JP3953962B2

JP3953962B2 - Vehicle control device

Info

Publication number: JP3953962B2
Application number: JP2003021226A
Authority: JP
Inventors: 高弘江口; 英二鈴木; 博彦戸塚; 宮田　　智
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2003-01-29
Filing date: 2003-01-29
Publication date: 2007-08-08
Anticipated expiration: 2023-01-29
Also published as: JP2004232711A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、無段変速機を備えた車両の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のこの種の制御装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この無段変速機は、エンジンに連結された駆動プーリ、駆動輪に連結された従動プーリ、両プーリ間で動力を伝達するための伝達ベルト、および油圧制御弁を備えている。駆動プーリは、可動部および固定部を有している。可動部は、エンジンに連結されたプーリシャフトに、その軸線方向に移動可能にかつ回転不能に取り付けられている。固定部は、プーリシャフトに固定され、可動部と対向している。これらの可動部、固定部およびプーリシャフトによってＶ字状の溝が形成されている。従動プーリは駆動プーリと同様に構成されている。伝達ベルトは、駆動プーリおよび従動プーリの溝に巻き掛けられている。また、駆動プーリおよび従動プーリの可動部には、エンジンを駆動源とする油圧ポンプが、油圧制御弁を介して接続されている。この油圧制御弁がエンジンの運転状態に応じて制御されることによって、油圧ポンプから駆動プーリおよび従動プーリの可動部の少なくとも一方に供給される油圧が制御される。それにより、可動部が移動し、溝の有効径が変化することによって、変速比が無段階に制御されるとともに、伝達ベルトが滑らないように固定部との間で挟持される。
【０００３】
また、この制御装置では、無段変速機の変速比が減速側に変化している場合において、エンジンの回転数と従動プーリの回転数との比などに基づいて算出される目標イナーシャトルクが大きく、かつ車速が低いときに、上述した伝達ベルトの挟持力を増加させる。このような状況では、従動プーリのトルクが増大側に大きく変化するため、伝達ベルトに負荷がかかり、伝達ベルトが滑るおそれがあるので、これを防止するためである。
【０００４】
【特許文献１】
特開平９−１１２６７４号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上述した従来の制御装置によれば、伝達ベルトに大きな負荷がかかっている状態で、伝達ベルトの挟持力を増加させるので、伝達ベルトにさらに負荷がかかり、その寿命が短くなってしまう。また、伝達ベルトの挟持力を増加させる分、油圧ポンプの出力を増加させなければならない。さらに、目標イナーシャトルクが、エンジンの回転数と従動プーリの回転数との比などに基づいて算出されるとともに、その結果に応じた油圧の制御によって伝達ベルトが挟持されるので、その制御に遅れが生じることは避けられない。このため、油圧ポンプの油圧を常時高めに設定することが必要となり、これを駆動するエンジンの燃費が悪化するとともに、寿命をさらに縮めてしまう。この問題を解決するために、トルク伝達容量の大きな無段変速機を採用することも考えられるが、その場合には、装置の大型化および高コスト化を招く。また、従来、アクセルペダルの急激な踏み込みやその解除を行った際のギクシャク感を抑制するために、クラッチを滑らせることも知られている。しかし、その場合には、クラッチの滑り後にこれを再締結する際のエンジンの回転数の低下によるイナーシャトルクに対応するために、やはり油圧ポンプの圧力を常時高めに設定する必要があり、したがって、上記と同様の問題が生じる。
【０００６】
本発明は、このような課題を解決するためになされたものであり、伝達ベルトの滑りを防止しながら、伝達ベルトの寿命を延ばすことができるとともに、燃費を向上させることができる車両の制御装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
この目的を達成するため、請求項１による発明は、車両３に搭載された内燃機関（実施形態における（以下、本項において同じ）エンジン４）および駆動輪７，７にそれぞれ連結され、有効径ＰＤＲＤ、ＰＤＮＤが可変の駆動プーリ２２および従動プーリ２３と、駆動プーリ２２および従動プーリ２３に巻き掛けられた伝達ベルト２４と、を備え、駆動プーリ２２および従動プーリ２３の少なくとも一方の有効径ＰＤＲＤ、ＰＤＮＤを変化させることによって、内燃機関の動力を無段階に変速して駆動輪７，７に伝達する無段変速機２０と、駆動プーリ２２および従動プーリ２３に、有効径ＰＤＲＤ、ＰＤＮＤを変化させるための作動油圧（駆動側作動油圧ＤＲＯＩＬ、従動側作動油圧ＤＮＯＩＬ）を供給する油圧ポンプ２８ａと、内燃機関と駆動輪７，７との間に設けられた摩擦式のクラッチ（発進クラッチ３０）とを有する車両の制御装置１であって、作動油圧を設定する作動油圧設定手段（ＥＣＵ２、図５のステップ８１）と、クラッチによって伝達すべきクラッチ伝達トルク（目標油圧ＰＣＣＭＤＬ）を設定するクラッチ伝達トルク設定手段（ＥＣＵ２、図９のステップ５２、５５、５７、５９、６２）と、内燃機関から出力された出力トルクの変化量（スロットル弁開度の偏差ＤＴＨ）を検出する出力トルク変化量検出手段（ＥＣＵ２、図７のステップ２１、２２）と、クラッチの滑り度合（滑り率ＥＳＣ）を検出するクラッチ滑り量検出手段（ＥＣＵ２、従動側プーリ回転数センサ４５、アイドラ軸回転数センサ４６）と、を備え、クラッチ伝達トルク設定手段は、出力トルク変化量検出手段によって検出された出力トルクの変化量が所定値（第１所定値ＹＤＴＨＴＱＰ、第２所定値ＹＤＴＨＴＱＭ）よりも大きいときに、クラッチを滑らせるようにクラッチ伝達トルクを低減し（図９のステップ５３、５５）、このクラッチ伝達トルクの低減後、検出されたクラッチの滑り度合が大きいほど、漸増量（補正加算項ΔＰＣ）をより小さな値に設定する（図９のステップ６１、図１０）とともに、設定された漸増量でクラッチ伝達トルクを漸増させ（図９のステップ６２）、作動油圧設定手段は、出力トルクの変化量が所定値よりも大きいときに、作動油圧を、クラッチ伝達トルクが大きいほどより大きくなるように設定する（図１３のステップ９４、９７〜９９、図５のステップ８１）ことを特徴とする。
【０００８】
この車両の制御装置によれば、駆動プーリおよび従動プーリを駆動するための油圧ポンプの作動油圧が、作動油圧設定手段によって設定されるとともに、クラッチによって伝達すべきクラッチ伝達トルクが、クラッチ伝達トルク設定手段によって設定される。また、内燃機関の出力トルクの変化量が所定値よりも大きいときに、クラッチ伝達トルクを、クラッチを滑らせるように低減する。このように出力トルクが急激に変化したときに、クラッチを滑らせるので、内燃機関の出力トルクがクラッチの部分で逃がされる。したがって、急激に変動した出力トルクを、そのまま無段変速機を介して伝達する必要がなくなるので、伝達ベルトの滑りを防止できるとともに、伝達ベルトの負荷を軽減でき、それにより、従来と異なり、伝達ベルトの滑り防止のために、作動油圧を高める必要がなくなる。したがって、伝達ベルトの寿命を延ばせるとともに、油圧ポンプの駆動源として、内燃機関を直接的または間接的に用いる場合には、燃費を向上させることができる。さらに、クラッチの滑り制御によって、アクセルペダルの急激な踏み込みやその解除を行った際のギクシャク感は発生せず、ドライバビリティーを維持できる。
【０００９】
また、内燃機関の出力トルクの変化量が所定値よりも大きいとき、すなわちクラッチを滑らせたときに、上記の作動油圧が、クラッチ伝達トルクが大きいほどより大きくなるように設定される。したがって、減少したクラッチ伝達トルクに応じて作動油圧を減少側に過不足なく設定でき、それにより、燃費をさらに向上させることができる。
さらに、クラッチ伝達トルクの低減によりクラッチを滑らせた後に、検出されたクラッチの滑り度合が大きいほど、漸増量をより小さな値に設定するとともに、設定された漸増量でクラッチ伝達トルクを漸増させる。したがって、クラッチ伝達トルクを、クラッチの滑り度合が大きい初期にはより小さな値に設定し、クラッチの滑り度合が小さくなるにつれて徐々に増加させることができ、クラッチを滑らかにつなぐことができる。したがって、クラッチを急激につなぐことによるイナーシャトルクの発生を回避でき、それに対応するために従来行われていた作動油圧の高設定も不要になる。
【００１０】
請求項２に係る発明は、請求項１に記載の車両の制御装置において、クラッチ伝達トルク設定手段は、クラッチ伝達トルクの低減の開始後、所定時間（第２所定時間ＴＭＲＥＦ）が経過したときに（図９のステップ５８：ＹＥＳ）、クラッチ伝達トルクの漸増を行うことを特徴とする。
【００１１】
この構成によれば、クラッチ伝達トルクの低減の開始後、所定時間が経過したときに、クラッチ伝達トルクを漸増させる。これにより、急激に変動した内燃機関の出力が落ち着くのを待ってから、クラッチを滑らかにつなぐので、上記のイナーシャトルクの発生をより確実に回避できる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照しながら、本発明の一実施形態に係る車両の制御装置について説明する。図１は、本実施形態に係る制御装置１が適用される車両３の駆動系の概略構成を示しており、図２は、制御装置１および駆動系の油圧回路２８の概略構成を示している。
【００１３】
図１に示すように、この車両３の駆動系では、動力源としてのエンジン４（内燃機関）は、前後進切換機構１０、ベルト式の無段変速機２０、発進クラッチ３０（摩擦式のクラッチ）および差動ギヤ機構６などを介して駆動輪７，７に連結されており、以上の構成により、エンジン４のトルクが駆動輪７，７に伝達される。
【００１４】
前後進切換機構１０は、入力軸１１と、この入力軸１１に取り付けられた遊星歯車装置１２などを備えている。入力軸１１は、一端部がフライホイール５を介してエンジン４のクランクシャフト４ａに連結されているとともに、中空状のメインシャフト２１に回転自在に貫通している。遊星歯車装置１２は、サンギヤ１２ａと、サンギヤ１２ａに噛み合う複数（例えば４つ）のピニオンギヤ１２ｂを回転自在に支持するキャリア１２ｄと、各ピニオンギヤ１２ｂに噛み合うリングギヤ１２ｃなどで構成されている。
【００１５】
サンギヤ１２ａは、入力軸１１と一体に設けられており、入力軸１１のサンギヤ１２ａよりもエンジン４側の部分は、フォワードクラッチ１３のインナプレート１３ａに連結されている。また、フォワードクラッチ１３のアウタプレート１３ｂは、リングギヤ１２ｃおよびメインシャフト２１と連結されている。このフォワードクラッチ１３の締結・遮断は、後述するＥＣＵ２によって制御される。また、キャリヤ１２ｄには、リバースブレーキ１４が連結されている。このリバースブレーキ１４の作動もまた、ＥＣＵ２によって制御される。
【００１６】
以上の構成により、前後進切換機構１０では、車両３の前進時には、リバースブレーキ１４が解放され、フォワードクラッチ１３が締結されることによって、入力軸１１とメインシャフト２１が直結され、入力軸１１の回転がそのままメインシャフト２１に伝達されるとともに、各ピニオンギヤ１２ｂは、その軸を中心として回転せずに、キャリヤ１２ｄが入力軸１１と一体になって同方向に空回りする。以上のように、車両３の前進時には、メインシャフト２１が入力軸１１と同方向に同回転数で回転する。
【００１７】
一方、車両３の後進時には、上記とは逆に、フォワードクラッチ１３が遮断され、リバースブレーキ１４がロックされることによって、キャリヤ１２ｄが回転不能にロックされる。それにより、入力軸１１の回転が、サンギヤ１２ａおよびピニオンギヤ１２ｂを介してリングギヤ１２ｃに伝達されることによって、リングギヤ１２ｃおよびこれに連結されたメインシャフト２１が、入力軸１１と反対方向に回転する。このように、車両３の後進時には、メインシャフト２１が入力軸１１と反対方向に回転する。
【００１８】
無段変速機２０は、いわゆるベルトＣＶＴ方式のものであり、上記メインシャフト２１、駆動プーリ２２、従動プーリ２３、伝達ベルト２４、カウンタシャフト２５、駆動プーリ幅可変機構２６および従動プーリ幅可変機構２７などによって構成されている。
【００１９】
駆動プーリ２２は、円錐台形状の可動部２２ａおよび固定部２２ｂを有している。可動部２２ａは、メインシャフト２１に、その軸線方向に移動可能でかつ相対的に回転不能に取り付けられており、固定部２２ｂは、可動部２２ａと対向するように配置され、メインシャフト２１に固定されている。また、可動部２２ａおよび固定部２２ｂの互いの対向面はそれぞれ、斜面状に形成され、それにより、可動部２２ａよび固定部２２ｂの間には、伝達ベルト２４を巻き掛けるためのＶ字状のベルト溝が形成されている。
【００２０】
駆動プーリ幅可変機構２６は、駆動プーリ２２のプーリ幅を変更することによって、その有効径ＰＤＲＤ（図３参照）を変化させるものであり、可動部２２ａ内に形成されたＤＲ（駆動側）油室２６ａと、このＤＲ油室２６ａに供給される油圧を制御するためのＤＲ電磁弁２６ｂと、可動部２２ａを固定部２２ｂ側に付勢するリターンスプリング（図示せず）などを備えている。
【００２１】
図２に示すように、ＤＲ電磁弁２６ｂは、油圧回路２８の油圧ポンプ２８ａとＤＲ油室２６ａとの間に設けられ、これらに油路２８ｂ，２８ｂを介してそれぞれ接続されている。油圧ポンプ２８ａは、エンジン４のクランクシャフト４ａに連結されており、エンジン４の運転中、クランクシャフト４ａに駆動されることで、油圧を吐出する。これにより、エンジン４の運転中、油圧ポンプ２８ａから吐出された油圧が、油路２８ｂを介してＤＲ電磁弁２６ｂに常に供給される。
【００２２】
