JP5006907B2

JP5006907B2 - Control device for continuously variable transmission

Info

Publication number: JP5006907B2
Application number: JP2009141366A
Authority: JP
Inventors: 卯京小杉; 英輔香西
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2009-06-12
Filing date: 2009-06-12
Publication date: 2012-08-22
Anticipated expiration: 2029-06-12
Also published as: JP2010286078A

Description

本発明は、無段変速機構を介してエンジンからの駆動力を車輪に伝達する無段変速機の制御装置に関し、より詳細には、ＡＣＧ（ＡＣジェネレータまたはオルタネータ）により消費されるトルクの補正精度を向上させることにより、無段変速機構のベルトの必要側圧を適正化することができる無段変速機の制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission that transmits a driving force from an engine to wheels via a continuously variable transmission mechanism, and more specifically, correction accuracy of torque consumed by an ACG (AC generator or alternator). It is related with the control apparatus of the continuously variable transmission which can optimize the required side pressure of the belt of a continuously variable transmission mechanism by improving.

従来、エンジン出力トルクからフリクショントルクやアクセサリ駆動トルクを減算することにより、エンジン出力軸からトランスミッション（ここでは、無段変速機）に伝達される正味トルクを算出し、この正味トルクに基づいてトランスミッションの油圧制御装置のライン圧を設定する動力伝達装置が知られている（例えば、特許文献１等参照）。 Conventionally, by subtracting the friction torque and accessory drive torque from the engine output torque, the net torque transmitted from the engine output shaft to the transmission (here, continuously variable transmission) is calculated, and the transmission torque is calculated based on this net torque. A power transmission device that sets a line pressure of a hydraulic control device is known (see, for example, Patent Document 1).

特許文献１に開示された動力伝達装置では、エンジン回転数と吸気負圧とに基づいてエンジン出力トルクおよびフリクショントルクが算出、推定されるとともに、エンジン回転数とＡＣジェネレータ（以下、「ＡＣＧ」という）の発電量とに基づいてアクセサリ駆動トルク（ＡＣＧ等の補機で消費されるトルク）が算出、推定されていた。 In the power transmission device disclosed in Patent Document 1, the engine output torque and the friction torque are calculated and estimated based on the engine speed and the intake negative pressure, and the engine speed and the AC generator (hereinafter referred to as “ACG”). ), And accessory drive torque (torque consumed by auxiliary equipment such as ACG) is calculated and estimated.

特許第３９６９９９３号Patent No. 3969993

しかしながら、実際に車両が走行している状態においては、エンジンの回転駆動に応じてＡＣＧが発電し、必要に応じてバッテリを充電しているが、発電時の電圧によってＡＣＧで消費される駆動トルク（以下、「ＡＣＧトルク」または「ＡＣＧ駆動トルク」という）には１０〜２０％程度の変動幅がある。このため、特許文献１の手法によりＡＣＧトルクを推定し、これにより正味トルクを決定する場合には、安全率を考慮する必要があった。 However, in a state where the vehicle is actually traveling, the ACG generates power according to the rotational drive of the engine and charges the battery as necessary, but the driving torque consumed by the ACG by the voltage at the time of power generation (Hereinafter referred to as “ACG torque” or “ACG drive torque”) has a fluctuation range of about 10 to 20%. For this reason, when the ACG torque is estimated by the method of Patent Document 1 and the net torque is determined by this, it is necessary to consider the safety factor.

この場合、無段変速機のドライブプーリおよびドリブンプーリにおいて必要とされるベルトの側圧（両プーリ間に掛け回されたベルトの各プーリに対する側面の圧力）を高めに設定していた。そのため、プーリ／ベルト間のエネルギー伝達効率にロスが生じるだけでなく、各プーリやベルトの摩耗等により耐久性に問題が生じる可能性があった。 In this case, the side pressure of the belt required for the drive pulley and the driven pulley of the continuously variable transmission (the pressure on the side surface of each belt of the belt wound between the pulleys) is set high. Therefore, not only the loss of energy transmission efficiency between the pulley and the belt is caused, but also there is a possibility that a problem in durability is caused due to wear of each pulley or belt.

また、無段変速機の油圧制御装置では、上記正味トルクに基づいて可動プーリに供給する油圧（ライン圧）が決定されるが、ＡＣＧトルクを大きく推定している場合には、その分ライン圧を高めに設定することになる。このため、油圧制御装置の油圧ポンプのフリクションが増大してしまうという問題もあった。 In the continuously variable transmission hydraulic control device, the hydraulic pressure (line pressure) to be supplied to the movable pulley is determined based on the net torque. When the ACG torque is largely estimated, the line pressure is increased accordingly. Will be set higher. For this reason, there has been a problem that the friction of the hydraulic pump of the hydraulic control device increases.

本発明は上述の点に鑑みてなされたものであり、その目的は、ＡＣＧにより消費されるトルクの補正精度を向上させることにより、無段変速機構のベルトの必要側圧やトルクコンバータのロックアップ（ＬＣ）圧、前後進切替装置の前進クラッチ等のクラッチ圧を適正化するとともに、油圧制御装置の油圧ポンプのフリクションを低減することができる無段変速機の制御装置を提供することにある。 The present invention has been made in view of the above-described points, and an object of the present invention is to improve the correction accuracy of the torque consumed by the ACG so that the required lateral pressure of the belt of the continuously variable transmission mechanism and the lock-up of the torque converter ( It is an object of the present invention to provide a control device for a continuously variable transmission that can optimize the pressure of the LC) and the clutch pressure of the forward clutch of the forward / reverse switching device and reduce the friction of the hydraulic pump of the hydraulic control device.

上記の課題を解決するために、本発明の無段変速機（３）の制御装置（２０）は、エンジン（１）の回転を変速するドライブプーリ（３１）とドリブンプーリ（３５）とを有するベルト（３９）式の無段変速機（３）の制御装置（２０）において、エンジン（１）によって駆動され、油圧供給源（７０）の作動油をドライブプーリ（３１）とドリブンプーリ（３５）の油室（３４、３８）に接続される油路（８２、８３）に圧送するポンプ（７１）と、油路（８１〜８３）に介挿され、油室（３４、３８）に供給される作動油の圧力を調整する電磁バルブ（７２）と、エンジン（１）から伝達される駆動力により駆動されるＡＣＧ（３０）を含む補機類と、エンジン（１）の回転数（ＮＥ）を検出するエンジン回転数検出手段（１０１）と、ＡＣＧ（３０）の発電量（ＡＣＧＦ）を検出する発電量検出手段（１１１）と、バッテリ（４０）の電圧（ＶＢ）を検出するバッテリ電圧検出手段（１１２）と、エンジン回転数検出手段（１０１）により検出されたエンジン（１）の回転数（ＮＥ）、発電量検出手段（１１１）により検出されたＡＣＧ（３０）の発電量（ＡＣＧＦ）およびバッテリ電圧検出手段（１１２）により検出されたバッテリ（４０）の電圧（ＶＢ）に基づいて、ＡＣＧ（３０）において消費される駆動トルク（ＡＣＧ駆動トルク）を算出するＡＣＧ駆動トルク算出手段（２０）と、ＡＣＧ駆動トルク算出手段（２０）により算出されたＡＣＧ（３０）の駆動トルクに基づいて、ドライブプーリ（３１）およびドリブンプーリ（３５）の油室（３４、３８）に供給される供給油圧を補正する油圧補正手段（２０、７、７２）とを備えることを特徴とする。 In order to solve the above-described problem, the control device (20) of the continuously variable transmission (3) of the present invention includes a drive pulley (31) and a driven pulley (35) for shifting the rotation of the engine (1). In the control device (20) of the belt (39) type continuously variable transmission (3), the drive oil (31) and the driven pulley (35) are driven by the engine (1) and the hydraulic oil from the hydraulic supply source (70) is supplied. The pump (71) pumped to the oil passages (82, 83) connected to the oil chambers (34, 38) and the oil passages (81-83) are inserted into the oil chambers (34, 38). An electromagnetic valve (72) for adjusting the pressure of the hydraulic oil, auxiliary equipment including an ACG (30) driven by the driving force transmitted from the engine (1), and the rotational speed (NE) of the engine (1) Engine speed detecting means (101) for detecting A power generation amount detection means (111) for detecting the power generation amount (ACGF) of the CG (30), a battery voltage detection means (112) for detecting the voltage (VB) of the battery (40), and an engine speed detection means (101) ) Detected by the engine (1), the power generation amount (ACGF) of the ACG (30) detected by the power generation detection means (111), and the battery detected by the battery voltage detection means (112). Based on the voltage (VB) of (40), ACG drive torque calculation means (20) for calculating drive torque (ACG drive torque) consumed in ACG (30), and ACG drive torque calculation means (20) Is supplied to the oil chambers (34, 38) of the drive pulley (31) and the driven pulley (35) based on the driving torque of the ACG (30). Characterized in that it comprises a hydraulic correcting means (20,7,72) for correcting the hydraulic pressure supply that.

無段変速機の制御装置をこのように構成することにより、ＡＣＧの発電時におけるバッテリの電圧が違いによるＡＣＧ駆動トルクの変動分を補償（補正）することができ、これにより、電磁バルブ（ライン圧レギュレータバルブ）で生成されるライン圧ＰＬを適正な値（フュエルインジェクション中には、従来よりも低い値）に設定することができる。したがって、フュエルインジェクション中においてはライン圧を低圧にすることができるので、ポンプのフリクションを低減することができるとともに、車両の燃費（燃料経済性）を向上させることができる。また、無段変速機のドライブプーリおよびドリブンプーリの間に掛け回されたベルトの各プーリに対する側圧がライン圧に基づいて設定されるので、このベルトの側圧を適正な値に設定することができ、これにより、各プーリやベルトの耐久性を向上させることができる。 By configuring the control device for the continuously variable transmission in this way, it is possible to compensate (correct) the variation in the ACG drive torque due to the difference in the battery voltage during ACG power generation. The line pressure PL generated by the pressure regulator valve can be set to an appropriate value (a value lower than the conventional value during fuel injection). Therefore, the line pressure can be reduced during fuel injection, so that the friction of the pump can be reduced and the fuel efficiency (fuel economy) of the vehicle can be improved. Also, since the side pressure of each belt of the belt that is wound between the drive pulley and driven pulley of the continuously variable transmission is set based on the line pressure, the side pressure of this belt can be set to an appropriate value. Thereby, durability of each pulley and belt can be improved.

