JP2004340274A

JP2004340274A - Transmission control device for continuously variable transmission for vehicles

Info

Publication number: JP2004340274A
Application number: JP2003137843A
Authority: JP
Inventors: Koji Taniguchi; 浩司谷口; Katsumi Kono; 克己河野
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-05-15
Filing date: 2003-05-15
Publication date: 2004-12-02

Abstract

【課題】無段変速機に入力されるトルクを低減して動力伝達部材の滑りの発生が抑制されるとともに変速応答性が向上し変速ショックが抑制される車両用無段変速機の変速制御装置を提供する。
【解決手段】変速制御手段２０８によるベルト式無段変速機１８の所定以上の急変速中にクラッチ制御手段２１０によって前進用クラッチＣ１が係合圧Ｐ_Ｃを解放側へ変更されてエンジン１２から無段変速機１８に入力されるトルクＴ_Ｅが低減或いは遮断されるので、無段変速機１８は無負荷に近い状態となり伝動ベルト４８の滑りの発生が抑制されるとともに変速速度を速くできる、すなわち変速応答性が向上する。また、エンジン回転制御手段２１６によって前進用クラッチＣ１の入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが小さくなるようにエンジンの回転速度Ｎ_Ｅが制御されるので、クラッチ制御手段２１０による前進用クラッチＣ１の係合時のショックが抑制される。
【選択図】図６A shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle in which torque input to a continuously variable transmission is reduced to suppress occurrence of slippage of a power transmission member, improve shift response, and suppress shift shock. I will provide a.
A shift control means 208 forward clutch C1 by the belt clutch control means 210 in a predetermined or more abrupt shift of the continuously variable transmission 18 is changed to the engagement pressure P _C to the release side by with no from the engine 12 the torque T _E that is input to the variable transmission 18 is reduced or interrupted, the continuously variable transmission 18 can increase the transmission rate with the occurrence of slippage of the transmission belt 48 in a state close to no load is suppressed, i.e. Shift response is improved. Further, since the rotational speed N _E of the engine is controlled so output rotational speed difference .DELTA.N _CL of the forward clutch C1 by the engine rotation control means 216 is reduced, upon engagement of the forward clutch C1 by the clutch control means 210 Shock is suppressed.
[Selection] Fig. 6

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、摩擦接触する動力伝達部材を介して動力を伝達する車両用無段変速機の変速制御装置に関し、特に、その無段変速機に入力されるトルクを低減して変速応答性を向上させる技術に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
摩擦接触する動力伝達部材を介して動力を伝達する車両用無段変速機を備えた車両が知られている。たとえば、特許文献１に示すように溝幅が可変の一対のプーリと、その一対のプーリに巻き掛けられた動力伝達部材としての伝動ベルトとで構成されている車両用ベルト式無段変速機がある。このような無段変速機の変速制御において、たとえば予め記憶された関係図（マップ）から車速とアクセル開度とに基づいて入力側部材たとえば入力側可変プーリの目標回転速度を決定し、その目標回転速度となるように入力側可変プーリの溝幅が可変されて変速比が変更される。また伝動ベルトの狭圧力制御において、予め記憶された関係図（マップ）からその無段変速機への入力トルクに基づいて設定される無段変速機の伝達トルク容量すなわち伝動ベルトに付与される挟圧力となるように出力側プーリの溝幅が可変されて伝動ベルトの滑りが発生しないように制御されている。
【０００３】
【特許文献１】
特開平９−１５２０２７号公報
【特許文献２】
特公平６−５７５０９号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
この無段変速機は、摩擦係合装置の係合によって変速段が成立するよく知られた車両用自動変速機と違って変速比を連続的に変化させるものであるので、たとえば上記自動変速機のように第５速ギヤ段から第３速ギヤ段へというような非連続的な変速はできなく、変速速度が遅くなってしまう可能性があった。また、変速速度が速いほど変速が終了する付近すなわち入力側可変プーリの溝幅の変更作動の終了付近では、駆動系のねじり振動によるショックが発生する可能性があった。
【０００５】
従って、要求される変速比が大きく変更されるような変速たとえば上記自動変速機において第５速ギヤ段から第２速ギヤ段への変更に相当するような変速の場合、たとえばよく知られた変速機のＤレンジからエンジンブレーキをより作用させるためのＬレンジへの操作、定常走行からのアクセル踏み込みによる急加速操作を行ったような場合には、この無段変速機は変速比を連続的に変化させるために変速速度を速くして対応すると伝動ベルトの滑りが発生する可能性があり、伝動ベルトの狭圧力を高くして変速速度を制限する必要があった。
【０００６】
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、摩擦接触する動力伝達部材を介して動力を伝達する車両用無段変速機を備えた車両において、その無段変速機に入力されるトルクを低減して動力伝達部材の滑りの発生が抑制されるとともに変速応答性が向上し変速ショックが抑制される車両用無段変速機の変速制御装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するための本発明の要旨とするところは、（ａ）摩擦接触する動力伝達部材を介して無段階に変化可能な変速比で動力を伝達する無段変速機を備え、所定の油圧式摩擦係合装置を介してエンジンからその無段変速機へ動力を伝達する車両用無段変速機の変速制御装置であって、（ｂ）入力側部材の実際の回転速度を目標回転速度となるようにその無段変速機の変速比を変更する変速制御手段と、（ｃ）その変速制御手段による所定以上の急変速中に、その無段変速機に入力されるトルクを低減するためにその所定の油圧式摩擦係合装置の係合圧を解放側へ変更するクラッチ制御手段と、（ｄ）その変速制御手段による所定以上の急変速中に、その所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差が小さくなるように前記エンジンの回転速度を制御するエンジン回転制御手段とを、含むことにある。
【０００８】
【発明の効果】
このようにすれば、変速制御手段による無段変速機の所定以上の急変速中にクラッチ制御手段によって所定の油圧式摩擦係合装置が係合圧を解放側へ変更されてエンジンから無段変速機に入力されるトルクが低減或いは遮断されるので、無段変速機は無負荷に近い状態となり動力伝達部材の滑りの発生が抑制されるとともに変速速度を速くできる、すなわち変速応答性が向上する。また、エンジン回転制御手段によって所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差が小さくなるように前記エンジンの回転速度が制御されるので、クラッチ制御手段による所定の油圧式摩擦係合装置の係合時のショックが抑制される。
【０００９】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、（ａ）前記変速制御手段による所定以上の急変速が開始されると前記エンジンの目標エンジン回転速度を前記入力側部材の目標回転速度に設定する目標回転設定手段を備え、（ｂ）前記エンジン回転制御手段は、前記エンジン回転速度をその目標エンジン回転速度に制御するものである。このようにすれば、変速制御手段によって無段変速機の入力側部材の実際の回転速度が目標回転速度となるように制御され且つエンジン回転制御手段によってエンジンの実際の回転速度が同じ目標回転速度となるように制御されて所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差が小さくなるので、クラッチ制御手段による所定の油圧式摩擦係合装置の係合時のショックが抑制される。
【００１０】
また、好適には、（ａ）前記変速制御手段によって予め設定された所定変化量以上に変速比を変化させる急ダウンシフトが開始されたことを判定する急ダウンシフト開始判定手段と、前記所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差が予め設定された所定回転速度差より小さいか否かを判定する同期判定手段とを備え、（ｂ）前記クラッチ制御手段は、その急ダウンシフト開始判定手段によって急ダウンシフトの開始が判定されると、前記所定の油圧式摩擦係合装置の係合圧を第１所定解放圧に急低下させた後に第２所定解放圧に漸減するようにして解放側へ変更し、さらにその同期判定手段によって前記所定回転速度差より小さいと判定されると、その第２所定解放圧から第１所定係合圧に急上昇させた後に第２所定係合圧に漸増するようにして係合側へ変更するものである。このようにすれば、急ダウンシフト開始判定手段によって変速制御手段による予め設定された所定変速比以上に変速比を変化させる急ダウンシフトの開始が判定されると、クラッチ制御手段によって所定の油圧式摩擦係合装置の係合圧が第１所定解放圧に急低下させられた後に第２所定解放圧となるように漸減されるので、一気に第２所定解放圧とされなくて所定の油圧式摩擦係合装置の解放時のショックが抑制される。また、同期判定手段によって所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差が予め設定された所定回転速度差より小さいと判定されると、クラッチ制御手段によって所定の油圧式摩擦係合装置の係合圧が第２所定解放圧から第１所定係合圧に急上昇させた後に第２所定係合圧となるように漸増されるので、その回転速度差が小さくて所定の油圧式摩擦係合装置の係合時のショックが抑制される。さらに、変速制御手段による急ダウンシフトの実行中にはエンジンから無段変速機への入力トルクが低減されるので、無段変速機は無負荷に近い状態となり動力伝達部材の滑りの発生が抑制されるとともに変速速度を速くできる、すなわち変速応答性が向上する。
【００１１】
また、好適には、（ａ）前記動力伝達部材は伝動ベルトであり、（ｂ）前記クラッチ制御手段による前記所定の油圧式摩擦係合装置の係合圧を解放側へ変更中は、入力側可変プーリまたは出力側可変プーリによってその伝動ベルトに付与されるベルト狭圧力を高くするものである。このようにすれば、伝動ベルトの滑りがより抑制されて変速制御手段による変速速度が速くできる。
【００１２】
また、好適には、（ａ）ロックアップクラッチ付流体伝動装置を備え、（ｂ）前記変速制御手段による変速中は、そのロックアップクラッチを解放状態とするものである。このようにすれば、その変速中に実行されるクラッチ制御手段による前記所定の油圧式摩擦係合装置の係合圧の切換え制御中に発生するショックがより低減させられる。
【００１３】
【発明の好適な実施の形態】
以下、本発明の一実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
【００１４】
図１は、本発明の油圧制御装置が適用された車両用動力伝達装置１０の骨子図である。この車両用動力伝達装置１０は横置き型自動変速機であって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の駆動力源としてエンジン１２を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、エンジン１２のクランク軸、流体伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、入力軸３６、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ分配される。上記トルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、ベルト式無段変速機１８などにより動力伝達機構が構成されている。
【００１５】
エンジン１２の吸気配管３１には、図示しないスロットルアクチュエータを用いてエンジン１２の吸入空気量を電気的に制御するための電子制御スロットル弁３０が備えられている。電子制御装置６０（図２参照）により、運転者の出力要求量を表すアクセル開度Ａｃｃなどに応じて上記電子制御スロットル弁３０の開閉制御および燃料噴射制御等が行われることによりエンジン１２の出力が増減制御される。
【００１６】
トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、およびタービン軸３４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およびタービン翼車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８６（図２参照）の切換弁などによって係合側油室およ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、係合また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およびタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。上記ポンプ翼車１４ｐには、ベルト式無段変速機１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧を発生する機械式のオイルポンプ２８が設けられている。上記タービン軸３４は、トルクコンバータ１４の出力側部材に相当する。
【００１７】
前後進切換装置１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置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３４はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、ベルト式無段変速機１８の入力軸３６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を介してハウジング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および後進用ブレーキ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り、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることにより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ベルト式無段変速機１８側へ伝達される一方、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が解放されることにより、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３６はタービン軸３４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ベルト式無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキ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（遮断状態）になる。
【００１８】
上記前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、油圧制御回路８６のマニュアルバルブ１２０（図３参照）がシフト操作部材として機能するシフトレバー７７の操作に従って機械的に切り換えられることにより、係合、解放されるようになっている。シフトレバー７７は、順次位置させられている駐車用の「Ｐ」ポジション、後進走行用の「Ｒ」ポジション、動力伝達を遮断する「Ｎ」ポジション、前進走行用の「Ｄ」ポジションおよび強いエンジンブレーキ作用を得るため等の「Ｌ」ポジションへ択一的に操作されるようになっており、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションでは、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１内の作動油は何れもマニュアルバルブ１２０からドレーンされて共に解放される。マニュアルバルブ１２０の入力ポート１２０ａには、ガレージシフトバルブ１１４を介して、シフト操作過渡時にはガレージシフトコントロールバルブ１１２により調圧された係合過渡油圧Ｐ_Ｇが供給されるが、定常時には油圧式摩擦係合装置の油圧源として機能するモジュレータバルブ１２２によってライン油圧Ｐ_Ｌから一定のモジュレータ油圧Ｐ_Ｍに調圧された作動油が供給される。このため、「Ｒ」ポジションでは、マニュアルバルブ１２０の後進用出力ポート１２０ｒからの後進走行用出力圧すなわち上記係合過渡油圧Ｐ_Ｇまたはモジュレータ油圧Ｐ_Ｍが後進用ブレーキＢ１に供給されてそれが係合させられるとともに、前進用クラッチＣ１内の作動油はマニュアルバルブ１２０からドレーンされて解放される。また、「Ｄ」ポジションおよび「Ｌ」ポジションでは、マニュアルバルブ１２０の前進用出力ポート１２０ｆからの前進走行用出力圧すなわち上記係合過渡油圧ＰＧまたはモジュレータ油圧Ｐ_Ｍが前進用クラッチＣ１に供給されてそれが係合させられるとともに、後進用ブレーキＢ１内の作動油はマニュアルバルブ１２０からドレーンされて解放される。