ＤＲ電磁弁２６ｂは、ソレノイドとスプール弁（いずれも図示せず）を組み合わせた常開タイプのもので、その弁開度をリニアに設定できるように構成されている。また、ＤＲ電磁弁２６ｂは、ＥＣＵ２で制御されることによって、油圧ポンプ２８ａから油路２８ｂを介してＤＲ油室２６ａに供給される油圧を、駆動側作動油圧ＤＲＯＩＬ（作動油圧）になるように制御する。
【００２３】
以上の構成により、駆動プーリ幅可変機構２６では、エンジン４の運転中、ＤＲ電磁弁２６ｂがＥＣＵ２で制御されることによって、可動部２２ａが軸線方向に駆動される。それにより、可動部２２ａが伝達ベルト２４を固定部２２ｂに押しつける力が制御されることで、駆動プーリ２２の有効径ＰＤＲＤは、図３（ａ）に示す低速側変速比用の小さな径と、図３（ｂ）に示す高速側変速比用の大きな径との間で無段階に変更される。また、ＤＲ電磁弁２６ｂによるＤＲ油室２６ａへの油圧の供給が停止されている場合、駆動プーリ２２は、リターンスプリングの付勢力と伝達ベルト２４の張力とが釣り合うような有効径ＰＤＲＤに保持される。
【００２４】
また、従動プーリ２３は、上記駆動プーリ２２と同様に構成されている。すなわち、従動プーリ２３は、円錐台形状の可動部２３ａおよび固定部２３ｂを有している。可動部２３ａは、カウンタシャフト２５に、その軸線方向に移動可能にかつ回転不能に取り付けられており、固定部２３ｂは、可動部２３ａと対向するように配置され、カウンタシャフト２５に固定されている。また、可動部２３ａおよび固定部２３ｂの互いの対向面はそれぞれ、斜面状に形成され、それにより、可動部２３ａよび固定部２３ｂの間には、伝達ベルト２４を巻き掛けるためのＶ字状のベルト溝が形成されている。伝達ベルト２４は、金属製のものであり、両プーリ２２，２３のベルト溝に嵌った状態で両プーリ２２，２３に巻き掛けられている。
【００２５】
前記従動プーリ幅可変機構２７は、従動プーリ２３のプーリ幅を変更することによって、その有効径ＰＤＮＤ（図４参照）を変化させるものであり、駆動プーリ幅可変機構２６と同様に構成されている。すなわち、従動プーリ幅可変機構２７は、上記可動部２３ａ内に形成されたＤＮ（従動側）油室２７ａと、このＤＮ油室２７ａに供給される油圧を制御するためのＤＮ電磁弁２７ｂと、可動部２３ａを固定部２３ｂ側に付勢するリターンスプリング（図示せず）などを備えている。
【００２６】
ＤＮ電磁弁２７ｂは、油圧回路２８の油圧ポンプ２８ａと可動部２３ａのＤＮ油室２７ａとの間に設けられ、これらに油路２８ｂ，２８ｂを介してそれぞれ接続されている。それにより、エンジン４の運転中、油圧ポンプ２８ａから吐出された油圧が、油路２８ｂを介してＤＮ電磁弁２７ｂに常に供給される。このＤＮ電磁弁２７ｂは、ＤＲ電磁弁２６ｂと同様に、ソレノイドとスプール弁（いずれも図示せず）を組み合わせた常開タイプのリニア電磁弁である。また、ＤＮ電磁弁２７ｂは、ＥＣＵ２で制御されることによって、油圧ポンプ２８ａから油路２８ｂを介してＤＮ油室２７ａに供給される油圧を、従動側作動油圧ＤＮＯＩＬ（作動油圧）になるように制御する。
【００２７】
以上の構成により、この従動プーリ幅可変機構２７では、エンジン４の運転中、ＤＮ電磁弁２７ｂがＥＣＵ２で制御されることで、可動部２３ａが軸線方向に駆動される。それにより、可動部２３ａが伝達ベルト２４を固定部２３ｂに押しつける力が制御されることで、従動プーリ２３の有効径ＰＤＮＤは、図４（ａ）に示す低速側変速比用の大きな径と、図４（ｂ）に示す高速側変速比用の小さな径との間で無段階に変更される。また、ＤＮ電磁弁２７ｂによるＤＮ油室２７ａへの油圧供給が停止されている場合、従動プーリ２３は、リターンスプリングの付勢力と伝達ベルト２４の張力とが釣り合うような有効径ＰＤＮＤに保持される。
【００２８】
以上のように、無段変速機２０では、２つの電磁弁２６ｂ、２７ｂがＥＣＵ２により制御されることによって、２つのプーリ２２および２３の有効径ＰＤＲＤおよびＰＤＮＤが無段階に変更され、それにより、駆動プーリ２２の駆動プーリ回転数ＮＤＲと従動プーリ２３の従動プーリ回転数ＮＤＮとの比である変速比ＲＡＴＩＯ（＝ＮＤＲ／ＮＤＮ）が、無段階に制御される。具体的には、変速比ＲＡＴＩＯが所定範囲（例えば、０．４〜２．５）内の値になるように制御される。
【００２９】
また、前記発進クラッチ３０は、油圧の供給により締結・遮断が制御される油圧制御式の摩擦式多板クラッチであり、多数のインナプレート３１および多数のアウタプレート３２と、これらのプレート３１，３２の間を締結・遮断するクラッチ締結機構３３と、両プレート３１，３２を、これらの間が遮断される方向に付勢する図示しないリターンスプリングなどを備えている。これらのインナプレート３１は、カウンタシャフト２５上に回転自在に設けられたギヤ３４に連結されており、このギヤ３４の回転に従って、これと一体に回転する。また、アウタプレート３２は、カウンタシャフト２５に連結されており、カウンタシャフト２５の回転に従って、これと一体に回転する。
【００３０】
クラッチ締結機構３３は、クラッチ油室３３ａおよびＳＣ電磁弁３３ｂなどで構成されている。図２に示すように、ＳＣ電磁弁３３ｂは、油圧回路２８の油圧ポンプ２８ａとクラッチ油室３３ａの間に設けられ、これらに油路２８ｂ，２８ｂを介してそれぞれ接続されている。
【００３１】
このＳＣ電磁弁３３ｂは、ソレノイドとスプール弁（いずれも図示せず）を組み合わせた常閉タイプもので、その弁開度をリニアに設定できるようなリニア電磁弁として構成されている。また、ＳＣ電磁弁３３ｂは、ＥＣＵ２で制御されることによって、油圧ポンプ２８ａから油路２８ｂを介してクラッチ油室３３ａに供給される油圧を、目標油圧ＰＣＣＭＤＬ（クラッチ伝達トルク）になるように制御する。また、ギヤ３４は、アイドラ軸３５上に設けられた大小のアイドラギヤ３５ａ，３５ｂを介して、差動ギヤ機構６のギヤ６ａに噛み合っている。
【００３２】
以上の構成により、エンジン４の運転中、ＳＣ電磁弁３３ｂがＥＣＵ２の制御によって励磁されると、クラッチ油室３３ａに油圧が供給され、インナプレート３１とアウタプレート３２との間に摩擦力が発生することで、発進クラッチ３０が締結される。その結果、カウンタシャフト２５の回転およびトルクが駆動輪７，７に伝達される。その際、発進クラッチ３０では、クラッチ油室３３ａに供給される油圧が大きいほど、発進クラッチ３０の締結力がより大きくなり、油圧の供給が停止されると、リターンスプリングの付勢力により、発進クラッチ３０が遮断状態に保持される。
【００３３】
また、エンジン４の吸気管４ｂには、スロットル弁８が設けられており、このスロットル弁８は、直流モータで構成されたモータ９の回転軸に接続されている。スロットル弁６の開度（以下「スロットル弁開度」という）ＴＨは、モータ９に供給する駆動電流のデューティ値をＥＣＵ２で制御することによって、制御される。
【００３４】
また、ＥＣＵ２には、クランク角センサ４０、スロットル弁開度センサ４１、吸気管内絶対圧センサ４２、アクセル開度センサ４３、駆動側プーリ回転数センサ４４、従動側プーリ回転数センサ４５（クラッチ滑り量検出手段）、アイドラ軸回転数センサ４６（クラッチ滑り量検出手段）およびシフト位置センサ４７が電気的に接続されている。
【００３５】
クランク角センサ４０は、マグネットロータおよびＭＲＥピックアップ（いずれも図示せず）を組み合わせて構成されており、クランクシャフト４ａの回転に伴い、パルス信号であるＣＲＫ信号をＥＣＵ２に出力する。このＣＲＫ信号は、所定のクランク角（例えば３０゜）ごとに１パルスが出力され、ＥＣＵ２は、このＣＲＫ信号に基づき、エンジン４のエンジン回転数ＮＥを算出する。
【００３６】
スロットル弁開度センサ４１はスロットル弁開度ＴＨを、吸気管内絶対圧センサ４２はエンジン４の吸気管４ｂ内の絶対圧である吸気管内絶対圧ＰＢＡを、アクセル開度センサ４３は車両３の図示しないアクセルペダルの踏み込み量であるアクセル開度ＡＰをそれぞれ検出して、その検出信号をＥＣＵ２に送る。また、ＥＣＵ２は、アクセル開度ＡＰに応じてスロットル弁開度ＴＨを制御する。
【００３７】
また、駆動側プーリ回転数センサ４４は駆動プーリ２２の回転数である駆動側プーリ回転数ＮＤＲを、従動側プーリ回転数センサ４５は従動プーリ２３の回転数である従動側プーリ回転数ＮＤＮを、アイドラ軸回転数センサ４６はアイドラ軸３５の回転数であるアイドラ軸回転数ＮＤＩをそれぞれ検出して、その検出信号をＥＣＵ２に送る。ＥＣＵ２は、駆動側プーリ回転数ＮＤＲおよび従動側プーリ回転数ＮＤＮに基づいて、変速比ＲＡＴＩＯを算出する。また、ＥＣＵ２は、従動側プーリ回転数ＮＤＮおよびアイドラ軸回転数ＮＤＩに基づいて、発進クラッチ３０の滑り率ＥＳＣ（クラッチの滑り度合）を算出するとともに、アイドラ軸回転数ＮＤＩに基づいて、車速ＶＰを算出する。
【００３８】
また、シフト位置センサ４７は、図示しないシフトレバーの位置が「Ｐ」「Ｒ」「Ｎ」「Ｄ」「Ｓ（スポーツ）」「Ｌ」のいずれのシフトレンジにあるかを検出して、それを表すＰＯＳＩ信号をＥＣＵ２に送る。なお、Ｓレンジは、前進走行用のシフトレンジであり、シフトレバーがこのＳレンジにある場合、変速比ＲＡＴＩＯはＤレンジよりも若干高い値に制御される。
【００３９】
ＥＣＵ２は、本実施形態において、作動油圧設定手段、クラッチ伝達トルク設定手段、出力トルク変化量検出手段およびクラッチ滑り量検出手段を構成するものであり、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭおよびＩ／Ｏインターフェースなどからなるマイクロコンピュータで構成されており、前述した各種のセンサ４０〜４７から入力される検出信号に応じて、前述した駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬ、ならびに目標油圧ＰＣＣＭＤＬを設定し、駆動プーリ２２から従動プーリ２３に伝達すべき駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭ、および従動プーリ２３から駆動輪７，７に伝達すべき従動側伝達トルクＴＱＤＮＢＬＴＭを算出するとともに、変速比ＲＡＴＩＯを制御するための目標変速比ＲＡＴＴＧＴを設定し、無段変速機２０の変速動作を制御する。
【００４０】
図５は、作動油圧設定処理を示すフローチャートである。そのステップ８１では、駆動側作動油圧ＤＲＯＩＬを駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭに応じて設定するとともに、従動側作動油圧ＤＮＯＩＬを従動側伝達トルクＴＱＤＮＢＬＴＭに応じて設定する。これらの駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬは、駆動側および従動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭおよびＴＱＤＮＢＬＴＭが大きいほどより大きな値に設定される。これは、駆動プーリ２２および従動プーリ２３が伝達すべきトルクが大きいほど、伝達ベルト２４が滑るおそれが高いので、駆動プーリ２２および従動プーリ２３が伝達ベルト２４を挟み込む力を増加させることで、伝達ベルト２４の滑りを防止するためである。
【００４１】
図６は、変速機伝達トルク算出処理を示すフローチャートである。本処理は、駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭおよび従動側伝達トルクＴＱＤＮＢＬＴＭを算出するものであり、所定時間（例えば１０ｍｓｅｃ）ごとに実行される。まず、ステップ１では、余裕トルク補正項算出処理を実行する。この処理では、余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰが後述するように算出される。次いで、ステップ２では、この余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰなどを用いて、駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭを、次式（１）によって算出する。
ＴＱＤＲＢＬＴＭ＝ＴＱＤＲＢＬＴＦ＋ＴＱＭＡＲＧＰ ……（１）
ここで、ＴＱＤＲＢＬＴＦは、エンジン回転数ＮＥおよび吸気管内絶対圧ＰＢＡに応じて設定される駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭの基本値である。
【００４２】
次いで、ステップ３では、従動側伝達トルクＴＱＤＮＢＬＴＭを、余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰおよび変速比ＲＡＴＩＯなどを用いて、次式（２）によって算出し、本プログラムを終了する。
ＴＱＤＮＢＬＴＭ＝ＴＱＤＮＢＬＴＦ＋ＴＱＭＡＲＧＰ・ＲＡＴＩＯ
……（２）
ここで、ＴＱＤＮＢＬＴＦは、前記ステップ２で算出された駆動側伝達トルクの基本値ＴＱＤＲＢＬＴＦに変速比ＲＡＴＩＯを乗算した値として設定される、従動側伝達トルクＴＱＤＮＢＬＴＭの基本値である。
【００４３】
図７は、図６のステップ１で実行される余裕トルク補正項算出処理のサブルーチンを示すフローチャートである。まず、ステップ１１では、悪路判定処理を実行する。図８は、この悪路判定処理のサブルーチンを示すフローチャートである。まず、ステップ３１では、前回時および今回時に検出された車速ＶＰの偏差である車速変化量の今回値ＤＴＶと前回値ＤＴＶ０との偏差を、変化量偏差ＤＤＴＶとして設定する。次いで、今回得られた車速変化量ＤＴＶをその前回値ＤＴＶ０としてシフトする（ステップ３２）。
【００４４】
次に、ポインタ値ＣＴＤＤＴＶが所定値ＹＤＤＴＶＢＦ（例えば８）よりも小さいか否かを判別する（ステップ３３）。この答がＹＥＳのときには、ポインタ値ＣＴＤＤＴＶをインクリメントし（ステップ３４）、ステップ３５に進む。また、この答がＮＯのときには、このステップ３４をスキップし、ステップ３５に進む。なお、ポインタ値ＣＴＤＤＴＶは、エンジン４の始動時に値０に設定される。
【００４５】
このステップ３５および３６ではそれぞれ、スロットル弁開度ＴＨが所定の第１および第２の判定開度ＹＴＨＡＫＵＬ、ＹＴＨＡＫＵＨで規定される範囲内にあるか否か、および前記ステップ３１で設定された変化量偏差の絶対値｜ＤＤＴＶ｜が所定値ＹＤＤＴＶＡＫＵ以上であるか否かを判別する。この所定値ＹＤＤＴＶＡＫＵは、車両３が舗装された路面を走行している場合において、スロットル弁８が上記の所定範囲内にあるときに、車両３の加速度の変化量がとるべき範囲よりも大きな値に設定されている。
【００４６】