本発明の無段変速機の制御装置では、ＡＣＧ駆動トルク算出手段（２０）は、バッテリ電圧検出手段（１１２）により検出されたバッテリ（４０）の電圧（ＶＢ）が高いほど大きくなるようにＡＣＧの駆動トルクを算出すればよい。これにより、バッテリ電圧によるＡＣＧの駆動トルクの変動を考慮して、適切なＡＣＧの駆動トルクを算出することができる。 In the control device for a continuously variable transmission according to the present invention, the ACG drive torque calculating means (20) increases the ACG so that the voltage (VB) of the battery (40) detected by the battery voltage detecting means (112) increases. What is necessary is just to calculate drive torque. Accordingly, it is possible to calculate an appropriate ACG driving torque in consideration of fluctuations in the ACG driving torque due to the battery voltage.

また、本発明の無段変速機の制御装置では、油圧補正手段（２０）は、駆動トルクが大きいほど低くなるように供給油圧を補正すればよい。ＡＣＧの駆動トルクが大きい場合には、エンジンから出力され、無段変速機に入力される伝達トルク（正味トルク）は実質的に減ってしまう。本発明の無段変速機の制御装置では、このような場合には、無段変速機のベルトの側圧を低減するようにドライブプーリおよびドリブンプーリの油室に供給される供給油圧を減らすように補正している。 In the control device for a continuously variable transmission according to the present invention, the hydraulic pressure correction means (20) may correct the supply hydraulic pressure so as to decrease as the drive torque increases. When the drive torque of ACG is large, the transmission torque (net torque) output from the engine and input to the continuously variable transmission is substantially reduced. In such a case, the continuously variable transmission control device of the present invention reduces the supply hydraulic pressure supplied to the oil chambers of the drive pulley and the driven pulley so as to reduce the lateral pressure of the belt of the continuously variable transmission. It is corrected.

また、本発明の無段変速機の制御装置では、油圧補正手段（２０）は、エンジン（１）がフュエルカットまたはエンジンブレーキを行っているときには、通常のエンジン運転状態のときよりも供給油圧が高くなるように補正すればよい。エンジンがフュエルカットまたはエンジンブレーキを行っている状態では、車両の駆動輪からディファレンシャル機構を介して無段変速機に伝達されるトルクが大きくなり、ドライブプーリおよびドリブンプーリに対してベルトが滑る可能性が生じてしまう。このため、ベルトの滑りを生じさせないために、ドライブプーリおよびドリブンプーリの油室に供給される供給油圧を増加するように補正するものである。 In the control device for a continuously variable transmission according to the present invention, the hydraulic pressure correction means (20) is configured such that when the engine (1) is performing fuel cut or engine braking, the supplied hydraulic pressure is higher than that during normal engine operation. What is necessary is just to correct | amend so that it may become high. When the engine is performing fuel cut or engine braking, the torque transmitted from the drive wheels of the vehicle to the continuously variable transmission via the differential mechanism may increase, and the belt may slide against the drive pulley and the driven pulley. Will occur. For this reason, in order not to cause the belt to slip, the supply hydraulic pressure supplied to the oil chambers of the drive pulley and the driven pulley is corrected to increase.

また、本発明の無段変速機の制御装置では、油圧補正手段（２０）は、供給油圧の増減に応じて、ライン圧（ＰＬ）を増減させればよい。 In the control device for a continuously variable transmission according to the present invention, the hydraulic pressure correction means (20) may increase or decrease the line pressure (PL) according to the increase or decrease of the supply hydraulic pressure.

なお、上記で括弧内に記した図面参照符号は、後述する実施形態における対応する構成要素を参考のために例示するものである。 The reference numerals in the parentheses described above exemplify corresponding constituent elements in the embodiments described later for reference.

本発明によれば、エンジンの回転数およびＡＣＧの発電量に加え、バッテリ電圧を考慮することにより、ＡＣＧにより消費される駆動トルクを精度よく推定・算出することができ、これにより、油圧制御装置において適正なライン圧を生成するとともに、ベルトの側圧を適正化することができる。 According to the present invention, it is possible to accurately estimate and calculate the drive torque consumed by the ACG by considering the battery voltage in addition to the engine speed and the amount of power generated by the ACG. It is possible to generate an appropriate line pressure and to optimize the belt side pressure.

本発明の無段変速機の制御装置が適用される車両の概略構成図である。1 is a schematic configuration diagram of a vehicle to which a control device for a continuously variable transmission according to the present invention is applied. エンジンおよび無段変速機の制御系を主に示すブロック図である。It is a block diagram which mainly shows the control system of an engine and a continuously variable transmission. 図２に示す無段変速機およびトルクコンバータの油圧機構を示す油圧回路図である。FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic mechanism of a continuously variable transmission and a torque converter shown in FIG. 2. 走行時にエンジン出力トルクに応じたライン圧を設定するライン圧設定処理を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the line pressure setting process which sets the line pressure according to an engine output torque at the time of driving | running | working. ＡＣＧの発電量およびエンジンの回転数に基づいてＡＣＧ駆動トルクを算出するＡＣＧ駆動トルク算出処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the ACG drive torque calculation process which calculates ACG drive torque based on the electric power generation amount of ACG, and the rotation speed of an engine. バッテリ電圧に対するＡＣＧトルクとエンジン回転数との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between ACG torque with respect to battery voltage, and engine speed.

以下、添付図面を参照して本発明の無段変速機の制御装置の好適な実施形態を詳細に説明する。 DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, a preferred embodiment of a control device for a continuously variable transmission according to the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.

図１は、本発明の無段変速機の制御装置が適用される車両の概略構成図である。図１に示すように、この車両は、エンジン（駆動源）１と、トルクコンバータ２と、無段変速機（以下、「ＣＶＴ」ともいう）３と、前後進切替装置４と、ディファレンシャル機構６とを備える。 FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle to which a control device for a continuously variable transmission according to the present invention is applied. As shown in FIG. 1, the vehicle includes an engine (drive source) 1, a torque converter 2, a continuously variable transmission (hereinafter also referred to as “CVT”) 3, a forward / reverse switching device 4, and a differential mechanism 6. With.

エンジン１の駆動はクランクシャフト１１に出力される。このクランクシャフト１１の回転は、トルクコンバータ２を介してＣＶＴ３に入力される。トルクコンバータ２は流体（作動油）を介してトルクの伝達を行うものであり、フロントカバー２１と、このフロントカバー２１と一体に形成されたポンプ翼車（ポンプインペラ）２２と、フロントカバー２１とポンプ翼車２２との間でポンプ翼車２２に対向配置されたタービン翼車（タービンランナ）２３と、ステータ２４とを有する。図１に示すように、クランクシャフト１１はトルクコンバータ２のポンプ翼車２２に接続され、タービン翼車２３はメインシャフト（ＣＶＴ入力軸）１２に接続される。 The drive of the engine 1 is output to the crankshaft 11. The rotation of the crankshaft 11 is input to the CVT 3 via the torque converter 2. The torque converter 2 transmits torque via a fluid (hydraulic oil), and includes a front cover 21, a pump impeller 22 formed integrally with the front cover 21, a front cover 21, A turbine impeller (turbine runner) 23 disposed opposite to the pump impeller 22 between the pump impeller 22 and a stator 24 is provided. As shown in FIG. 1, the crankshaft 11 is connected to the pump impeller 22 of the torque converter 2, and the turbine impeller 23 is connected to the main shaft (CVT input shaft) 12.

なお、タービン翼車２３とフロントカバー２１との間には、ロックアップクラッチ２５が設けられている。ロックアップクラッチ２５は、後述するＡＴ−ＥＣＵ２０の指令に基づく油圧制御装置７による制御により、フロントカバー２１の内面に向かって押圧されることによりフロントカバー２１に係合し、押圧が解除されることによりフロントカバー２１との係合が解除されるロックアップ制御を行う。フロントカバー２１およびポンプ翼車２２により形成される容器内には作動油（ＡＴＦ：Automatic Transmission Fluid）が封入されている。 A lockup clutch 25 is provided between the turbine impeller 23 and the front cover 21. The lock-up clutch 25 is engaged with the front cover 21 by being pressed toward the inner surface of the front cover 21 under the control of the hydraulic control device 7 based on a command of the AT-ECU 20 described later, and the pressure is released. Thus, lockup control for releasing the engagement with the front cover 21 is performed. Hydraulic oil (ATF: Automatic Transmission Fluid) is sealed in a container formed by the front cover 21 and the pump impeller 22.

ロックアップ制御がなされていない場合では、ポンプ翼車２２とタービン翼車２３の相対回転が許容される。この状態において、クランクシャフト１１の回転トルクがフロントカバー２１を介してポンプ翼車２２に伝達されると、トルクコンバータ２の容器を満たしている作動油は、ポンプ翼車２２の回転により、ポンプ翼車２２からタービン翼車２３に、次いでステータ２４へと循環する。これにより、ポンプ翼車２２の回転トルクがタービン翼車２３に伝達され、メインシャフト１２を駆動する。 When the lockup control is not performed, relative rotation between the pump impeller 22 and the turbine impeller 23 is permitted. In this state, when the rotational torque of the crankshaft 11 is transmitted to the pump impeller 22 via the front cover 21, the hydraulic oil filling the container of the torque converter 2 is driven by the rotation of the pump impeller 22. Circulation from the vehicle 22 to the turbine impeller 23 and then to the stator 24. Thereby, the rotational torque of the pump impeller 22 is transmitted to the turbine impeller 23 to drive the main shaft 12.

一方、ロックアップ制御中には、ロックアップクラッチ２５が係合されている状態となり、フロントカバー２１からタービン翼車２３へと作動油を介して回転させるのではなく、フロントカバー２１とタービン翼車２３とが一体的に回転し、クランクシャフト１１の回転トルクがメインシャフト１２に直接伝達される。 On the other hand, during the lock-up control, the lock-up clutch 25 is engaged, and the front cover 21 and the turbine impeller are not rotated from the front cover 21 to the turbine impeller 23 via hydraulic oil. 23 rotate integrally, and the rotational torque of the crankshaft 11 is directly transmitted to the main shaft 12.

無段変速機３は、トルクコンバータ２と同様に、後述するＡＴ−ＥＣＵ２０からの指令に基づく油圧制御装置７による油圧の制御により、その変速動作が制御されるものである。無段変速機３は、メインシャフト１２上に配置されたドライブプーリ３１と、メインシャフト１２に平行なカウンタシャフト１３上に配置されたドリブンプーリ３５と、ドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５の間に掛け回される金属製のベルト３９とを有する。 As with the torque converter 2, the continuously variable transmission 3 is controlled in its shifting operation by controlling the hydraulic pressure by the hydraulic control device 7 based on a command from the AT-ECU 20 described later. The continuously variable transmission 3 is hung between the drive pulley 31 disposed on the main shaft 12, the driven pulley 35 disposed on the counter shaft 13 parallel to the main shaft 12, and the drive pulley 31 and the driven pulley 35. And a metal belt 39 to be rotated.