【００１９】
図１に戻って、ベルト式無段変速機１８は、前記入力軸３６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４２と、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４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた摩擦接触する動力伝達部材として機能する伝動ベルト４８とを備えており、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。可変プーリ４２および４６は、入力軸３６および出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体４２ａおよび４６ａと、入力軸３６および出力軸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可動回転体４２ｂおよび４６ｂと、それらの間のＶ溝幅が可変とする推力を付与する入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ４６ｃとを備えて構成されており、入力側可変プーリ４２の油圧シリンダの油圧が制御されることにより、両可変プーリ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γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が連続的に変化させられる。
【００２０】
この入力側可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃの油圧は、変速比γが連続的に変化させられるように油圧制御回路８６の変速比コントロールバルブＵＰ１１６および変速比コントロールバルブＤＮ１１８（図３参照）によって調圧制御される。変速比コントロールバルブＵＰ１１６は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１６ｔおよび入出力ポート１１６ｉを開閉するスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを入出力ポート１１６ｔと入出力ポート１１６ｉとが連通する方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１６ｂと、そのスプリング１１６ｂを収容し、スプール弁子１１６ａに入出力ポート１１６ｔと入出力ポート１１６ｉとが連通する方向の推力を付与するために電子制御装置６０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_Ｓ２を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａに入出力ポート１１６ｉを閉弁する方向の推力を付与するために電子制御装置６０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧Ｐ_Ｓ１を受け入れる油室１１６ｄとを備え、また変速比コントロールバルブＤＮ１１８は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１８ｔを開閉するスプール弁子１１８ａと、そのスプール弁子１１８ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１８ｂと、そのスプリング１１８ｂを収容し、スプール弁子１１８ａに閉弁方向の推力を付与するために電子制御装置６０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧Ｐ_Ｓ１を受け入れる油室１１８ｃと、スプール弁子１１８ａに開弁方向の推力を付与するために電子制御装置６０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_Ｓ２を受け入れる油室１１８ｄとを備えている。
【００２１】
ソレノイド弁ＤＳ１は、入力側油圧シリンダ４２ｃへ作動油を供給してその油圧を高め入力側可変プーリ４２のＶ溝幅を小さくして変速比γを小さくする側すなわちアップシフト側へ制御するために制御油圧Ｐ_Ｓ１を出力し、ソレノイド弁ＤＳ２は、入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油を排出してその油圧を低め入力側可変プーリ４２のＶ溝幅を大きくして変速比γを大きくする側すなわちダウンシフト側へ制御するために制御油圧Ｐ_Ｓ２を出力する。具体的には、制御油圧Ｐ_Ｓ１が出力されると変速比コントロールバルブＵＰ１１６に入力されたライン油圧Ｐ_Ｌが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速制御圧Ｐ_{ＲＡＴＩＯ}となるように連続的に制御され、制御油圧Ｐ_Ｓ２が出力されると入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が入出力ポート１１６ｔ、入出力ポート１１６ｉさらに入出力ポート１１８ｔを経て排出ポート１１８ｘから排出されて変速制御圧Ｐ_{ＲＡＴＩＯ}となるように連続的に制御される。例えば図４に示すように運転者の出力要求量を表すアクセル操作量Ａｃｃおよび車速Ｖをパラメータとして予め定められた変速マップから入力側の目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を算出し、実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮが目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と一致するように、それ等の偏差に応じて無段変速機１８の変速制御、すなわち入力側可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の供給、排出によって変速制御圧Ｐ_ＢＥＬＴが制御され、変速比γが連続的に変化させられる。図４のマップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル操作量Ａｃｃが大きい程大きな変速比γになる目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊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Ｎ_ＯＵＴに対応するため、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標値である目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊は目標変速比に対応し、無段変速機１８の最小変速比γｍｉｎと最大変速比γｍａｘの範囲内で定められている。
【００２２】
一方、出力側可変プーリ４６の油圧シリンダの油圧は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように油圧制御回路８６の挟圧力コントロールバルブ１１０（図３参照）によって調圧制御される。挟圧力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出力ポート１１０ｔを開閉するスプール弁子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、スプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために電子制御装置６０によってデューティ制御されるリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴ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ために出力した挟圧力制御圧Ｐ_ＢＥＬＴを受け入れるフィードバック油室１１０ｄとを備えており、リニアソレノイド弁ＳＬＴからの制御油圧Ｐ_ＳＬＴをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌを連続的に調圧制御して挟圧力制御圧Ｐ_ＢＥＬＴを出力するようになっており、例えば図５に示すように伝達トルクに対応するアクセル操作量Ａｃｃおよび変速比γをパラメータとしてベルト滑りが生じないように予め定められた必要油圧（ベルト挟圧力に相当）のマップに従って、出力側可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃの挟圧力制御圧Ｐ_ＢＥＬＴが制御され、この挟圧力制御圧Ｐ_ＢＥＬＴに応じてベルト挟圧力すなわち可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力が増減させられる。この挟圧力コントロールバルブ１１０の出力圧である出力側油圧シリンダ４６ｃ内の油圧Ｐ_ＢＥＬＴは、油圧センサ１１０ｓにより検出されるようになっている。
【００２３】
図２は、図１のエンジン１２やベルト式無段変速機１８などを制御するために車両に設けられた制御系統を説明するブロック線図で、電子制御装置６０には、エンジン回転速度センサ６２、タービン回転速度センサ６４、入力軸回転速度センサ６５、車速センサ６６、アイドルスイッチ付きスロットルセンサ６８、冷却水温センサ７０、ＣＶＴ油温センサ７２、アクセル開度センサ７４、フットブレーキスイッチ７６、レバーポジションセンサ７８、油圧センサ１１０ｓなどが接続され、エンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅ、タービン軸３４の回転速度（タービン回転速度）Ｎ_Ｔ、入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度）Ｎ_ＩＮ、車速Ｖ、電子スロットル弁８０の全閉状態（アイドル状態）およびその開度（スロットル弁開度）θ_ＴＨ、エンジン１２の冷却水温Ｔ_Ｗ、ベルト式無段変速機１８等の油圧回路の油温Ｔ_ＣＶＴ、アクセルペダル等のアクセル操作部材の操作量であるアクセル開度Ａｃｃ、常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無、シフトレバー７７のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨ、出力側油圧シリンダ４６ｃ内の挟圧力制御圧Ｐ_ＢＥＬＴなどを表す信号が供給されるようになっている。タービン回転速度Ｎ_Ｔは、前進用クラッチＣ１が係合させられた前進走行時には入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと一致し、車速Ｖはベルト式無段変速機１８の出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎ_ＯＵＴに対応する。また、アクセル開度Ａｃｃは運転者の出力要求量を表している。また、上記レバーポジションセンサ７８は、たとえばニュートラル位置検出スイッチ、ドライブ位置検出スイッチ、エンジンブレーキ位置検出スイッチ、リバース位置検出スイッチなどの複数のスイッチを備えている。
【００２４】
電子制御装置６０は、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、エンジン１２の出力制御やベルト式無段変速機１８の変速制御、ベルト挟圧力制御、ロックアップクラッチ２６の係合、解放制御、など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と変速制御用とに分けて構成される。エンジン１２の出力制御は電子スロットル弁８０、燃料噴射装置８２、点火装置８４などによって行われ、ベルト式無段変速機１８の変速制御、ベルト挟圧力制御、およびロックアップクラッチ２６の係合、解放制御は、何れも油圧制御回路８６によって行われる。油圧制御回路８６は、電子制御装置６０により励磁されて油路を開閉するソレノイド弁や油圧制御を行うリニアソレノイド弁、それらのソレノイド弁から出力される信号圧に従って油路を開閉したり油圧制御を行ったりする開閉弁、調圧弁などを備えて構成されている。
【００２５】
図３は、油圧制御回路８６のうちベルト式無段変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバー７７が「Ｎ」ポジションから「Ｄ」ポジション或いは「Ｒ」ポジションへ操作されるガレージシフト（Ｎ→Ｄシフト或いはＮ→Ｒシフト）時における前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の係合過渡油圧制御に関する部分を示す要部油圧回路図であり、前記挟圧力コントロールバルブ１１０、マニュアルバルブ１２０の他、係合過渡油圧Ｐ_Ｇを出力する係合過渡油圧調圧弁として機能するガレージシフトコントロールバルブ１１２、係合過渡油圧Ｐ_Ｇをマニアルバルブ１２０を経て前進用クラッチＣ１或いはＢ１へ供給する第１位置とモジュレータ圧Ｐ_Ｍをマニアルバルブ１２０を経て前進用クラッチＣ１或いはＢ１へ供給する第２位置とに切り換える切換弁として機能するガレージシフトバルブ１１４を備えている。
【００２６】
ガレージシフトコントロールバルブ１１２は、係合過渡油圧調圧弁として機能するものであり、軸方向へ移動可能に設けられることにより出力ポート１１２ｔを開閉するスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１２ｂと、スプール弁子１１２ａに開弁方向の推力を付与するために電子制御装置６０によってデューティ制御されるリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴをパイロット圧として受け入れる油室１１２ｃとを備え、モジュレータ油圧Ｐ_Ｍをその制御油圧Ｐ_ＳＬＴに応じた大きさの係合過渡油圧（ガレージシフト油圧）Ｐ_Ｇに調圧制御して出力するように構成されている。この係合過渡油圧Ｐ_Ｇは、Ｎ→Ｄシフト或いはＮ→Ｒシフトにおいて前進用クラッチＣ１或いはＢ１へ過渡的に供給されるガレージシフト油圧として機能するものであり、ガレージシフトバルブ１１４およびマニュアルバルブ１２０を経て前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１へ供給されることにより、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１が滑らかに係合させられ、係合時のショックが抑制される。
【００２７】
また、ガレージシフトバルブ１１４は、軸方向へ移動可能に設けられることにより上記ガレージシフトコントロールバルブ１１２からの係合過渡油圧Ｐ_Ｇを出力ポート１１４ｔからマニュアルバルブ１２０へ出力する第１位置（ＯＮ位置）とモジュレータ圧Ｐ_Ｍを出力ポート１１４ｔからマニュアルバルブ１２０へ出力する第２位置（ＯＦＦ位置）とに位置させられるスプール弁子１１４ａと、そのスプール弁子１１４ａを第２位置に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１４ｂと、スプール弁子１１４ａに第１位置に向かう推力を付与するために図示しないソレノイド弁ＳＬの信号圧Ｐ_ＳＬを受け入れる油室１１４ｃと、上記スプリング１１４ｂを収容し、スプール弁子１１４ａに第２位置に向かう推力を付与するために電子制御装置６０によって開閉制御されるソレノイド弁ＤＳＵの信号圧Ｐ_ＤＳＵ（ソレノイドの非励磁で出力）を受け入れる油室１１４ｄとを備え、常には図の右半分に示すＯＦＦ位置に保持されて、モジュレータ油圧Ｐ_Ｍをそのままマニュアルバルブ１２０側へ出力し、そのモジュレータ油圧Ｐ_Ｍにより後進用ブレーキＢ１や前進用クラッチＣ１を係合状態に保持するが、ガレージシフトに関連する過渡時には、ソレノイド弁ＤＳＵのソレノイドが励磁されてそれからの信号圧の出力が停止させられることにより、図の左半分に示すＯＮ位置に切り換えられ、ガレージシフトコントロールバルブ１１２から出力されるガレージシフト油圧Ｐ_Ｇがマニュアルバルブ１２０側へ出力されるように構成されている。このガレージシフトバルブ１１４は切換弁として機能するものである。
【００２８】
ここで、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、通常は挟圧力コントロールバルブ１１０を介して前記ベルト式無段変速機１８のベルト挟圧力を制御するために用いられるものである一方で、ガレージシフトのようなシフトレバー７７による発進用シフト操作時すなわちＮ→Ｄ操作時やＮ→Ｒ操作時だけ前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の係合圧であるガレージシフト油圧Ｐ_Ｇを制御するようになっており、共通の信号油圧すなわち制御油圧Ｐ_ＳＬＴを出力する共通の制御弁装置として機能している。
【００２９】
図６は、前記電子制御装置６０が備えている変速制御を実行する制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図において走行条件読込手段２００は、現在の車両の走行状態を車両に備えられている各センサから読み込む。たとえば、エンジン回転速度センサ６２、タービン回転速度センサ６４、入力軸回転速度センサ６５、車速センサ６６、アイドルスイッチ付きスロットルセンサ６８、アクセル開度センサ７４、レバーポジションセンサ７８などから、エンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅ、タービン軸３４の回転速度（タービン回転速度）Ｎ_Ｔ、入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度）Ｎ_ＩＮ、車速Ｖ、電子スロットル弁８０の全閉状態（アイドル状態）およびその開度（スロットル弁開度）θ_ＴＨ、アクセルペダル等のアクセル操作部材の操作量であるアクセル開度Ａｃｃ、シフトレバー７７のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨ、などを読み込む。