ステップ３５および３６の答のいずれかがＮＯのときには、車両３が悪路を走行していないと仮判定し、バッファＤＤＴＶＢＦのビットをシフトするとともに、０ビットに値０をセットし（ステップ３７）、ステップ３９に進む。
【００４７】
一方、ステップ３５および３６の答がいずれもＹＥＳで、スロットル弁開度ＴＨが上記の所定の範囲内にあり、かつ変化量の絶対値｜ＤＤＴＶ｜が所定値ＹＤＤＴＶＡＫＵ以上であるときには、車両３が悪路を走行していると仮判定し、バッファＤＤＴＶＢＦのビットをシフトするとともに、０ビットに値１をセットし（ステップ３８）、ステップ３９に進む。
【００４８】
このステップ３９では、ポインタ値ＣＴＤＤＴＶが、前記所定値ＹＤＤＴＶＢＦ以上であるか否かを判別する。この答がＮＯのときには、悪路判定フラグＦ＿ＡＫＵＲＯを「０」にセットし（ステップ４０）、本プログラムを終了する。
【００４９】
ステップ３９の答がＹＥＳで、前記３７または３８の実行により、バッファＤＤＴＶＢＦに所定値ＹＤＤＴＶＢＦ以上の数のデータが確保されたときには、所定値ＹＤＤＴＶＢＦに相当する数分の最新のデータの総和を悪路仮判定回数ＣＴＤＴＶＡＫＵとして設定する（ステップ４１）。
【００５０】
次いで、この悪路仮判定回数ＣＴＤＴＶＡＫＵが、所定回数ＹＣＴＡＫＵ（例えば４回）以上であるか否かを判別する（ステップ４２）。この答がＹＥＳで、所定値ＹＤＤＴＶＢＦに相当する時間内において、スロットル弁開度ＴＨが所定の範囲内にあり、かつ車速変化量ＤＴＶが大きく変化している状態が、所定回数ＹＣＴＡＫＵ以上、検出されており、このような状態が頻繁に検出されているので、車両３が悪路を走行しているとして、悪路判定フラグＦ＿ＡＫＵＲＯを「１」にセットし（ステップ４３）、本プログラムを終了する。なお、上記の所定回数ＹＣＴＡＫＵは、ヒステリシス付きの値に設定されている。
【００５１】
ステップ４２の答がＮＯのときには、車両３が悪路を走行していないとして、前記ステップ４０を実行し、本プログラムを終了する。
【００５２】
図７に戻り、前記ステップ１１に続くステップ１２では、シフトレバーの位置が走行レンジ、すなわち「Ｄ」「Ｓ」「Ｒ」のいずれかにあるか否かを判別する。この答がＮＯのときには、余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰを値０に設定し（ステップ１３）、ダウンカウント式のディレイタイマのタイマ値ＴＭＴＱＭＧＰを値０にセットし（ステップ１４）、本プログラムを終了する。一方、ステップ１２の答がＹＥＳで、シフトレバーの位置が走行レンジにあるときには、前述した発進クラッチ３０の滑り率ＥＳＣが、滑りが発生していない状態を表す所定滑り率ＥＳＣＲＥＦ（例えば１００％）であるか否かを判別する（ステップ１５）。
【００５３】
この答がＮＯで、発進クラッチ３０が滑っているときには、余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰが値０よりも大きいか否かを判別する（ステップ１６）。この答がＮＯのときには、余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰを比較的小さな初期値ＴＱ１（例えば２．０Ｎ・ｍ）に設定し（ステップ１７）、ディレイタイマのタイマ値ＴＭＴＱＭＧＰを第１所定時間ＹＴＴＱＭＴＩＮ（例えば０．６ｓｅｃ）にセットする（ステップ１８）とともに、ステップ１９に進む。また、前記ステップ１７を実行した後には、前記ステップ１６の答がＹＥＳになり、その場合には、前記ステップ１７および１８をスキップし、ステップ１９に進む。
【００５４】
このステップ１９では、前記ステップ１８で設定されたディレイタイマのタイマ値ＴＭＴＱＭＧＰが値０であるか否かを判別する。この答がＮＯのときには、そのまま本プログラムを終了する。一方、この答がＹＥＳで、ディレイタイマＴＭＴＱＭＧＰのセット後、第１所定時間ＹＴＴＱＭＴＩＮが経過したときには、そのときの余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰから所定の減算項ＹＤＴＱＭＡＲＧＰ（例えば０．０１ｋｇｆ・ｍ）を減算した値を、今回の余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰとして設定し（ステップ２０）、本プログラムを終了する。
【００５５】
一方、ステップ１５の答がＹＥＳで、発進クラッチ３０が滑っていないときには、スロットル弁開度ＴＨの今回値と前回値との偏差ＤＴＨ（出力トルクの変化量）がその第１所定値ＹＤＴＨＴＱＰ（例えば２０゜）（所定値）以上であり、かつスロットル弁開度ＴＨがその第１所定開度ＹＴＨＴＱＰ（例えば２０゜）以上であるか否かを判別する（ステップ２１）。これらの第１所定値ＹＤＴＨＴＱＰおよび第１所定開度ＹＴＨＴＱＰは、ヒステリシス付きの値にそれぞれ設定されている。
【００５６】
この答がＹＥＳで、スロットル弁開度ＴＨの偏差ＤＴＨが非常に大きく、かつスロットル弁開度ＴＨが非常に大きいとき（以下、このような状態を「チップイン」という）、すなわちスロットル弁８が急激に開弁したときには、エンジン４の出力の変化量が急激に増加しているとして、前記ステップ１６以降を実行し、本プログラムを終了する。一方、この答がＮＯのときには、スロットル開度ＴＨの偏差ＤＴＨが、負値である第２所定値ＹＤＴＨＴＱＭ（例えば−２０゜）（所定値）よりも小さく、かつスロットル弁開度ＴＨが、前記第１所定開度ＹＴＨＴＱＰよりも小さな第２所定開度ＹＴＨＴＱＭ（例えば１０゜）よりも小さいか否かを判別する（ステップ２２）。これらの第２所定値ＹＤＴＨＴＱＭおよび第２所定開度ＹＴＨＴＱＭもまた、ヒステリシス付きの値にそれぞれ設定されている。
【００５７】
この答がＹＥＳで、スロットル弁開度ＴＨの偏差ＤＴＨが負値で、その絶対値が非常に大きく、かつスロットル弁開度ＴＨが非常に小さいとき（以下、このような状態を「チップアウト」という）、すなわちスロットル弁８が急激に閉弁したときには、エンジン４の出力の変化量が急激に減少しているとして、前記ステップ１６以降を実行し、本プログラムを終了する。一方、この答がＮＯのときには、図８の悪路判定処理で設定された悪路判定フラグＦ＿ＡＫＵＲＯが「１」であるか否かを判別する（ステップ２３）。この答がＹＥＳで、車両３が悪路を走行していると判定されたときには、前記ステップ１６以降を実行し、本プログラムを終了する。
【００５８】
一方、ステップ２３の答がＮＯで、発進クラッチ３０が締結しており、チップインおよびチップアウト時でもなく、かつ車両３が悪路を走行していないと判定されたときには、前記ステップ１３以降を実行し、本プログラムを終了する。
【００５９】
以上のように、チップイン時、チップアウト時、車両３が悪路を走行していると判定されたとき、または発進クラッチ３０が滑っているときには、余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰを比較的小さな初期値ＴＱ１に設定する。そして、この余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰを、前式（１）、（２）に適用することによって、駆動側および従動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭおよびＴＱＤＮＢＬＴＭが若干、増加される。それにより、伝達ベルト２４の滑りを確実に防止することができる。また、この余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰは、第１所定時間ＹＴＴＱＭＴＩＮが経過するまでは、初期値ＴＱ１に保たれ、その後、減算項ＹＤＴＱＭＡＲＧＰの適用によって漸減される。
【００６０】
図９は、前述した発進クラッチ３０の締結力を制御するための目標油圧ＰＣＣＭＤＬを算出するＰＣＣＭＤＬ算出処理を示すフローチャートである。まず、ステップ５１では、図８の悪路判定処理で設定された悪路判定フラグＦ＿ＡＫＵＲＯが「１」であるか否かを判別する。この答がＹＥＳで、車両３が悪路を走行していると判定されたときには、目標油圧ＰＣＣＭＤＬを、その基本値ＰＣＣＭＤに値１．０よりも小さな所定の低減係数α（例えば０．８）を乗算した値に設定し（ステップ５２）、本プログラムを終了する。これにより、悪路判定時には、発進クラッチ３０の締結力が低減されることによって、発進クラッチ３０に滑りが生じる。なお、基本値ＰＣＣＭＤは、エンジントルクと変速比ＲＡＴＩＯと所定係数との積に、前述した発進クラッチ３０のリターンスプリングの付勢力を加算した値として設定されるものであり、これが目標油圧ＰＣＣＭＤＬに適用された場合には、十分な発進クラッチ３０の締結力が得られ、発進クラッチ３０の滑りは生じない。なお、エンジントルクは、エンジン回転数ＮＥおよび吸気管内絶対圧ＰＢＡに応じて設定される。
【００６１】
一方、ステップ５１の答がＮＯで、Ｆ＿ＡＫＵＲＯ＝０のときには、今回がチップインまたはチップアウトに移行した直後のループであるか否かを判別する（ステップ５３）。この答がＹＥＳのときには、ダウンカウント式のディレイタイマのタイマ値ＴＭＴＲＳを第２所定時間ＴＭＲＥＦ（例えば０．５ｓｅｃ）にセットする（ステップ５４）とともに、目標油圧ＰＣＣＭＤＬを、基本値ＰＣＣＭＤから所定値ＰＣＴＨ（例えば１ｋｇｆ／ｃｍ²）を減算した値である初期値に設定し（ステップ５５）、本プログラムを終了する。これにより、発進クラッチ３０の締結力が低減されることによって、発進クラッチ３０に滑りが生じる。
【００６２】
一方、ステップ５３の答がＮＯで、チップインまたはチップアウトへの移行直後でないときには、滑り率ＥＳＣが図７のステップ１５で用いた所定滑り率ＥＳＣＲＥＦであるか否かを判別する（ステップ５６）。この答がＮＯで、前記ステップ５５の実行により発進クラッチ３０が滑っているときには、前記ステップ５４でセットしたディレイタイマのタイマ値ＴＭＴＲＳが値０であるか否かを判別する（ステップ５８）。
【００６３】
この答がＮＯで、チップインまたはチップアウトへの移行後、第２所定時間ＴＭＲＥＦが経過していないときには、目標油圧の前回値ＰＣＣＭＤＬ０を今回値ＰＣＣＭＤＬとして設定し（ステップ５９）、本プログラムを終了する。一方、ステップ５８の答がＹＥＳのときには、目標油圧の前回値ＰＣＣＭＤＬ０が基本値ＰＣＣＭＤよりも小さいか否かを判別する（ステップ６０）。
【００６４】
この答がＹＥＳで、ＰＣＣＭＤＬ０＜ＰＣＣＭＤのときには、補正加算項ΔＰＣを算出する（ステップ６１）。この補正加算項ΔＰＣは、滑り率ＥＳＣに応じて、図１０に示すＥＳＣ−ΔＰＣテーブルを検索することによって算出される。このテーブルでは、補正加算項ΔＰＣは、滑り率ＥＳＣが所定滑り率ＥＳＣＲＥＦのときに最大値ＰＣＭＡＸ（例えば０．５ｋｇｆ／ｃｍ²）に設定され、滑り率ＥＳＣが所定滑り率ＥＳＣＲＥＦから遠ざかるほど、より小さな値にリニアに設定されている。
【００６５】
次いで、目標油圧の前回値ＰＣＣＭＤＬ０に、ステップ６１で算出された補正加算項ΔＰＣを加算した値を、目標油圧ＰＣＣＭＤＬとして算出し（ステップ６２）、本プログラムを終了する。
【００６６】
一方、前記ステップ６０の答がＮＯで、前記ステップ６２で算出された目標油圧ＰＣＣＭＤＬが基本値ＰＣＣＭＤに達したときには、目標油圧ＰＣＣＭＤＬを基本値ＰＣＣＭＤに設定し（ステップ５７）、本プログラムを終了する。
【００６７】
また、前記ステップ５６の答がＹＥＳで、発進クラッチ３０の滑りがなくなったときには、目標油圧ＰＣＣＭＤＬを基本値ＰＣＣＭＤに設定し（ステップ５７）、本プログラムを終了する。
【００６８】
以上のように、目標油圧ＰＣＣＭＤＬは、チップインまたはチップアウトが検出されたときに、基本値ＰＣＣＭＤから所定値ＰＣＴＨを減算した初期値に設定され、その後、第２所定時間ＴＭＲＥＦが経過するまでは、初期値に保持された後、補正加算項ΔＰＣが加算されることによって、基本値ＰＣＣＭＤに達するまで漸増される。
【００６９】
図１１は、無段変速機２０の変速比ＲＡＴＩＯを制御するための変速比制御処理を示すフローチャートである。まず、ステップ７１では、悪路判定フラグＦ＿ＡＫＵＲＯが「１」であるか否かを判別する。この答がＮＯのときには、車速ＶＰおよびスロットル弁開度ＴＨに応じてＣＶＴ変速マップを検索することによって、目標変速比ＲＡＴＴＧＴを設定する（ステップ７２）。また、設定された目標変速比ＲＡＴＴＧＴに実際の変速比ＲＡＴＩＯが一致するように、駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬを制御し（ステップ７３）、本プログラムを終了する。
【００７０】
一方、ステップ７１の答がＹＥＳで、車両３が悪路を走行していると判定されたときには、ＣＶＴ変速マップを検索するために用いられるスロットル弁開度ＴＨに、フィルタ処理を施す（ステップ７４）とともに、前記ステップ７２以降を実行し、本プログラムを終了する。このフィルタ処理は、加重平均や移動平均または一次フィルタなどによって行われる。その具体的な説明については省略する。
【００７１】
以上のように、本実施形態によれば、前記ステップ５３および５５の実行により、チップインおよびチップアウト時に、基本値ＰＣＣＭＤから所定値ＰＣＴＨを減算することにより、要求油圧ＰＣＣＭＤＬを低減し、発進クラッチ３０を滑らせるので、急激に変動したエンジン４の出力トルクを発進クラッチ３０の部分で逃がせる。したがって、急激に変動した出力トルクをそのまま無段変速機２０を介して伝達する必要がなくなるので、伝達ベルト２４の滑りを防止できるとともに、伝達ベルト２４の負荷を軽減でき、それにより、駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬを必要以上に高める必要がなくなる。したがって、伝達ベルト２４の寿命を延ばせるとともに、燃費を向上させることができる。また、発進クラッチ３０の滑り制御によって、アクセルペダルの急激な踏み込みやその解除を行った際のギクシャク感は発生せず、ドライバビリティーを維持できる。
【００７２】