ドライブプーリ３１は、メインシャフト１２上に固定して配置された固定プーリ半体３２と、この固定プーリ半体３２に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体３３とからなる。可動プーリ半体３３の側方には、ドライブ側シリンダ室（油室）３４が形成されている。ドリブンプーリ３５は、カウンタシャフト１３に固定して配置された固定プーリ半体３６と、この固定プーリ半体３６に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体３７とからなる。可動プーリ半体３７の側方には、ドリブン側シリンダ室（油室）３８が形成されている。ドライブ側シリンダ室３４およびドリブン側シリンダ室３８に後述する油圧制御装置７により作動油を供給することにより、可動プーリ半体３３および３７をそれぞれ軸方向に移動させることができ、これにより、ベルト３９のドライブ側圧およびドリブン側圧が発生される。なお、油圧制御装置７の詳細については図３を用いて後述する。ドライブプーリ３１の固定プーリ半体３２は、メインシャフト１２上に配置される前後進切替装置４に接続される。 The drive pulley 31 includes a fixed pulley half 32 that is fixedly disposed on the main shaft 12 and a movable pulley half 33 that is movable relative to the fixed pulley half 32 in the axial direction. A drive side cylinder chamber (oil chamber) 34 is formed on the side of the movable pulley half 33. The driven pulley 35 includes a fixed pulley half 36 that is fixed to the counter shaft 13 and a movable pulley half 37 that can move relative to the fixed pulley half 36 in the axial direction. A driven cylinder chamber (oil chamber) 38 is formed on the side of the movable pulley half 37. By supplying hydraulic oil to the drive side cylinder chamber 34 and the driven side cylinder chamber 38 by a hydraulic control device 7 which will be described later, the movable pulley halves 33 and 37 can be moved in the axial direction. Drive side pressure and driven side pressure are generated. The details of the hydraulic control device 7 will be described later with reference to FIG. The fixed pulley half 32 of the drive pulley 31 is connected to the forward / reverse switching device 4 disposed on the main shaft 12.

前後進切替装置４は、前進クラッチ４６と、後進ブレーキ４７と、それらの間に配置されるプラネタリギヤ機構４１とを備える。プラネタリギヤ機構４１は、メインシャフト１２に連結されたサンギヤ４２と、ドライブプーリ３１の固定プーリ半体３２に連結されたリングギヤ４５と、サンギヤ４２とリングギヤ４５との間に設けられ、それらと噛み合うピニオンギヤ４３とを備える。ピニオンギヤ４３は、プラネタリキャリヤ４４を介して後進ブレーキ４７に連結される。 The forward / reverse switching device 4 includes a forward clutch 46, a reverse brake 47, and a planetary gear mechanism 41 disposed therebetween. The planetary gear mechanism 41 includes a sun gear 42 connected to the main shaft 12, a ring gear 45 connected to the fixed pulley half 32 of the drive pulley 31, and a pinion gear 43 that is provided between the sun gear 42 and the ring gear 45 and meshes therewith. With. The pinion gear 43 is connected to the reverse brake 47 via the planetary carrier 44.

前後進切替装置４において前進クラッチ４６が作動（係合）されると、プラネタリギヤ機構４１のリングギヤ４５はメインシャフト１２と連結され、サンギヤ４２およびリングギヤ４５はメインシャフト１２と一体に回転する。そのため、エンジン１の回転駆動により、ドライブプーリ３１はメインシャフト１２と同方向（前進方向）に回転駆動される。また、前後進切替装置４において後進ブレーキ４７が作動（係合）されると、プラネタリキャリヤ４４が固定保持されるので、リングギヤ４５はサンギヤ４２と逆の方向に回転駆動される。そのため、エンジン１の回転駆動により、ドライブプーリ３１はメインシャフト１２と逆方向（後進方向）に回転駆動される。 When the forward clutch 46 is operated (engaged) in the forward / reverse switching device 4, the ring gear 45 of the planetary gear mechanism 41 is connected to the main shaft 12, and the sun gear 42 and the ring gear 45 rotate integrally with the main shaft 12. Therefore, the drive pulley 31 is rotationally driven in the same direction (forward direction) as the main shaft 12 by the rotational drive of the engine 1. When the reverse brake 47 is actuated (engaged) in the forward / reverse switching device 4, the planetary carrier 44 is fixedly held, so that the ring gear 45 is rotationally driven in the direction opposite to that of the sun gear 42. Therefore, the drive pulley 31 is rotationally driven in the reverse direction (reverse direction) to the main shaft 12 by the rotational drive of the engine 1.

無段変速機３では、ドライブプーリ３１とドリブンプーリ３５との間で変速制御が行われ、カウンタシャフト１３が回転駆動される。カウンタシャフト１３の回転は、減速ギヤ５１、５２を介してセカンダリシャフト１４に伝達される。そして、セカンダリシャフト１４の回転は、減速ギヤ５３、５４を介してディファレンシャル機構６に伝達され、ディファレンシャル機構６により分割されて左右のドライブシャフト１５、１６を介して左右の駆動輪（図示せず）に伝達される。 In the continuously variable transmission 3, speed change control is performed between the drive pulley 31 and the driven pulley 35, and the counter shaft 13 is rotationally driven. The rotation of the counter shaft 13 is transmitted to the secondary shaft 14 via the reduction gears 51 and 52. Then, the rotation of the secondary shaft 14 is transmitted to the differential mechanism 6 via the reduction gears 53 and 54, and is divided by the differential mechanism 6 and left and right drive wheels (not shown) via the left and right drive shafts 15 and 16. Is transmitted to.

次に、図２を参照して、本実施形態の車両の制御系を説明する。図２は、エンジン１および無段変速機３の制御系を主に示すブロック図である。本実施形態では、車両は、上述の構成に加えて、エンジン１を制御するためのエンジン−ＥＣＵ１０と、トルクコンバータ２、無段変速機３、前後進切替装置４および油圧制御装置７を制御するためのＡＴ−ＥＣＵ２０とを備える。また、車両は、発電機（オルタネータ、以下、「ＡＣＧ」という）３０と、図示しないライト、カーステレオ等の電気負荷に電力を供給する低圧バッテリ４０とをさらに備える。ＡＣＧ３０は、エンジン１からのエンジン出力トルクによるオルタネータの回転により発電し、バッテリ４０を充電する。 Next, the vehicle control system of the present embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 2 is a block diagram mainly showing a control system of the engine 1 and the continuously variable transmission 3. In the present embodiment, the vehicle controls the engine-ECU 10 for controlling the engine 1, the torque converter 2, the continuously variable transmission 3, the forward / reverse switching device 4, and the hydraulic control device 7 in addition to the above-described configuration. An AT-ECU 20. The vehicle further includes a generator (alternator, hereinafter referred to as “ACG”) 30 and a low-voltage battery 40 that supplies power to an electric load such as a light or a car stereo (not shown). The ACG 30 generates power by the rotation of the alternator due to the engine output torque from the engine 1 and charges the battery 40.

エンジン１のクランクシャフト１１の近傍には、エンジン１の出力回転数を検出するための回転数センサ１０１が設けられる。トルクコンバータ２の出力側のメインシャフト１２の近傍には、無段変速機３の入力回転数を検出する回転数センサ１０２が設けられる。また、無段変速機３のドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５のそれぞれ近傍には、ドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５の回転数を検出するための回転数センサ１０３、１０４が設けられる。減速ギヤ５２の近傍には、無段変速機３の出力軸であるカウンタシャフト１３の回転数に対応する減速ギヤ５２の回転数を検出するための回転数センサ１０５が設けられる。各回転数センサ１０１〜１０５で検出された回転数に応じた電気信号がＡＴ−ＥＣＵ２０に出力される。なお、回転数センサ１０５の検出信号は車両の車速Ｖを検出（算出）するために用いられてもよい。 A rotational speed sensor 101 for detecting the output rotational speed of the engine 1 is provided in the vicinity of the crankshaft 11 of the engine 1. A rotation speed sensor 102 that detects the input rotation speed of the continuously variable transmission 3 is provided in the vicinity of the main shaft 12 on the output side of the torque converter 2. In addition, rotation speed sensors 103 and 104 for detecting the rotation speeds of the drive pulley 31 and the driven pulley 35 are provided in the vicinity of the drive pulley 31 and the driven pulley 35 of the continuously variable transmission 3. In the vicinity of the reduction gear 52, a rotation speed sensor 105 is provided for detecting the rotation speed of the reduction gear 52 corresponding to the rotation speed of the counter shaft 13 that is the output shaft of the continuously variable transmission 3. An electrical signal corresponding to the rotation speed detected by each of the rotation speed sensors 101 to 105 is output to the AT-ECU 20. The detection signal of the rotation speed sensor 105 may be used for detecting (calculating) the vehicle speed V of the vehicle.

エンジン１の冷却水路（図示せず）の近傍には、エンジン１の冷却水の温度であるエンジン冷却水温ＴＷを検出するための水温センサ１０６が設けられる。水温センサ１０６により検出されたエンジン冷却水温ＴＷに応じた電気信号がエンジン−ＥＣＵ１０に出力される。また、エンジン１への吸気管（図示せず）には、エンジン１の吸気行程で発生する負圧（吸気負圧）ＰＢを計測する圧力センサ（吸気負圧センサ）１０７が設けられる。圧力センサ１０７により計測された吸気負圧ＰＢに応じた電気信号がエンジン−ＥＣＵ１０に出力される。なお、図示を省略したが、エンジン１の吸気管には、吸入空気量を計測するエアーフローセンサ等が設けられている。 A water temperature sensor 106 for detecting an engine cooling water temperature TW that is the temperature of the cooling water for the engine 1 is provided in the vicinity of a cooling water channel (not shown) of the engine 1. An electrical signal corresponding to the engine coolant temperature TW detected by the water temperature sensor 106 is output to the engine-ECU 10. An intake pipe (not shown) to the engine 1 is provided with a pressure sensor (intake negative pressure sensor) 107 that measures a negative pressure (intake negative pressure) PB generated in the intake stroke of the engine 1. An electric signal corresponding to the intake negative pressure PB measured by the pressure sensor 107 is output to the engine-ECU 10. Although not shown, the intake pipe of the engine 1 is provided with an air flow sensor or the like for measuring the intake air amount.

