JP4759887B2

JP4759887B2 - Shift control device for continuously variable transmission with infinite gear ratio

Info

Publication number: JP4759887B2
Application number: JP2001271592A
Authority: JP
Inventors: 靖史成田; 達也長門; 和宏竹田
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2001-09-07
Filing date: 2001-09-07
Publication date: 2011-08-31
Anticipated expiration: 2021-09-07
Also published as: JP2003083436A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、変速比無限大無段変速機の変速制御装置、特に、動力循環モードと直結モードとの間でのモード切り換えを回転同期点から外れた変速比において行わせる変速制御装置の改良提案に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
変速比無限大無段変速機（本明細書ではＩＶＴとも言う）は通常、例えば特開平１１−６３２０３号公報に記載され、図３７に示すごとくトロイダル型無段変速機やＶベルト式無段変速機などの無段変速機構（本明細書ではＣＶＴとも言う）ａと遊星歯車組ｂとの組み合わせにより構成する。
そして遊星歯車組ｂの３要素の１つ（図３７ではキャリア）に一定変速機構ｃおよびロークラッチｄを経て無段変速機構ａへの入力回転を伝達することにより、遊星歯車組ｂの他の１要素（図３７ではサンギヤ）を経て無段変速機構ａの出力回転メンバより入力回転メンバに動力を循環させつつ、この循環動力の一部を無段変速機構ａの変速状態に応じ遊星歯車組ａの残りの１要素（図３７ではリングギヤ）から取り出して出力回転となす（動力循環モード）よう構成し、
上記のロークラッチｄを解放してその代わりにハイクラッチｅを締結することにより、このハイクラッチｅを経て無段変速機構ａの出力回転メンバからの無段変速機構aの動力をそのまま取り出す（ＣＶＴ直結モード：本明細書では単に直結モードとも言う）よう構成するのが普通である。
【０００３】
かかる構成において変速比無限大無段変速機の変速比（入力回転数Ｎｉｎ／出力回転数Ｎｏｕｔ）は、該変速比の逆数である変速比無限大無段変速機（ＩＶＴ）の速度比Ｅｔ（Ｎｏｕｔ／Ｎｉｎ）と無段変速機構（ＣＶＴ）ａの変速比ｉｃｖｔとの関係として例示した図２のごとく、無段変速機構ａの変速比ｉｃｖｔにより変速制御され得る。
【０００４】
更に付言するに、ロークラッチｄおよびハイクラッチｅの締結・解放切り換えにより行う動力循環モードと直結モードとの間の伝動モード切り換えは、両クラッチの駆動側回転メンバの回転数と被動側回転メンバの回転数とが一致する回転同期点ＲＳＰにおいて実行するが、ＩＶＴ速度比Ｅｔがこの回転同期点ＲＳＰよりも低速側の速度比にされる動力循環モードでは無段変速機構ａの変速比ｉｃｖｔを中立点ＧＮＰ対応の変速比ＧＮＰＲＴＯにすることで、遊星歯車組ｂのリングギヤへ伝わる回転を０にして変速比無限大無段変速機の出力回転数Ｎｏｕｔを０になし、伝動経路が機械的に結合されたままの状態でＩＶＴ変速比（変速機入力回転数／変速機出力回転数）が無限大（ＩＶＴ速度比Ｅｔが０）の中立状態（Ｎレンジで要求される）を作り出すことができ、停車が可能である。
【０００５】
この動力循環モードで無段変速機構ａが、遊星歯車組ｂのリングギヤへの回転を０にするような変速比ＧＮＰＲＴＯ（中立点ＧＮＰ）よりも高速（ハイ）側変速比である時は、変速比無限大無段変速機の出力回転が逆向きとなってＲレンジで要求される後退走行を可能にし、無段変速機構ａの変速比ｉｃｖｔが当該変速比ＧＮＰＲＴＯ（中立点ＧＮＰ）よりも低速（ロー）側変速比であるほど、変速比無限大無段変速機の出力回転が正転方向の回転数を増大されてＤ，Ｌレンジで要求される前進走行を可能にする。
この前進走行中、無段変速機構ａの変速比ｉｃｖｔが上記回転同期点ＲＳＰに対応した変速比になると、動力循環モードにおいてハイクラッチｅの駆動側および被駆動側回転メンバの回転数が相互に一致し、この時にハイクラッチｅを油圧の供給により締結すると共にロークラッチｄを油圧の排除により解放することで、理論上ショックなしに動力循環モードから直結モードに切り換えることができる。
この直結モードでは、無段変速機構ａのみによる変速が変速比無限大無段変速機の変速に反映されることとなる。
【０００６】
なお、逆に直結モードから動力循環モードへの切り換えに際しても、上記の回転同期点ＲＳＰにおいてロークラッチｄの駆動側および被駆動側回転メンバの回転数が相互に一致し、この時にロークラッチｄを締結すると共にハイクラッチｅを解放することで、理論上ショックなしに当該モード切り換えを行うことができる。
【０００７】
ところで、上記したように必ず回転同期点ＲＳＰにおいてロークラッチｄおよびハイクラッチｅの締結、解放切り換えを行うというのでは、変速機出力回転数Ｎｏｕｔ（または車速ＶＳＰ）に対する最終的な到達入力回転数ＤＳＲＲＥＶの関係として示す図３３の変速マップおよび図２と同様なＩＶＴ変速比変化特性を示す図３４上において、アクセルペダルの釈放によりスロットル開度ＴＶＯを全閉にした状態での減速により目標とすべきＩＶＴ変速比がＡ点からＣ点へと変化する変速が行われて停車に至る場合につき説明すると、Ａ→Ｂ→Ｃのごとくに変速が進行することになる。
【０００８】
しかしかかる変速制御では、ブレーキ操作による急制動時の急なダウンシフトやアクセルペダルの急な踏み込みに伴う急なダウンシフトが必要になったり、アクセルペダルの釈放に伴う急なアップシフトが必要になった場合において、ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを一旦回転同期点ＲＳＰ相当の変速比に変化させた後この変速比に保持しておき、この状態でロークラッチｄおよびハイクラッチｅの締結、解放切り換えを行うことになるため、要求通りの変速応答を期待できないことがある。