【００３０】
目標回転設定手段２０６は、走行条件読込手段２００によって読み込まれたレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨ、アクセル開度Ａｃｃ、車速Ｖから、たとえば前記図４に示す予め定められた変速マップから入力側部材としての入力軸３６或いは入力側可変プーリ４２或いはロックアップオン時のクランク軸等の回転速度（以下、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと表す）の目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する。また目標回転設定手段２０６は、後述するエンジン回転制御要求手段２１４によってエンジン回転速度制御要求フラグＸＮＥＲＥＱがＯＮである１とされていると、後述するエンジン回転制御手段２１６によって制御されるエンジン回転速度Ｎ_Ｅの目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊をこの目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に設定するか、或いは上記ＸＮＥＲＥＱがＯＦＦである０とされていると、上記目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊を設定しない。
【００３１】
変速制御手段２０８は、実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮを目標回転設定手段２０６によって設定された目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と一致するように入力側可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃの油圧を油圧制御回路８６によって制御して変速比γを連続的に変化させる。この変速制御手段２０８は車両走行中は常に上記制御を実行している。
【００３２】
急ダウンシフト開始判定手段２０４は、変速制御手段２０８によって所定以上の急変速たとえば変速制御手段２０８によって制御される変速比γの変化量が予め設定された所定変化量以上に変化する急ダウン変速が開始されたことを、上記目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮとの回転速度差ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）が所定入力回転速度差Ｎ_ＳＴを越えているか否かで判定する。この急ダウン変速のときの車両状態としては、たとえばよく知られた自動変速機において第５速ギヤ段から第２速ギヤ段への変更に相当するような変速、たとえば図４に示す点ａから点ａ’とされるような車速Ｖが一定の定常走行中にアクセルが大きく踏み込まれるような急加速操作である場合や、シフトレバー７７がエンジンブレーキ作用の大きなＬレンジに操作されるような急減速操作である場合等である。よって上記所定入力回転速度差Ｎ_ＳＴは、急加速操作や急減速操作が判定できるように予め設定されているものである。
【００３３】
エンジン回転制御要求手段２１４は、急ダウンシフト開始判定手段２０４によって急ダウン変速が開始されたことが判定されるとエンジン回転速度制御要求フラグＸＮＥＲＥＱがＯＮである１とする。また、後述する同期判定手段２１８によって実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅと実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮとが同期状態であると判定されるとＸＮＥＲＥＱがＯＦＦである０とする。
【００３４】
エンジン回転制御手段２１６は、エンジン回転制御要求手段２１４によってエンジン回転速度制御要求フラグＸＮＥＲＥＱ＝１とされていると所定の油圧式摩擦係合装置としての前進用クラッチＣ１の入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬを小さくなるようにするために、実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅを目標回転設定手段２０６によって目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に設定された目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊と一致させるようにエンジン１２の回転速度Ｎ_Ｅを制御する。このエンジン回転速度Ｎ_Ｅの制御は、たとえば電子スロットル弁８０の開度を制御したり、燃料噴射装置８２による燃料供給量を制御したり、点火装置８４によるエンジン１２の点火時期を制御するなどして行われる。
【００３５】
同期判定手段２１８は、エンジン回転制御要求手段２１４によってエンジン回転速度制御要求フラグＸＮＥＲＥＱ＝１とされているときに、前進用クラッチＣ１の入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さくなったか否かをたとえば変速制御手段２０８によって目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と一致するように制御されている実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮとエンジン回転制御手段２１６によって目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と一致するように制御されている実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅとが同期状態すなわち略同等となったか否かで、すなわち実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅとの実回転速度差ΔＮ_Ｅ−ＩＮ（＝Ｎ_Ｅ−Ｎ_ＩＮ）が予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さくなったか否かで判定する。この所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤは後述するクラッチ制御手段２１０によって前進用クラッチＣ１が係合させられるときに入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬたとえば実回転速度差ΔＮ_Ｅ−ＩＮが大きいと係合ショックが発生する可能性があるので、その係合ショックの発生を抑制するように予め設定されているものである。
【００３６】
クラッチ制御手段２１０は、急ダウンシフト開始判定手段２０４によって急ダウン変速が開始されたことが判定されるとエンジン１２とベルト式無段変速機１８との間に配置され係合作動により動力伝達経路を達成する所定の油圧式摩擦係合装置としての前進用クラッチＣ１の係合圧Ｐ_Ｃを解放側へ変更し、同期判定手段２１８によって同期状態が判定されると前進用クラッチＣ１の係合圧Ｐ_Ｃを係合側へ変更するように油圧制御回路８６によって制御する。たとえば、図３の油圧制御回路８６においてシフトレバー７７がＤレンジ或いはＤ→Ｌレンジとされたときに、上述したリニアソレノイド弁ＳＬＴによってガレージシフト時に前進用クラッチＣ１の係合圧であるガレージシフト油圧Ｐ_Ｇが制御されたと同様に、クラッチ制御手段２１０はリニアソレノイド弁ＳＬＴによって前進用クラッチＣ１の係合圧Ｐ_Ｃ（以下クラッチ圧Ｐ_Ｃと表す）を制御する。
【００３７】
まず、クラッチ圧Ｐ_Ｃの解放側への変更では、クラッチ制御手段２１０はクラッチ圧Ｐ_Ｃを第１所定解放圧Ｐ_ＳＴまで急低下させ、第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦとなるまでΔＰ_ＤＷＮで漸減する。これは、前進用クラッチＣ１の解放時のショックたとえば車両走行中に駆動力が急低下することによるショックを抑制するためである。よって第１所定解放圧Ｐ_ＳＴはそのショックを抑制するために予め設定されている。或いは、前進用クラッチＣ１の解放前の駆動力である出力軸トルク相当値（エンジン出力トルクＴ_Ｅ×変速比γ）に比例するように変更してもよい。また、第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦは完全解放圧である略零とするのではなく、前進用クラッチＣ１の再係合時の応答遅れを最小限にするために僅かに離れている解放状態とする圧、たとえば前進用クラッチＣ１を解放側へ付勢するリターンスプリングの荷重相当値に設定する。或いはニュートラル制御中のクラッチ圧Ｐ_Ｃたとえばスリップ係合時のクラッチ圧Ｐ_Ｃから所定値を引いた値に設定してもよい。
【００３８】
次に、クラッチ圧Ｐ_Ｃの係合側への変更では、クラッチ制御手段２１０はクラッチ圧Ｐ_Ｃを第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦから第１所定係合圧Ｐ_ＥＮＤまで急上昇させ、第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸとなるまでΔＰ_ＵＰで漸増する。これは、前進用クラッチＣ１の係合時のショックたとえば実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅとの実回転速度差ΔＮ_Ｅ−ＩＮが必ずしも略零でないことによるショックを抑制するためである。よって第１所定係合圧Ｐ_ＥＮＤはそのショックを抑制するために予め設定されている。或いは、実回転速度差ΔＮ_Ｅ−ＩＮによって変更してもよい。たとえば実回転速度差ΔＮ_Ｅ−ＩＮが大きければ第１所定係合圧Ｐ_ＥＮＤを小さくするように設定してもよい。また、第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸは前進用クラッチＣ１が完全係合となる値に設定すればよい。
【００３９】
クラッチ係合圧判定手段２１２は、クラッチ制御手段２１０によるクラッチ圧Ｐ_Ｃの制御進行段階を確認するために現在のクラッチ圧Ｐ_Ｃを制御進行段階に応じて設定されている所定値と比較する。たとえば、クラッチ制御手段２１０によるクラッチ圧Ｐ_Ｃの解放側への変更中に現在のクラッチ圧Ｐ_Ｃが第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦ以下となったか否かを判定する。また、クラッチ制御手段２１０によるクラッチ圧Ｐ_Ｃの係合側への変更中に現在のクラッチ圧Ｐ_Ｃが第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸ以上となったか否かを判定する。
【００４０】
フェーズ信号処理手段２０２は、クラッチ制御手段２１０によるクラッチ圧Ｐ_Ｃの制御進行段階を数値化するものであり、現在の制御進行段階を読み込んだり、その制御進行段階を判定したり、その制御進行段階を設定したりする。たとえば、クラッチ制御手段２１０によるクラッチ圧Ｐ_Ｃの制御開始前であれば制御進行段階をＣＬＰＨＡＳＥ＝０と設定し、急ダウンシフト開始判定手段２０４によって急ダウン変速が開始されたことが判定されると制御進行段階をＣＬＰＨＡＳＥ＝１と設定し、クラッチ係合圧判定手段２１２によって現在のクラッチ圧Ｐ_Ｃが第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦ以下となったと判定されると制御進行段階をＣＬＰＨＡＳＥ＝２と設定し、同期判定手段２１８によって同期状態が判定されると制御進行段階をＣＬＰＨＡＳＥ＝３と設定し、クラッチ係合圧判定手段２１２によって現在のクラッチ圧Ｐ_Ｃが第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸ以上となったと判定されると制御進行段階をＣＬＰＨＡＳＥ＝０と設定する。
【００４１】
図７は、前記電子制御装置６０の制御作動の要部すなわち急ダウンシフトが要求されたときのベルト式無段変速機１８の変速制御作動を説明するフローチャートであり、図８はその変速制御作動を説明するタイムチャートである。図７においてステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１乃至Ｓ７はクラッチ圧Ｐ_Ｃの制御開始前を示すＣＬＰＨＡＳＥ＝０に対応し（図８のｔ_１時点以前）、ＳＡ１乃至ＳＡ４は急ダウン変速が開始されてクラッチ圧Ｐ_Ｃの解放側への制御が開始されているＣＬＰＨＡＳＥ＝１に対応し（図８のｔ_１時点乃至ｔ_２時点）、ＳＢ１乃至ＳＢ５はクラッチ圧Ｐ_Ｃの解放状態が継続しているＣＬＰＨＡＳＥ＝２に対応し（図８のｔ_２時点乃至ｔ_３時点）、ＳＣ１乃至ＳＣ３は実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅとが同期状態となってクラッチ圧Ｐ_Ｃの係合側への制御が開始されているＣＬＰＨＡＳＥ＝３に対応（図８のｔ_３時点乃至ｔ_４時点）している。
【００４２】
前記走行条件読込手段２００に対応するＳ１において、現在の車両の走行状態たとえばエンジン回転速度Ｎ_Ｅ、タービン回転速度Ｎ_Ｔ、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ、車速Ｖ、スロットル弁開度θ_ＴＨ、アクセル開度Ａｃｃ、シフトレバー７７の操作位置Ｐ_ＳＨ、などが読み込まれる。次いで、前記フェーズ信号処理手段２０２に対応するＳ２において、現在のクラッチ圧Ｐ_Ｃの制御進行段階を示すＣＬＰＨＡＳＥの数値が読み込まれる。さらに、前記目標回転設定手段２０６に対応するＳ３において、操作位置Ｐ_ＳＨ、アクセル開度Ａｃｃ、車速Ｖから、たとえば前記図４に示す予め定められた変速マップから入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が設定される。また、前記エンジン回転制御要求手段２１４に対応するＳ７においてエンジン回転速度制御要求フラグＸＮＥＲＥＱが１とされていると、前記エンジン回転制御手段２１６によって制御されるエンジン回転速度Ｎ_Ｅの目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊がこの目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に設定されるか、或いは上記ＸＮＥＲＥＱが０とされていると、上記目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊が設定されない。
【００４３】
次に、前記フェーズ信号処理手段２０２に対応するＳ４において、ＣＬＰＨＡＳＥ＝０であるか否かが判定される。このＳ４の判断が肯定される場合は前記急ダウンシフト開始判定手段２０４に対応するＳ５において、急ダウン変速たとえば図４に示す点ａから点ａ’とされるような変速が開始されたことが、上記目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮとの回転速度差ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）が所定入力回転速度差Ｎ_ＳＴを越えているか否かで判定される。このＳ５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、肯定される場合は前記フェーズ信号処理手段２０２に対応するＳ６において、ＣＬＰＨＡＳＥ＝１とされ、さらに前記エンジン回転制御要求手段２１４に対応するＳ７においてエンジン回転速度制御要求フラグＸＮＥＲＥＱが１とされて本ルーチンが終了させられる。このときエンジン回転制御手段２１６によって実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅが目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に設定された目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊と一致させられるように、たとえば電子スロットル弁８０の開度、燃料噴射装置８２による燃料供給量、或いは点火装置８４によるエンジン１２の点火時期等の制御によってエンジン１２の回転速度Ｎ_Ｅが制御される。
【００４４】
前記Ｓ４の判断が否定される場合は前記フェーズ信号処理手段２０２に対応するＳＡ１において、ＣＬＰＨＡＳＥ＝１であるか否かが判定される。このＳＡ１の判断が肯定される場合は前記クラッチ制御手段２１０に対応するＳＡ２において、クラッチ圧Ｐ_Ｃが第１所定解放圧Ｐ_ＳＴまで急低下させられ、第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦとなるまでΔＰ_ＤＷＮで漸減されるようにして前進用クラッチＣ１が解放側へ切り換えられる。これによって、エンジントルクＴ_Ｅがベルト式無段変速機１８へ入力されないすなわち動力伝達経路が遮断される。次いで、クラッチ係合圧判定手段２１２に対応するＳＡ３において、現在のクラッチ圧Ｐ_Ｃが第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦ以下となったか否かが判定される。すなわち、ＣＬＰＨＡＳＥ＝１の終了が判定される。このＳＡ３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、肯定される場合は前記フェーズ信号処理手段２０２に対応するＳＡ４において、ＣＬＰＨＡＳＥ＝２とされて本ルーチンが終了させられる。
【００４５】