さらに、本実施形態の車両は、車両の走行中や駐車時に運転者によって操作されるシフトレバー８およびアクセルペダル９を備える。シフトレバー８の近傍には、運転者によって操作されるシフトレバー８のポジションＰＯＳを検出するためのシフトレバーポジションセンサ１０８が設けられる。シフトレバー８のポジションＰＯＳには、公知のように、例えば、Ｐ（パーキング）、Ｒ（後進走行）、Ｎ（ニュートラル）、Ｄ（前進走行）などがある。シフトレバーポジションセンサ１０８は、運転者によって選択されたＲ、Ｎ、ＤなどのポジションＰＯＳに応じた電気信号をＡＴ−ＥＣＵ２０に出力する。 Furthermore, the vehicle according to the present embodiment includes a shift lever 8 and an accelerator pedal 9 that are operated by the driver while the vehicle is running or parked. In the vicinity of the shift lever 8, a shift lever position sensor 108 for detecting the position POS of the shift lever 8 operated by the driver is provided. As is well known, the position POS of the shift lever 8 includes, for example, P (parking), R (reverse travel), N (neutral), D (forward travel), and the like. The shift lever position sensor 108 outputs an electrical signal corresponding to the position POS such as R, N, and D selected by the driver to the AT-ECU 20.

また、アクセルペダル９の近傍には、アクセルペダル９の踏み込みに応じたアクセルペダル開度ＡＰＡＴを検出するためのアクセルペダル開度センサ１０９と、アクセルペダル９の踏み込みに応じて開度が設定されるエンジン１のスロットルの開度（スロットル開度）ＴＨを検出するためのスロットル開度センサ１１０とが設けられる。アクセルペダル開度センサ１０９により検出されたアクセルペダル開度ＡＰＡＴおよびスロットル開度センサ１１０により検出されたスロットル開度ＴＨに応じた電気信号はエンジン−ＥＣＵ１０に出力される。 Further, in the vicinity of the accelerator pedal 9, an accelerator pedal opening sensor 109 for detecting an accelerator pedal opening APAT corresponding to the depression of the accelerator pedal 9 and an opening corresponding to the depression of the accelerator pedal 9 are set. A throttle opening sensor 110 for detecting the throttle opening (throttle opening) TH of the engine 1 is provided. Electric signals corresponding to the accelerator pedal opening APAT detected by the accelerator pedal opening sensor 109 and the throttle opening TH detected by the throttle opening sensor 110 are output to the engine-ECU 10.

ＡＣＧ３０の近傍には、ＡＣＧ３０による発電量ＡＣＧＦを検出するためのＡＣＧ発電量センサ（発電量検出手段）１１１が設けられる。ＡＣＧ３０により発電された電気エネルギーは、バッテリ４０を充電するためにバッテリ４０に出力される。また、バッテリ４０の近傍には、バッテリ４０の電圧ＶＢを検出するためのバッテリ電圧センサ（バッテリ電圧検出手段）１１２が設けられる。ＡＣＧ発電量センサ１１１により検出されたＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦおよびバッテリ電圧センサ１１２により検出されたバッテリ４０の電圧ＶＢに応じた電気信号がＡＴ−ＥＣＵ２０に出力される。 In the vicinity of the ACG 30, an ACG power generation amount sensor (power generation amount detection means) 111 for detecting the power generation amount ACGF by the ACG 30 is provided. The electric energy generated by the ACG 30 is output to the battery 40 in order to charge the battery 40. Further, a battery voltage sensor (battery voltage detecting means) 112 for detecting the voltage VB of the battery 40 is provided in the vicinity of the battery 40. An electrical signal corresponding to the power generation amount ACGF of the ACG 30 detected by the ACG power generation amount sensor 111 and the voltage VB of the battery 40 detected by the battery voltage sensor 112 is output to the AT-ECU 20.

なお、エンジン−ＥＣＵ１０の動作については本発明の特徴部分ではないので、詳細な説明を省略する。また、ＡＴ−ＥＣＵ２０の動作については、図４のブロック図および図５のフローチャートに基づいて詳細に後述する。 Note that the operation of the engine-ECU 10 is not a characteristic part of the present invention, and a detailed description thereof will be omitted. The operation of the AT-ECU 20 will be described later in detail based on the block diagram of FIG. 4 and the flowchart of FIG.

次に、図３を参照して、油圧制御装置７の構成を詳細に説明する。図３は、図２に示す無段変速機３およびトルクコンバータ２の油圧機構、すなわち、油圧制御装置７の具体的構成を示す油圧回路図である。 Next, the configuration of the hydraulic control device 7 will be described in detail with reference to FIG. FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a specific configuration of the hydraulic mechanism of continuously variable transmission 3 and torque converter 2 shown in FIG.

図３に示すように、油圧制御装置７は、油圧制御装置７全体に作動油を供給するための油圧ポンプ７１を含む。油圧ポンプ７１は、エンジン１により駆動され、オイルタンク（油圧供給源）７０に貯留された作動油を汲み上げて、油路８１を介してライン圧レギュレータバルブ７２に圧送する。 As shown in FIG. 3, the hydraulic control device 7 includes a hydraulic pump 71 for supplying hydraulic oil to the entire hydraulic control device 7. The hydraulic pump 71 is driven by the engine 1, pumps up the hydraulic oil stored in the oil tank (hydraulic supply source) 70, and pumps it to the line pressure regulator valve 72 through the oil passage 81.

ライン圧レギュレータバルブ７２は、油圧ポンプ７１から圧送された作動油を調圧してライン圧ＰＬを生成するものである。ライン圧レギュレータバルブ７２により調圧されたライン圧ＰＬの作動油は、油路８２、８３を介して第１および第２のレギュレータバルブ７６ａ、７６ｂに供給されるとともに、油路８４を介してＣＲバルブ７４に供給される。 The line pressure regulator valve 72 adjusts the hydraulic oil pumped from the hydraulic pump 71 to generate the line pressure PL. The hydraulic fluid of the line pressure PL adjusted by the line pressure regulator valve 72 is supplied to the first and second regulator valves 76a and 76b through the oil passages 82 and 83, and CR is supplied through the oil passage 84. Supplied to the valve 74.

ＣＲバルブ７４は、作動油のライン圧ＰＬを減圧して、ＣＲ圧（制御圧）を生成し、油路８６〜８８を介して第１〜第３のリニアソレノイドバルブ（電磁バルブ）７５ａ〜７５ｃにＣＲ圧の作動油を供給する。第１および第２のリニアソレノイドバルブ７５ａ、７５ｂは、それぞれ対応するソレノイドの励磁制御に応じて決定される出力圧を発生させ、第１および第２のレギュレータバルブ７６ａ、７６ｂに作用させる。これにより、油路８２、８３から供給されるライン圧ＰＬの作動油は、油路９１、９２を介して無段変速機３のドライブ側およびドリブン側の可動プーリ半体３３、３７のシリンダ室（油室）３４、３８に供給され、それに応じてベルト３９の滑りが発生することのないプーリ側圧を発生させる。 The CR valve 74 reduces the line pressure PL of the hydraulic oil to generate a CR pressure (control pressure), and the first to third linear solenoid valves (electromagnetic valves) 75a to 75c via the oil passages 86 to 88. Supply hydraulic oil with CR pressure. The first and second linear solenoid valves 75a and 75b generate output pressures determined according to the excitation control of the corresponding solenoids, respectively, and act on the first and second regulator valves 76a and 76b. As a result, the hydraulic oil of the line pressure PL supplied from the oil passages 82 and 83 passes through the oil passages 91 and 92 and the cylinder chambers of the movable pulley halves 33 and 37 on the drive side and driven side of the continuously variable transmission 3. (Oil chambers) 34 and 38 are supplied, and accordingly, pulley side pressure is generated so that the belt 39 does not slip.

このように、ライン圧ＰＬの作動油をドライブ側およびドリブン側シリンダ室３４、３８に供給して、可動プーリ半体３３、３７を軸方向に移動させることにより、適切なプーリ側圧を発生させるとともに、ドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５のプーリ幅を変化させ、ベルト３９の巻掛け半径を変化させる。したがって、ドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５のプーリ側圧を調整することにより、エンジン１の出力を駆動輪（図示せず）に伝達させる変速比を無段階に変化させることができる。 In this way, by supplying hydraulic oil of the line pressure PL to the drive side and driven side cylinder chambers 34 and 38 and moving the movable pulley halves 33 and 37 in the axial direction, an appropriate pulley side pressure is generated. The pulley widths of the drive pulley 31 and the driven pulley 35 are changed, and the winding radius of the belt 39 is changed. Therefore, by adjusting the pulley side pressures of the drive pulley 31 and the driven pulley 35, the gear ratio for transmitting the output of the engine 1 to the drive wheels (not shown) can be changed steplessly.

第３のリニアソレノイドバルブ７５ｃは、そのソレノイドの励磁制御に応じて決定される出力圧を油路９３、９４に発生させる。油路９３に供給された作動油は、ＣＲシフトバルブ７８ａを介してマニュアルバルブ８０に供給される。ＣＲシフトバルブ７８ａは、第１（電磁）オン・オフソレノイド７９ａによりオン・オフ制御される。なお、運転者によってシフトレバー８のＤ（前進）のシフトポジションが選択されると、それに応じてマニュアルバルブ８０の図示しないスプールが移動し、後進ブレーキ４７から作動油が排出される一方、前進クラッチ４６に油圧が供給されて前進クラッチ４６が係合（締結）される。また、運転者によってシフトレバー８のＲ（後進）のシフトポジションが選択されると、前進クラッチ４６から作動油が排出される一方、後進ブレーキ４７に油圧が供給されて後進ブレーキ４７が係合（締結）する。 The third linear solenoid valve 75c causes the oil passages 93 and 94 to generate an output pressure determined according to the excitation control of the solenoid. The hydraulic oil supplied to the oil passage 93 is supplied to the manual valve 80 via the CR shift valve 78a. The CR shift valve 78a is on / off controlled by a first (electromagnetic) on / off solenoid 79a. When the driver selects the D (forward) shift position of the shift lever 8, a spool (not shown) of the manual valve 80 moves accordingly, and hydraulic oil is discharged from the reverse brake 47, while the forward clutch The hydraulic pressure is supplied to 46 and the forward clutch 46 is engaged (fastened). When the driver selects the R (reverse) shift position of the shift lever 8, hydraulic oil is discharged from the forward clutch 46, while hydraulic pressure is supplied to the reverse brake 47 and the reverse brake 47 is engaged ( Conclude).