また、前記ステップ６１および６２の実行により、要求油圧ＰＣＣＭＤＬを漸増させる補正加算項ΔＰＣを、滑り率ＥＳＣが所定滑り率ＥＳＣＲＥＦから遠ざかるほど、すなわち、発進クラッチ３０の滑り度合が大きいほど、より小さな値に設定することにより、要求油圧ＰＣＣＭＤＬを、発進クラッチ３０の滑り度合が大きい初期にはより小さな値に設定し、発進クラッチ３０の滑り度合が小さくなるにつれて徐々に増加させるので、発進クラッチ３０を滑らかにつなぐことができる。したがって、発進クラッチ３０を急激につなぐことによるイナーシャトルクの発生を回避できるので、駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬの高設定も不要になる。さらに、前記ステップ５８の実行により、急激に変動したエンジン４の出力が落ち着くのを待ってから、発進クラッチ３０を滑らかにつなぐので、上記のイナーシャトルクの発生をより確実に回避できる。
【００７３】
また、一般に、車両が凹凸の激しい悪路を走行している場合、凸部を乗り越えたときに、駆動輪が空転することによって、エンジンの回転数が急激に増加し、駆動輪が着地したときに、駆動輪が路面から大きな回転抵抗を受けることによって、イナーシャトルクが発生する。このイナーシャトルクにより、駆動プーリと従動プーリとの回転バランスがくずれることで、伝達ベルトに負荷がかかり、伝達ベルトが滑るおそれがある。これに対し、本実施形態によれば、図９の前記ステップ５１および５２の実行により、悪路判定時に、要求油圧ＰＣＣＭＤＬを、基本値ＰＣＣＭＤに低減係数αを乗算することによって低減することにより、発進クラッチ３０を滑らせるので、着地時に駆動輪７，７に発生したイナーシャトルクが、発進クラッチ３０の部分で逃がされ、エンジン４に伝達される度合を抑制できるので、エンジン回転数ＮＥの変動を抑制することができ、したがって、ドライバビリティーを向上させることができる。また、このようにイナーシャトルクを発進クラッチ３０の部分で逃がせるので、伝達ベルト２４の滑りを防止できるとともに、伝達ベルト２４の負荷を軽減でき、それにより、駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬを必要以上に高める必要がなくなる。したがって、伝達ベルト２４の寿命を延ばせるとともに、燃費を向上させることができる。
【００７４】
また、一般に、悪路では、車両が激しく揺れることによって、運転者の意図しないアクセルペダルの踏み込みおよびその解除が短い周期で繰り返される。このため、スロットル弁の開度をアクセルペダルの踏み込み状態に応じて制御し、このスロットル弁の開度に応じて無段変速機の変速比を制御する場合には、悪路走行時に、アクセルペダルの踏み込み動作に応じたスロットル弁の開度の制御が行われることで、スロットル弁の開度が変動し、それに応じて制御される変速比も変動するので、エンジンの回転数が変動し、その結果、ドライバビリティーが低下してしまう。これに対し、本実施形態では、前記ステップ７４の実行により、悪路判定時にＣＶＴ変速マップを検索するために用いられるスロットル弁開度ＴＨに、フィルタ処理を施しており、それにより、悪路走行に起因するアクセル開度ＡＰの変動によるスロットル弁開度ＴＨへの影響分を、このフィルタ処理で除去できる。それにより、スロットル弁開度ＴＨに応じて設定される目標変速比ＲＡＴＴＧＴの変動を防止でき、したがって、変速比ＲＡＴＩＯおよびエンジン回転数ＮＥを安定させることができる。
【００７５】
図１２は、図１１の変速比制御処理の変形例を示している。この処理は、本実施形態ではスロットル弁開度ＴＨをアクセル開度ＡＰに応じて制御することから、スロットル弁開度ＴＨの代わりに、アクセル開度ＡＰを補正するものである。まず、そのステップ８５では、悪路判定フラグＦ＿ＡＫＵＲＯが「１」であるか否かを判別する。この答がＮＯのときには、アクセル開度ＡＰに応じてスロットル弁開度ＴＨを制御する（ステップ８６）とともに、目標変速比ＲＡＴＴＧＴを前記ステップ７２と同様に設定し（ステップ８７）、前記ステップ７３と同様、実際の変速比ＲＡＴＩＯが算出された目標変速比ＲＡＴＴＧＴに一致するように、駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬを制御し（ステップ８８）、本プログラムを終了する。
【００７６】
一方、ステップ８５の答がＹＥＳで、車両３が悪路を走行していると判定されたときには、アクセル開度ＡＰに、フィルタ処理を施す（ステップ８９）とともに、前記ステップ８６以降を実行し、本プログラムを終了する。このフィルタ処理もまた、加重平均、移動平均または一次フィルタなどによって行われる。
【００７７】
このように、悪路判定時に、アクセル開度ＡＰにフィルタ処理を施すことによって、運転者の意図しないアクセルペダルの踏み込みまたは解除が行われても、それによるアクセル開度ＡＰの変動分をフィルタ処理で除去できるので、スロットル弁開度ＴＨが変動することがなく、したがって、この場合にも、変速比ＲＡＴＩＯおよびエンジン回転数ＮＥを安定させることができる。
【００７８】
次に、図１３を参照しながら、本発明の第２実施形態について説明する。本実施形態は、第１実施形態と比較して、変速機伝達トルク算出処理の内容のみが異なっているので、以下、この点について説明する。まず、ステップ９１では、滑り率ＥＳＣが所定滑り率ＥＳＣＲＥＦであるか否かを判別する。この答がＹＥＳで、発進クラッチ３０が滑りなく締結されているときには、ステップ９２および９３において、駆動側および従動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭおよびＴＱＤＮＢＬＴＭを、それぞれの基本値ＴＱＤＲＢＬＴＦおよびＴＱＤＮＢＬＴＦに設定し、本プログラムを終了する。これらの基本値ＴＱＤＲＢＬＴＦおよびＴＱＤＮＢＬＴＦは、図６の前記ステップ２および３と同様にして算出される。
【００７９】
一方、ステップ９１の答がＮＯで、発進クラッチ３０が滑っているときには、クラッチ伝達トルクＴＱＣＬを、目標油圧ＰＣＣＭＤＬに応じて算出する（ステップ９４）。このクラッチ伝達トルクＴＱＣＬは、発進クラッチ３０が駆動輪７，７に伝達すべきトルクであり、目標油圧ＰＣＣＭＤＬが大きいほど、より大きな値にリニアな関係で算出される。
【００８０】
次いで、悪路判定フラグＦ＿ＡＫＵＲＯが「１」であるか否かを判別する（ステップ９５）。この答がＮＯで、車両３が悪路を走行していないと判定されたときには、図９の前記ステップ５４でセットされたディレイタイマのタイマ値ＴＭＴＲＳが値０であるか否かを判別する（ステップ９６）。この答がＮＯで、チップインまたはチップアウトへの移行後、第２所定時間ＴＭＲＥＦが経過していないときには、クラッチ伝達トルクＴＱＣＬを駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭとして設定する（ステップ９７）。
【００８１】
一方、ステップ９６の答がＹＥＳのときには、クラッチ伝達トルクＴＱＣＬに所定の加算項βを加算した値を、駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭとして設定する（ステップ９８）。また、前記ステップ９５の答がＹＥＳで、車両３が悪路を走行していると判定されたときには、前記ステップ９６をスキップして、上記ステップ９８を実行する。
【００８２】
前記ステップ９７または９８に続くステップ９９では、従動側伝達トルクＴＱＤＮＢＬＴＭを、駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭに変速比ＲＡＴＩＯを乗算した値に設定し、本プログラムを終了する。
【００８３】
前述したように、チップイン、チップアウトまたは悪路判定時には、目標油圧ＰＣＣＭＤＬが低減される（図９の前記ステップ５２、５５）。そして、この目標油圧ＰＣＣＭＤＬに基づきクラッチ伝達トルクＴＱＣＬが算出され（前記ステップ９４）、それに応じて駆動側および従動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭおよびＴＱＤＮＢＬＴＭが設定され（前記ステップ９８、９９）、さらに、それに応じて駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬが設定される（図５の前記ステップ８１）。したがって、チップイン、チップアウトまたは悪路判定時に、減少した目標油圧ＰＣＣＭＤＬに応じて駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬを減少側に過不足なく設定でき、燃費を向上させることができる。
【００８４】
また、前記ステップ９６〜９９の実行により、チップインまたはチップアウトへの移行後、ディレイタイマの計時により、第２所定時間ＴＭＲＥＦが経過するまで、すなわち滑らせた発進クラッチ３０を再び締結させるまでは、駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭがクラッチ伝達トルクＴＱＣＬに設定され、その後に発進クラッチ３０を再び締結させ始めた以降は、クラッチ伝達トルクＴＱＣＬに加算項βを加算した値を駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭとして設定するので、発進クラッチ３０の再締結に伴うイナーシャトルクが発生しても、それによる伝達ベルト２４の滑りを確実に防止できるとともに、駆動側および従動側作動油圧ＤＲＯＩＬおよびＤＮＯＩＬが無駄に高められるのを防止でき、したがって、さらに燃費を向上させることができる。
【００８５】
次に、図１４を参照しながら、本発明の第３実施形態について説明する。本実施形態は、第１実施形態と比較して、第２実施形態と同様、変速機伝達トルク算出処理の内容のみが異なっているので、この点についてのみ説明する。まず、ステップ１０１では、余裕トルク補正項算出処理を図７と同様に実行する。次いで、ステップ１０２では、図６の前記ステップ２と同様に算出された駆動側伝達トルクの基本値ＴＱＤＲＢＬＴＦに余裕トルク補正項ＴＱＭＡＲＧＰを加算した値を、駆動側第１暫定値ＴＱＤＲＢＬＴαとして設定する。次に、この駆動側第１暫定値ＴＱＤＲＢＬＴαに変速比ＲＡＴＩＯを乗算した値を、従動側第１暫定値ＴＱＤＮＢＬＴαとして設定する（ステップ１０３）。
【００８６】
次いで、クラッチ伝達トルクＴＱＣＬを図１３のステップ９４と同様に算出し（ステップ１０４）、このクラッチ伝達トルクＴＱＣＬに所定の加算項γを加算した値を、駆動側第２暫定値ＴＱＤＲＢＬＴβとして設定する（ステップ１０５）とともに、この駆動側第２暫定値ＴＱＤＲＢＬＴβに変速比ＲＡＴＩＯを乗算した値を、従動側第２暫定値ＴＱＤＮＢＬＴβとして設定する（ステップ１０６）。
【００８７】
次いで、前記ステップ１０２および１０５でそれぞれ設定された駆動側第１暫定値ＴＱＤＲＢＬＴαと駆動側第２暫定値ＴＱＤＲＢＬＴβを比較し（ステップ１０７）、前者ＴＱＤＲＢＬＴαの方が大きいときには、これを駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭとして設定するとともに、従動側第１暫定値ＴＱＤＮＢＬＴαを従動側伝達トルクＴＱＤＮＢＬＴＭとして設定する（ステップ１０８）。一方、駆動側第２暫定値ＴＱＤＲＢＬＴβの方が大きいときには、これを駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭとして設定するとともに、従動側第２暫定値ＴＱＤＮＢＬＴβを従動側伝達トルクＴＱＤＮＢＬＴＭとして設定し（ステップ１０９）、本プログラムを終了する。
【００８８】
以上のように、本実施形態によれば、エンジン４の運転状態に応じて算出された駆動側第１暫定値ＴＱＤＲＢＬＴα、およびクラッチ伝達トルクＴＱＣＬに応じて算出された駆動側第２暫定値ＴＱＤＲＢＬＴβのうち、大きい方を駆動側伝達トルクＴＱＤＲＢＬＴＭとして採用するので、伝達ベルト２４の滑りを確実に防止することができる。
【００８９】
なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、本実施形態は、無段変速機２０よりも駆動輪７側に発進クラッチ３０を設けた車両３の例であるが、これに代えて、本発明を、エンジンと駆動プーリとの間に発進クラッチを設けた車両に適用してもよい。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。
【００９０】
【発明の効果】
以上のように、本発明の車両の制御装置によれば、伝達ベルトの滑りを防止しながら、伝達ベルトの寿命を延ばすことができるとともに、燃費を向上させることができるなどの効果を有する。
【図面の簡単な説明】
【図１】車両駆動系の構造線図である。
【図２】制御装置および駆動系の油圧回路の概略構成を示す図である。
【図３】駆動プーリの動作例を示す図である。
【図４】従動プーリの動作例を示す図である。
【図５】作動油圧設定処理を示すフローチャートである。
【図６】変速機伝達トルク算出処理を示すフローチャートである。
【図７】余裕トルク補正項算出処理を示すフローチャートである。
【図８】悪路判定処理を示すフローチャートである。
【図９】ＰＣＣＭＤＬ算出処理を示すフローチャートである。
【図１０】ＥＳＣ−ΔＰＣテーブルの一例を示す図である。
【図１１】変速比制御処理を示すフローチャートである。
【図１２】変速比制御処理の他の例を示すフローチャートである。
【図１３】本発明の第２実施形態における変速機伝達トルク算出処理を示すフローチャートである。
【図１４】本発明の第３実施形態における変速機伝達トルク算出処理を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１制御装置
２ＥＣＵ（作動油圧設定手段、クラッチ伝達トルク設定手段、出力トルク変化量検出手段、クラッチ滑り量検出手段）
３車両
４エンジン（内燃機関）
７，７駆動輪
２０無段変速機
２２駆動プーリ
２３従動プーリ
２４伝達ベルト
２８ａ油圧ポンプ
３０発進クラッチ（摩擦式のクラッチ）
４５従動側プーリ回転数センサ（クラッチ滑り量検出手段）
４６アイドラ軸回転数センサ（クラッチ滑り量検出手段）
ＰＤＲＤ有効径
ＰＤＮＤ有効径
ＥＳＣ滑り率（クラッチの滑り度合）
ＤＲＯＩＬ駆動側作動油圧（作動油圧）
ＤＮＯＩＬ従動側作動油圧（作動油圧）
ＰＣＣＭＤＬ目標油圧（クラッチ伝達トルク）
ＤＴＨスロットル弁開度の偏差（出力トルクの変化量）
ＹＤＴＨＴＱＰ第１所定値（所定値）
ＹＤＴＨＴＱＭ第２所定値（所定値）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle control apparatus including a continuously variable transmission.