また、ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを回転同期点ＲＳＰ相当の変速比に保持しておいてロークラッチｄおよびハイクラッチｅの締結、解放切り換えを行うことから、当該切り換え時間中はＩＶＴ変速比が変化しないために無段変速機でありながらこの間に変速が停止するという違和感を生ずる。
【０００９】
これがため従来、変速比無限大無段変速機を特開２００１−７４１３１号公報に記載のごとくに変速制御することが提案されている。
つまり、図２と同様なＩＶＴ変速比変化特性を示す図３５をもとに、目標とすべきＩＶＴ変速比がＷ点からＺ点上の変速比に変化するようなアクセルペダル操作を行った場合について説明すると、先ずＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを現在の変速比に保持しておき、ハイクラッチｅを解放しつつロークラッチｄを締結させることによりこれらクラッチの掛け換えで実効ＩＶＴ変速比がＷ点からＷ’点上の変速比になるよう変速させ、その後ＩＶＴ変速比がＷ’点上の変速比からＺ点上の変速比になるよう無段変速機構ａを変速制御する。
【００１０】
かかる制御によれば、ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを一旦回転同期点ＲＳＰ相当の変速比に変化させてこの変速比に保持し、この状態でロークラッチｄおよびハイクラッチｅの締結、解放切り換えを行った後、ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを回転同期点ＲＳＰ相当の変速比からＥ点の変速比に向かわせる制御よりも変速応答が高く、要求通りの応答で変速を行わせることができる。
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
しかし伝動モードの変更を伴う変速に際し無条件に、上記のごとく先ずＣＶＴ変速比を保持しておき、ロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えを行い、その後ＩＶＴ変速比が目標とすべき変速比になるよう無段変速機構を変速制御するというのでは、
図３５のＷ点からＷ’点間の幅で表されるモード切り換えの変速比変化幅が大きな場合、ロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えによるスリップ制御時間が長くなって長い変速時間が必要になったり、クラッチの発熱や耐久性に関する問題が発生したり、或いは大きなクラッチ締結容量が必要になってクラッチの大型化や、オイルポンプの大型化を伴うという問題を生ずる。
【００１２】
そこで上記の変速比変化幅が大きくならないよう、図３４に示すごとく第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡを設定するためのモード切り換え変速線を定め、これより小さな（ハイ側）のＣＶＴ変速比では図３５につき前述したごとき変速を行わせず、図３５上の前記したＡ点からＣ点への変速に際してはＡ→Ｄ→Ｄ’→Ｃのように変速を進行させることが考えられが、第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ（モード切り換え変速線）の設定に際しては、減速状態や加速状態に応じ適切に設定しなければ、減速時にエンジンストールを生じ、加速時にエンジンの過回転を生ずるという問題があることを確かめた。
【００１３】
図３６は、瞬時ｔ０以後ブレーキ操作のＯＮ（制動）により減速を行って車速ＶＳＰ（変速機出力回転数Ｎｏｕｔ）が（イ），（ロ），（ハ），（ニ）のような時系列変化で低下し、瞬時ｔ１，ｔ２，ｔ３，ｔ４に０となって車両を停車させる場合におけるＣＶＴ変速比ｉｃｖｔの時系列変化を、図３４のＡ→Ｂ→Ｃ変速が行われる場合についてそれぞれ同符号（イ），（ロ），（ハ），（ニ）により示す。
（ニ）のように減速度が小さな緩減速時は、モード切り換え変速時間がΔｔｓで示すように適切な時間となるよう第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ（モード切り換え変速線）をＲＡＴＩＯＡ（ニ）に定めても、モード切り換え変速終了瞬時から停車瞬時ｔ４までに十分な余裕時間Δｔｅがあって無段変速機構を所定通りに変速制御し得る。
【００１４】
ところで、（ニ）の場合よりも急な制動により（イ），（ロ），（ハ）のごとくに急減速する時も上記のように定めた第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ（ニ）でモード切り換え変速を行わせると、モード切り換え変速の時間が短くなって変速ショックが大きくなるという問題を生ずる。
かといって、（イ）の場合につき示すようにモード切り換え変速時間Δｔｓ１を所定時間Δｔｓに設定すると、その後停車に至るまでの時間Δｔｂが短くてＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを急速に中立点ＧＮＰ相当値にする無段変速機構の急変速が要求される。
しかし変速速度にはハードウエア上の応答性の限界故に或る速度以上に速い変速は実現することができず、特に車輪が制動ロックを生じると減速に変速が間に合わずにエンジンストール（エンスト）を生じてしまう。
【００１５】
従って、減速時は図３６に示すように第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ（モード切り換え変速線）を、（ハ），（ロ），（イ）のように急減速になるほど高速側変速比の方向へシフトさせ、ＲＡＴＩＯＡ（ニ）よりもハイ側のＲＡＴＩＯＡ（ハ）、ＲＡＴＩＯＡ（ロ）、ＲＡＴＩＯＡ（イ）のように定めてモード切り換え変速時間が所定時間Δｔｓとなるようにするのが良いことを確かめた。
かかる減速度に応じた第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ（モード切り換え変速線）の変更は、図３３における直結→動力循環モード切り換えダウンシフト線βの勾配を急減速であるほどβ’のように小さくして、図３４上における第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ（モード切り換え変速線）をεで示すごとく高速変速比側に変更し、Ａ→Ｅ→Ｅ’→Ｃ変速を行わせることを意味する。