また、このライン圧ＰＬの作動油は、油路８５を介してＴＣレギュレータバルブ７３にも供給される。ＴＣレギュレータバルブ７３は、トルクコンバータ２への作動油の供給を制御するものであり、ライン圧レギュレータバルブ７２から供給されたライン圧ＰＬの作動油を、油路９５を介してＬＣ制御バルブ７７に供給する。ＬＣ制御バルブ７７は、ＴＣレギュレータバルブ７３および油路９５を介して供給されるライン圧ＰＬの作動油を、油路９６を介してＬＣシフトバルブ７８ｂに供給する。このように供給されるライン圧ＰＬの作動油はトルクコンバータ２のロックアップ制御に用いられる。 Further, the hydraulic oil having the line pressure PL is also supplied to the TC regulator valve 73 via the oil passage 85. The TC regulator valve 73 controls the supply of hydraulic oil to the torque converter 2, and the hydraulic oil having the line pressure PL supplied from the line pressure regulator valve 72 is supplied to the LC control valve 77 via the oil passage 95. Supply. The LC control valve 77 supplies the hydraulic oil having the line pressure PL supplied via the TC regulator valve 73 and the oil passage 95 to the LC shift valve 78b via the oil passage 96. The hydraulic oil having the line pressure PL supplied in this way is used for lock-up control of the torque converter 2.

ＬＣシフトバルブ７８ｂは、第２（電磁）オン・オフソレノイド７９ｂによりロックアップクラッチ２５の締結（オン）・開放（オフ）を制御するものである。ロックアップクラッチ２５には、ＬＣシフトバルブ７８ｂおよび油路９７を介して作動油が前面側から供給され、この作動油は背面側から油路９８に排出される。これにより、ロックアップクラッチ２５が係合（締結）される。一方、作動油が前面側から油路９７に排出されると、ロックアップクラッチ２５が解放（非締結）される。ロックアップクラッチ２５のスリップ量、すなわち、係合（ロックアップ時）と解放の間でトルクコンバータ２がスリップさせられるときの係合容量は、前面側と背面側に供給される作動油の圧力（油圧）によって決定される。 The LC shift valve 78b controls the engagement (on) / release (off) of the lockup clutch 25 by a second (electromagnetic) on / off solenoid 79b. The lockup clutch 25 is supplied with hydraulic oil from the front side through the LC shift valve 78b and the oil passage 97, and is discharged from the rear side to the oil passage 98. Thereby, the lockup clutch 25 is engaged (fastened). On the other hand, when the hydraulic oil is discharged from the front side to the oil passage 97, the lockup clutch 25 is released (not fastened). The slip amount of the lock-up clutch 25, that is, the engagement capacity when the torque converter 2 is slipped between engagement (at the time of lock-up) and release is the pressure of the hydraulic oil supplied to the front side and the rear side ( Hydraulic pressure).

また、第３のリニアソレノイドバルブ７５ｃは、油路９４およびＬＣ制御バルブ７７を介してＣＲ圧の作動油をＬＣシフトバルブ７８ｂに供給する。このように供給されるＣＲ圧の作動油により、ロックアップクラッチ２５の係合容量（滑り量）は、第３のリニアソレノイドバルブ７５ｃのソレノイドの励磁・非励磁によって調整（制御）される。 The third linear solenoid valve 75 c supplies CR pressure hydraulic oil to the LC shift valve 78 b via the oil passage 94 and the LC control valve 77. The engagement capacity (slip amount) of the lock-up clutch 25 is adjusted (controlled) by excitation / non-excitation of the solenoid of the third linear solenoid valve 75c by the CR pressure hydraulic oil supplied in this way.

このように、本実施形態の油圧制御装置７では、油圧ポンプ７１はオイルタンク７０からの作動油をライン圧レギュレータバルブ７２に供給し、ライン圧レギュレータバルブ７２は、供給された作動油でライン圧ＰＬを生成する。このライン圧ＰＬの作動油をドライブ側およびドリブン側シリンダ室３４、３８に供給することにより、無段変速機３の可動プーリ半体３３、３７を作動させる。また、ライン圧ＰＬの作動油またはＣＲ圧の作動油をトルクコンバータ２に供給することにより、トルクコンバータ２のロックアップ制御および係合容量（滑り量）の制御が行われる。さらに、マニュアルバルブ８０を介してＣＲ圧の作動油を前後進切替装置４の前進クラッチ４６または後進ブレーキ４７に供給することにより、メインシャフト１２と同方向（前進方向）または逆方向（後進方向）となるようにエンジン１の回転駆動を左右の駆動輪（図示せず）に伝達する。 Thus, in the hydraulic control device 7 of the present embodiment, the hydraulic pump 71 supplies the hydraulic oil from the oil tank 70 to the line pressure regulator valve 72, and the line pressure regulator valve 72 uses the supplied hydraulic oil for the line pressure. PL is generated. By supplying hydraulic oil of this line pressure PL to the drive side and driven side cylinder chambers 34 and 38, the movable pulley halves 33 and 37 of the continuously variable transmission 3 are operated. Further, by supplying the hydraulic oil having the line pressure PL or the hydraulic oil having the CR pressure to the torque converter 2, the lock-up control and the engagement capacity (slip amount) of the torque converter 2 are performed. Further, by supplying the hydraulic oil of CR pressure to the forward clutch 46 or the reverse brake 47 of the forward / reverse switching device 4 through the manual valve 80, the same direction (forward direction) or reverse direction (reverse direction) as the main shaft 12 is achieved. The rotational drive of the engine 1 is transmitted to the left and right drive wheels (not shown).

次に、本実施形態の無段変速機の制御装置の動作を説明する。従来の手法では、エンジン１の回転数ＮＥおよびＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦを用いてＡＣＧトルク最小値を算出していたが、本実施形態では、さらにバッテリ４０の電圧ＶＢを用いてＡＣＧトルクを補正するものである。図４を参照して、図２に示すＡＴ−ＥＣＵ２０による油圧制御装置７のライン圧ＰＬを設定するライン圧設定処理を説明する。図４は、走行時にエンジン出力トルクに応じたライン圧を設定するライン圧設定処理を示すブロック図である。 Next, the operation of the control device for the continuously variable transmission according to this embodiment will be described. In the conventional method, the ACG torque minimum value is calculated using the rotational speed NE of the engine 1 and the power generation amount ACGF of the ACG 30. However, in this embodiment, the ACG torque is further corrected using the voltage VB of the battery 40. Is. A line pressure setting process for setting the line pressure PL of the hydraulic control device 7 by the AT-ECU 20 shown in FIG. 2 will be described with reference to FIG. FIG. 4 is a block diagram showing a line pressure setting process for setting a line pressure according to the engine output torque during traveling.

まず、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、エンジン−ＥＣＵ１０を介して、圧力センサ１０７により検出されたエンジン１の吸気負圧ＰＢを取得するとともに（ブロックＢ１）、回転数センサ１０１により検出されたエンジン１の回転数ＮＥを取得する（ブロックＢ２）。そして、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、予め実験や演算等により得られ、ＡＴ−ＥＣＵ２０内の図示しないメモリに格納されているエンジン回転数ＮＥ−吸気負圧ＰＢ−エンジン出力トルク（理論値）ＴＱの三次元マップ（三次元テーブル）を用いて、これらの検出値に対応した基準トルクＴＱＴＢを算出する（ブロックＢ３）。この基準トルクＴＱＴＢは、基準運転パラメータ、例えば、ストイキ（理論空燃比）状態で所定の排ガス還流率でリタード無しという運転パラメータの下での運転状態（基準運転状態）でエンジン１から得られるトータルトルクを、吸気負圧ＰＢと回転数ＮＥとに対応して予め三次元テーブルに設定されたものである。ＡＴ−ＥＣＵ２０は、検出された吸気負圧ＰＢと回転数ＮＥに対応する基準トルクＴＱＴＢをこのテーブルから読み取り、基準トルクＴＱＴＢを決定する。 First, the AT-ECU 20 acquires the intake negative pressure PB of the engine 1 detected by the pressure sensor 107 via the engine-ECU 10 (block B1), and the rotational speed of the engine 1 detected by the rotational speed sensor 101. NE is acquired (block B2). Then, the AT-ECU 20 is obtained in advance through experiments, calculations, and the like, and is stored in a memory (not shown) in the AT-ECU 20 and is three-dimensional: engine speed NE—intake negative pressure PB—engine output torque (theoretical value) TQ. A reference torque TQTB corresponding to these detected values is calculated using a map (three-dimensional table) (block B3). This reference torque TQTB is a total torque obtained from the engine 1 under an operation condition (reference operation state) under a reference operation parameter, for example, an operation parameter of a predetermined exhaust gas recirculation rate and no retard in a stoichiometric (stoichiometric air-fuel ratio) state. Are previously set in a three-dimensional table corresponding to the intake negative pressure PB and the rotational speed NE. The AT-ECU 20 reads the reference torque TQTB corresponding to the detected intake negative pressure PB and the rotational speed NE from this table, and determines the reference torque TQTB.

上記説明から分かるように、この基準トルクＴＱＴＢは、基準運転パラメータの下でエンジン１から発生するトータルトルクであり、実際の運転パラメータが基準運転パラメータと相違するときにはこの相違に対応して実際のトルクも相違する。このため、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、実際の運転パラメータを測定して、これに基づく補正係数ＫＴＱを算出し（ブロックＢ５）、基準トルクＴＱＴＢに補正係数ＫＴＱを乗じて（ブロックＢ６）、実トルクＴＱＴＲを算出する。 As can be seen from the above description, the reference torque TQTB is the total torque generated from the engine 1 under the reference operation parameter. When the actual operation parameter is different from the reference operation parameter, the actual torque corresponding to this difference is obtained. Is also different. For this reason, the AT-ECU 20 measures actual operating parameters, calculates a correction coefficient KTQ based on the measured operating parameters (block B5), multiplies the reference torque TQTB by the correction coefficient KTQ (block B6), and calculates the actual torque TQTR. calculate.