前記ＳＡ１の判断が否定される場合は前記フェーズ信号処理手段２０２に対応するＳＢ１において、ＣＬＰＨＡＳＥ＝２であるか否かが判定される。このＳＢ１の判断が肯定される場合は前記クラッチ制御手段２１０に対応するＳＢ２において、クラッチ圧Ｐ_Ｃが第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦとされてその状態が継続される。これによって、変速制御手段２０８による変速制御が無負荷の状態で実行されて変速速度すなわちダウンシフトの応答性が向上する。また、同様に伝動ベルトの滑りの発生も抑制される。さらに、一気に第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦとされないので解放時のショックが抑制される。次いで、同期判定手段２１８に対応するＳＢ３において、前進用クラッチＣ１の入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さくなったか否かが、たとえば実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅとが同期状態すなわち略同等となったか否かで、すなわち実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅとの実回転速度差ΔＮ_Ｅ−ＩＮ（＝Ｎ_Ｅ−Ｎ_ＩＮ）が予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さくなったか否かで判定される。すなわち、ＣＬＰＨＡＳＥ＝２の終了が判定される。このＳＢ３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、肯定される場合は前記エンジン回転制御要求手段２１４に対応するＳＢ４においてエンジン回転速度制御要求フラグＸＮＥＲＥＱが０とされ、さらにフェーズ信号処理手段２０２に対応するＳＢ５において、ＣＬＰＨＡＳＥ＝３とされて本ルーチンが終了させられる。このときエンジン回転速度制御要求フラグＸＮＥＲＥＱが１とされている間に実行されていたエンジン回転制御手段２１６によるエンジン回転速度Ｎ_Ｅの制御が終了させられて通常のエンジン制御に戻される。
【００４６】
前記ＳＢ１の判断が否定される場合は前記クラッチ制御手段２１０に対応するＳＣ１において、クラッチ圧Ｐ_Ｃが第１所定係合圧Ｐ_ＥＮＤまで急上昇させられ、第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸとなるまでΔＰ_ＵＰで漸増されるようにして前進用クラッチＣ１が係合側へ切り換えられる。これによって、エンジントルクＴ_Ｅがベルト式無段変速機１８へ入力されるすなわち動力伝達経路が成立させられる。さらに、この前進用クラッチＣ１の係合側へ切り換え時には入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さくなっておりまた一気に第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸとされないので係合時のショックが抑制される。次いで、クラッチ係合圧判定手段２１２に対応するＳＣ２において、現在のクラッチ圧Ｐ_Ｃが第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸ以上となったか否かが判定される。すなわち、ＣＬＰＨＡＳＥ＝３の終了すなわちこの変速制御作動の終了が判定される。このＳＣ２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、肯定される場合は前記フェーズ信号処理手段２０２に対応するＳＣ３において、ＣＬＰＨＡＳＥ＝０とされて本ルーチンが終了させられる。
【００４７】
この図７に示す変速制御ルーチンにおいて、ＣＬＰＨＡＳＥ＝１または２のとき（図８のｔ_１時点乃至ｔ_３時点）にはベルト式無段変速機１８は無負荷の状態であるので変速制御手段２０８によって変速速度を速くしても伝動ベルト４８の滑りの発生が抑制されるが、変速速度をより速くするために、ベルト狭圧力を高く設定してもよい。また、ＣＬＰＨＡＳＥ＝１から３のとき（図８のｔ_１時点乃至ｔ_４時点）にはクラッチ制御手段２１０による前進用クラッチＣ１の係合作動時のショックをより抑制するために、ロックアップクラッチ２６を解放側に制御してもよい。
【００４８】
上述のように、本実施例によれば、変速制御手段２０８による無段変速機たとえばベルト式無段変速機１８の所定以上の急変速中にクラッチ制御手段２１０（ＳＡ２）によって所定の油圧式摩擦係合装置たとえば前進用クラッチＣ１が係合圧Ｐ_Ｃを解放側へ変更されてエンジン１２から無段変速機１８に入力されるトルクＴ_Ｅが低減或いは遮断されるので、無段変速機１８は無負荷に近い状態となり動力伝達部材たとえば伝動ベルト４８の滑りの発生が抑制されるとともに変速速度を速くできる、すなわち変速応答性が向上する。また、エンジン回転制御手段２１６によって所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが小さくなるようにエンジンの回転速度Ｎ_Ｅが制御されるので、クラッチ制御手段２１０（ＳＣ１）による所定の油圧式摩擦係合装置の係合時のショックが抑制される。
【００４９】
また、本実施例によれば、変速制御手段２０８による所定以上の急変速が開始されるとエンジン１２の目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊を無段変速機１８の入力側部材の目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に設定する目標回転設定手段２０６（Ｓ３）を備え、エンジン回転制御手段２１６は、エンジン回転速度Ｎ_Ｅをその目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊に制御するものであるので、変速制御手段２０８によって無段変速機１８の入力側部材の実際の回転速度Ｎ_ＩＮが目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊となるように制御され且つエンジン回転制御手段２１６によってエンジン１２の実際の回転速度Ｎ_Ｅが同じ目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊となるように制御されて所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが小さくなるので、クラッチ制御手段２１０（ＳＣ１）による所定の油圧式摩擦係合装置の係合時のショックが抑制される。
【００５０】
また、本実施例によれば、変速制御手段２０８によって予め設定された所定変化量以上に変速比を変化させる急ダウンシフトが開始されたことを判定する急ダウンシフト開始判定手段２０４（Ｓ５）と、所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さいか否かを判定する同期判定手段２１８（ＳＢ３）とを備え、クラッチ制御手段２１０（ＳＡ２、ＳＣ１）は、急ダウンシフト開始判定手段２０４によって急ダウンシフトの開始が判定されると、前記所定の油圧式摩擦係合装置（前進用クラッチＣ１）の係合圧Ｐ_Ｃを第１所定解放圧Ｐ_ＳＴに急低下させた後に第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦとなるまでΔＰ_ＤＷＮで漸減するようにして解放側へ変更し、さらに同期判定手段２１８によって所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さいと判定されると、第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦから第１所定係合圧Ｐ_ＥＮＤに急上昇させた後に第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸとなるまでΔＰ_ＵＰで漸増するようにして係合側へ変更するものであるので、急ダウンシフト開始判定手段２０４によって変速制御手段２０８による予め設定された所定変速比以上に変速比を変化させる急ダウンシフトの開始が判定されると、クラッチ制御手段２１０によって所定の油圧式摩擦係合装置の係合圧Ｐ_Ｃが第１所定解放圧Ｐ_ＳＴに急低下させられた後に第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦとなるように漸減されるので、一気に第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦとされなくて所定の油圧式摩擦係合装置の解放時のショックが抑制される。また、同期判定手段２１８によって所定の油圧式摩擦係合装置の入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さいと判定されると、クラッチ制御手段２１０によって所定の油圧式摩擦係合装置の係合圧Ｐ_Ｃが第２所定解放圧Ｐ_ＯＦＦから第１所定係合圧Ｐ_ＥＮＤに急上昇させた後に第２所定係合圧Ｐ_ＭＡＸとなるように漸増されるので、回転速度差ΔＮ_ＣＬが小さくて所定の油圧式摩擦係合装置の係合時のショックが抑制される。さらに、変速制御手段２０８による急ダウンシフトの実行中にはエンジン１２から無段変速機１８への入力トルクが低減されるので、無段変速機１８は無負荷に近い状態となり動力伝達部材（伝動ベルト４８）の滑りの発生が抑制されるとともに変速速度を速くできる、すなわち変速応答性が向上する。
【００５１】
また、本実施例によれば、動力伝達部材は伝動ベルト４８であり、クラッチ制御手段２１０（ＳＡ２）による所定の油圧式摩擦係合装置（前進用クラッチＣ１）の係合圧Ｐ_Ｃを解放側へ変更中は、入力側可変プーリ４２または出力側可変プーリ４６によってその伝動ベルト４８に付与されるベルト狭圧力Ｐ_ＢＥＬＴを高くするものであるので、伝動ベルト４８の滑りがより抑制されて変速制御手段２０８による変速速度がより速くできる。
【００５２】
また、本実施例によれば、ロックアップクラッチ付流体伝動装置１４を備え、変速制御手段２０８による変速中は、ロックアップクラッチ２６を解放状態とするものであるので、その変速中に実行されるクラッチ制御手段２１０（ＳＡ２、ＳＣ１）による所定の油圧式摩擦係合装置（前進用クラッチＣ１）の係合圧Ｐ_Ｃの切換え制御中に発生するショックがより低減させられる。
【００５３】
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。
【００５４】
たとえば、前述の実施例の車両は、エンジン１２を走行用駆動力源として備えているとともに、そのエンジン１２の出力を流体を介して伝達するトルクコンバータ１４を有するものであったが、電動モータなどの他の駆動力源を備えているハイブリッド車両などにも適用され得る。また、トルクコンバータ１４に替えて、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採用されてもよい。
【００５５】
また、前述の実施例において、前後進切換装置１６は所定の油圧式摩擦係合装置としての前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１とで構成されていたが、複数のクラッチ或いはブレーキから構成されていてもよい。要は、変速制御手段２０８による所定以上の急変速中にエンジン１２から無段変速機１８への動力伝達を低減できるように構成されていればよい。また、所定の油圧式摩擦係合装置としてロックアップクラッチ２６であってもよい。
【００５６】
また、前述の実施例では、同期判定手段２１８に対応するＳＢ３において、入出力回転速度差ΔＮ_ＣＬが予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さくなったか否かが実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅとの実回転速度差ΔＮ_Ｅ−ＩＮ（＝Ｎ_Ｅ−Ｎ_ＩＮ）が予め設定された所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さくなったか否かで判定されていたが、目標回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮとの回転速度差ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）が所定値たとえば所定回転速度差Ｎ_ＥＮＤより小さくなったか否かで判定されてもよい。また、実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅに替えて実際のタービン回転速度Ｎ_Ｔであってもよい。
【００５７】
また、前述の無段変速機１８は、動力伝達部材として機能する伝動ベルト４８が有効径が可変である一対の可変プーリ４２および４６に巻き掛けられた所謂ベルト式無段変速機であったが、共通の軸心まわりに回転させられる一対のコーンと、その軸心と交差する回転中心回転可能な複数個のローラがそれら一対のコーンの間で挟圧され、そのローラの回転中心と軸心との交差角が変化させられることによって変速比が可変とされた所謂トラクション型無段変速機などであってもよい。このトラクション型無段変速機では、一対のコーンの間で挟圧されるローラが動力伝達部材として機能している。
【００５８】
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の油圧制御装置が適用された車両用動力伝達装置の骨子図である。
【図２】図１の車両用動力伝達装置の制御系統を説明するブロック線図である。
【図３】図１の車両用動力伝達装置が備えている油圧制御回路の要部であって、ベルト式無段変速機のベルト挟圧力制御、変速比制御、および前進用クラッチ或いは後進用ブレーキの係合作動制御に関する部分を説明する回路図である。
【図４】ベルト式無段変速機の変速制御において目標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。
【図５】ベルト式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油圧を求める必要油圧マップの一例を示す図である。
【図６】図２の電子制御装置が備えている変速制御を実行す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７】図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち急ダウンシフトが要求されたときのベルト式無段変速機の変速制御作動を説明するフローチャートである。
【図８】図７のベルト式無段変速機の変速制御作動を説明するタイムチャートである。
【符号の説明】
１２：エンジン
１４：トルクコンバータ
１８：ベルト式無段変速機（無段変速機）
２６：ロックアップクラッチ
４２：入力側可変プーリ
４６：出力側可変プーリ
４８：伝動ベルト（動力伝達部材）
２０４：急ダウンシフト開始判定手段
２０６：目標回転設定手段
２０８：変速制御手段
２１０：クラッチ制御手段
２１６：エンジン回転制御手段
２１８：同期判定手段
Ｃ１：前進用クラッチ（油圧式摩擦係合装置）[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle that transmits power via a power transmission member that makes frictional contact, and in particular, reduces torque input to the continuously variable transmission to improve shift responsiveness. This is related to the technology to be used.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art There is known a vehicle provided with a vehicle continuously variable transmission that transmits power via a power transmission member that makes frictional contact. For example, as shown in Patent Literature 1, a vehicle belt-type continuously variable transmission including a pair of pulleys having variable groove widths and a transmission belt as a power transmission member wound around the pair of pulleys is known. is there. In the shift control of such a continuously variable transmission, a target rotation speed of an input-side member, for example, an input-side variable pulley is determined based on a vehicle speed and an accelerator opening from a relation diagram (map) stored in advance, for example. The gear ratio is changed by changing the groove width of the input-side variable pulley so as to achieve the rotation speed. Also, in the narrow pressure control of the transmission belt, the transmission torque capacity of the continuously variable transmission set based on the input torque to the continuously variable transmission from the relation diagram (map) stored in advance, that is, the pinch applied to the transmission belt. The groove width of the output-side pulley is varied so that the pressure is attained, and the transmission belt is controlled so as not to slip.