【００１６】
一方で急加速時は、例えばホイールスピンにより変速機出力回転数Ｎｏｕｔが急上昇するような場合は、変速機出力回転数Ｎｏｕｔの急上昇に見合うようロー側変速比からハイ側変速比への変速が速やかに行われないとエンジンが過回転する。
これを防止するために急加速時も急減速時と同じく、第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ（モード切り換え変速線）を急加速である時ほど高速側変速比の方向へシフトさせるのが良いことを確かめた。
【００１７】
請求項１に記載の第１発明は、上記の事実認識に基づき変速機出力回転の加減速度に応じてモード切り換え変速を行わせるＣＶＴ変速比を可変にするようになし、これにより急減速時のエンジンストールや急加速時のエンジンの過回転を生ずることなくモード切り換え変速の時間を適切なものとなして変速ショックを防止し得るようにした変速比無限大無段変速機の変速制御装置を提案することを目的とする。
【００１８】
請求項２に記載の第２発明は、前記のごとくモード切り換え変速線を設定してこれを基に動力循環モードおよび直結モード間でのモード切り換えを伴う変速を実行させる場合において第１発明の作用効果を達成し得るようにした変速比無限大無段変速機の変速制御装置を提案することを目的とする。
【００１９】
請求項３に記載の第３発明は、モード切り換え変速中にＣＶＴ変速比を保持しておくことにより当該変速をクラッチの掛け換えによる変速のみとなし、これにより高品質な変速を行わせ得るようにした変速比無限大無段変速機の変速制御装置を提案することを目的とする。
【００２０】
請求項４に記載の第４発明は、変速機出力回転の加速度または減速度が大きな場合においてモード切り換え変速のためのクラッチの掛け換え制御時間が長くなりすぎないようにし、これによってもモード切り換え変速後における無段変速機構の変速時間に余裕を持たせてエンジンストールやエンジンの過回転を確実に防止し得るようにした変速比無限大無段変速機の変速制御装置を提案することを目的とする。
【００２１】
【課題を解決するための手段】
これらの目的のため、先ず第１発明による変速比無限大無段変速機の変速制御装置は、
変速比を無段階に変化させ得る無段変速機構および遊星歯車組の組み合わせになり、
無段変速機構への入力回転をロークラッチの締結により遊星歯車組の１要素に伝達する時、該遊星歯車組の他の１要素を経て無段変速機構の出力回転メンバより入力回転メンバに動力を循環させつつ、該循環動力の一部を無段変速機構の変速状態に応じ前記遊星歯車組の残りの１要素から取り出して、無限大変速比と、その前後における後退変速比および前進変速比とを選択可能な動力循環モードが選択されるようにし、
前記ロークラッチに代えハイクラッチを締結する時、前記無段変速機構の出力回転をそのまま取り出して高速側の前進変速比を選択可能な直結モードが選択されるようにした変速比無限大無段変速機において、
前記動力循環モードおよび直結モード間でのモード切り換えのためのロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えを、変速機出力回転の加速度または減速度が大きいほど、無段変速機構の変速比が高速側変速比の時に行わせるよう構成したことを特徴とするものである。
【００２２】
第２発明による変速比無限大無段変速機の変速制御装置は、
ロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えにより実効ギヤ比を変化させつつ動力循環モードおよび直結モード間でのモード切り換えを行うようにした第１発明の変速比無限大無段変速機の変速制御装置において、
前記モード切り換え変速を開始する無段変速機構の変速比を表したモード切り換え変速線を、変速機出力回転の加速度または減速度が大きいほど高速側変速比の方向へ補正するよう構成したことを特徴とするものである。
【００２３】
第３発明による変速比無限大無段変速機の変速制御装置は、第１発明または第２発明において、
前記モード切り換え変速中は、該モード切り換えを開始した時の変速比に無段変速機構の変速比を保持するよう構成したことを特徴とするものである。
【００２４】
第４発明による変速比無限大無段変速機の変速制御装置は、第１発明乃至第３発明のいずれかにおいて、
前記モード切り換え変速のためのロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えの時間を変速機出力回転の加速度または減速度が大きい時ほど短くなるよう構成したことを特徴とするものである。
【００２５】
【発明の効果】
変速比無限大無段変速機は、ロークラッチの締結時これを経て、原動機から無段変速機構への入力回転が遊星歯車組の１要素に伝達され、同遊星歯車組の他の１要素を経て無段変速機構の出力回転メンバより入力回転メンバに動力を循環させつつ、この循環動力の一部を無段変速機構の変速状態に応じ遊星歯車組の残りの１要素から取り出すことができ、無限大変速比と、その前後における後退変速比および前進変速比とを選択可能な動力循環モードで動力伝達を行い、
ロークラッチに代えハイクラッチを締結する時、無段変速機構の出力回転をそのまま取り出して高速側の前進変速比を選択可能な直結モードで動力伝達を行う。
【００２６】
ところで第１発明においては、動力循環モードおよび直結モード間でのモード切り換えのためのロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えを、変速機出力回転の加速度または減速度が大きいほど、無段変速機構の変速比が高速側変速比の時に行わせるため、
モード切り換え変速を行わせるＣＶＴ変速比を、変速機出力回転の加減速度に応じた前記の要求通りに可変にすることとなり、急減速時のエンジンストールや急加速時のエンジンの過回転を生ずることなくモード切り換え変速の時間を適切なものとなして変速ショックを防止することができる。
【００２７】
第２発明においては、ロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えにより実効ギヤ比を変化させつつ動力循環モードおよび直結モード間でのモード切り換えを行うモード切り換え変速の開始時期を定めたモード切り換え変速線を、変速機出力回転の加速度または減速度が大きいほど高速側ＣＶＴ変速比の方向へ補正するため、