なお、この補正係数ＫＴＱは、基準運転パラメータと実際の運転パラメータとの比に対応する基準トルクと実トルクとの比である。例えば、空燃比に基づく補正係数ＫＴＱＡＦ、排ガス還流制御での排気ガス還流率に基づく補正係数ＫＴＱＥＧＲ、リターダ量に基づく補正係数ＫＴＱＩＧ、外気温に基づく補正係数ＫＴＱＴＡ、外気圧に基づくＫＴＱＰＡ、部分気筒運転状態に基づくＫＴＱＣＹＬ等が用いられるが、ここでは詳細な説明を省略する。このように実トルクＴＱＴＲを算出しているので、基準運転状態での基準トルクと運転パラメータに対応する補正係数ＫＴＱとを必要とするだけであり、実トルク算出に必要なデータ量が少なくて済む。これにより、ＡＴ−ＥＣＵ２０内の図示しない記憶媒体（メモリ）の容量（ＲＯＭ容量）を小さくすることができる。 The correction coefficient KTQ is a ratio between the reference torque and the actual torque corresponding to the ratio between the reference operation parameter and the actual operation parameter. For example, the correction coefficient KTQAF based on the air-fuel ratio, the correction coefficient KTQEGR based on the exhaust gas recirculation rate in the exhaust gas recirculation control, the correction coefficient KTQIG based on the retarder amount, the correction coefficient KTQTA based on the outside air temperature, the KTQPA based on the outside air pressure, and the partial cylinder operation KTQCYL or the like based on the state is used, but detailed description thereof is omitted here. Since the actual torque TQTR is calculated in this way, only the reference torque in the reference operation state and the correction coefficient KTQ corresponding to the operation parameter are required, and the amount of data necessary for the actual torque calculation can be reduced. . Thereby, the capacity | capacitance (ROM capacity | capacitance) of the storage medium (memory) which is not illustrated in AT-ECU20 can be made small.

一方、実トルクの算出と並行して、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、予め実験や演算等により得られ、ＡＴ−ＥＣＵ２０内の図示しないメモリに格納されているエンジン回転数ＮＥ−吸気負圧ＰＢ−エンジンフリクショントルクＴＱＦＲの三次元マップ（三次元テーブル）を用いて、検出したエンジン１の回転数ＮＥおよび吸気負圧ＰＢに対応するエンジンフリクショントルクＴＱＦＲを算出する（ブロックＢ４）。フリクショントルクＴＱＦＲは、ピストンの往復動やシャフト回転の抵抗トルクと吸排気ポンピングロスによる抵抗トルクから発生するものであり、上記運転パラメータに影響されず、エンジン１の吸気負圧（エンジン負荷）ＰＢおよびエンジン１の回転数ＮＥに対応して決まるものである。したがって、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、検出された吸気負圧ＰＢと回転数ＮＥに対応するフリクショントルクＴＱＦＲをこのテーブルから読み取り、フリクショントルクＴＱＦＲを決定する。 On the other hand, in parallel with the calculation of the actual torque, the AT-ECU 20 obtains the engine speed NE, intake negative pressure PB, engine friction, which is obtained in advance by experiments, calculations, etc. and stored in a memory (not shown) in the AT-ECU 20. An engine friction torque TQFR corresponding to the detected engine speed NE and intake negative pressure PB is calculated using a three-dimensional map (three-dimensional table) of torque TQFR (block B4). The friction torque TQFR is generated from the resistance torque due to the reciprocating motion of the piston or the shaft rotation and the resistance torque due to the intake / exhaust pumping loss, and is not affected by the above operating parameters, and the intake negative pressure (engine load) PB of the engine 1 and It is determined corresponding to the rotational speed NE of the engine 1. Therefore, the AT-ECU 20 reads the friction torque TQFR corresponding to the detected intake negative pressure PB and the rotational speed NE from this table, and determines the friction torque TQFR.

そして、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、上記のようにして算出された実トルクＴＱＴＲからフリクショントルクＴＱＦＲを減算して（ブロックＢ７）、正味トルクＴＱＯＢを算出する。次いで、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、エンジンアクセサリ機器（エアコンディショナー用コンプレッサ、油圧ポンプ７１、ＡＣＧ３０等の補機類）の駆動トルクＴＱＡＣを算出し（ブロックＢ８）、正味トルクＴＱＯＢからアクセサリ駆動トルクＴＱＡＣを減算して（ブロックＢ９）、基準出力トルクＴＱＯＰＢを算出する。なお、エンジンアクセサリ機器の駆動トルクの算出において、ＡＣＧ３０の駆動トルク（ＡＣＧ３０で消費される駆動トルク）を算出する方法については、本発明の特徴部分であり、その詳細を後述する。 Then, the AT-ECU 20 subtracts the friction torque TQFR from the actual torque TQTR calculated as described above (block B7) to calculate the net torque TQOB. Next, the AT-ECU 20 calculates the drive torque TQAC of the engine accessory device (air conditioner compressor, hydraulic pump 71, ACG30, etc.) (block B8), and subtracts the accessory drive torque TQAC from the net torque TQOB. (Block B9), the reference output torque TQOPB is calculated. Note that, in the calculation of the drive torque of the engine accessory device, the method of calculating the drive torque of the ACG 30 (drive torque consumed by the ACG 30) is a characteristic part of the present invention, and details thereof will be described later.

そして、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、このようにして算出された基準出力トルクＴＱＯＰＢを無段変速機（トランスミッション）３の入力軸に伝達される駆動トルクとして決定し（ブロックＢ１０）、この無段変速機３の入力軸トルクに基づいて、油圧制御装置７のライン圧レギュレータバルブ７２により設定されるべきライン圧ＰＬを設定（決定）する（ブロックＢ１１）。このように設定されるライン圧ＰＬは、エンジン１のクランクシャフト１１からメインシャフト１２に実際に伝達されるトルクと正確に対応している。このため、このライン圧ＰＬを用いて設定されるドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５におけるベルト３９の側圧を正確に（適正に）設定することができる。これにより、各プーリ３１、３５とベルト３９との間のエネルギー伝達ロスを低減することができるとともに、各プーリ３１、３５やベルト３９の摩耗等を低減して、ベルト３９の耐久性を向上させることができる。また、ライン圧ＰＬを作り出すために用いられるエンジンエネルギー（油圧ポンプ駆動エネルギー）を必要最小限に抑えることにより、油圧ポンプ７１のフリクションを低減させて、エンジン１の燃費向上を図ることができる。 Then, the AT-ECU 20 determines the reference output torque TQOPB calculated in this way as a drive torque transmitted to the input shaft of the continuously variable transmission (transmission) 3 (block B10), and this continuously variable transmission 3 The line pressure PL to be set by the line pressure regulator valve 72 of the hydraulic control device 7 is set (determined) based on the input shaft torque (block B11). The line pressure PL set in this way accurately corresponds to the torque actually transmitted from the crankshaft 11 of the engine 1 to the main shaft 12. For this reason, the lateral pressure of the belt 39 in the drive pulley 31 and the driven pulley 35 set using the line pressure PL can be set accurately (properly). As a result, energy transmission loss between the pulleys 31 and 35 and the belt 39 can be reduced, and wear of the pulleys 31 and 35 and the belt 39 is reduced to improve durability of the belt 39. be able to. In addition, by suppressing the engine energy (hydraulic pump drive energy) used to create the line pressure PL to the minimum necessary, the friction of the hydraulic pump 71 can be reduced and the fuel efficiency of the engine 1 can be improved.

次に、図２および図５を参照して、ＡＣＧ３０の駆動トルク（ＡＣＧ３０で消費される駆動トルク）を算出する方法（ＡＣＧ駆動トルク算出処理）を説明する。図５は、ＡＣＧの発電量およびエンジンの回転数に基づいてＡＣＧ駆動トルクを算出するＡＣＧ駆動トルク算出処理を示すフローチャートである。このＡＣＧ駆動トルク算出処理は、ＡＴ−ＥＣＵ２０によって、例えば、前進クラッチ４６または後進ブレーキ４７のインギヤ時に所定時間（例えば、１０ｍ秒）毎に実行される。 Next, a method (ACG drive torque calculation process) for calculating the drive torque of the ACG 30 (drive torque consumed by the ACG 30) will be described with reference to FIGS. FIG. 5 is a flowchart showing ACG drive torque calculation processing for calculating ACG drive torque based on the amount of power generated by ACG and the engine speed. This ACG drive torque calculation processing is executed by the AT-ECU 20 every predetermined time (for example, 10 milliseconds) when the forward clutch 46 or the reverse brake 47 is in gear, for example.

ＡＣＧ駆動トルク算出処理では、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、まず、ＡＣＧ発電量センサ１１１により検出されたＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦを取得するとともに（ステップＳ１）、回転数センサ１０１により検出されたエンジン１の出力回転数（エンジン回転数）ＮＥを取得する（ステップＳ２）。 In the ACG drive torque calculation process, the AT-ECU 20 first acquires the power generation amount ACGF of the ACG 30 detected by the ACG power generation amount sensor 111 (step S1), and the output rotation of the engine 1 detected by the rotational speed sensor 101. The number (engine speed) NE is acquired (step S2).

次いで、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、所定の運転状態においてエンジン１への燃料供給が停止されているか否か、すなわちフュエルカット（ＦＣ）中であるか否かを判断する（ステップＳ３）。ＦＣ中であると判断した場合には、処理フローはステップＳ４に移行し、ＦＣ中ではないと判断した場合には、処理フローはステップＳ８に移行する。 Next, the AT-ECU 20 determines whether or not fuel supply to the engine 1 is stopped in a predetermined operation state, that is, whether or not fuel cut (FC) is being performed (step S3). If it is determined that FC is in progress, the process flow proceeds to step S4. If it is determined that FC is not in progress, the process flow proceeds to step S8.

具体的には、ＦＣ中であると判断した場合には、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、ステップＳ１で取得したＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦに基づいて、ＡＣＧトルク係数を取得し（ステップＳ４）、ステップＳ２で取得したエンジン１の回転数ＮＥに基づいて、最大ＡＣＧトルクを取得する（ステップＳ５）。 Specifically, if it is determined that FC is in progress, the AT-ECU 20 acquires an ACG torque coefficient based on the power generation amount ACGF of the ACG 30 acquired in step S1 (step S4), and acquired in step S2. The maximum ACG torque is acquired based on the engine speed NE of the engine 1 (step S5).

そして、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、バッテリ電圧センサ１１２により検出されたバッテリ４０の電圧ＶＢを取得し（ステップＳ６）、このバッテリ４０の電圧ＶＢおよびエンジン１の回転数ＮＥに基づいて、電圧係数を取得し（ステップＳ７）、処理フローはステップＳ１２に移行する。 Then, the AT-ECU 20 acquires the voltage VB of the battery 40 detected by the battery voltage sensor 112 (step S6), and acquires a voltage coefficient based on the voltage VB of the battery 40 and the rotational speed NE of the engine 1. (Step S7), the process flow proceeds to Step S12.

一方、ＦＣ中ではないと判断した場合には、エンジン１に燃料が供給されているフュエルインジェクション（ＦＩ）中であり、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、ステップＳ１で取得したＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦに基づいて、ＡＣＧトルク係数を取得し（ステップＳ８）、ステップＳ２で取得したエンジン１の回転数ＮＥに基づいて、最大ＡＣＧトルクを取得する（ステップＳ９）。 On the other hand, if it is determined that the fuel cell is not in FC, fuel injection (FI) is being performed in which fuel is being supplied to the engine 1, and the AT-ECU 20 is based on the power generation amount ACGF of the ACG 30 acquired in step S1. An ACG torque coefficient is acquired (step S8), and the maximum ACG torque is acquired based on the engine speed NE acquired in step S2 (step S9).