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-9-152027
[Patent Document 2]
Japanese Patent Publication No. 6-57509
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
This continuously variable transmission continuously changes the gear ratio unlike a well-known automatic transmission for a vehicle in which a gear is established by engagement of a friction engagement device. As described above, a discontinuous shift from the fifth gear to the third gear cannot be performed, and there is a possibility that the shift speed is reduced. In addition, there is a possibility that a shock due to torsional vibration of the drive system may occur near the end of the shift as the shift speed increases, that is, near the end of the operation of changing the groove width of the input-side variable pulley.
[0005]
Accordingly, in the case of a shift in which the required gear ratio is largely changed, for example, in a shift corresponding to a change from the fifth gear to the second gear in the automatic transmission, for example, a well-known shift When an operation is performed from the D range of the machine to the L range for applying the engine brake more, or a sudden acceleration operation is performed by depressing the accelerator from the steady running, the continuously variable transmission continuously changes the gear ratio. If the transmission speed is increased by changing the transmission speed, the transmission belt may slip. Therefore, it is necessary to increase the narrow pressure of the transmission belt to limit the transmission speed.
[0006]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a vehicle having a vehicle continuously variable transmission that transmits power through a power transmission member that makes frictional contact. Provided is a shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle in which torque input to a continuously variable transmission is reduced to suppress occurrence of slippage of a power transmission member, improve shift response, and suppress shift shock. It is in.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
The gist of the present invention to achieve this object is as follows: (a) a continuously variable transmission that transmits power at a speed ratio that can be changed steplessly through a power transmission member that makes frictional contact; A transmission control device for a vehicle continuously variable transmission that transmits power from an engine to the continuously variable transmission via a hydraulic friction engagement device, wherein (b) the actual rotational speed of the input-side member is set to a target rotational speed. Shift control means for changing the speed ratio of the continuously variable transmission so as to achieve: (c) reducing the torque input to the continuously variable transmission during a predetermined or more rapid shift by the speed change control means. (D) a clutch control means for changing the engagement pressure of the predetermined hydraulic friction engagement device to the release side; and (d) the predetermined hydraulic friction engagement device during a predetermined or more rapid shift by the shift control means. So that the input / output rotational speed difference of An engine rotation control means for controlling the rotational speed of the engine is to contain.
[0008]
【The invention's effect】
With this configuration, the clutch control unit changes the engagement pressure to the release side by the clutch control unit during the sudden speed change of the continuously variable transmission by the shift control unit, and the engine continuously changes the speed. Since the torque input to the transmission is reduced or cut off, the continuously variable transmission is in a state close to no load, and the occurrence of slippage of the power transmission member is suppressed and the transmission speed can be increased, that is, the transmission response is improved. . Further, since the engine rotation speed is controlled by the engine rotation control means so as to reduce the input / output rotation speed difference of the predetermined hydraulic friction engagement device, the predetermined hydraulic friction engagement device is controlled by the clutch control means. Shock at the time of engagement is suppressed.
[0009]
Other aspects of the invention
Here, preferably, (a) target rotation setting means for setting a target engine rotation speed of the engine to a target rotation speed of the input side member when a sudden shift of a predetermined or more by the shift control means is started. (B) The engine rotation control means controls the engine rotation speed to the target engine rotation speed. With this configuration, the actual rotation speed of the input side member of the continuously variable transmission is controlled by the shift control means to be the target rotation speed, and the actual rotation speed of the engine is the same as the target rotation speed by the engine rotation control means. And the input / output rotational speed difference of the predetermined hydraulic friction engagement device is reduced, so that the shock at the time of engagement of the predetermined hydraulic friction engagement device by the clutch control means is suppressed.
[0010]
Preferably, (a) a sudden downshift start determining means for determining that a sudden downshift for changing a gear ratio to be equal to or more than a predetermined change amount preset by the shift control means has been started; Synchronization determination means for determining whether the input / output rotation speed difference of the hydraulic friction engagement device is smaller than a predetermined rotation speed difference, and (b) the clutch control means starts the sudden downshift. When the start of the sudden downshift is judged by the judging means, the engagement pressure of the predetermined hydraulic friction engagement device is rapidly decreased to the first predetermined release pressure and then gradually decreased to the second predetermined release pressure. If it is determined by the synchronization determination means that the rotation speed difference is smaller than the predetermined rotation speed difference, the second predetermined release pressure is rapidly increased from the second predetermined release pressure to the first predetermined engagement pressure, and then the second predetermined engagement pressure is changed to the second predetermined engagement pressure. Gradually increase Thus, it is changed to the engagement side. With this arrangement, when the sudden downshift start determining means determines the start of the sudden downshift for changing the gear ratio to a predetermined gear ratio equal to or higher than the predetermined gear ratio set by the shift control means, the clutch control means determines the predetermined hydraulic type. Since the engagement pressure of the friction engagement device is rapidly reduced to the first predetermined release pressure and then gradually reduced to the second predetermined release pressure, the predetermined hydraulic friction is not immediately increased to the second predetermined release pressure. Shock at the time of releasing the engagement device is suppressed. Further, when the synchronization determining means determines that the input / output rotation speed difference of the predetermined hydraulic friction engagement device is smaller than a predetermined rotation speed difference, the clutch control means determines that the predetermined hydraulic friction engagement device Since the engagement pressure is rapidly increased from the second predetermined release pressure to the first predetermined engagement pressure and then gradually increased to the second predetermined engagement pressure, the rotational speed difference is small and the predetermined hydraulic friction engagement is performed. Shock at the time of engagement of the device is suppressed. Furthermore, since the input torque from the engine to the continuously variable transmission is reduced during the execution of the abrupt downshift by the shift control means, the continuously variable transmission is in a state close to no load, and the occurrence of slippage of the power transmission member is suppressed. As a result, the shift speed can be increased, that is, the shift response is improved.
[0011]
Preferably, (a) the power transmission member is a transmission belt, and (b) the input side while the engagement pressure of the predetermined hydraulic friction engagement device is being changed to the release side by the clutch control means. The belt narrow pressure applied to the transmission belt by the variable pulley or the output-side variable pulley is increased. With this configuration, the slip of the transmission belt is further suppressed, and the speed of the shift control unit can be increased.
[0012]
Preferably, (a) a hydraulic power transmission with a lock-up clutch is provided, and (b) the lock-up clutch is released during a shift by the shift control means. With this configuration, the shock generated during the switching control of the engagement pressure of the predetermined hydraulic friction engagement device by the clutch control unit executed during the shift can be further reduced.
[0013]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0014]
FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle power transmission device 10 to which the hydraulic control device of the present invention is applied. The vehicular power transmission device 10 is a horizontal-type automatic transmission, which is suitably employed in an FF (front engine / front drive) type vehicle, and includes an engine 12 as a driving force source for traveling. I have. The output of the engine 12 composed of an internal combustion engine is output from a crankshaft of the engine 12, a torque converter 14 as a fluid transmission, a forward / reverse switching device 16, an input shaft 36, a belt-type continuously variable transmission (CVT) 18, The power is transmitted to the differential gear device 22 via the reduction gear device 20, and is distributed to the left and right drive wheels 24L and 24R. A power transmission mechanism is constituted by the torque converter 14, the forward / reverse switching device 16, the belt-type continuously variable transmission 18, and the like.
[0015]
The intake pipe 31 of the engine 12 is provided with an electronically controlled throttle valve 30 for electrically controlling the intake air amount of the engine 12 using a throttle actuator (not shown). The electronic control unit 60 (see FIG. 2) controls the opening / closing of the electronic control throttle valve 30 and the fuel injection control in accordance with the accelerator opening Acc indicating the driver's required output, and the like. Is controlled to increase or decrease.
[0016]
The torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft of the engine 12, and a turbine impeller 14t connected to the forward / reverse switching device 16 via a turbine shaft 34, and transmits power via fluid. It is supposed to do. A lock-up clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t, and the engagement side oil chamber and the release side are controlled by a switching valve of a hydraulic control circuit 86 (see FIG. 2). The oil supply to the oil chamber is switched to engage or disengage by switching, and when fully engaged, the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t are integrally rotated. The pump impeller 14p is provided with a mechanical oil pump 28 that generates a hydraulic pressure for controlling the speed of the belt-type continuously variable transmission 18, generating belt clamping pressure, or supplying lubricating oil to each part. Is provided. The turbine shaft 34 corresponds to an output-side member of the torque converter 14.
[0017]
The forward / reverse switching device 16 is mainly composed of a double pinion type planetary gear device. The turbine shaft 34 of the torque converter 14 is integrally connected to the sun gear 16 s, and the input shaft 36 of the belt type continuously variable transmission 18. Is integrally connected to the carrier 16c, the carrier 16c and the sun gear 16s are selectively connected via a forward clutch C1, and the ring gear 16r is selectively fixed to the housing via a reverse brake B1. It has become. The forward clutch C1 and the reverse brake B1 correspond to an intermittent device, and are both hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by hydraulic cylinders. The forward clutch C1 is engaged and the reverse brake is engaged. When B1 is released, the forward / reverse switching device 16 is made to rotate integrally, whereby a forward power transmission path is established (achieved), and the driving force in the forward direction is changed to the belt-type continuously variable transmission 18 side. When the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the forward / reverse switching device 16 establishes (achieves) the reverse power transmission path, and the input shaft 36 is transmitted. Is rotated in the reverse direction with respect to the turbine shaft 34, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the belt-type continuously variable transmission 18 side. When both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 16 enters a neutral state (disconnected state) for interrupting power transmission.
[0018]
The forward clutch C1 and the reverse brake B1 are engaged and released by mechanically switching the manual valve 120 (see FIG. 3) of the hydraulic control circuit 86 in accordance with the operation of the shift lever 77 functioning as a shift operating member. It is supposed to be. The shift lever 77 is a sequentially positioned "P" position for parking, an "R" position for reverse running, an "N" position for interrupting power transmission, a "D" position for forward running, and strong engine brake. The operation is selectively performed to an "L" position for obtaining an effect. In the "P" position and the "N" position, the operating oil in the forward clutch C1 and the reverse brake B1 does not change. Is also drained from the manual valve 120 and released together. An input transient pressure P adjusted by the garage shift control valve 112 during a shift operation is input to the input port 120a of the manual valve 120 via a garage shift valve 114._GIs supplied, but the line pressure P is regulated by the modulator valve 122 which functions as a hydraulic pressure source of the hydraulic friction engagement device in a steady state._LConstant modulator oil pressure P_MIs supplied to the working oil. For this reason, in the “R” position, the reverse traveling output pressure from the reverse output port 120r of the manual valve 120, that is, the engagement transient hydraulic pressure P_GOr modulator oil pressure P_MIs supplied to the reverse brake B1 to be engaged, and the hydraulic oil in the forward clutch C1 is drained from the manual valve 120 and released. In the "D" position and the "L" position, the forward traveling output pressure from the forward output port 120f of the manual valve 120, that is, the engagement transient hydraulic pressure PG or the modulator hydraulic pressure P_MIs supplied to the forward clutch C1 to be engaged, and the hydraulic oil in the reverse brake B1 is drained from the manual valve 120 and released.
[0019]
Returning to FIG. 1, the belt-type continuously variable transmission 18 includes an input-side variable pulley 42 having a variable effective diameter, which is an input-side member provided on the input shaft 36, and an output-side member provided on an output shaft 44. And an output variable pulley 46 having a variable effective diameter, and a transmission belt 48 wound around the variable pulleys 42 and 46 and functioning as a power transmission member in frictional contact. Power is transmitted via a frictional force between the power transmission belt 48 and the transmission belt 48. The variable pulleys 42 and 46 are fixed rotatable members 42a and 46a fixed to the input shaft 36 and the output shaft 44, respectively, and are not rotatable relative to the input shaft 36 and the output shaft 44 but are movable in the axial direction. The movable pulleys 42b and 46b are provided, and an input-side hydraulic cylinder 42c and an output-side hydraulic cylinder 46c that provide a thrust for varying the V-groove width therebetween are provided. By controlling the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 42, the V-groove widths of the two variable pulleys 42 and 46 change to change the hanging diameter (effective diameter) of the transmission belt 48, and the speed ratio γ (= input shaft rotation speed) N_IN/ Output shaft rotation speed N_OUT) Is continuously changed.