モード切り換え変速線を設定してこれを基に動力循環モードおよび直結モード間でのモード切り換えを伴う変速を実行させる場合において上記第１発明と同様の作用効果を達成することができる。
【００２８】
第３発明においては、モード切り換え変速中は、このモード切り換えを開始した時の変速比に無段変速機構の変速比を保持するため、
当該モード切り換え変速中はこの変速をクラッチの掛け換えによる変速のみとなし、これにより高品質な変速を行わせることができる。
【００２９】
第４発明においては、モード切り換え変速のためのロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えの時間を変速機出力回転の加速度または減速度が大きい時ほど短くするため、
変速機出力回転の加速度または減速度が大きな場合においてモード切り換え変速のためのクラッチの掛け換え制御時間が必要以上に長くならないようにすることができ、これによってもモード切り換え変速後における無段変速機構の変速時間に余裕を持たせてエンジンストールやエンジンの過回転を確実に防止することができる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
図１は、本発明の一実施の形態になる変速制御装置を具えた変速比無限大無段変速機を示す。
この変速比無限大無段変速機（ＩＶＴ）は、エンジンを横置きに搭載したフロントエンジン・フロントホイールドライブ車（ＦＦ車）用のトランスアクスルとして構成したもので、エンジンＥＮＧから動力を伝達される入力軸１上に配したトロイダル型無段変速機構２と、これに平行に配置した出力軸３上の遊星歯車組４とを主たる構成要素とする。
【００３１】
トロイダル型無段変速機構２は、２個のトロイダル伝動ユニット５，６、つまり、フロント側トロイダル伝動ユニット５およびリヤ側トロイダル伝動ユニット６を主たる構成要素とし、これらトロイダル伝動ユニット５，６はそれぞれ、入力軸１に一体回転するよう嵌合させた入力ディスク７と、これら入力ディスク間で入力軸１上に回転自在に支持した出力ディスク８と、対応する入出力ディスク７，８間で動力伝達を行うパワーローラ９とにより構成する。
【００３２】
パワーローラ９はトロイダル伝動ユニット５，６ごとに２個ずつ設け、これらを入力軸１を挟んでその両側に対向配置すると共に、図示せざる個々のトラニオンにピボットシャフト１１を介して回転自在に支持し、トラニオンを後で詳述する変速制御のため図示せざるピストンによりトラニオン軸線方向（図１の図面直角方向）にストローク可能とする。
【００３３】
図１において、エンジンＥＮＧから入力軸１に伝達されたエンジン回転は両入力ディスク７に達し、入力ディスク７へのエンジン回転（変速機入力回転）はパワーローラ９を介し出力ディスク８に伝達されて、両出力ディスク８に固設したＣＶＴ出力歯車１２から取り出される。
かかる伝動中、上記のピストンによりトラニオンを同期してパワーローラ回転軸線と直交するトラニオン軸線（首振り軸線）の方向に同位相でストロークさせ、パワーローラ回転軸線が入出力ディスク７，８の回転軸線と交差した平衡位置（非変速位置）から、パワーローラ回転軸線が入出力ディスク７，８の回転軸線からオフセットした変速位置にすると、パワーローラ９が回転分力により首振り軸線の周りに同期して同位相で傾転される。
これにより、入出力ディスク７，８に対するパワーローラ９の接触軌跡円半径が連続的に変化し、入出力ディスク７，８間の伝動比（ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔ）を無段階に変化させることができる。
【００３４】
なお、この変速に当たってトラニオンを上記のごとくストロークさせるためのピストン両側圧は、図３に示すコントロールバルブボディー２１内のステップモータ（変速アクチュエータ）２２が指令ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔｏに対応したステップ位置ＤＳＲＳＴＰに駆動して図示せざる変速制御弁を中立位置から作動させることにより生じさせる。
そして当該ピストン両側圧間の差圧による変速進行状態をサーボ系により上記の変速制御弁にフィードバックし、ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔが指令ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔｏになったところで変速制御弁を中立位置に戻して、パワーローラ９を上記オフセットが０の非変速位置に戻すことにより、ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを当該指令変速比ｉｃｖｔｏに維持することができる。
【００３５】
次いで、図１の出力軸３上に設ける遊星歯車組４と、上記したトロイダル型無段変速機構２との関連構成を説明する。
遊星歯車組４のエンジンに近い前側に動力循環クラッチとしてのロークラッチ３１を隣接配置し、遊星歯車組４のエンジンから遠い後側に歯車３２および無段変速機構（ＣＶＴ）直結クラッチとしてのハイクラッチ３３を順次隣接配置する。
歯車３２は出力軸３上に回転自在に支持し、この歯車３２とＣＶＴ出力歯車１２との間にアイドラギヤ３４を噛合させる。
【００３６】
遊星歯車組４はサンギヤ４ｓと、キャリア４ｃと、リングギヤ４ｒとよりなる単純遊星歯車組とし、サンギヤ４ｓを出力軸３上に回転自在に支持して歯車３２に結合する。
キャリア４ｃは、入力軸１への変速機入力回転が一定変速比の減速歯車組３５およびロークラッチ３１を経て入力されるようにし、リングギヤ４ｒは出力軸３に結合し、歯車３２をハイクラッチ３３により出力軸３に結合可能とする。
そして、出力軸３にファイナルドライブギヤ組３６を介してディファレンシャルギヤ装置３７を駆動結合する。
【００３７】
上記の構成とした図１に示す変速比無限大無段変速機ＩＶＴの作用を次に説明する。
図３に示すコントロールバルブボディー２１内にはステップモータ２２の他に、ロークラッチ３１の締結・解放を司るロークラッチソレノイド２４およびハイクラッチ３３の締結・解放を司るハイクラッチソレノイド２５を具え、ロークラッチソレノイド２４はＯＮ時にロークラッチ圧の発生によりロークラッチ３１を締結し、ハイクラッチソレノイド２５はＯＮ時にハイクラッチ圧の発生によりハイクラッチ３３を締結するものとする。
【００３８】