そして、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、バッテリ電圧センサ１１２により検出されたバッテリ４０の電圧ＶＢを取得し（ステップＳ１０）、このバッテリ４０の電圧ＶＢおよびエンジン１の回転数ＮＥに基づいて、電圧係数を取得し（ステップＳ１１）、処理フローはステップＳ１２に移行する。 Then, the AT-ECU 20 acquires the voltage VB of the battery 40 detected by the battery voltage sensor 112 (step S10), and acquires a voltage coefficient based on the voltage VB of the battery 40 and the rotational speed NE of the engine 1. (Step S11), the processing flow proceeds to Step S12.

最終的に、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、ステップＳ５またはＳ９および後述する図６のグラフに基づいて得られたバッテリ４０の電圧ＶＢが１２．５Ｖのときの最大ＡＣＧトルクと、ステップＳ７またはＳ１１にて得られた電圧係数とを乗算することにより、ＡＣＧトルクを取得して（ステップＳ１２）、このＡＣＧ駆動トルク算出処理を終了する。 Finally, the AT-ECU 20 obtains the maximum ACG torque when the voltage VB of the battery 40 obtained based on step S5 or S9 and the graph of FIG. 6 to be described later is 12.5 V, and step S7 or S11. The ACG torque is obtained by multiplying the obtained voltage coefficient (step S12), and the ACG drive torque calculation process is terminated.

なお、図示していないが、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、このＡＣＧ駆動トルク算出処理により得られたＡＣＧトルクに基づいて、油圧制御装置７で用いられるライン圧ＰＬを算出・決定し、ライン圧レギュレータバルブ７２においてライン圧ＰＬが発生されるように、油圧制御装置７を制御する。 Although not shown, the AT-ECU 20 calculates and determines the line pressure PL used in the hydraulic control device 7 based on the ACG torque obtained by this ACG drive torque calculation process, and the line pressure regulator valve 72. The hydraulic pressure control device 7 is controlled so that the line pressure PL is generated.

また、ステップＳ４、Ｓ５、Ｓ７〜９およびＳ１１において、ＡＣＧトルク係数、最大ＡＣＧトルクおよび電圧係数を求める際には、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、例えば、予め実験等により計測されたエンジン１の回転数ＮＥ、最大ＡＣＧトルク、最小ＡＣＧトルク、ＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦ、バッテリ４０の電圧ＶＢ等をそれぞれ対応付けてマップ化したデータ（テーブル）を用いればよい。 Further, when obtaining the ACG torque coefficient, the maximum ACG torque and the voltage coefficient in steps S4, S5, S7 to 9 and S11, the AT-ECU 20 determines, for example, the rotational speed NE of the engine 1 previously measured by experiments or the like. The data (table) that maps the maximum ACG torque, the minimum ACG torque, the power generation amount ACGF of the ACG 30, the voltage VB of the battery 40, and the like in association with each other may be used.

フュエルインジェクション（ＦＩ）中とフュエルカット（ＦＣ）中の２つの運転状態によりバッテリ４０の電圧ＶＢによるＡＣＧトルクの補正を行ったのは、以下のような理由による。すなわち、エンジン１のＦＩ中では、エンジン１からの駆動トルクは無段変速機３に伝達されている状態であり、エンジン１のＦＣ中に比べて、ＡＣＧトルクが小さくなる。そのため、エンジン１のＦＩ中では、ＡＣＧトルクを下げる方向、すなわちライン圧ＰＬを低下させる方向にＡＣＧトルクが補正されるものである。これにより、エンジン１のＦＩ中には、ベルト３９の側圧が低減されることになり、車両の燃費向上に寄与する。一方、エンジン１のＦＣ中では、図示しない駆動輪からディファレンシャル機構６を介して無段変速機３に伝達されるトルクにより、ベルト３９が各プーリ３１、３５に対して滑りやすい状態となる。そのため、ベルト３９の側圧を増加させる方向、すなわちライン圧ＰＬを増加させる方向にＡＣＧトルクが補正されるものである。 The reason why the ACG torque is corrected by the voltage VB of the battery 40 in the two operation states during the fuel injection (FI) and the fuel cut (FC) is as follows. That is, during the FI of the engine 1, the drive torque from the engine 1 is transmitted to the continuously variable transmission 3, and the ACG torque is smaller than that during the FC of the engine 1. Therefore, in the FI of the engine 1, the ACG torque is corrected in the direction of decreasing the ACG torque, that is, in the direction of decreasing the line pressure PL. As a result, the side pressure of the belt 39 is reduced during the FI of the engine 1, which contributes to an improvement in the fuel consumption of the vehicle. On the other hand, in the FC of the engine 1, the belt 39 is slippery with respect to the pulleys 31 and 35 due to the torque transmitted from the driving wheels (not shown) to the continuously variable transmission 3 via the differential mechanism 6. Therefore, the ACG torque is corrected in the direction in which the lateral pressure of the belt 39 is increased, that is, in the direction in which the line pressure PL is increased.

なお、上述のＡＣＧ駆動トルク算出処理は、回転数センサ１０１により検出されるエンジン１の回転数ＮＥ、ＡＣＧ発電量センサ１１１により検出されるＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦ、バッテリ電圧センサ１１２により検出されるバッテリ４０の電圧ＶＢ、およびＡＣＧトルクの４次元データマップを予めＡＴ−ＥＣＵ２０内の図示しないメモリに格納することにより、ＡＴ−ＥＣＵ２０により実行されてもよい。しかしながら、このような４次元データマップを作成したり、メモリに保存したりするのは、相当煩雑となるだけでなく、大きなメモリ容量を必要とするため、ＡＣＧ駆動トルク算出処理は、複数の２次元データマップ、すなわち、ＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦとＡＣＧトルク係数の２次元データマップ（ステップＳ４またはＳ８）、エンジン１の回転数ＮＥと最大ＡＣＧトルクの２次元データマップ（ステップＳ５またはＳ９）、並びに、エンジン１の回転数ＮＥ、バッテリ４０の電圧ＶＢおよび電圧係数の３次元データマップ（ステップＳ７またはＳ１１）により代用して実行されてもよい。 The above-described ACG drive torque calculation process includes the engine speed NE detected by the engine speed sensor 101, the ACG power generation amount ACGF detected by the ACG power generation sensor 111, and the battery voltage sensor 112 detected by the battery voltage sensor 112. The voltage VB of 40 and the four-dimensional data map of ACG torque may be executed by the AT-ECU 20 by storing them in a memory (not shown) in the AT-ECU 20 in advance. However, creating such a four-dimensional data map or storing it in a memory is not only complicated, but also requires a large memory capacity. A two-dimensional data map (step S4 or S8) of the power generation amount ACGF and ACG torque coefficient of the ACG 30 (step S4 or S8), a two-dimensional data map of the engine speed NE and the maximum ACG torque (step S5 or S9), and Alternatively, the rotation speed NE of the engine 1, the voltage VB of the battery 40, and a three-dimensional data map of voltage coefficients (step S7 or S11) may be used instead.

次に、上記のような電圧係数テーブルを作成する元となるバッテリ４０の電圧ＶＢに対するＡＣＧ３０により消費されるＡＣＧトルクとエンジン１の回転数ＮＥとの関係を説明する。図６は、バッテリ電圧に対するＡＣＧトルクとエンジン回転数との関係を示すグラフである。 Next, the relationship between the ACG torque consumed by the ACG 30 and the rotation speed NE of the engine 1 with respect to the voltage VB of the battery 40 from which the voltage coefficient table as described above is created will be described. FIG. 6 is a graph showing the relationship between the ACG torque and the engine speed with respect to the battery voltage.

図６から分かるように、ＡＣＧ３０による発電量ＡＣＧＦが一定値の場合、バッテリ４０の電圧ＶＢが高いほどＡＣＧ３０により消費されるＡＣＧ駆動トルクが大きくなる。バッテリ４０の電圧ＶＢとして考えられる電圧範囲が例えば１２．５Ｖ〜１４．５Ｖのときには、このＡＣＧ駆動トルクには、１２．５ＶのときのＡＣＧ駆動トルクに対して１０〜２０％程度の変動幅がある。本実施形態のＡＣＧ駆動トルク算出処理を行うことにより、ＡＣＧ駆動トルクは、ＡＣＧ３０の発電時のバッテリ４０の電圧ＶＢによる補正を行うことができるので、ＡＣＧトルク補正の精度を向上させることができる。これにより、無段変速機３への入力トルク（正味トルク）を精度よく算出・推定することができるので、油圧制御装置７におけるライン圧ＰＬを適正な値（フュエルインジェクション中においては、従来よりも低圧）に設定することができる。したがって、油圧制御装置７の油圧ポンプ７１のフリクションを低減させることができるとともに、ドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５に対するベルト３９の滑りを的確に防止して、ベルト３９や各プーリ３１、３５の耐久性を向上させることができる。 As can be seen from FIG. 6, when the power generation amount ACGF by the ACG 30 is a constant value, the ACG driving torque consumed by the ACG 30 increases as the voltage VB of the battery 40 increases. When the voltage range considered as the voltage VB of the battery 40 is, for example, 12.5 V to 14.5 V, the ACG driving torque has a fluctuation range of about 10 to 20% with respect to the ACG driving torque at 12.5 V. is there. By performing the ACG drive torque calculation process of the present embodiment, the ACG drive torque can be corrected by the voltage VB of the battery 40 during power generation by the ACG 30, so that the accuracy of the ACG torque correction can be improved. As a result, the input torque (net torque) to the continuously variable transmission 3 can be accurately calculated and estimated, so that the line pressure PL in the hydraulic control device 7 is set to an appropriate value (during fuel injection, compared to the conventional case). Low pressure). Accordingly, the friction of the hydraulic pump 71 of the hydraulic control device 7 can be reduced, and the slippage of the belt 39 with respect to the drive pulley 31 and the driven pulley 35 can be accurately prevented, and the durability of the belt 39 and each of the pulleys 31 and 35 can be prevented. Can be improved.