[0020]
The oil pressure of the hydraulic cylinder 42c of the input-side variable pulley 42 is regulated by the gear ratio control valve UP116 and the gear ratio control valve DN118 (see FIG. 3) of the hydraulic control circuit 86 so that the gear ratio γ is continuously changed. Controlled. The gear ratio control valve UP116 is provided movably in the axial direction to open and close the input / output port 116t and the input / output port 116i, and the spool valve 116a is connected to the input / output port 116t and the input / output port 116i. A spring 116b as an urging means for urging in a direction in which the I / O port 116t and the I / O port 116i communicate with each other. The control oil pressure P, which is the output oil pressure of the solenoid valve DS2 whose duty is controlled by the electronic control unit 60_S2And a control oil pressure P which is an output oil pressure of a solenoid valve DS1 that is duty-controlled by an electronic control unit 60 to apply a thrust to the spool valve element 116a in a direction to close the input / output port 116i._S1The gear ratio control valve DN118 is provided movably in the axial direction to open and close the input / output port 118t, and the spool valve element 118a is moved in the valve closing direction. A spring 118b as an urging means for energizing, and an output oil pressure of the solenoid valve DS1 which accommodates the spring 118b and which is duty-controlled by the electronic control unit 60 to apply thrust in the valve closing direction to the spool valve element 118a. Some control oil pressure P_S1The control oil pressure P, which is the output oil pressure of the solenoid valve DS2 that is duty-controlled by the electronic control unit 60 in order to apply thrust in the valve opening direction to the oil chamber 118c that receives the pressure and the spool valve element 118a._S2And an oil chamber 118d for receiving the oil.
[0021]
The solenoid valve DS1 supplies hydraulic oil to the input-side hydraulic cylinder 42c to increase the oil pressure and reduce the V-groove width of the input-side variable pulley 42 to reduce the speed ratio γ, that is, to control to the upshift side. Control oil pressure P_S1And the solenoid valve DS2 discharges the hydraulic oil of the input side hydraulic cylinder 42c to lower the oil pressure and increase the V groove width of the input side variable pulley 42 to increase the speed ratio γ, that is, to the downshift side. Control oil pressure P to control_S2Is output. Specifically, the control hydraulic pressure P_S1Is output, the line hydraulic pressure P input to the speed ratio control valve UP116 is output._LIs supplied to the input side hydraulic cylinder 42c and the shift control pressure P_RATIOAnd the control hydraulic pressure P_S2Is output, the hydraulic oil of the input side hydraulic cylinder 42c is discharged from the discharge port 118x through the input / output port 116t, the input / output port 116i and the input / output port 118t, and the shift control pressure P_RATIOIs controlled continuously so that For example, as shown in FIG. 4, an input-side target rotation speed N is obtained from a predetermined shift map using an accelerator operation amount Acc and a vehicle speed V representing a driver's output request amount as parameters._IN ^*Is calculated and the actual input shaft rotation speed N_INIs the target rotation speed N_IN ^*The shift control pressure P is controlled by the shift control of the continuously variable transmission 18 in accordance with the deviation, that is, the supply and discharge of the hydraulic oil to and from the hydraulic cylinder 42c of the input-side variable pulley 42._BELTIs controlled, and the gear ratio γ is continuously changed. The map shown in FIG. 4 corresponds to the speed change condition. The target rotation speed N at which the smaller the vehicle speed V is and the larger the accelerator operation amount Acc is, the larger the speed ratio γ is._IN ^*Is set. The vehicle speed V is the output shaft rotation speed N_OUT, The input shaft rotation speed N_INTarget rotation speed N which is the target value of_IN ^*Corresponds to the target speed ratio, and is determined within the range of the minimum speed ratio γmin and the maximum speed ratio γmax of the continuously variable transmission 18.
[0022]
On the other hand, the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder of the output-side variable pulley 46 is regulated by a clamping pressure control valve 110 (see FIG. 3) of a hydraulic control circuit 86 so that the transmission belt 48 does not slip. The clamping pressure control valve 110 is provided movably in the axial direction to open and close the output port 110t, and a spring 110b as urging means for urging the spool valve 110a in the valve opening direction. The control oil pressure P, which is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLT, which accommodates the spring 110b and is duty-controlled by the electronic control unit 60 to apply thrust in the valve opening direction to the spool valve element 110a._SLTPressure control pressure P output to apply thrust in the valve closing direction to the oil chamber 110c that receives the pressure and the spool valve element 110a._BELTAnd a control oil pressure P from the linear solenoid valve SLT._SLTLine pressure P as pilot pressure_LIs controlled continuously to control the clamping pressure P_BELTFor example, as shown in FIG. 5, a predetermined required hydraulic pressure (a belt clamping pressure is set so that belt slippage does not occur using an accelerator operation amount Acc and a gear ratio γ corresponding to a transmission torque as parameters as shown in FIG. 5). ), The clamping pressure control pressure P of the hydraulic cylinder 46c of the output-side variable pulley 46._BELTIs controlled, and this clamping pressure control pressure P_BELT, The frictional force between the variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is increased or decreased. The hydraulic pressure P in the output side hydraulic cylinder 46c, which is the output pressure of the clamping pressure control valve 110,_BELTIs detected by the hydraulic pressure sensor 110s.
[0023]
FIG. 2 is a block diagram illustrating a control system provided in the vehicle for controlling the engine 12 and the belt-type continuously variable transmission 18 in FIG. 1. The electronic control unit 60 includes an engine rotation speed sensor 62. , Turbine rotation speed sensor 64, input shaft rotation speed sensor 65, vehicle speed sensor 66, throttle sensor 68 with idle switch, cooling water temperature sensor 70, CVT oil temperature sensor 72, accelerator opening sensor 74, foot brake switch 76, lever position sensor 78, a hydraulic pressure sensor 110s and the like are connected, and the rotational speed of the engine 12 (engine rotational speed) N_E, The rotation speed of the turbine shaft 34 (turbine rotation speed) N_T, The rotation speed of the input shaft 36 (input shaft rotation speed) N_IN, Vehicle speed V, fully closed state (idle state) of electronic throttle valve 80 and its opening (throttle valve opening) θ_TH, The cooling water temperature T of the engine 12_WTemperature T of the hydraulic circuit of the belt-type continuously variable transmission 18 and the like_CVT, Accelerator opening Acc which is an operation amount of an accelerator operation member such as an accelerator pedal, presence or absence of operation of a foot brake which is a regular brake, and a lever position (operation position) P of a shift lever 77_SH, The clamping pressure control pressure P in the output side hydraulic cylinder 46c._BELTAnd so on. Turbine rotation speed N_TIs the input shaft rotation speed N during forward running with the forward clutch C1 engaged._INAnd the vehicle speed V is equal to the rotation speed (output shaft rotation speed) N of the output shaft 44 of the belt-type continuously variable transmission 18._OUTCorresponding to Further, the accelerator opening Acc indicates the required output of the driver. The lever position sensor 78 includes a plurality of switches such as a neutral position detection switch, a drive position detection switch, an engine brake position detection switch, and a reverse position detection switch.
[0024]
The electronic control unit 60 includes 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 to transmit signals according to a program stored in the ROM in advance. By performing the processing, output control of the engine 12, shift control of the belt-type continuously variable transmission 18, belt squeezing pressure control, engagement and disengagement control of the lock-up clutch 26, and the like are executed. , For engine control and for shift control. The output control of the engine 12 is performed by an electronic throttle valve 80, a fuel injection device 82, an ignition device 84, and the like. The speed control of the belt-type continuously variable transmission 18, the belt clamping force control, and the engagement and release of the lock-up clutch 26 are performed. Each control is performed by the hydraulic control circuit 86. The hydraulic control circuit 86 is a solenoid valve that is excited by the electronic control unit 60 to open and close the oil path, a linear solenoid valve that performs hydraulic control, and opens and closes the oil path according to the signal pressure output from these solenoid valves, and performs hydraulic control. It is configured to include an open / close valve, a pressure regulating valve, and the like.
[0025]
FIG. 3 shows that in the hydraulic control circuit 86, the belt clamping pressure control, the gear ratio control, and the shift lever 77 of the belt type continuously variable transmission 18 are operated from the "N" position to the "D" position or the "R" position. FIG. 4 is a main hydraulic circuit diagram showing a portion related to transient hydraulic control of engagement of a forward clutch C1 or a reverse brake B1 during a garage shift (N → D shift or N → R shift). In addition to the valve 120, the transient hydraulic pressure P_GGarage shift control valve 112 functioning as an engagement transient hydraulic pressure regulating valve that outputs_GIs supplied to the forward clutch C1 or B1 via the manual valve 120 and the modulator pressure P_MA garage shift valve 114 that functions as a switching valve for switching to a second position to be supplied to the forward clutch C1 or B1 via the manual valve 120.
[0026]
The garage shift control valve 112 functions as an engagement transient hydraulic pressure regulating valve, and is provided so as to be movable in the axial direction to open and close the output port 112t, and closes the spool valve 112a. And a control oil pressure P, which is an output oil pressure of a linear solenoid valve SLT that is duty-controlled by the electronic control unit 60 to apply a thrust in the valve opening direction to the spool valve element 112a._SLTAnd an oil chamber 112c for receiving pressure as pilot pressure._MIs the control oil pressure P_SLTTransient hydraulic pressure (garage shift hydraulic pressure) P according to the size_GThe pressure is controlled and output. This engagement transient hydraulic pressure P_GFunctions as a garage shift oil pressure transiently supplied to the forward clutch C1 or B1 in the N → D shift or the N → R shift, and passes through the garage shift valve 114 and the manual valve 120 to operate the forward clutch C1 or By being supplied to the reverse brake B1, the forward clutch C1 or the reverse brake B1 is smoothly engaged, and the shock at the time of engagement is suppressed.
[0027]
The garage shift valve 114 is provided so as to be movable in the axial direction, so that the engagement transient hydraulic pressure P from the garage shift control valve 112 is provided._GFrom the output port 114t to the manual valve 120 at the first position (ON position) and the modulator pressure P_MAnd a spring as urging means for urging the spool valve 114a toward the second position (a second position (OFF position) for outputting the output from the output port 114t to the manual valve 120). 114b and a signal pressure P of a solenoid valve SL (not shown) for applying a thrust toward the first position to the spool valve element 114a._SLThe signal pressure P of the solenoid valve DSU, which is opened and closed by the electronic control unit 60 to accommodate the oil chamber 114c for receiving the pressure and the spring 114b and to apply a thrust toward the second position to the spool valve element 114a._DSU(Output when the solenoid is not energized). The oil chamber 114d is always held at the OFF position shown in the right half of the figure._MIs output to the manual valve 120 as it is, and the modulator oil pressure P_MHolds the reverse brake B1 and the forward clutch C1 in the engaged state, but at the time of a transition related to a garage shift, the solenoid of the solenoid valve DSU is excited to stop the output of the signal pressure therefrom. Of the garage shift hydraulic pressure P output from the garage shift control valve 112_GIs output to the manual valve 120 side. The garage shift valve 114 functions as a switching valve.
[0028]
Here, the linear solenoid valve SLT is normally used to control the belt clamping force of the belt-type continuously variable transmission 18 via the clamping force control valve 110, while a shift such as a garage shift is performed. The garage shift hydraulic pressure P which is the engagement pressure of the forward clutch C1 or the reverse brake B1 only at the time of the starting shift operation by the lever 77, that is, at the time of N → D operation or N → R operation._GAnd a common signal oil pressure, that is, a control oil pressure P_SLTFunction as a common control valve device that outputs
[0029]
FIG. 6 is a functional block diagram for explaining a main part of a control function of the electronic control device 60 for performing a shift control. In the figure, a traveling condition reading means 200 reads a current traveling state of a vehicle from each sensor provided in the vehicle. For example, based on an engine speed sensor 62, a turbine speed sensor 64, an input shaft speed sensor 65, a vehicle speed sensor 66, a throttle sensor 68 with an idle switch, an accelerator opening sensor 74, a lever position sensor 78, etc. (Engine speed) N_E, The rotation speed of the turbine shaft 34 (turbine rotation speed) N_T, The rotation speed of the input shaft 36 (input shaft rotation speed) N_IN, Vehicle speed V, fully closed state (idle state) of electronic throttle valve 80 and its opening (throttle valve opening) θ_TH, The accelerator opening Acc which is the operation amount of an accelerator operation member such as an accelerator pedal, and the lever position (operation position) P of the shift lever 77_SH, And so on.
[0030]
The target rotation setting means 206 is a lever position (operation position) P read by the traveling condition reading means 200._SHFrom the accelerator opening Acc and the vehicle speed V, for example, the rotational speed of the input shaft 36 or the input-side variable pulley 42 as the input-side member or the rotation speed of the crankshaft or the like at the time of lock-up ON from the predetermined shift map shown in FIG. Hereinafter, the input shaft rotation speed N_INTarget rotation speed N)_IN ^*Set. When the engine speed control request flag 214 sets the engine speed control request flag XNEREQ to 1 by the engine speed control requesting unit 214 described later, the target rotation setting unit 206 controls the engine speed N controlled by the engine speed control unit 216 described later._ETarget engine speed N_E ^*To the target rotation speed N_IN ^*Or if the XNEREQ is set to 0, which is OFF, the target engine speed N_E ^*Not set.
[0031]
The shift control means 208 calculates the actual input shaft rotation speed N_INIs set to the target rotation speed N set by the target rotation setting means 206._IN ^*The gear ratio γ is continuously changed by controlling the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 42c of the input-side variable pulley 42 so as to match with the hydraulic pressure control circuit 86. The shift control means 208 always executes the above control while the vehicle is running.