[0002]
[Prior art]
As this type of conventional control device, for example, one disclosed in Patent Document 1 is known. The continuously variable transmission includes a drive pulley connected to the engine, a driven pulley connected to the drive wheel, a transmission belt for transmitting power between the two pulleys, and a hydraulic control valve. The drive pulley has a movable part and a fixed part. The movable part is attached to a pulley shaft connected to the engine so as to be movable in the axial direction and non-rotatable. The fixed part is fixed to the pulley shaft and faces the movable part. A V-shaped groove is formed by these movable part, fixed part and pulley shaft. The driven pulley is configured similarly to the drive pulley. The transmission belt is wound around the grooves of the drive pulley and the driven pulley. In addition, a hydraulic pump having an engine as a drive source is connected to movable parts of the drive pulley and the driven pulley via a hydraulic control valve. By controlling the hydraulic control valve according to the operating state of the engine, the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pump to at least one of the movable portion of the drive pulley and the driven pulley is controlled. As a result, the movable part moves and the effective diameter of the groove changes, whereby the transmission ratio is controlled steplessly and the transmission belt is sandwiched between the fixed part so as not to slip.
[0003]
Further, in this control device, when the gear ratio of the continuously variable transmission changes to the deceleration side, the target inertia torque calculated based on the ratio between the engine speed and the driven pulley speed is large. When the vehicle speed is low, the above-described transmission belt clamping force is increased. In such a situation, the torque of the driven pulley greatly changes to the increase side, so that a load is applied to the transmission belt and the transmission belt may slip, which is to prevent this.
[0004]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 9-112673
[Problems to be solved by the invention]
However, according to the above-described conventional control device, since the holding force of the transmission belt is increased in a state where a large load is applied to the transmission belt, further load is applied to the transmission belt, and the life thereof is shortened. Further, the output of the hydraulic pump must be increased by an amount corresponding to the increase in the holding force of the transmission belt. Further, the target inertia torque is calculated based on the ratio between the engine speed and the driven pulley speed, and the transmission belt is clamped by controlling the hydraulic pressure according to the result. It is inevitable that this occurs. For this reason, it is necessary to always set the hydraulic pressure of the hydraulic pump to be high, the fuel consumption of the engine that drives the hydraulic pump is deteriorated, and the life is further shortened. In order to solve this problem, it is conceivable to employ a continuously variable transmission having a large torque transmission capacity. In this case, however, the apparatus is increased in size and cost. Conventionally, it is also known that the clutch is slid in order to suppress a jerky feeling when the accelerator pedal is suddenly depressed or released. However, in that case, in order to cope with the inertia torque caused by the decrease in the engine speed when the clutch is re-engaged after slipping of the clutch, it is necessary to set the pressure of the hydraulic pump to be always high. The same problem as described above occurs.
[0006]
The present invention has been made to solve the above-described problems, and is a vehicle control device that can extend the life of the transmission belt and improve fuel efficiency while preventing the transmission belt from slipping. The purpose is to provide.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve this object, the invention according to claim 1 is connected to an internal combustion engine (an engine 4 in the embodiment (hereinafter, the same applies in this section)) and drive wheels 7 and 7 respectively mounted on a vehicle 3, and has an effective diameter. A drive pulley 22 and a driven pulley 23 having variable PDRD and PDND, and a transmission belt 24 wound around the drive pulley 22 and the driven pulley 23, and an effective diameter PDRD of at least one of the drive pulley 22 and the driven pulley 23; By changing the PDND, the effective diameters PDRD and PDND are changed in the continuously variable transmission 20 that continuously shifts the power of the internal combustion engine and transmits it to the drive wheels 7 and 7, the drive pulley 22 and the driven pulley 23. A hydraulic pump 28a for supplying a hydraulic pressure for driving (driving side hydraulic pressure DROIL, driven side hydraulic pressure DNOIL), and an internal combustion engine A control device 1 for a vehicle having a friction clutch (starting clutch 30) provided between the drive wheels 7 and 7, and an operating oil pressure setting means (ECU 2, step 81 in FIG. 5) for setting the operating oil pressure. ), Clutch transmission torque setting means (ECU2, steps 52, 55, 57, 59, 62 in FIG. 9) for setting clutch transmission torque (target hydraulic pressure PCCMDL) to be transmitted by the clutch, and output output from the internal combustion engine Output torque change amount detecting means (ECU2, steps 21 and 22 in FIG. 7) for detecting a torque change amount (throttle valve opening deviation DTH) and a clutch slip amount for detecting a clutch slip degree (slip rate ESC). Detecting means (ECU 2, driven pulley rotational speed sensor 45, idler shaft rotational speed sensor 46), and clutch transmission torque setting means When the change amount of the output torque detected by the torque change amount detection means is larger than a predetermined value (first predetermined value YDTHTQP, second predetermined value YDTHTQM), the clutch transmission torque is reduced so that the clutch slides (see FIG. 9 (steps 53 and 55), after the clutch transmission torque is reduced , the gradually increasing amount (correction addition term ΔPC) is set to a smaller value as the detected slip degree of the clutch is larger (step 61 of FIG. 9, FIG. 10) , the clutch transmission torque is gradually increased by the set incremental amount (step 62 in FIG. 9). When the change amount of the output torque is larger than the predetermined value, the operating oil pressure setting means The torque is set so as to increase as the torque increases (steps 94 and 97 to 99 in FIG. 13 and step 81 in FIG. 5).
[0008]
According to this vehicle control device, the hydraulic pressure of the hydraulic pump for driving the drive pulley and the driven pulley is set by the hydraulic pressure setting means, and the clutch transmission torque to be transmitted by the clutch is the clutch transmission torque setting. Set by means. Further, when the amount of change in the output torque of the internal combustion engine is larger than a predetermined value, the clutch transmission torque is reduced so as to slide the clutch. Since the clutch is slid when the output torque changes abruptly in this way, the output torque of the internal combustion engine is released at the clutch portion. Therefore, since it is not necessary to transmit the output torque that fluctuates rapidly through the continuously variable transmission, it is possible to prevent the transmission belt from slipping and to reduce the load of the transmission belt. There is no need to increase the hydraulic pressure to prevent belt slippage. Therefore, the life of the transmission belt can be extended, and fuel consumption can be improved when the internal combustion engine is used directly or indirectly as a drive source of the hydraulic pump. Furthermore, the clutch slip control does not cause a jerky feeling when the accelerator pedal is suddenly depressed or released, thereby maintaining drivability.
[0009]
Further, when the amount of change in the output torque of the internal combustion engine is larger than a predetermined value, that is, when the clutch is slid, the hydraulic pressure is set so as to increase as the clutch transmission torque increases. Accordingly, the operating oil pressure can be set to the decreasing side without excess or deficiency in accordance with the reduced clutch transmission torque, thereby further improving the fuel consumption.
Further, after the clutch is slid by reducing the clutch transmission torque , the incremental amount is set to a smaller value and the clutch transmission torque is gradually increased by the set incremental amount as the detected slip degree of the clutch is larger . Therefore, the clutch transmission torque can be set to a smaller value at the initial stage when the slipping degree of the clutch is large, and can be gradually increased as the slipping degree of the clutch becomes smaller, and the clutch can be smoothly connected. Therefore, the occurrence of inertia torque due to sudden engagement of the clutch can be avoided, and the high setting of the hydraulic pressure, which has been conventionally performed in order to cope with it, becomes unnecessary.
[0010]
According to a second aspect of the present invention, in the vehicle control apparatus according to the first aspect, the clutch transmission torque setting means is configured to execute a predetermined time (second predetermined time TMREF) after the start of the reduction of the clutch transmission torque. (Step 58 in FIG. 9: YES), the clutch transmission torque is gradually increased .
[0011]
According to this configuration , the clutch transmission torque is gradually increased when a predetermined time has elapsed after the start of the reduction of the clutch transmission torque. Thus, the clutch is smoothly engaged after waiting for the output of the rapidly fluctuating internal combustion engine to settle, so that the occurrence of the inertia torque can be avoided more reliably.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a vehicle control apparatus according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows a schematic configuration of a drive system of a vehicle 3 to which the control device 1 according to the present embodiment is applied, and FIG. 2 shows a schematic configuration of the control device 1 and a hydraulic circuit 28 of the drive system. .
[0013]
As shown in FIG. 1, in the drive system of the vehicle 3, an engine 4 (internal combustion engine) as a power source includes a forward / reverse switching mechanism 10, a belt type continuously variable transmission 20, a starting clutch 30 (friction type clutch). ) And the differential gear mechanism 6 and the like, and is connected to the drive wheels 7 and 7, and the torque of the engine 4 is transmitted to the drive wheels 7 and 7 by the above configuration.
[0014]
The forward / reverse switching mechanism 10 includes an input shaft 11 and a planetary gear device 12 attached to the input shaft 11. One end of the input shaft 11 is connected to the crankshaft 4 a of the engine 4 via the flywheel 5 and penetrates through the hollow main shaft 21 in a rotatable manner. The planetary gear device 12 includes a sun gear 12a, a carrier 12d that rotatably supports a plurality of (for example, four) pinion gears 12b that mesh with the sun gear 12a, a ring gear 12c that meshes with each pinion gear 12b, and the like.
[0015]
The sun gear 12 a is provided integrally with the input shaft 11, and a portion of the input shaft 11 closer to the engine 4 than the sun gear 12 a is connected to the inner plate 13 a of the forward clutch 13. Further, the outer plate 13 b of the forward clutch 13 is connected to the ring gear 12 c and the main shaft 21. Engagement / disconnection of the forward clutch 13 is controlled by an ECU 2 described later. A reverse brake 14 is connected to the carrier 12d. The operation of the reverse brake 14 is also controlled by the ECU 2.
[0016]
With the above configuration, in the forward / reverse switching mechanism 10, when the vehicle 3 moves forward, the reverse brake 14 is released and the forward clutch 13 is engaged, whereby the input shaft 11 and the main shaft 21 are directly connected, and the input shaft 11 The rotation is transmitted as it is to the main shaft 21, and each pinion gear 12 b does not rotate around its axis, and the carrier 12 d rotates together with the input shaft 11 in the same direction. As described above, when the vehicle 3 moves forward, the main shaft 21 rotates in the same direction as the input shaft 11 at the same rotational speed.
[0017]
On the other hand, when the vehicle 3 moves backward, contrary to the above, the forward clutch 13 is disconnected and the reverse brake 14 is locked, so that the carrier 12d is locked so as not to rotate. Thereby, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the ring gear 12c via the sun gear 12a and the pinion gear 12b, whereby the ring gear 12c and the main shaft 21 connected thereto rotate in the opposite direction to the input shaft 11. As described above, when the vehicle 3 moves backward, the main shaft 21 rotates in the direction opposite to the input shaft 11.
[0018]
The continuously variable transmission 20 is of the so-called belt CVT type, and is the main shaft 21, the drive pulley 22, the driven pulley 23, the transmission belt 24, the counter shaft 25, the drive pulley width variable mechanism 26, and the driven pulley width variable mechanism 27. Etc.