ロークラッチソレノイド２４のＯＮによりロークラッチ３１を締結し、ハイクラッチソレノイド２５のＯＦＦによりハイクラッチ３３を解放すると、入力軸１への変速機入力回転が減速歯車組３５およびロークラッチ３１を経て遊星歯車組４のキャリア４ｃに伝達される。
キャリア４ｃに伝達された変速機入力回転はサンギヤ４ｓおよびリングギヤ４ｒに分配され、サンギヤ４ｓに至った回転は歯車３２、アイドラギヤ３４およびＣＶＴ出力歯車１２を経て両トロイダル伝動ユニット５，６の出力ディスク８から入力ディスク７および入力軸１に循環され、この循環動力の一部を無段変速機構２の変速状態に応じリングギヤ４ｒから出力軸３に伝達する動力循環モードでの動力伝達が可能になる。
【００３９】
ロークラッチソレノイド２４のＯＦＦによりロークラッチ３１を解放し、ハイクラッチソレノイド２５のＯＮによりハイクラッチ３３を締結すると、入力軸１から両トロイダル伝動ユニット５，６の入力ディスク７、パワーローラ９、および出力ディスク８を経由してＣＶＴ出力歯車１２、アイドラギヤ３４および歯車３２に達したトロイダル型無段変速機構２の出力回転がハイクラッチ３３を経て出力軸３に達することとなり、トロイダル型無段変速機構２の出力回転を直接出力軸３より取り出すＣＶＴ直結モードでの動力伝達が可能となる。
出力軸３への回転は、ファイナルドライブギヤ組３６およびディファレンシャルギヤ装置３７を経て図示せざる駆動輪に達し、車両を走行させる。
【００４０】
動力循環モードでは図２に示すように、トロイダル型無段変速機構２のＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを中立点ＧＮＰに対応した変速比ＧＮＰＲＴＯにしてリングギヤ４ｒ（出力軸３）への回転が０になるようにすることで、変速比無限大無段変速機の出力回転Ｎｏｕｔが０になり、伝動経路が機械的に結合されたままの状態で変速比無限大無段変速機のＩＶＴ速度比（ＩＶＴ変速比の逆数）Ｅｔ（変速機出力回転数Ｎｏｕｔ／変速機入力回転数Ｎｉｎ）が０（ＩＶＴ変速比Ｎｉｎ／Ｎｏｕｔが無限大）の状態（停車状態）を作り出すことができる。
そして、この動力循環モードでトロイダル型無段変速機構２がリングギヤ４ｒ（出力軸３）への回転を０にするような変速比ＧＮＰＲＴＯ（中立点ＧＮＰ）よりも高速（ハイ）側変速比である時は、変速比無限大無段変速機の出力回転数Ｎｏｕｔが逆向きとなって後退走行（Ｒレンジ）を可能にし、トロイダル型無段変速機構２のＣＶＴ変速比ｉｃｖｔが当該変速比ＧＮＰＲＴＯ（中立点ＧＮＰ）よりも低速（ロー）側変速比であるほど、変速比無限大無段変速機の出力回転数Ｎｏｕｔが正転方向の回転数を増大されて前進走行（Ｄ，Ｌレンジ）を可能にする。
【００４１】
従って、トロイダル型無段変速機構２のＣＶＴ変速比ｉｃｖｔが上記低速側の或る変速比になると、動力循環モードにおいてサンギヤ４ｓおよびリングギヤ４ｒの回転数（ハイクラッチ３３の駆動側および被駆動側回転メンバの回転数）が相互に一致し（図２に回転同期点ＲＳＰとして示す）、この時にハイクラッチ３３を油圧の供給により締結すると共にロークラッチ３１を油圧の排除により解放することで、理論上ショックなしに動力循環モードから直結モードに切り換えることができる。
この直結モードでは、図２に示すようにトロイダル型無段変速機構２のＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを回転同期点ＲＳＰよりも高速側変速比にするほど変速比無限大無段変速機の出力回転数Ｎｏｕｔが正転方向の回転数を更に増大されて前進走行（Ｄレンジ）での高速前進が可能になる。
【００４２】
なお、上記とは逆に直結モードから動力循環モードへの切り換えに際しても、上記の回転同期点ＲＳＰにおいてロークラッチ３１の駆動側および被駆動側回転メンバの回転数が相互に一致し、この時にロークラッチ３１を締結すると共にハイクラッチ３３を解放することで、理論上ショックなしに当該モード切り換えを行うことができる。
【００４３】
ステップモータ２２の駆動制御、ロークラッチソレノイド２４のＯＮ，ＯＦＦ制御、およびハイクラッチソレノイド２５のＯＮ，ＯＦＦ制御は、図３に示す変速機コントローラ４１によりこれらを実行し、変速機コントローラ４１には入力軸１の回転数Ｎｉｎを検出する入力回転センサ４２（図１参照）からの信号と、出力軸３の回転数Ｎｏｕｔを検出するＩＶＴ出力回転センサ４３（図１参照）からの信号と、トロイダル型無段変速機構２の出力回転数Ｎｃｖｔを検出するＣＶＴ出力回転センサ４４（図１参照）からの信号と、エンジンスロットル開度ＴＶＯを検出するスロットル開度センサ４５からの信号と、車速ＶＳＰを検出する車速センサ４６からの信号を入力する。
変速機コントローラ４１には更に、セレクタレバーにより運転者が選択した後退走行（Ｒ）レンジ、中立（Ｎ）レンジ、前進走行（Ｄ）レンジ、エンジンブレーキ（Ｌ）レンジに係わる選択レンジ信号とを入力する。
【００４４】
図３の変速機コントローラ４１は、上記した各種入力情報をもとに図４に示す制御プログラムを、例えば１０ｍｓｅｃ毎の定時割り込みにより繰り返し実行して、本発明による変速制御を含む変速比無限大無段変速機（ＩＶＴ）の変速制御を以下のごとくに遂行する。
まず、ステップＳ０で上記各種入力情報を読み込み、次に、ステップＳ１で変速機（ＩＶＴ）出力回転の加減速度ＧＤＡＴＡを図５により算出する。
図５では先ず、変速機出力回転数の今回検出値Ｎｏｕｔと、前回検出値Ｎｏｕｔ（ＯＬＤ）との差値[Ｎｏｕｔ−Ｎｏｕｔ（ＯＬＤ）]に単位換算上の定数ＫＧを掛けて変速機（ＩＶＴ）出力回転の加減速度ＧＤＡＴＡを算出し、その後に変速機出力回転数の今回検出値Ｎｏｕｔを前回検出値Ｎｏｕｔ（ＯＬＤ）としてメモリし、次回の加減速度ＧＤＡＴＡの計算に備える。
【００４５】
図４のステップＳ２では、図６に示すようにして図３に示すレンジ信号をもとに、現在の選択レンジが後退走行（Ｒ）レンジ、中立（Ｎ）レンジ、前進走行（Ｄ）レンジ、エンジンブレーキ（Ｌ）レンジのどれかを判定する。
ここで、レンジ信号が複数個ある場合や存在しない場合は異常であるとして最後の正常な判断時の判定レンジが選択されていると判定する。
ちなみに選択レンジがＮレンジのときは、ロークラッチ３１およびハイクラッチ３３の締結を行わないで停車状態を達成し、Ｒ，Ｄ，Ｌレンジのときは、ロークラッチ３１を締結した動力循環モードで中立点ＧＮＰ（図２参照）を保つことにより停車状態を達成するものとする。