[0032]
The abrupt downshift start determining means 204 determines whether the abrupt downshift in which the change amount of the gear ratio γ controlled by the shift control means 208 changes to a predetermined change amount or more is performed by the shift control means 208. The start is indicated by the target rotation speed N_IN ^*And the actual input shaft rotation speed N_INAnd the rotation speed difference ΔN_IN(= N_IN ^*-N_IN) Is the predetermined input rotation speed difference N_STIt is determined by whether or not it exceeds. The vehicle state at the time of this sudden downshift is, for example, a shift that corresponds to a change from the fifth gear to the second gear in a well-known automatic transmission, for example, from a point a shown in FIG. In the case of a sudden acceleration operation in which the accelerator is greatly depressed during a steady running at a constant vehicle speed V, such as the point a ′, or a sudden acceleration operation in which the shift lever 77 is operated in the L range where the engine braking action is large. This is, for example, a case of a deceleration operation. Therefore, the predetermined input rotational speed difference N_STIs set in advance so that a sudden acceleration operation or a sudden deceleration operation can be determined.
[0033]
The engine rotation control requesting unit 214 sets the engine speed control request flag XNEREQ to 1 when the sudden downshift start determining unit 204 determines that the sudden downshift has started. Further, the actual engine speed N_EAnd the actual input shaft rotation speed N_INIs determined to be in a synchronized state, XNEREQ is set to 0, which is OFF.
[0034]
When the engine rotation control request flag 214 sets the engine rotation speed control request flag XNEREQ = 1, the engine rotation control unit 216 determines the input / output rotation speed difference ΔN of the forward clutch C1 as a predetermined hydraulic friction engagement device._CLTo reduce the actual engine speed N_EBy the target rotation setting means 206._IN ^*Target engine speed N set to_E ^*So that the rotational speed N of the engine 12_EControl. This engine speed N_EIs controlled, for example, by controlling the opening of the electronic throttle valve 80, controlling the amount of fuel supplied by the fuel injection device 82, or controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device 84.
[0035]
When the engine speed control request flag 214 sets the engine speed control request flag XNEREQ = 1, the synchronization determination unit 218 detects the input / output rotation speed difference ΔN of the forward clutch C1._CLIs a predetermined rotation speed difference N set in advance._ENDFor example, whether or not the target rotation speed N_IN ^*The actual input shaft rotation speed N controlled to match_INAnd the target rotation speed N by the engine rotation control means 216._IN ^*Is the actual engine speed N controlled to match_EAre in a synchronized state, that is, whether or not they are substantially equal, that is, the actual input shaft rotation speed N_INAnd the actual engine speed N_EActual rotation speed difference ΔN_E-IN(= N_E-N_IN) Is a predetermined rotational speed difference N set in advance._ENDJudgment is made based on whether it has become smaller. This predetermined rotational speed difference N_ENDIs the input / output rotational speed difference ΔN when the forward clutch C1 is engaged by the clutch control means 210 described later._CLFor example, the actual rotation speed difference ΔN_E-INIs large, there is a possibility that an engagement shock will occur. Therefore, it is set in advance to suppress the occurrence of the engagement shock.
[0036]
The clutch control means 210 is disposed between the engine 12 and the belt-type continuously variable transmission 18 when the sudden downshift start determining means 204 determines that the sudden downshift has started, and is provided with a power transmission path by an engagement operation. Pressure P of the forward clutch C1 as a predetermined hydraulic friction engagement device that achieves_CIs changed to the release side, and when the synchronization state is determined by the synchronization determination means 218, the engagement pressure P of the forward clutch C1 is_CIs controlled by the hydraulic control circuit 86 so as to change to the engagement side. For example, when the shift lever 77 is set to the D range or the D → L range in the hydraulic control circuit 86 of FIG. 3, the garage shift hydraulic pressure which is the engagement pressure of the forward clutch C1 during the garage shift by the above-described linear solenoid valve SLT. P_GIs controlled, the clutch control means 210 controls the engagement pressure P of the forward clutch C1 by the linear solenoid valve SLT._C(Hereinafter clutch pressure P_C) Is controlled.
[0037]
First, the clutch pressure P_CIs changed to the release side, the clutch control means 210 outputs the clutch pressure P_CTo the first predetermined release pressure P_STTo the second predetermined release pressure P_OFFΔP until_DWNAnd gradually decrease. This is to suppress a shock at the time of disengagement of the forward clutch C1, for example, a shock caused by a sudden decrease in driving force during traveling of the vehicle. Therefore, the first predetermined release pressure P_STIs set in advance to suppress the shock. Alternatively, an output shaft torque equivalent value (engine output torque T) which is a driving force before the forward clutch C1 is released._E× speed ratio γ). Further, the second predetermined release pressure P_OFFIs a pressure at which the forward clutch C1 is set to a release state slightly apart in order to minimize a response delay when the forward clutch C1 is re-engaged, for example, the forward clutch C1 Set to the value corresponding to the load of the return spring that urges to the release side. Or clutch pressure P during neutral control_CFor example, the clutch pressure P during slip engagement_CMay be set to a value obtained by subtracting a predetermined value from.
[0038]
Next, the clutch pressure P_CIs changed to the engagement side, the clutch control means 210 outputs the clutch pressure P_CTo the second predetermined release pressure P_OFFFrom the first predetermined engagement pressure P_ENDUp to the second predetermined engagement pressure P_MAXΔP until_UPIncreases gradually. This is because a shock when the forward clutch C1 is engaged, for example, the actual input shaft rotation speed N_INAnd the actual engine speed N_EActual rotation speed difference ΔN_E-INIs not necessarily substantially zero, thereby suppressing a shock. Therefore, the first predetermined engagement pressure P_ENDIs set in advance to suppress the shock. Alternatively, the actual rotation speed difference ΔN_E-INMay be changed. For example, the actual rotation speed difference ΔN_E-INIs larger than the first predetermined engagement pressure P_ENDMay be set to be small. Further, the second predetermined engagement pressure P_MAXMay be set to a value at which the forward clutch C1 is completely engaged.
[0039]
The clutch engagement pressure determination means 212 determines the clutch pressure P_CCurrent clutch pressure P to confirm the control progress stage of_CIs compared with a predetermined value set according to the control progress stage. For example, the clutch pressure P_CClutch pressure P during the change to the release side of_CIs the second predetermined release pressure P_OFFIt is determined whether or not: Also, the clutch pressure P by the clutch control means 210_CClutch pressure P during the change to the engagement side_CIs the second predetermined engagement pressure P_MAXIt is determined whether or not the above has been achieved.
[0040]
The phase signal processing means 202 determines whether the clutch pressure P_CIs to digitize the control progress stage, read the current control progress stage, determine the control progress stage, and set the control progress stage. For example, the clutch pressure P_CIf the control is not started, the control progress stage is set to CLPHASE = 0, and if it is determined by the sudden downshift start determination means 204 that the sudden downshift is started, the control progress stage is set to CLPHASE = 1, The current clutch pressure P is determined by the clutch engagement pressure determination means 212._CIs the second predetermined release pressure P_OFFWhen it is determined that the following conditions are satisfied, the control progress stage is set to CLPHASE = 2, and when the synchronization state is determined by the synchronization determination unit 218, the control progress stage is set to CLPHASE = 3. Current clutch pressure P_CIs the second predetermined engagement pressure P_MAXIf it is determined that the above has been reached, the control progress stage is set to CLPHASE = 0.
[0041]
FIG. 7 is a flowchart for explaining a main part of the control operation of the electronic control unit 60, that is, a shift control operation of the belt-type continuously variable transmission 18 when a sudden downshift is requested, and FIG. 5 is a time chart for explaining FIG. In FIG. 7, steps (hereinafter, steps are omitted) S1 to S7 are clutch pressures P._CCorresponds to CLPHASE = 0 indicating before the start of the control (t in FIG. 8).₁Before the time point), SA1 to SA4 start the sudden downshift and change the clutch pressure P_C8 corresponds to CLPHASE = 1 in which the control to the release side has started (t in FIG. 8).₁From time t₂Time), SB1 to SB5 are clutch pressures P_CCorresponds to CLPHASE = 2 in which the release state of₂From time t₃Time), SC1 to SC3 are the actual input shaft rotation speed N_INAnd the actual engine speed N_EAre synchronized with each other and the clutch pressure P_CCorresponds to CLPHASE = 3 in which the control of the engagement side has been started (t in FIG. 8).₃From time t₄At that time).
[0042]
In S1 corresponding to the running condition reading means 200, the current running state of the vehicle, for example, the engine speed N_E, Turbine rotation speed N_T, Input shaft rotation speed N_IN, Vehicle speed V, throttle valve opening θ_TH, Accelerator opening Acc, operating position P of shift lever 77_SH, Etc. are read. Next, in S2 corresponding to the phase signal processing means 202, the current clutch pressure P_CThe numerical value of CLPHASE indicating the control progress stage is read. Further, in S3 corresponding to the target rotation setting means 206, the operation position P_SHFrom the accelerator opening Acc and the vehicle speed V, for example, based on the predetermined shift map shown in FIG._INTarget rotation speed N_IN ^*Is set. If the engine speed control request flag XNEREQ is set to 1 in S7 corresponding to the engine speed control request means 214, the engine speed N controlled by the engine speed control means 216 is controlled._ETarget engine speed N_E ^*Is the target rotation speed N_IN ^*Or the XNEREQ is set to 0, the target engine speed N_E ^*Is not set.
[0043]
Next, in S4 corresponding to the phase signal processing means 202, it is determined whether or not CLPHASE = 0. If the determination in S4 is affirmative, in S5 corresponding to the sudden downshift start determining means 204, a sudden downshift, for example, a shift from point a to point a 'shown in FIG. 4 is started. , The target rotation speed N_IN ^*And the actual input shaft rotation speed N_INAnd the rotation speed difference ΔN_IN(= N_IN ^*-N_IN) Is the predetermined input rotation speed difference N_STIt is determined by whether or not it exceeds. If the determination in S5 is denied, this routine is ended. If the determination is affirmed, in S6 corresponding to the phase signal processing means 202, CLPHASE = 1 is set. In the corresponding S7, the engine speed control request flag XNEREQ is set to 1, and this routine ends. At this time, the actual engine speed N_EIs the target rotation speed N_IN ^*Target engine speed N set to_E ^*The rotation speed N of the engine 12 is controlled by controlling the opening degree of the electronic throttle valve 80, the amount of fuel supplied by the fuel injection device 82, or the ignition timing of the engine 12 by the ignition device 84, for example._EIs controlled.
[0044]
If the determination in S4 is negative, in SA1 corresponding to the phase signal processing means 202, it is determined whether or not CLPHASE = 1. If the determination in SA1 is affirmative, in SA2 corresponding to the clutch control means 210, the clutch pressure P_CIs the first predetermined release pressure P_STTo the second predetermined release pressure P_OFFΔP until_DWN, The forward clutch C1 is switched to the release side. As a result, the engine torque T_EIs not input to the belt-type continuously variable transmission 18, that is, the power transmission path is cut off. Next, at SA3 corresponding to the clutch engagement pressure determination means 212, the current clutch pressure P_CIs the second predetermined release pressure P_OFFIt is determined whether the following has occurred. That is, the end of CLPHASE = 1 is determined. If the determination in SA3 is denied, the routine is terminated. If the determination is affirmed, CLPHASE = 2 is set in SA4 corresponding to the phase signal processing means 202, and the routine is terminated.
[0045]
If the determination in SA1 is negative, SB1 corresponding to the phase signal processing means 202 determines whether CLPHASE = 2. If the determination in SB1 is affirmative, the control proceeds to SB2 corresponding to the clutch control means 210, in which the clutch pressure P_CIs the second predetermined release pressure P_OFFAnd that state is continued. As a result, the shift control by the shift control unit 208 is executed with no load, and the shift speed, that is, the responsiveness of the downshift is improved. Similarly, the occurrence of slippage of the transmission belt is suppressed. Furthermore, the second predetermined release pressure P_OFFAnd the shock at the time of release is suppressed. Next, at SB3 corresponding to the synchronization determining means 218, the input / output rotational speed difference ΔN of the forward clutch C1 is determined._CLIs a predetermined rotation speed difference N set in advance._ENDWhether or not the rotation speed has become smaller is determined by, for example, the actual input shaft rotation speed N._INAnd the actual engine speed N_EAre in a synchronized state, that is, whether or not they are substantially equal, that is, the actual input shaft rotation speed N_INAnd the actual engine speed N_EActual rotation speed difference ΔN_E-IN(= N_E-N_IN) Is a predetermined rotational speed difference N set in advance._ENDIt is determined by whether or not it has become smaller. That is, the end of CLPHASE = 2 is determined. If the determination at SB3 is negative, this routine is terminated. If the determination is affirmative, the engine speed control request flag XNEREQ is set to 0 at SB4 corresponding to the engine speed control request means 214, and the phase signal At SB5 corresponding to the processing means 202, CLPHASE = 3, and this routine ends. At this time, while the engine speed control request flag XNEREQ is set to 1, the engine speed N_EIs terminated and the control is returned to the normal engine control.