[0019]
The drive pulley 22 has a frustoconical movable portion 22a and a fixed portion 22b. The movable portion 22a is attached to the main shaft 21 so as to be movable in the axial direction and relatively non-rotatable. The fixed portion 22b is disposed so as to face the movable portion 22a and is fixed to the main shaft 21. Has been. In addition, the opposing surfaces of the movable portion 22a and the fixed portion 22b are each formed in a slope shape, so that a V-shaped for winding the transmission belt 24 between the movable portion 22a and the fixed portion 22b. A belt groove is formed.
[0020]
The drive pulley width variable mechanism 26 changes its effective diameter PDRD (see FIG. 3) by changing the pulley width of the drive pulley 22, and DR (drive side) oil formed in the movable portion 22a. A chamber 26a, a DR electromagnetic valve 26b for controlling the hydraulic pressure supplied to the DR oil chamber 26a, a return spring (not shown) for urging the movable portion 22a toward the fixed portion 22b, and the like are provided.
[0021]
As shown in FIG. 2, the DR solenoid valve 26b is provided between the hydraulic pump 28a of the hydraulic circuit 28 and the DR oil chamber 26a, and is connected to these via oil passages 28b and 28b, respectively. The hydraulic pump 28 a is connected to the crankshaft 4 a of the engine 4, and discharges hydraulic pressure by being driven by the crankshaft 4 a during the operation of the engine 4. Thus, during operation of the engine 4, the hydraulic pressure discharged from the hydraulic pump 28a is always supplied to the DR electromagnetic valve 26b via the oil passage 28b.
[0022]
The DR electromagnetic valve 26b is a normally open type that combines a solenoid and a spool valve (both not shown), and is configured so that the valve opening degree can be set linearly. Further, the DR solenoid valve 26b is controlled by the ECU 2 so that the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pump 28a to the DR oil chamber 26a via the oil passage 28b becomes the driving side operating hydraulic pressure DROIL (operating hydraulic pressure). Control.
[0023]
With the above configuration, in the drive pulley variable width mechanism 26, the DR electromagnetic valve 26b is controlled by the ECU 2 during the operation of the engine 4, whereby the movable portion 22a is driven in the axial direction. As a result, the force with which the movable portion 22a presses the transmission belt 24 against the fixed portion 22b is controlled, so that the effective diameter PDRD of the drive pulley 22 has a small diameter for the low speed side gear ratio shown in FIG. It is changed steplessly between the large diameter for the high speed side gear ratio shown in FIG. When the supply of hydraulic pressure to the DR oil chamber 26a by the DR solenoid valve 26b is stopped, the drive pulley 22 is held at an effective diameter PDRD in which the urging force of the return spring and the tension of the transmission belt 24 are balanced. The
[0024]
The driven pulley 23 is configured in the same manner as the drive pulley 22. That is, the driven pulley 23 has a frustoconical movable portion 23a and a fixed portion 23b. The movable portion 23a is attached to the counter shaft 25 so as to be movable in the axial direction and non-rotatable, and the fixed portion 23b is disposed so as to face the movable portion 23a and is fixed to the counter shaft 25. . In addition, the opposing surfaces of the movable portion 23a and the fixed portion 23b are each formed in a slope shape, so that a V-shaped belt for winding the transmission belt 24 between the movable portion 23a and the fixed portion 23b is formed. A belt groove is formed. The transmission belt 24 is made of metal and is wound around the pulleys 22 and 23 while being fitted in the belt grooves of the pulleys 22 and 23.
[0025]
The driven pulley width variable mechanism 27 changes the effective diameter PDND (see FIG. 4) by changing the pulley width of the driven pulley 23, and is configured similarly to the drive pulley width variable mechanism 26. . That is, the driven pulley width variable mechanism 27 includes a DN (driven side) oil chamber 27a formed in the movable portion 23a, a DN electromagnetic valve 27b for controlling the hydraulic pressure supplied to the DN oil chamber 27a, A return spring (not shown) for urging the movable portion 23a toward the fixed portion 23b is provided.
[0026]
The DN solenoid valve 27b is provided between the hydraulic pump 28a of the hydraulic circuit 28 and the DN oil chamber 27a of the movable portion 23a, and is connected to these via oil passages 28b and 28b, respectively. Thereby, during operation of the engine 4, the hydraulic pressure discharged from the hydraulic pump 28a is always supplied to the DN electromagnetic valve 27b via the oil passage 28b. This DN electromagnetic valve 27b is a normally open type linear electromagnetic valve in which a solenoid and a spool valve (both not shown) are combined, like the DR electromagnetic valve 26b. Further, the DN solenoid valve 27b is controlled by the ECU 2 so that the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pump 28a to the DN oil chamber 27a via the oil passage 28b becomes the driven side operating hydraulic pressure DNOIL (operating hydraulic pressure). Control.
[0027]
With the above configuration, in the driven pulley width variable mechanism 27, the movable portion 23 a is driven in the axial direction by controlling the DN electromagnetic valve 27 b by the ECU 2 during operation of the engine 4. As a result, the force with which the movable portion 23a presses the transmission belt 24 against the fixed portion 23b is controlled, so that the effective diameter PDND of the driven pulley 23 has a large diameter for the low speed side gear ratio shown in FIG. It is changed steplessly between the small diameter for the high speed side gear ratio shown in FIG. When the hydraulic pressure supply to the DN oil chamber 27a by the DN electromagnetic valve 27b is stopped, the driven pulley 23 is held at an effective diameter PDND that balances the urging force of the return spring and the tension of the transmission belt 24. .
[0028]
As described above, in the continuously variable transmission 20, the two solenoid valves 26b and 27b are controlled by the ECU 2, whereby the effective diameters PDRD and PDND of the two pulleys 22 and 23 are changed steplessly. A speed ratio RATIO (= NDR / NDN), which is a ratio of the drive pulley rotation speed NDR of the drive pulley 22 and the driven pulley rotation speed NDN of the driven pulley 23, is controlled steplessly. Specifically, the gear ratio RATIO is controlled to be a value within a predetermined range (for example, 0.4 to 2.5).
[0029]
The starting clutch 30 is a hydraulically controlled friction type multi-plate clutch that is controlled to be engaged / disengaged by supplying hydraulic pressure, and includes a large number of inner plates 31, a large number of outer plates 32, and these plates 31, 32. A clutch fastening mechanism 33 that fastens and shuts the gap between the two plates 31 and 32, and a return spring (not shown) that biases the plates 31 and 32 in a direction that cuts the gap between them. These inner plates 31 are connected to a gear 34 that is rotatably provided on the counter shaft 25, and rotate integrally therewith as the gear 34 rotates. The outer plate 32 is connected to the counter shaft 25 and rotates integrally with the counter shaft 25 as the counter shaft 25 rotates.
[0030]
The clutch fastening mechanism 33 includes a clutch oil chamber 33a and an SC electromagnetic valve 33b. As shown in FIG. 2, the SC solenoid valve 33b is provided between the hydraulic pump 28a of the hydraulic circuit 28 and the clutch oil chamber 33a, and is connected to these via oil passages 28b and 28b, respectively.
[0031]
The SC solenoid valve 33b is a normally closed type that combines a solenoid and a spool valve (both not shown), and is configured as a linear solenoid valve whose valve opening can be set linearly. The SC solenoid valve 33b is controlled by the ECU 2 so that the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pump 28a to the clutch oil chamber 33a via the oil passage 28b is controlled to the target hydraulic pressure PCCMDL (clutch transmission torque). To do. The gear 34 meshes with the gear 6 a of the differential gear mechanism 6 via large and small idler gears 35 a and 35 b provided on the idler shaft 35.
[0032]
With the above configuration, when the SC solenoid valve 33b is excited under the control of the ECU 2 during operation of the engine 4, hydraulic pressure is supplied to the clutch oil chamber 33a, and a frictional force is generated between the inner plate 31 and the outer plate 32. Thus, the starting clutch 30 is fastened. As a result, the rotation and torque of the countershaft 25 are transmitted to the drive wheels 7 and 7. At that time, in the start clutch 30, the greater the hydraulic pressure supplied to the clutch oil chamber 33a, the greater the fastening force of the start clutch 30, and when the supply of hydraulic pressure is stopped, the start clutch 30 is driven by the urging force of the return spring. 30 is held in the shut-off state.
[0033]
The intake pipe 4b of the engine 4 is provided with a throttle valve 8, and this throttle valve 8 is connected to a rotating shaft of a motor 9 constituted by a DC motor. The opening degree TH of the throttle valve 6 (hereinafter referred to as “throttle valve opening degree”) TH is controlled by controlling the duty value of the drive current supplied to the motor 9 by the ECU 2.
[0034]
Further, the ECU 2 includes a crank angle sensor 40, a throttle valve opening sensor 41, an intake pipe absolute pressure sensor 42, an accelerator opening sensor 43, a driving pulley rotational speed sensor 44, a driven pulley rotational speed sensor 45 (clutch slip amount). Detection means), an idler shaft rotation speed sensor 46 (clutch slip amount detection means) and a shift position sensor 47 are electrically connected.
[0035]
The crank angle sensor 40 is configured by combining a magnet rotor and an MRE pickup (both not shown), and outputs a CRK signal, which is a pulse signal, to the ECU 2 as the crankshaft 4a rotates. The CRK signal is output with one pulse every predetermined crank angle (for example, 30 °), and the ECU 2 calculates the engine speed NE of the engine 4 based on the CRK signal.
[0036]
The throttle valve opening sensor 41 is the throttle valve opening TH, the intake pipe absolute pressure sensor 42 is the intake pipe absolute pressure PBA that is the absolute pressure in the intake pipe 4 b of the engine 4, and the accelerator opening sensor 43 is the illustration of the vehicle 3. The accelerator opening AP, which is the amount of depression of the accelerator pedal that is not, is detected, and a detection signal is sent to the ECU 2. Further, the ECU 2 controls the throttle valve opening TH according to the accelerator opening AP.
[0037]
The driving pulley rotation speed sensor 44 is a driving pulley rotation speed NDR which is the rotation speed of the driving pulley 22, and the driven pulley rotation speed sensor 45 is a driven pulley rotation speed NDN which is the rotation speed of the driven pulley 23. The idler shaft rotational speed sensor 46 detects an idler shaft rotational speed NDI, which is the rotational speed of the idler shaft 35, and sends a detection signal to the ECU 2. The ECU 2 calculates the gear ratio RATIO based on the driving pulley rotation speed NDR and the driven pulley rotation speed NDN. Further, the ECU 2 calculates the slip ratio ESC (slipping degree of the clutch) of the start clutch 30 based on the driven pulley rotational speed NDN and the idler shaft rotational speed NDI, and the vehicle speed VP based on the idler shaft rotational speed NDI. Is calculated.
[0038]
The shift position sensor 47 detects whether the position of a shift lever (not shown) is in a shift range “P”, “R”, “N”, “D”, “S (sports)”, or “L”. Is sent to the ECU 2. The S range is a shift range for forward travel. When the shift lever is in the S range, the gear ratio RATIO is controlled to a value slightly higher than the D range.
[0039]
In the present embodiment, the ECU 2 constitutes an operating oil pressure setting means, a clutch transmission torque setting means, an output torque change amount detection means, and a clutch slip amount detection means, and includes a CPU, a RAM, a ROM, an I / O interface, and the like. The above-described drive-side and driven-side hydraulic oil pressures DROIL and DNOIL and the target hydraulic pressure PCCMDL are set according to the detection signals input from the various sensors 40 to 47 described above, and the drive pulley 22 calculates the drive-side transmission torque TQDRBLTM to be transmitted from the driven pulley 23 to the driven pulley 23 and the driven-side transmission torque TQDNBLTM to be transmitted from the driven pulley 23 to the drive wheels 7 and 7, and the target speed ratio for controlling the speed ratio RATIO Set RATTGT, continuously variable transmission To control the shift operation of the 0.
[0040]
FIG. 5 is a flowchart showing the operating oil pressure setting process. In step 81, the driving side hydraulic pressure DROIL is set according to the driving side transmission torque TQDRBLTM, and the driven side hydraulic pressure DNOIL is set according to the driven side transmission torque TQDNBLTM. These drive side and driven side hydraulic pressures DROIL and DNOIL are set to larger values as the drive side and driven side transmission torques TQDRBLTM and TQDNBLTM are larger. This is because, as the torque to be transmitted by the drive pulley 22 and the driven pulley 23 is larger, the transmission belt 24 is more likely to slip. Therefore, by increasing the force with which the drive pulley 22 and the driven pulley 23 sandwich the transmission belt 24, This is to prevent the belt 24 from slipping.
[0041]
FIG. 6 is a flowchart showing transmission transmission torque calculation processing. This process calculates the drive side transmission torque TQDRBLTM and the driven side transmission torque TQDNBLTM, and is executed every predetermined time (for example, 10 msec). First, in step 1, a margin torque correction term calculation process is executed. In this process, the margin torque correction term TQMARGP is calculated as will be described later. Next, at step 2, the drive side transmission torque TQDRBLTM is calculated by the following equation (1) using the margin torque correction term TQMARGP and the like.
TQDRBLTM = TQDRBLTF + TQMARGP (1)
Here, TQDRBLTF is a basic value of drive-side transmission torque TQDRBLTM set according to engine speed NE and intake pipe absolute pressure PBA.
[0042]
Next, in step 3, the driven side transmission torque TQDNBLTM is calculated by the following equation (2) using the margin torque correction term TQMARGP, the gear ratio RATIO, and the program is terminated.
TQDNBLTM = TQDNBLTF + TQMARGP ・ RATIO
(2)
Here, TQDNBLTF is a basic value of the driven side transmission torque TQDNBLTM set as a value obtained by multiplying the basic value TQDRBLTF of the driving side transmission torque calculated in Step 2 by the speed ratio RATIO.