【００４６】
次のステップＳ３では図７に示すサブルーチンの実行により、先ずステップＳ１７において、変速機入力回転数ＮｉｎとＣＶＴ出力回転数Ｎｃｖｔの比（Ｎｉｎ／Ｎｃｖｔ）である実ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔを演算し、
次いでステップＳ１８において、変速機出力回転数Ｎoutと変速機入力回転数Ｎｉｎとの比（Ｎout／Ｎｉｎ）である実ＩＶＴ速度比Ｅｔを算出し、
更にステップＳ１９において、ＩＶＴ速度比Ｅｔの逆数、つまり変速機入力回転数Ｎｉｎと変速機出力回転数Ｎoutとの比（Ｎｉｎ／Ｎout）である実ＩＶＴ変速比ｉ_ＩＶＴを算出する。
【００４７】
図４のステップＳ４においては、図８の処理により過渡的な目標値である目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０を算出する。
この算出に当たっては、先ず図８のステップＳ２０において図９の実行により、先ず選択レンジに応じた変速マップを選択する。
図９の次のステップにおいては、選択マップ（Ｄレンジの場合につき代表的に示すと図１０に例示するような変速マップ）に基づきスロットル開度ＴＶＯおよび変速機出力回転数Ｎout（または車速ＶＳＰ）から到達入力回転数ＤＳＲＲＥＶを検索により求める。
【００４８】
図８の次のステップＳ２１においては、図１１のごとくに、この到達入力回転数ＤＳＲＲＥＶを変速機出力回転数Ｎｏｕｔで除算して変速比無限大無段変速機の定常的な目標である到達ＩＶＴ変速比ＤＩＶＴＲＴＯを求めると共に、その逆数である到達ＩＶＴ速度比ＩＮＶＤＩＶＴＲＴＯを求める。
【００４９】
次いで図８のステップＳ２２において、これら到達ＩＶＴ変速比ＤＩＶＴＲＴＯおよび到達ＩＶＴ速度比ＩＮＶＤＩＶＴＲＴＯを所定時定数のフィルターに通して過渡的な目標である時々刻々の目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯおよびその逆数である目標ＩＶＴ速度比ＩＮＶＩＶＴＲＴＯを、図１２に示すサブルーチンにより以下のごとくに求める。
まず最初のステップで、スロットル開度ＴＶＯや車速ＶＳＰなどの運転状態に基づいて、図示しないマップや関数等から、到達ＩＶＴ変速比ＤＩＶＴＲＴＯおよび到達ＩＶＴ速度比ＩＮＶＤＩＶＴＲＴＯをどのような変速応答で達成するかを定めるための変速時定数ＴｇＴＭを演算する。
【００５０】
次のステップでは、到達ＩＶＴ変速比ＤＩＶＴＲＴＯと前回の目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯとの偏差に上記の変速時定数ＴｇＴＭを乗じたものから、次のようにして目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯを演算する。
IVTRTO＝IVTRTO＋TgTM×（DIVTRT0 −IVTRTO）
次のステップでは、同様にして目標ＩＶＴ変速比の逆数である目標ＩＶＴ速度比ＩＮＶＩＶＴＲＴＯを、
INVIVTRTO ＝INVIVTRTO＋TgTM×（INVDIVTRT0−INVIVTRTO ）
により演算する。
なお、上記変速時定数ＴｇＴＭは１次のローパスフィルタで構成されるが、２次などのローパスフィルタであってもよい。
【００５１】
上記のようにして求めた到達ＩＶＴ速度比ＩＮＶＤＩＶＴＲＴＯおよび目標ＩＶＴ速度比ＩＮＶＩＶＴＲＴＯは、図２に示すＩＶＴ速度比Ｅｔの定常的および過渡的な目標値であり、これら速度比の目標値を決定した後に図８のステップＳ２３で、図２のマップをもとに目標ＩＶＴ速度比ＩＮＶＩＶＴＲＴＯから目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０を検索して求める。
図８のステップＳ２４においては、図４のステップＳ１で求めた変速機出力回転の加減速度ＧＤＡＴＡから図１３に例示するマップを基に第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡを求める。
ここで図１３から明らかなように、第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡは、変速機出力回転の加減速度ＧＤＡＴＡが０近辺の不感帯域で緩加減速用に定めた値、例えば図３６にＲＡＴＩＯＡ（ニ）のような値とし、当該不感帯域から外れた大きな加速度または大きな減速度域ではこれら加速度または減速度が大きくなるにつれて第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡは小さくなる（ハイ側になる）よう定めて前記の要求に符合させる。
【００５２】
以上の処理を終えた後は図４のステップＳ５において、変速比無限大無段変速機の伝動モードが動力循環モード、ＣＶＴ直結モード、モード切り換え中のいずれであるかを判定し、伝動モードが動力循環モードならＳＦＴＭＯＤＥに１をセットし、直結モードならＳＦＴＭＯＤＥに３をセットし、モード切り換え中ならＳＦＴＭＯＤＥに２をセットする。
この伝動モード判定処理は図１４に示す如きもので、先ずステップＳ４１において選択レンジがＮレンジであるか否かを判定し、Ｎレンジ以外であれば制御をステップＳ４２に、またＮレンジであれば制御をステップＳ４３に進める。
【００５３】
Ｎレンジ以外で実行されるステップＳ４２では、Ｄ，Ｌ（前進）レンジまたはＲ（後退）レンジになってから、つまり走行レンジになってから所定時間以上が経過したか否かを判定し、所定時間が経過していなければステップＳ４４で、このことを示すようにＳＦＴＭＯＤＥに５をセットしてＮレンジ→Ｄレンジ制御またはＮレンジ→Ｒレンジ制御に設定し、サブルーチンを終了する。
ステップＳ４２で走行レンジになってから所定時間以上が経過したと判定する場合、ステップＳ４５以後の後述する制御を実行する。
【００５４】
ステップＳ４１でＮレンジと判定した時に選択されるステップＳ４３では、選択レンジがＮレンジになってから所定時間以上が経過したか否かを判定し、所定時間が経過していなければステップＳ４６で、このことを示すようにＳＦＴＭＯＤＥに６をセットしてＤレンジ→Ｎレンジ制御またはＲレンジ→Ｎレンジ制御に設定した後サブルーチンを終了し、Ｎレンジになってから所定時間以上が経過している場合、ステップＳ４７でこのことを示すようにＳＦＴＭＯＤＥに０をセットしてＮレンジ制御に設定した後サブルーチンを終了する。