[0046]
If the determination at SB1 is negative, the clutch pressure P is set at SC1 corresponding to the clutch control means 210._CIs the first predetermined engagement pressure P_ENDUp to the second predetermined engagement pressure P_MAXΔP until_UP, The forward clutch C1 is switched to the engagement side. As a result, the engine torque T_EIs input to the belt-type continuously variable transmission 18, that is, a power transmission path is established. Further, when switching to the engagement side of the forward clutch C1, the input / output rotational speed difference ΔN_CLIs a predetermined rotation speed difference N set in advance._ENDAnd the second predetermined engagement pressure P_MAXTherefore, the shock at the time of engagement is suppressed. Next, in SC2 corresponding to the clutch engagement pressure determination means 212, the current clutch pressure P_CIs the second predetermined engagement pressure P_MAXIt is determined whether or not the above has been achieved. That is, the end of CLPHASE = 3, that is, the end of this shift control operation is determined. If the determination in SC2 is negative, this routine is terminated. If the determination is affirmative, CLPHASE is set to 0 in SC3 corresponding to the phase signal processing means 202, and this routine is terminated.
[0047]
In the shift control routine shown in FIG. 7, when CLPHASE = 1 or 2 (t in FIG. 8)₁From time t₃At the time point), the belt-type continuously variable transmission 18 is in a no-load state, so that even if the transmission speed is increased by the transmission control means 208, the occurrence of slippage of the transmission belt 48 is suppressed, but the transmission speed is increased. Therefore, the belt narrow pressure may be set high. When CLPHASE = 1 to 3 (t in FIG. 8)₁From time t₄At the time point), the lock-up clutch 26 may be controlled to the disengagement side in order to further suppress the shock when the clutch control unit 210 engages the forward clutch C1.
[0048]
As described above, according to the present embodiment, the clutch control means 210 (SA2) performs the predetermined hydraulic friction during the continuously variable transmission such as the belt-type continuously variable transmission 18 by the shift control means 208 during a sudden or more rapid shift. The engagement device, for example, the forward clutch C1_CIs changed to the release side and the torque T inputted from the engine 12 to the continuously variable transmission 18 is changed._EIs reduced or cut off, so that the continuously variable transmission 18 is in a state close to no load, and the occurrence of slippage of the power transmission member, for example, the power transmission belt 48, is suppressed, and the shift speed can be increased, that is, the shift response is improved. Further, the input / output rotational speed difference ΔN of a predetermined hydraulic friction engagement device is controlled by the engine rotation control means 216._CLEngine speed N so that_EIs controlled, the shock at the time of engagement of the predetermined hydraulic friction engagement device by the clutch control means 210 (SC1) is suppressed.
[0049]
Further, according to the present embodiment, when the speed change control unit 208 starts a sudden change of a predetermined speed or more, the target engine speed N_E ^*Is the target rotational speed N of the input side member of the continuously variable transmission 18._IN ^*The target rotation setting means 206 (S3) for setting the engine rotation speed N_EIs the target engine speed N_E ^*The actual rotation speed N of the input member of the continuously variable transmission 18 is controlled by the speed change control means 208._INIs the target rotation speed N_IN ^*And the actual rotation speed N of the engine 12 by the engine rotation control means 216._EAre the same target rotation speed N_IN ^*And the input / output rotational speed difference ΔN of the predetermined hydraulic friction engagement device._CLIs reduced, the shock at the time of engagement of the predetermined hydraulic friction engagement device by the clutch control means 210 (SC1) is suppressed.
[0050]
Further, according to the present embodiment, the sudden downshift start determining means 204 (S5) for judging that the sudden downshift for changing the gear ratio to the predetermined change amount or more by the shift control means 208 has been started. , The input / output rotational speed difference ΔN of a predetermined hydraulic friction engagement device_CLIs a predetermined rotation speed difference N set in advance._ENDThe clutch control unit 210 (SA2, SC1) determines whether the start of the sudden downshift is determined by the sudden downshift start determining unit 204. Engagement pressure P of a predetermined hydraulic friction engagement device (forward clutch C1)_CTo the first predetermined release pressure P_STThe second predetermined release pressure P_OFFΔP until_DWNTo the release side so as to gradually decrease the rotation speed._ENDIf it is determined to be smaller than the second predetermined release pressure P_OFFFrom the first predetermined engagement pressure P_ENDThe second predetermined engagement pressure P_MAXΔP until_UPTherefore, the sudden downshift start determining means 204 starts the sudden downshift in which the speed ratio is changed to a predetermined gear ratio or more by the shift control means 208. When it is determined, the clutch control means 210 determines the engagement pressure P of the predetermined hydraulic friction engagement device._CIs the first predetermined release pressure P_STThe second predetermined release pressure P_OFF, The second predetermined release pressure P_OFFAccordingly, the shock at the time of releasing the predetermined hydraulic friction engagement device is suppressed. Further, the input / output rotational speed difference ΔN of a predetermined hydraulic friction engagement device is determined by the synchronization determination means 218._CLIs a predetermined rotation speed difference N set in advance._ENDIf it is determined that the engagement pressure is smaller than the engagement pressure P of a predetermined hydraulic friction engagement device,_CIs the second predetermined release pressure P_OFFFrom the first predetermined engagement pressure P_ENDThe second predetermined engagement pressure P_MAXThe rotational speed difference ΔN_CLAnd the shock at the time of engagement of the predetermined hydraulic friction engagement device is suppressed. Further, during the execution of the sudden downshift by the shift control unit 208, the input torque from the engine 12 to the continuously variable transmission 18 is reduced, so that the continuously variable transmission 18 is almost in a no-load state, and the power transmission member (transmission) The occurrence of slippage of the belt 48) is suppressed, and the shift speed can be increased, that is, the shift response is improved.
[0051]
Further, according to the present embodiment, the power transmission member is the transmission belt 48, and the engagement pressure P of the predetermined hydraulic friction engagement device (forward clutch C1) by the clutch control means 210 (SA2)._CIs changed to the release side, the belt narrow pressure P applied to the transmission belt 48 by the input side variable pulley 42 or the output side variable pulley 46 is changed._BELTIs increased, the slip of the transmission belt 48 is further suppressed, and the shift speed by the shift control means 208 can be further increased.
[0052]
Further, according to the present embodiment, since the fluid transmission device 14 with the lock-up clutch is provided and the shift-up control unit 208 shifts the lock-up clutch 26 to the disengaged state, the operation is executed during the shift. The engagement pressure P of a predetermined hydraulic friction engagement device (forward clutch C1) by the clutch control means 210 (SA2, SC1)_CThe shock generated during the switching control of the above is further reduced.
[0053]
Although the embodiments of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, the present invention is applicable to other aspects.
[0054]
For example, the vehicle of the above-described embodiment has the engine 12 as a driving power source for traveling and the torque converter 14 that transmits the output of the engine 12 via a fluid. The present invention can also be applied to a hybrid vehicle provided with another driving force source. Further, instead of the torque converter 14, another fluid power transmission device such as a fluid coupling (fluid coupling) may be employed.
[0055]
Further, in the above-described embodiment, the forward / reverse switching device 16 is constituted by the forward clutch C1 and the reverse brake B1 as a predetermined hydraulic friction engagement device, but is constituted by a plurality of clutches or brakes. You may. In short, it is only necessary that the transmission control means 208 be configured to reduce power transmission from the engine 12 to the continuously variable transmission 18 during a sudden or more rapid change by the shift control means 208. Further, the lock-up clutch 26 may be used as the predetermined hydraulic friction engagement device.
[0056]
Further, in the above-described embodiment, in SB3 corresponding to the synchronization determination means 218, the input / output rotation speed difference ΔN_CLIs a predetermined rotation speed difference N set in advance._ENDThe actual input shaft rotation speed N_INAnd the actual engine speed N_EActual rotation speed difference ΔN_E-IN(= N_E-N_IN) Is a predetermined rotational speed difference N set in advance._ENDAlthough it was determined based on whether or not the target rotation speed N_IN ^*And the actual input shaft rotation speed N_INAnd the rotation speed difference ΔN_IN(= N_IN ^*-N_IN) Is a predetermined value, for example, a predetermined rotation speed difference N_ENDThe determination may be made based on whether the distance has become smaller. Also, the actual engine speed N_EThe actual turbine speed N_TIt may be.
[0057]
The above-described continuously variable transmission 18 is a so-called belt-type continuously variable transmission in which a transmission belt 48 functioning as a power transmission member is wound around a pair of variable pulleys 42 and 46 having a variable effective diameter. , A pair of cones rotated about a common axis, and a plurality of rollers rotatable about a rotation center intersecting the axis are pinched between the pair of cones, and the rotation center of the rollers and the axis A so-called traction-type continuously variable transmission in which the gear ratio is made variable by changing the angle of intersection with the vehicle. In this traction-type continuously variable transmission, a roller pinched between a pair of cones functions as a power transmission member.
[0058]
It should be noted that what has been described above is merely an embodiment, and that the present invention can be embodied in various modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle power transmission device to which a hydraulic control device of the present invention is applied.
FIG. 2 is a block diagram illustrating a control system of the vehicle power transmission device of FIG. 1;
FIG. 3 is a main part of a hydraulic control circuit provided in the vehicle power transmission device of FIG. 1, which includes a belt clamping pressure control, a gear ratio control, a forward clutch or a reverse brake of a belt-type continuously variable transmission. FIG. 3 is a circuit diagram illustrating a portion related to engagement operation control of FIG.
FIG. 4 is a diagram illustrating an example of a shift map used for obtaining a target rotation speed in shift control of a belt-type continuously variable transmission.
FIG. 5 is a diagram showing an example of a required hydraulic pressure map for obtaining a required hydraulic pressure in accordance with a gear ratio or the like in clamping pressure control of a belt-type continuously variable transmission.
FIG. 6 is a functional block diagram illustrating a main part of a control function for executing a shift control provided in the electronic control device of FIG. 2;
FIG. 7 is a flowchart illustrating a main part of the control operation of the electronic control device of FIG. 2, that is, a shift control operation of the belt-type continuously variable transmission when a sudden downshift is requested.
FIG. 8 is a time chart for explaining a shift control operation of the belt-type continuously variable transmission shown in FIG. 7;
[Explanation of symbols]
12: Engine
14: Torque converter
18: Belt-type continuously variable transmission (continuously variable transmission)
26: Lock-up clutch
42: Input side variable pulley
46: Output side variable pulley
48: Power transmission belt (power transmission member)
204: sudden downshift start determination means
206: target rotation setting means
208: Shift control means
210: clutch control means
216: engine rotation control means
218: Synchronization determination means
C1: Forward clutch (hydraulic friction engagement device)

Claims

A continuously variable transmission that transmits power at a speed ratio that can be changed steplessly through a power transmission member that makes frictional contact, and that transmits power from the engine to the continuously variable transmission via a predetermined hydraulic friction engagement device. A transmission control device for a continuously variable transmission for a vehicle, the transmission control device changing a speed ratio of the continuously variable transmission so that an actual rotation speed of an input-side member becomes a target rotation speed,
Clutch control means for changing the engagement pressure of the predetermined hydraulic friction engagement device to a disengagement side in order to reduce the torque input to the continuously variable transmission during a sudden change of a predetermined speed or more by the shift control means. When,
An engine rotation control means for controlling a rotation speed of the engine so that a difference between input and output rotation speeds of the predetermined hydraulic friction engagement device is reduced during a predetermined or more rapid shift by the shift control means. A shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle, comprising:

Target speed setting means for setting a target engine speed of the engine to a target speed of the input side member when a predetermined or more rapid shift by the shift control means is started,
2. The shift control device for a continuously variable transmission for vehicles according to claim 1, wherein said engine rotation control means controls said engine rotation speed to said target engine rotation speed.

Abrupt downshift start determining means for determining that a sudden downshift for changing a gear ratio to a predetermined change amount or more by the shift control means is started, and an input / output rotational speed of the hydraulic friction engagement device Synchronization determining means for determining whether the difference is smaller than a predetermined rotation speed difference set in advance,
The clutch control unit, when the start of the sudden downshift is determined by the sudden downshift start determining unit, after the engagement pressure of the predetermined hydraulic friction engagement device is rapidly decreased to a first predetermined release pressure, The pressure is changed to the release side so as to gradually decrease to the second predetermined release pressure, and when the synchronization determination means determines that the rotation speed difference is smaller than the predetermined rotation speed difference, the second predetermined release pressure is changed to the first predetermined engagement pressure. 3. The shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the speed is increased to a second predetermined engagement pressure and then changed to an engagement side after the sudden increase.

The power transmission member is a transmission belt,
While changing the engagement pressure of the predetermined hydraulic friction engagement device to the release side by the clutch control means, the belt narrow pressure applied to the transmission belt by the input variable pulley or the output variable pulley is increased. The shift control device for a continuously variable transmission for vehicles according to any one of claims 1 to 3, wherein

Equipped with a fluid transmission with lock-up clutch,
The shift control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 4, wherein the lock-up clutch is released during a shift by the shift control means.