[0043]
FIG. 7 is a flowchart showing a subroutine of margin torque correction term calculation processing executed in step 1 of FIG. First, in step 11, a rough road determination process is executed. FIG. 8 is a flowchart showing a subroutine of this rough road determination process. First, in step 31, the deviation between the current value DTV and the previous value DTV0 of the vehicle speed change amount, which is the deviation of the vehicle speed VP detected at the previous time and the current time, is set as the change amount deviation DDTV. Next, the vehicle speed change amount DTV obtained this time is shifted as its previous value DTV0 (step 32).
[0044]
Next, it is determined whether or not the pointer value CTDDTV is smaller than a predetermined value YDDTVBF (for example, 8) (step 33). When the answer is YES, the pointer value CTDDTV is incremented (step 34) and the process proceeds to step 35. If this answer is NO, step 34 is skipped and the process proceeds to step 35. The pointer value CTDDTV is set to 0 when the engine 4 is started.
[0045]
In steps 35 and 36, whether or not the throttle valve opening TH is within the range defined by the predetermined first and second determination openings YTHAKUL and YTHAKUH, and the amount of change set in step 31 above. It is determined whether or not the deviation absolute value | DDTV | is equal to or greater than a predetermined value YDDTVAKU. This predetermined value YDDTVAKU is a value larger than the range in which the amount of change in the acceleration of the vehicle 3 is to be taken when the throttle valve 8 is within the predetermined range when the vehicle 3 is traveling on a paved road surface. Is set to
[0046]
If any of the answers to Steps 35 and 36 is NO, it is temporarily determined that the vehicle 3 is not traveling on a rough road, the bit of the buffer DDTVBF is shifted, and the value 0 is set to the 0 bit (Step 37). The process proceeds to step 39.
[0047]
On the other hand, if the answer to steps 35 and 36 is YES, the throttle valve opening TH is within the predetermined range, and the absolute value | DDTV | of the variation is equal to or greater than the predetermined value YDDTVAKU, the vehicle 3 It is temporarily determined that the vehicle is traveling on a rough road, the bit of the buffer DDTVBF is shifted, a value 1 is set to 0 bit (step 38), and the process proceeds to step 39.
[0048]
In step 39, it is determined whether or not the pointer value CTDDTV is equal to or greater than the predetermined value YDDTVBF. When this answer is NO, the rough road determination flag F_AKURO is set to “0” (step 40), and this program is terminated.
[0049]
If the answer to step 39 is YES and the execution of 37 or 38 ensures that a number of data equal to or larger than the predetermined value YDDTVBF is secured in the buffer DDTVBF, the sum total of the latest data corresponding to the predetermined value YDDTVBF is set as a bad road. The provisional determination number of times CDTTVAKU is set (step 41).
[0050]
Next, it is determined whether or not the rough road temporary determination number CDTTVAKU is equal to or greater than a predetermined number YCTAKU (for example, four times) (step 42). If the answer is YES, a state in which the throttle valve opening TH is within a predetermined range and the vehicle speed change amount DTV is greatly changed within a time corresponding to the predetermined value YDDTVBF is detected a predetermined number of times YCTAKU or more. Since such a state is frequently detected, it is assumed that the vehicle 3 is traveling on a rough road, the rough road determination flag F_AKURO is set to “1” (step 43), and this program is terminated. . The predetermined number of times YCTAKU is set to a value with hysteresis.
[0051]
If the answer to step 42 is NO, it is determined that the vehicle 3 is not traveling on a rough road, the step 40 is executed, and the program is terminated.
[0052]
Returning to FIG. 7, in step 12 following step 11, it is determined whether or not the position of the shift lever is in the travel range, that is, “D”, “S”, or “R”. When the answer is NO, the margin torque correction term TQMARGP is set to 0 (step 13), the timer value TMTQMGP of the down-count delay timer is set to 0 (step 14), and this program is terminated. On the other hand, when the answer to step 12 is YES and the position of the shift lever is in the travel range, the aforementioned slip ratio ESC of the start clutch 30 is a predetermined slip ratio ESCREF (for example, 100%) indicating that no slip has occurred. Is determined (step 15).
[0053]
If the answer is NO and the start clutch 30 is slipping, it is determined whether or not the margin torque correction term TQMARGP is larger than 0 (step 16). When this answer is NO, the margin torque correction term TQMARGP is set to a relatively small initial value TQ1 (eg, 2.0 N · m) (step 17), and the timer value TMTQMGP of the delay timer is set to the first predetermined time YTTQMTIN (eg, 0). .6 sec) (step 18), the process proceeds to step 19. In addition, after executing Step 17, the answer to Step 16 is YES. In this case, Steps 17 and 18 are skipped and the process proceeds to Step 19.
[0054]
In step 19, it is determined whether or not the timer value TMTQMGP of the delay timer set in step 18 is 0. When this answer is NO, the program is terminated as it is. On the other hand, if the answer is YES and the first predetermined time YTTQMTIN has elapsed after the delay timer TMTQMGP has been set, a predetermined subtraction term YDTQMARGP (for example, 0.01 kgf · m) is subtracted from the surplus torque correction term TQMARGP at that time. The value is set as the current margin torque correction term TQMARGP (step 20), and the program is terminated.
[0055]
On the other hand, when the answer to step 15 is YES and the start clutch 30 is not slipping, the deviation DTH (the amount of change in output torque) between the current value and the previous value of the throttle valve opening TH is the first predetermined value YDTHTQP (for example, 20 °) (predetermined value) or more, and it is determined whether or not the throttle valve opening TH is equal to or greater than the first predetermined opening YTHTQP (for example, 20 °) (step 21). The first predetermined value YDTHTQP and the first predetermined opening YTHTQP are set to values with hysteresis, respectively.
[0056]
If the answer is YES, the deviation DTH of the throttle valve opening TH is very large and the throttle valve opening TH is very large (hereinafter, this state is referred to as “chip-in”), that is, the throttle valve 8 is When the valve is suddenly opened, it is assumed that the amount of change in the output of the engine 4 has increased abruptly. On the other hand, when the answer is NO, the deviation DTH of the throttle opening TH is smaller than a negative second predetermined value YDTHTQM (for example, −20 °) (predetermined value), and the throttle valve opening TH is It is determined whether or not it is smaller than a second predetermined opening YTHTQM (for example, 10 °) smaller than the first predetermined opening YTHTQP (step 22). The second predetermined value YDTHTQM and the second predetermined opening degree YTHTQM are also set to values with hysteresis, respectively.
[0057]
When the answer is YES, the deviation DTH of the throttle valve opening TH is a negative value, the absolute value thereof is very large, and the throttle valve opening TH is very small (hereinafter, this state is referred to as “chip out”). That is, when the throttle valve 8 is suddenly closed, it is assumed that the amount of change in the output of the engine 4 is rapidly decreasing, and the above step 16 and subsequent steps are executed, and this program is terminated. On the other hand, when the answer is NO, it is determined whether or not the rough road determination flag F_AKURO set in the rough road determination processing of FIG. 8 is “1” (step 23). If the answer to this question is YES and it is determined that the vehicle 3 is traveling on a rough road, step 16 and the subsequent steps are executed, and this program is terminated.
[0058]
On the other hand, if the answer to step 23 is NO, the start clutch 30 is engaged, it is not during tip-in and chip-out, and it is determined that the vehicle 3 is not traveling on a rough road, step 13 and subsequent steps are performed. Execute and end this program.
[0059]
As described above, when it is determined that the vehicle 3 is traveling on a rough road during tip-in, chip-out, or when the start clutch 30 is slipping, the margin torque correction term TQMARGP is set to a relatively small initial value. Set to TQ1. Then, by applying this margin torque correction term TQMARGP to the previous equations (1) and (2), the driving side and driven side transmission torques TQDRBLTM and TQDNBLTM are slightly increased. Thereby, it is possible to reliably prevent the transmission belt 24 from slipping. Further, the margin torque correction term TQMARGP is maintained at the initial value TQ1 until the first predetermined time YTTQMTIN elapses, and then gradually decreased by application of the subtraction term YDTQMARGP.
[0060]
FIG. 9 is a flowchart showing a PCCMDL calculation process for calculating the target hydraulic pressure PCCMDL for controlling the engagement force of the starting clutch 30 described above. First, in step 51, it is determined whether or not the rough road determination flag F_AKURO set in the rough road determination process of FIG. 8 is “1”. If the answer is YES and it is determined that the vehicle 3 is traveling on a rough road, the target hydraulic pressure PCCMDL is set to a predetermined reduction coefficient α (for example, 0.8) that is smaller than 1.0 in the basic value PCCMD. Is set to the multiplied value (step 52), and the program is terminated. Thereby, at the time of bad road determination, the starting clutch 30 slips by reducing the fastening force of the starting clutch 30. The basic value PCCMD is set as a value obtained by adding the urging force of the return spring of the starting clutch 30 to the product of the engine torque, the speed ratio RATIO, and a predetermined coefficient, and this is applied to the target hydraulic pressure PCCMDL. In this case, a sufficient fastening force of the starting clutch 30 is obtained, and the starting clutch 30 does not slip. The engine torque is set according to the engine speed NE and the intake pipe absolute pressure PBA.
[0061]
On the other hand, if the answer to step 51 is NO and F_AKURO = 0, it is determined whether or not this time is a loop immediately after shifting to chip-in or chip-out (step 53). When the answer is YES, the timer value TMTRS of the down-count delay timer is set to a second predetermined time TMREF (for example, 0.5 sec) (step 54), and the target hydraulic pressure PCCMDL is changed from the basic value PCCMD to the predetermined value PCTH. An initial value that is a value obtained by subtracting (for example, 1 kgf / cm ² ) is set (step 55), and this program is terminated. Thereby, the starting clutch 30 is slipped by reducing the fastening force of the starting clutch 30.
[0062]
On the other hand, if the answer to step 53 is NO and not immediately after the transition to chip-in or chip-out, it is determined whether or not the slip ratio ESC is the predetermined slip ratio ESCREF used in step 15 of FIG. 7 (step 56). . If the answer is NO and the start clutch 30 is slipping due to the execution of the step 55, it is determined whether or not the timer value TMTRS of the delay timer set in the step 54 is a value 0 (step 58).
[0063]
If the answer is NO and the second predetermined time TMREF has not elapsed after the transition to chip-in or chip-out, the previous value PCCMDL0 of the target hydraulic pressure is set as the current value PCCMDL (step 59), and this program ends. To do. On the other hand, when the answer to step 58 is YES, it is determined whether or not the previous value PCCMDL0 of the target hydraulic pressure is smaller than the basic value PCCMD (step 60).
[0064]
If the answer is YES and PCCMDL0 <PCCMD, the correction addition term ΔPC is calculated (step 61). This correction addition term ΔPC is calculated by searching the ESC-ΔPC table shown in FIG. 10 according to the slip ratio ESC. In this table, the correction addition term ΔPC is set to the maximum value PCMAX (for example, 0.5 kgf / cm ² ) when the slip ratio ESC is the predetermined slip ratio ESCREF, and the more the slip ratio ESC is farther from the predetermined slip ratio ESCREF, the more It is set linearly to a small value.
[0065]
Next, a value obtained by adding the correction addition term ΔPC calculated in step 61 to the previous value PCCMDL0 of the target hydraulic pressure is calculated as the target hydraulic pressure PCCMDL (step 62), and this program ends.
[0066]
On the other hand, when the answer to step 60 is NO and the target hydraulic pressure PCCMDL calculated in step 62 reaches the basic value PCCMD, the target hydraulic pressure PCCMDL is set to the basic value PCCMD (step 57), and this program is terminated. .
[0067]
On the other hand, if the answer to step 56 is YES and the start clutch 30 is no longer slipped, the target hydraulic pressure PCCMDL is set to the basic value PCCMD (step 57), and the program ends.
[0068]
As described above, the target hydraulic pressure PCCMDL is set to an initial value obtained by subtracting the predetermined value PCTH from the basic value PCCMD when chip-in or chip-out is detected, and thereafter, until the second predetermined time TMREF elapses. After being held at the initial value, the correction addition term ΔPC is added to gradually increase until the basic value PCCMD is reached.
[0069]
FIG. 11 is a flowchart showing a gear ratio control process for controlling the gear ratio RATIO of the continuously variable transmission 20. First, in step 71, it is determined whether or not a rough road determination flag F_AKURO is “1”. When the answer is NO, the target gear ratio RATTGT is set by searching the CVT shift map according to the vehicle speed VP and the throttle valve opening TH (step 72). Further, the drive side and driven side hydraulic oil pressures DROIL and DNOIL are controlled so that the actual speed ratio RATIO matches the set target speed ratio RATTGT (step 73), and this program is terminated.
[0070]
On the other hand, if the answer to step 71 is YES and it is determined that the vehicle 3 is traveling on a rough road, the throttle valve opening TH used for searching the CVT shift map is filtered (step 74). ) And the above steps 72 and after are executed, and this program is terminated. This filtering process is performed by a weighted average, a moving average, a primary filter, or the like. Detailed description thereof will be omitted.
[0071]
As described above, according to the present embodiment, the required hydraulic pressure PCCMDL is reduced by subtracting the predetermined value PCTH from the basic value PCCMD at the time of chip-in and chip-out by executing the steps 53 and 55, and the starting clutch Since the engine 30 is slid, the output torque of the engine 4 that fluctuates rapidly can be released at the start clutch 30 portion. Accordingly, since it is not necessary to transmit the output torque that has fluctuated rapidly through the continuously variable transmission 20, it is possible to prevent the transmission belt 24 from slipping and to reduce the load on the transmission belt 24. There is no need to increase the driven hydraulic oil pressures DROIL and DNOIL more than necessary. Therefore, the life of the transmission belt 24 can be extended and the fuel consumption can be improved. Further, the slip control of the starting clutch 30 does not cause a jerky feeling when the accelerator pedal is suddenly depressed or released, and drivability can be maintained.