【００５５】
ステップＳ４２でＤ，ＬレンジまたはＲレンジになってから所定時間が経過したと判定する場合ステップＳ４５において、前記したＳＦＴＭＯＤＥをもとに以下のごとく伝動モードの判定が行われる。
つまりステップＳ４５では、現在の伝動モードがＳＦＴＭＯＤＥ＝１（動力循環モード）か、ＳＦＴＭＯＤＥ＝３（直結モード）のいずれであるかを判定し、判定結果に応じて動力循環モードならステップＳ４８に制御を進め、直結モードなら制御をステップＳ４９に進める。
【００５６】
動力循環モード（ＳＦＴＭＯＤＥ＝１）のときは、図２から明らかなように動力循環モードから直結モードへの切り換え（アップシフト）が発生し得るため、ステップＳ４８で、図１０と同じような変速線を示す図１５上に例示したアップシフト判定線αを選択し、ステップＳ５０で当該選択したアップシフト判定線αをもとに到達入力回転数ＤＳＲＲＥＶから、上記モード切り換え変速を行うべきアップシフト判定用のモード切り換え変速判定出力回転数ＲＥＶＡを検索して求める。
次のステップＳ５１においては、図１６（ａ）のようなマップを基にスロットル開度ＴＶＯおよび出力回転加減速度ＧＤＡＴＡから、モード切り換え変速判定出力回転数ＲＥＶＡ用の補正回転数ＲＥＶＢを検索により求める。
なお、この検索に当たって用いるマップは図１６（ａ）のような２次元マップの代わりに、スロットル開度ＴＶＯを全閉にした減速時の特性を図１６（ｂ）のように抽出して簡略化した出力回転加減速度ＧＤＡＴＡのみによるマップとしても良い。
【００５７】
そしてステップＳ５２で、モード切り換え変速判定出力回転数ＲＥＶＡに補正回転数ＲＥＶＢを加算してモード切り換え変速判定出力回転数ＲＥＶＡを補正し、ステップＳ５３で変速機出力回転数Ｎｏｕｔが、このモード切り換え変速（アップシフト）判定出力回転数以上となったか否かを判定する。
変速機出力回転数Ｎｏｕｔがこのモード切り換えアップシフト判定出力回転数以上になると、動力循環モードから直結モードへのモード切り換えを行うモード切り換えアップシフト領域に入っているため、ステップＳ５４でこのこと（モード切り換えアップシフト中）を示すようにＳＦＴＭＯＤＥを２に変更すると共にＳＦＴフラグを１（アップシフト）にセットしてサブルーチンを終了する。
なおＳＦＴフラグは、１のときに動力循環モードから直結モードへのアップシフトを示し、２のときに直結モードから動力循環モードへのダウンシフトを示し、０のときには伝動モード（ＳＦＴＭＯＤＥ）の維持を示すものとする。
【００５８】
一方、ステップＳ５３で変速機出力回転数Ｎｏｕｔがアップシフト判定出力回転数未満と判定する場合には、動力循環モードから直結モードへのモード切り換えを指令するモード切り換えアップシフト領域に入っていないため、モード切り換え不要としてそのままサブルーチンを終了する。
【００５９】
ステップＳ４５でＳＦＴＭＯＤＥ＝３（直結モード）と判定する時に選択されるステップＳ４９では、図２から明らかなように直結モードから動力循環モードへの切り換え（ダウンシフト）が発生し得るため、図１５に例示した直結モード→動力循環モード切り換えダウンシフト判定線βを選択し、次いでステップＳ５５において当該選択したダウンシフト判定線βをもとに到達入力回転数ＤＳＲＲＥＶから、上記モード切り換えを行うべきモード切り換え変速（ダウンシフト）判定用の判定出力回転数ＲＥＶＡを検索して求める。
その後ステップＳ５６において、図１６（ａ）のようなマップを基にスロットル開度ＴＶＯおよび出力回転加減速度ＧＤＡＴＡから、または同図（ｂ）のようなマップを基に出力回転加減速度ＧＤＡＴＡからモード切り換え変速判定出力回転数ＲＥＶＡ用の補正回転数ＲＥＶＢを検索により求める。
【００６０】
そしてステップＳ５７で、モード切り換え変速判定出力回転数ＲＥＶＡに補正回転数ＲＥＶＢを加算してモード切り換え変速判定出力回転数ＲＥＶＡを補正し、ステップＳ５８で変速機出力回転数Ｎｏｕｔが、このモード切り換え変速（ダウンシフト）判定出力回転数ＲＥＶＡ以下になったか否かを判定する。
変速機出力回転数Ｎｏｕｔがこのモード切り換えダウンシフト判定出力回転数ＲＥＶＡ以下になると、モード切り換え変速（ダウンシフト）を行う領域に入っているため、ステップＳ５９でこのこと（モード切り換えダウンシフト中）を示すようにＳＦＴＭＯＤＥを２に変更すると共にＳＦＴフラグを２（ダウンシフト）にセットしてサブルーチンを終了する。
【００６１】
一方、ステップＳ５８で変速機出力回転数Ｎｏｕｔがダウンシフト判定出力回転数ＲＥＶＡを越えていると判定する場合には、直結モードから動力循環モードへのモード切り換えを指令する領域に入っていないため、モード切り換え変速不要としてそのままサブルーチンを終了する。
【００６２】
ところで、上記したモード切り換えアップシフト判定およびモード切り換えダウンシフト判定のいずれにおいても、モード切り換え変速判定出力回転数ＲＥＶＡに加算してこれを補正する補正回転数ＲＥＶＢが図１６（ｂ）に示すように、変速機出力回転の加減速度ＧＤＡＴＡの小さな領域（０近辺の領域）では不感帯用に０にされているが、これを外れた領域では変速機出力回転の加速度が大きくなるにつれて補正回転数ＲＥＶＢが負値を増大され、変速機出力回転の減速度が大きくなるにつれて補正回転数ＲＥＶＢが正値を増大されていることから、ステップＳ５２およびステップＳ５７で補正するモード切り換えアップシフト判定出力回転数ＲＥＶＡは変速機出力回転の加速度が大きいほど小さくされ、変速機出力回転の減速度が大きいほど大きくされる。
従って、変速機出力回転の減速度が大きいほど図３３のダウンシフト線βをβ’のように高車速側に変位させ、もって図３４につき前述した急減速時において要求される高速側ＣＶＴ変速比でのモード切り換えダウンシフト（Ａ→Ｅ→Ｅ’→Ｃ）が可能となる。
【００６３】
以上のごとく図１４に基づいて図４のステップＳ５が実行された後は、同図のステップＳ６において前記のＳＦＴＭＯＤＥが１か、２か、３か、それ以外かにより、伝動モードが動力循環モード（ＳＦＴＭＯＤＥ＝１）か、モード切り換え中（ＳＦＴＭＯＤＥ＝２）か、直結モード（ＳＦＴＭＯＤＥ＝３）か、それ以外のいずれであるかを判定する。
動力循環モードなら制御をステップＳ７に進めて動力循環モード制御を行い、モード切り換え中なら制御をステップＳ９に進めてモード切り換え制御を行い、直結モードなら制御をステップＳ８に進めて直結モード制御を行い、これら以外なら制御をステップＳ１０に進めて対応するその他の制御を行う。
