自動停止再始動制御を実行する車両用無段変速機の制御装置であって、
    　車両が停止したら前記エンジンの自動停止再始動制御を実行するか否かを車両減速中に判定し、
    　前記エンジンの自動停止再始動制御を実行すると判定した場合には、前記車両用無段変速機のギヤ比が最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比とされた状態で車両が停止するように、車両停止時の前記ギヤ比を前記最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比に設定することを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。
  2. 　前記車両用無段変速機は、入力側可変プーリ及び出力側可変プーリの有効径が可変の一対の可変プーリと、該一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有するベルト式無段変速機であり、
    　前記入力側可変プーリの有効径を変更する為に軸心方向に移動させられる入力側可動回転体の移動が機械的に阻止されることにより前記最低速ギヤ比が定まるものであり、
    　前記最低速ギヤ比よりも高速側のギヤ比とは、ギヤ比が前記機械的に最低速ギヤ比とならず且つ該最低速ギヤ比が用いられる車両発進と比べて発進性能の低下が抑制されるようなギヤ比として予め求められた低速側のギヤ比であることを特徴とする請求項１に記載の車両用無段変速機の制御装置。
  3. 　前記エンジンの自動停止再始動制御を実行するか否かは、車両停止時に該自動停止再始動制御の実行を判定する為の所定の制御条件のうちで車両減速中に判定することが可能な条件を満たしているか否かで判定されることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用無段変速機の制御装置。
  4. 　前記車両減速中に判定することが可能な条件は、蓄電装置の充電容量が所定容量以上とされているかであることを特徴とする請求項３に記載の車両用無段変速機の制御装置。
  5. 　前記エンジンの自動停止再始動制御において該エンジンを再始動する際には、前記入力側可動回転体の移動が機械的に阻止される側とは反対方向に前記入力側可動回転体を移動させる為の圧力を、前記出力側可変プーリの出力側可動回転体を移動させる為の圧力よりも優先して作用させることを特徴とする請求項２に記載の車両用無段変速機の制御装置。
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