以上説明したように、本発明の無段変速機３の制御装置（ＡＴ−ＥＣＵ２０等）は、エンジン１の回転を変速するドライブプーリ３１とドリブンプーリ３５とを有するベルト３９式の無段変速機３の制御装置において、エンジン１によって駆動され、オイルタンク７０の作動油をドライブプーリ３１とドリブンプーリ３５のそれぞれの可動プーリ半体３３、３７のドライブ側およびドリブン側シリンダ室３４、３８に接続される油路８２、８３に圧送する油圧ポンプ７１と、油路８２、８３と油路８１との間に介挿され、各シリンダ室３４、３８に供給される作動油の圧力を調整するライン圧レギュレータバルブ７２と、エンジン１から伝達される駆動力により駆動されるＡＣＧ３０を含む補機類と、エンジン１の回転数ＮＥを検出する回転数センサ１０１と、ＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦを検出するＡＣＧ発電量センサ１１１と、バッテリ４０の電圧ＶＢを検出するバッテリ電圧センサ１１２とを備え、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、回転数センサ１０１により検出されたエンジン１の回転数ＮＥ、ＡＣＧ発電量センサ１１１により検出されたＡＣＧ３０の発電量ＡＣＧＦおよびバッテリ電圧センサ１１２により検出されたバッテリ４０の電圧ＶＢに基づいて、ＡＣＧ３０において消費される駆動トルク（ＡＣＧ駆動トルク）を算出し（ＡＣＧ駆動トルク算出処理）、算出したＡＣＧ駆動トルクに基づいて、ドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５の各シリンダ室３４、３８に供給される供給油圧を補正することとした。無段変速機３の制御装置をこのように構成することにより、ＡＣＧ３０の発電時におけるバッテリ４０の電圧ＶＢの違いによるＡＣＧ駆動トルクの変動分を補償（補正）することができ、これにより、ライン圧レギュレータバルブ７２で生成されるライン圧ＰＬを適正な値（ＦＩ中には、従来よりも低い値）に設定することができる。したがって、ライン圧ＰＬを低圧にすることができるので、油圧ポンプ７１のフリクションを低減することができる。また、無段変速機３のドライブプーリ３１およびドリブンプーリ３５の間に掛け回されたベルト３９の各プーリ３１、３５に対する側圧がライン圧ＰＬに基づいて設定されるので、このベルト３９の側圧を適正な値に設定することができ、これにより、各プーリ３１、３５やベルト３９の耐久性を向上させることができる。 As described above, the control device (such as the AT-ECU 20) of the continuously variable transmission 3 according to the present invention is a belt 39 type continuously variable transmission having the drive pulley 31 and the driven pulley 35 for shifting the rotation of the engine 1. 3, driven by the engine 1, the hydraulic oil in the oil tank 70 is connected to the drive side and driven side cylinder chambers 34 and 38 of the movable pulley halves 33 and 37 of the drive pulley 31 and the driven pulley 35. A hydraulic pump 71 for pressure feeding to the oil passages 82 and 83, and a line pressure that is inserted between the oil passages 82 and 83 and the oil passage 81 to adjust the pressure of the hydraulic oil supplied to the cylinder chambers 34 and 38. Regulator valve 72, auxiliary equipment including ACG 30 driven by the driving force transmitted from engine 1, and rotation for detecting rotation speed NE of engine 1 The AT-ECU 20 includes an engine 1 detected by the rotation speed sensor 101, and includes an ACG power generation amount sensor 111 that detects a power generation amount ACGF of the ACG 30 and a battery voltage sensor 112 that detects a voltage VB of the battery 40. The drive torque (ACG drive torque) consumed in the ACG 30 is determined based on the rotation speed NE, the power generation amount ACGF of the ACG 30 detected by the ACG power generation sensor 111, and the voltage VB of the battery 40 detected by the battery voltage sensor 112. Calculation (ACG drive torque calculation processing) is performed, and the supplied hydraulic pressure supplied to the cylinder chambers 34 and 38 of the drive pulley 31 and the driven pulley 35 is corrected based on the calculated ACG drive torque. By configuring the control device of the continuously variable transmission 3 in this way, it is possible to compensate (correct) the variation in the ACG driving torque due to the difference in the voltage VB of the battery 40 during the power generation of the ACG 30. The line pressure PL generated by the pressure regulator valve 72 can be set to an appropriate value (a value lower than the conventional value during FI). Therefore, since the line pressure PL can be reduced, the friction of the hydraulic pump 71 can be reduced. Further, since the lateral pressure of the belt 39 that is wound between the drive pulley 31 and the driven pulley 35 of the continuously variable transmission 3 is set based on the line pressure PL, the lateral pressure of the belt 39 is reduced. An appropriate value can be set, whereby the durability of the pulleys 31 and 35 and the belt 39 can be improved.

本実施形態の無段変速機３の制御装置では、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、図６に示すように、バッテリ電圧センサ１１２により検出されたバッテリ４０の電圧ＶＢが高いほど、大きくなるようにＡＣＧ駆動トルクを算出すればよく、このようにＡＣＧ駆動トルクが大きいほど低くなるように各シリンダ室３４、３８に供給される供給油圧を補正すればよい。 In the control device for continuously variable transmission 3 of the present embodiment, as shown in FIG. 6, AT-ECU 20 causes ACG drive torque to increase as voltage VB of battery 40 detected by battery voltage sensor 112 increases. The hydraulic pressure supplied to the cylinder chambers 34 and 38 may be corrected so as to decrease as the ACG drive torque increases.

また、本実施形態の無段変速機３の制御装置では、ＡＴ−ＥＣＵ２０は、エンジン１がフュエルカットまたはエンジンブレーキを行っているときには、通常のエンジン運転状態のときよりも各シリンダ室３４、３８に供給される供給油圧が高くなるように補正すればよく、ライン圧レギュレータバルブ７２は、この供給油圧の増減に応じて、ライン圧ＰＬを増減させればよい。 Further, in the control device for continuously variable transmission 3 of the present embodiment, AT-ECU 20 causes each cylinder chamber 34, 38 when the engine 1 is performing fuel cut or engine braking to be performed compared to when the engine 1 is operating normally. The line pressure regulator valve 72 may increase or decrease the line pressure PL in accordance with the increase or decrease of the supply oil pressure.

以上、本発明の無段変速機の制御装置の実施形態を添付図面に基づいて詳細に説明したが、本発明は、これらの構成に限定されるものではなく、特許請求の範囲、明細書および図面に記載された技術的思想の範囲内において種々の変形が可能である。なお、直接明細書および図面に記載のない形状・構造・機能を有するものであっても、本発明の作用・効果を奏する以上、本発明の技術的思想の範囲内である。すなわち、無段変速機３や前後進切替装置４等を構成する各部は、同様の機能を発揮し得る任意の構成のものと置換することができる。また、任意の構成物が付加されていてもよい。 As mentioned above, although embodiment of the control apparatus of the continuously variable transmission of this invention was described in detail based on the accompanying drawing, this invention is not limited to these structures, Claim, specification, and Various modifications are possible within the scope of the technical idea described in the drawings. In addition, even if it has a shape, structure, or function that is not directly described in the specification and drawings, it is within the scope of the technical idea of the present invention as long as it has the effects and advantages of the present invention. That is, each part constituting the continuously variable transmission 3, the forward / reverse switching device 4 and the like can be replaced with ones having an arbitrary configuration that can exhibit the same function. Moreover, arbitrary components may be added.

なお、上述の実施形態では、無段変速機３としてベルト式のものを用いて本発明を詳細に説明したが、本発明は、ベルト式の無段変速機３に限定されるものではなく、他の形式の無段動変速機にも適用することができる。 In the above-described embodiment, the present invention has been described in detail using a belt-type continuously variable transmission 3, but the present invention is not limited to the belt-type continuously variable transmission 3, The present invention can also be applied to other types of continuously variable transmissions.

１エンジン
３無段変速機（ＣＶＴ）
３１ドライブプーリ
３２、３６固定プーリ半体
３３、３７可動プーリ半体
３４ドライブ側シリンダ室
３５ドリブンプーリ
３８ドリブン側シリンダ室
３９ベルト
４前後進切替装置
４６前進クラッチ
４７後進ブレーキ
７油圧制御装置
７２ライン圧レギュレータバルブ
１０エンジン−ＥＣＵ
２０ＡＴ−ＥＣＵ
３０ＡＣジェネレータ（ＡＣＧ）
４０（低圧）バッテリ
１０１回転数センサ
１１１発電量センサ
１１２バッテリ電圧センサ 1 Engine 3 Continuously variable transmission (CVT)
31 Drive pulleys 32, 36 Fixed pulley halves 33, 37 Movable pulley halves 34 Drive side cylinder chamber 35 Driven pulley 38 Driven side cylinder chamber 39 Belt 4 Forward / reverse switching device 46 Forward clutch 47 Reverse brake 7 Hydraulic control device 72 Line pressure Regulator valve 10 Engine-ECU
20 AT-ECU
30 AC generator (ACG)
40 (low voltage) battery 101 Rotational speed sensor 111 Power generation amount sensor 112 Battery voltage sensor

Claims

In a control device for a belt-type continuously variable transmission having a drive pulley and a driven pulley for shifting the rotation of an engine,
A pump driven by the engine and pumping hydraulic oil from a hydraulic supply source to an oil passage connected to an oil chamber of the drive pulley and the driven pulley;
An electromagnetic valve that is inserted into the oil passage and adjusts the pressure of hydraulic oil supplied to the oil chamber;
Auxiliaries including ACG driven by driving force transmitted from the engine;
Engine speed detecting means for detecting the engine speed;
A power generation amount detecting means for detecting the power generation amount of the ACG;
Battery voltage detection means for detecting the voltage of the battery;
Based on the engine speed detected by the engine speed detection means, the power generation amount of the ACG detected by the power generation amount detection means, and the battery voltage detected by the battery voltage detection means, the ACG ACG driving torque calculating means for calculating the driving torque consumed in
A continuously variable transmission comprising: a hydraulic pressure correcting means for correcting a hydraulic pressure supplied to the oil chambers of the drive pulley and the driven pulley based on the driving torque of the ACG calculated by the ACG driving torque calculating means; Machine control device.

2. The continuously variable transmission according to claim 1, wherein the ACG driving torque calculating unit calculates the driving torque of the ACG so that the higher the battery voltage detected by the battery voltage detecting unit is, the larger the ACG driving torque is. Machine control device.

3. The continuously variable transmission control device according to claim 2, wherein the hydraulic pressure correction unit corrects the supplied hydraulic pressure so that the hydraulic pressure decreases as the driving torque increases.

4. The hydraulic pressure correction means according to claim 1, wherein the hydraulic pressure is corrected so that the supplied hydraulic pressure is higher when the engine is performing fuel cut or engine braking than when the engine is operating normally. The control device for a continuously variable transmission according to any one of the above.

5. The continuously variable transmission control device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure correction means increases or decreases a line pressure in accordance with an increase or decrease in the supply hydraulic pressure.