[0072]
In addition, the correction addition term ΔPC that gradually increases the required hydraulic pressure PCCMDL by the execution of the steps 61 and 62 becomes smaller as the slip ratio ESC moves away from the predetermined slip ratio ESCREF, that is, as the slip degree of the start clutch 30 increases. Therefore, the required hydraulic pressure PCCMDL is set to a smaller value in the initial stage when the slipping degree of the starting clutch 30 is large, and gradually increases as the slipping degree of the starting clutch 30 becomes smaller. Can be connected. Therefore, the occurrence of inertia torque due to the sudden engagement of the starting clutch 30 can be avoided, so that it is not necessary to set the driving side and driven side hydraulic oil pressures DROIL and DNOIL to be high. Furthermore, since the start clutch 30 is smoothly connected after waiting for the output of the engine 4 that has fluctuated to settle down by executing the step 58, the occurrence of the inertia torque can be avoided more reliably.
[0073]
Also, in general, when the vehicle is traveling on a rough road with severe irregularities, when the drive wheel slips over the convex part, the engine speed rapidly increases and the drive wheel lands. In addition, inertia torque is generated when the driving wheel receives a large rotational resistance from the road surface. Due to this inertia torque, the rotational balance between the driving pulley and the driven pulley is lost, so that a load is applied to the transmission belt and the transmission belt may slip. On the other hand, according to the present embodiment, the required hydraulic pressure PCCMDL is reduced by multiplying the basic value PCCMD by the reduction coefficient α when the rough road is determined by executing the steps 51 and 52 in FIG. Since the start clutch 30 is slid, the inertia torque generated on the drive wheels 7 and 7 at the time of landing can be released at the start clutch 30 and transmitted to the engine 4 to suppress the fluctuation of the engine speed NE. Therefore, drivability can be improved. In addition, since the inertia torque can be released at the start clutch 30 in this way, the transmission belt 24 can be prevented from slipping and the load on the transmission belt 24 can be reduced, whereby the driving side and driven side hydraulic pressures DROIL and DNOIL are reduced. There is no need to increase the power more than necessary. Therefore, the life of the transmission belt 24 can be extended and the fuel consumption can be improved.
[0074]
In general, on rough roads, when the vehicle shakes violently, the accelerator pedal unintended and released by the driver is repeated in a short cycle. For this reason, when the throttle valve opening is controlled according to the depression state of the accelerator pedal, and the gear ratio of the continuously variable transmission is controlled according to the throttle valve opening, Since the throttle valve opening is controlled according to the stepping-in operation, the throttle valve opening fluctuates, and the gear ratio controlled accordingly fluctuates, so the engine speed fluctuates. As a result, drivability is reduced. On the other hand, in the present embodiment, by executing step 74, the throttle valve opening TH used for searching the CVT shift map at the time of bad road determination is subjected to filter processing. This filter process can remove the influence on the throttle valve opening TH due to the change in the accelerator opening AP caused by the above. Thereby, fluctuations in the target gear ratio RATTGT set according to the throttle valve opening TH can be prevented, and therefore the gear ratio RATIO and the engine speed NE can be stabilized.
[0075]
FIG. 12 shows a modification of the gear ratio control process of FIG. In this embodiment, since the throttle valve opening TH is controlled in accordance with the accelerator opening AP in this embodiment, the accelerator opening AP is corrected instead of the throttle valve opening TH. First, in step 85, it is determined whether or not the rough road determination flag F_AKURO is “1”. When the answer is NO, the throttle valve opening TH is controlled in accordance with the accelerator opening AP (step 86), and the target gear ratio RATTGT is set in the same manner as in step 72 (step 87). Similarly, the drive-side and driven-side hydraulic oil pressures DROIL and DNOIL are controlled so that the actual gear ratio RATIO matches the calculated target gear ratio RATTGT (step 88), and this program ends.
[0076]
On the other hand, when the answer to step 85 is YES and it is determined that the vehicle 3 is traveling on a rough road, the accelerator pedal opening AP is subjected to filter processing (step 89), and the steps 86 and thereafter are executed. Exit this program. This filtering process is also performed by a weighted average, a moving average, a primary filter, or the like.
[0077]
In this way, by filtering the accelerator pedal opening AP at the time of rough road determination, even if the accelerator pedal unintended or released by the driver is performed, the fluctuation of the accelerator pedal opening AP caused by the filter is filtered. Therefore, the throttle valve opening TH does not fluctuate. Therefore, the gear ratio RATIO and the engine speed NE can be stabilized also in this case.
[0078]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. Since this embodiment is different from the first embodiment only in the content of the transmission transmission torque calculation process, this point will be described below. First, in step 91, it is determined whether or not the slip ratio ESC is a predetermined slip ratio ESCREF. If the answer is YES and the start clutch 30 is engaged without slipping, the driving side and driven side transmission torques TQDRBLTM and TQDNBLTM are set to the basic values TQDRBLTF and TQDNBLTF in steps 92 and 93, respectively. finish. These basic values TQDRBLTF and TQDNBLTF are calculated in the same manner as Steps 2 and 3 in FIG.
[0079]
On the other hand, if the answer to step 91 is NO and the start clutch 30 is slipping, the clutch transmission torque TQCL is calculated according to the target hydraulic pressure PCCMDL (step 94). The clutch transmission torque TQCL is a torque that the start clutch 30 should transmit to the drive wheels 7 and 7, and is calculated in a linear relationship with a larger value as the target hydraulic pressure PCCMDL is larger.
[0080]
Next, it is determined whether or not the rough road determination flag F_AKURO is “1” (step 95). If the answer is NO and it is determined that the vehicle 3 is not traveling on a rough road, it is determined whether or not the timer value TMTRS of the delay timer set in step 54 of FIG. Step 96). If the answer is NO and the second predetermined time TMREF has not elapsed after the transition to chip-in or chip-out, the clutch transmission torque TQCL is set as the drive-side transmission torque TQDRBLTM (step 97).
[0081]
On the other hand, when the answer to step 96 is YES, a value obtained by adding a predetermined addition term β to the clutch transmission torque TQCL is set as the drive side transmission torque TQDRBLTM (step 98). If the answer to step 95 is YES and it is determined that the vehicle 3 is traveling on a rough road, the step 96 is skipped and the step 98 is executed.
[0082]
In Step 99 following Step 97 or 98, the driven side transmission torque TQDNBLTM is set to a value obtained by multiplying the driving side transmission torque TQDRBLTM by the speed ratio RATIO, and the program is terminated.
[0083]
As described above, the target hydraulic pressure PCCMDL is reduced at the time of chip-in, chip-out, or rough road determination (steps 52 and 55 in FIG. 9). Based on the target hydraulic pressure PCCMDL, the clutch transmission torque TQCL is calculated (step 94), and the drive side and driven side transmission torques TQDRBLTM and TQDNBLTM are set accordingly (steps 98 and 99). Drive side and driven side hydraulic pressures DROIL and DNOIL are set (step 81 in FIG. 5). Therefore, at the time of tip-in, chip-out, or rough road determination, the driving side and driven side hydraulic oil pressures DROIL and DNOIL can be set to the reduction side without excess or deficiency according to the reduced target oil pressure PCCMDL, and fuel consumption can be improved.
[0084]
In addition, after execution of steps 96 to 99, after shifting to chip-in or chip-out, until the second predetermined time TMREF elapses, that is, until the slidable starting clutch 30 is re-engaged by the time count of the delay timer. Then, after the drive side transmission torque TQDRBLTM is set to the clutch transmission torque TQCL and then the start clutch 30 is started again, the value obtained by adding the addition term β to the clutch transmission torque TQCL is set as the drive side transmission torque TQDRBLTM. Therefore, even if an inertia torque is generated due to the re-engagement of the starting clutch 30, it is possible to reliably prevent the transmission belt 24 from slipping and to prevent the drive side and driven side hydraulic oil pressures DROIL and DNOIL from being increased unnecessarily. Can and therefore further improve fuel economy Door can be.
[0085]
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. Since the present embodiment is different from the first embodiment only in the content of the transmission transmission torque calculation process as in the second embodiment, only this point will be described. First, in step 101, a margin torque correction term calculation process is executed as in FIG. Next, in step 102, a value obtained by adding the marginal torque correction term TQMARGP to the basic value TQDRBLTF of the drive side transmission torque calculated in the same manner as in step 2 of FIG. 6 is set as the drive side first provisional value TQDRBLTα. Next, a value obtained by multiplying the drive-side first provisional value TQDRBLTα by the speed ratio RATIO is set as the driven-side first provisional value TQDNBLTα (step 103).
[0086]
Next, the clutch transmission torque TQCL is calculated in the same manner as in step 94 of FIG. 13 (step 104), and a value obtained by adding a predetermined addition term γ to the clutch transmission torque TQCL is set as the drive-side second provisional value TQDRBLTβ ( Along with step 105), a value obtained by multiplying the drive side second provisional value TQDRBLTβ by the transmission gear ratio RATIO is set as a driven side second provisional value TQDNBLTβ (step 106).
[0087]
Next, the drive side first provisional value TQDRBLTα set in steps 102 and 105 is compared with the drive side second provisional value TQDRBLTβ (step 107). If the former TQDRBLTα is larger, the drive side transmission torque TQDRBLTM is calculated. And the driven side first provisional value TQDNBLTα is set as the driven side transmission torque TQDNBLTM (step 108). On the other hand, when the drive-side second provisional value TQDRBLTβ is larger, this is set as the drive-side transmission torque TQDRBLTM, and the driven-side second provisional value TQDNBLTβ is set as the driven-side transmission torque TQDNBLTM (step 109). Exit.
[0088]
As described above, according to the present embodiment, the drive side first provisional value TQDRBLTα calculated according to the operating state of the engine 4 and the drive side second provisional value TQDRBLTβ calculated according to the clutch transmission torque TQCL. Of these, the larger one is employed as the drive-side transmission torque TQDRBLTM, so that slippage of the transmission belt 24 can be reliably prevented.
[0089]
In addition, this invention can be implemented in various aspects, without being limited to embodiment described. For example, the present embodiment is an example of the vehicle 3 in which the starting clutch 30 is provided on the drive wheel 7 side with respect to the continuously variable transmission 20, but instead, the present invention is arranged between the engine and the drive pulley. You may apply to the vehicle which provided the starting clutch. In addition, it is possible to appropriately change the detailed configuration within the scope of the gist of the present invention.
[0090]
【The invention's effect】
As described above, according to the vehicle control device of the present invention, there are effects that the life of the transmission belt can be extended while the fuel consumption can be improved while preventing the transmission belt from slipping.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a structural diagram of a vehicle drive system.
FIG. 2 is a diagram showing a schematic configuration of a control device and a hydraulic circuit of a drive system.
FIG. 3 is a diagram illustrating an operation example of a drive pulley.
FIG. 4 is a diagram illustrating an operation example of a driven pulley.
FIG. 5 is a flowchart showing a working oil pressure setting process.
FIG. 6 is a flowchart showing a transmission transmission torque calculation process.
FIG. 7 is a flowchart showing a margin torque correction term calculation process.
FIG. 8 is a flowchart illustrating a rough road determination process.
FIG. 9 is a flowchart showing PCCMDL calculation processing;
FIG. 10 is a diagram illustrating an example of an ESC-ΔPC table.
FIG. 11 is a flowchart showing a gear ratio control process.
FIG. 12 is a flowchart showing another example of the gear ratio control process.
FIG. 13 is a flowchart showing transmission transmission torque calculation processing in the second embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a flowchart showing transmission transmission torque calculation processing in a third embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 control device 2 ECU (working hydraulic pressure setting means, clutch transmission torque setting means, output torque change amount detection means, clutch slip amount detection means)
3 Vehicle 4 Engine (Internal combustion engine)
7, 7 Drive wheel 20 continuously variable transmission 22 drive pulley 23 driven pulley 24 transmission belt 28a hydraulic pump 30 start clutch (friction clutch)
45 Driven pulley speed sensor (clutch slip detection means)
46 Idler shaft speed sensor (clutch slip detection means)
PDRD Effective diameter PDND Effective diameter ESC Slip rate (Clutch slip)
DROIL Drive side hydraulic pressure (hydraulic pressure)
DNOIL Driven side hydraulic pressure (hydraulic pressure)
PCCMDL target hydraulic pressure (clutch transmission torque)
DTH Deviation of throttle valve opening (change in output torque)
YDTHTQP First predetermined value (predetermined value)
YDTHTQM second predetermined value (predetermined value)

Claims

A driving pulley and a driven pulley, each of which is coupled to an internal combustion engine and a driving wheel mounted on a vehicle and has a variable effective diameter, and a transmission belt wound around the driving pulley and the driven pulley, the driving pulley and By changing the effective diameter of at least one of the driven pulleys, the power of the internal combustion engine is steplessly changed and transmitted to the drive wheels, and the drive pulley and the driven pulley are provided with the effective A control apparatus for a vehicle, comprising: a hydraulic pump that supplies an operating hydraulic pressure for changing a diameter; and a friction clutch provided between the internal combustion engine and the drive wheel,
Hydraulic pressure setting means for setting the hydraulic pressure;
Clutch transmission torque setting means for setting a clutch transmission torque to be transmitted by the clutch;
An output torque change amount detecting means for detecting a change amount of the output torque output from the internal combustion engine;
Clutch slip amount detecting means for detecting the degree of slip of the clutch, and
The clutch transmission torque setting means reduces the clutch transmission torque so as to slide the clutch when the change amount of the output torque detected by the output torque change amount detection means is larger than a predetermined value. After the clutch transmission torque is reduced , the gradually increasing amount is set to a smaller value as the detected slip degree of the clutch is larger, and the clutch transmitting torque is gradually increased by the set gradually increasing amount.
The operating hydraulic pressure setting means sets the operating hydraulic pressure such that the larger the clutch transmission torque is, the larger the hydraulic pressure is when the change amount of the output torque is larger than a predetermined value. .

2. The vehicle control device according to claim 1, wherein the clutch transmission torque setting unit gradually increases the clutch transmission torque when a predetermined time has elapsed after the start of the reduction of the clutch transmission torque. .