【００６４】
図４のステップＳ７における動力循環モード制御は図１７に示すごときもので、先ずステップＳ６１において、目標ロークラッチ圧を最大値に、また目標ハイクラッチ圧を最低値にして、ロークラッチ３１の締結を指令すると共にハイクラッチ３３の解放を指令する。
次のステップＳ６２ではＣＶＴ比制御モードを判定し、このＣＶＴ比制御モードは通常制御の時０にされ、ＣＶＴ変速比を保持する時１にされ、通常制御への遷移中２にされ、モード切り換え中の通常制御時３にされるものとする。
【００６５】
ステップＳ６２でＣＶＴ比制御モードが０または３であると判定される時、ステップＳ６３において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１に図８のステップＳ２３で求めた目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０をセットする。
ステップＳ６２でＣＶＴ比制御モードが１または２であると判定される時、ステップＳ６４において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を所定時定数ＴｇＴＭＳＦＴのローパスフィルターに通して、ＲＡＴＩＯ１＝ＲＡＴＩＯ１＋ＴｇＴＭＳＦＴ×（ＲＡＴＩＯ０−ＲＡＴＩＯ１）を求める。
【００６６】
次いでステップＳ６５において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１および目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０間における偏差の絶対値が所定値未満になったか否かをチェックし、未満になったところでステップＳ６６においてＣＶＴ比制御モードを０にすることによりステップＳ６２がステップＳ６３を選択するようになす。
以上のようにステップＳ６３またはステップＳ６４で最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を求めた後はステップＳ６７において、ＣＶＴ変速比フィードバック補償量ＦＢＲＴＯを図１８のようにして求める。
【００６７】
図１８では、先ず最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１と実ＣＶＴ変速比ｉ_ｃｖｔとの偏差ｅｒｒを求め、次いでこの偏差ｅｒｒに比例定数ＫＰ（運転条件に応じて任意に与え得る）を掛けて求めた比例制御分と、偏差ｅｒｒに積分定数ＫＩ（運転条件に応じて任意に与え得る）を掛けて求めた積分制御分ＩｎｔｇＲとの和値をもってＣＶＴ変速比フィードバック補償量ＦＢＲＴＯとする。
図１７のステップＳ６８では、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１にＣＶＴ変速比フィードバック補償量ＦＢＲＴＯを加算して指令ＣＶＴ変速比ｉ_ｃｖｔ０とする。
【００６８】
図４のステップＳ８における直結モード制御は図１９に示すごときもので、先ずステップＳ７１において、目標ロークラッチ圧を最低値に、また目標ハイクラッチ圧を最大値にして、ロークラッチ３１の解放を指令すると共にハイクラッチ３３の締結を指令する。
次のステップＳ７２ではＣＶＴ比制御モードを判定し、ＣＶＴ比制御モードが０または３であると判定される時、ステップＳ７３において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１に図８のステップＳ２３で求めた目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０をセットする。
ステップＳ７２でＣＶＴ比制御モードが１または２であると判定される時、ステップＳ７４において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を所定時定数ＴｇＴＭＳＦＴのローパスフィルターに通して、ＲＡＴＩＯ１＝ＲＡＴＩＯ１＋ＴｇＴＭＳＦＴ×（ＲＡＴＩＯ０−ＲＡＴＩＯ１）を求める。
【００６９】
次いでステップＳ７５において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１および目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０間における偏差の絶対値が所定値未満になったか否かをチェックし、未満になったところでステップＳ７６においてＣＶＴ比制御モードを０にすることによりステップＳ７２がステップＳ７３を選択するようになす。
以上のようにステップＳ７３またはステップＳ７４で最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を求めた後はステップＳ７７において、ＣＶＴ変速比フィードバック補償量ＦＢＲＴＯを図１８につき前述したように求め、
ステップＳ７８で、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１にＣＶＴ変速比フィードバック補償量ＦＢＲＴＯを加算して指令ＣＶＴ変速比ｉ_ｃｖｔ０とする。
【００７０】
図４のステップＳ９におけるモード切り換え制御は図２０に示すごときもので、先ずステップＳ８１において、当該モード切り換えに際して行うべきイニシャライズが終了しているか否かを判定し、終了していないと判定する時ステップＳ８２において変速タイマをクリアすると共にＣＶＴ比制御モードを０にするイニシャライズを実行し、イニシャライズが終了していると判定する時はステップＳ８２をスキップする。
次のステップＳ８３では、モード切り換え制御が開始されてから所定時間が経過したか否かをチェックし、所定時間が経過するまでの間は制御をステップＳ８４〜ステップＳ９０に進める。
【００７１】
ステップＳ８４では、図２１のようにしてモード切り換え制御中の最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を算出する。
つまり図２１のステップＳ１１１において、ＣＶＴ比制御モードが０（ＣＶＴ比の通常制御中）か、１（ＣＶＴ比を保持する制御中）か、２（ＣＶＴ比の通常制御への移行中）か、３（ＣＶＴ比をモード切り換え中ながら通常制御すべき状態）かをチェックし、
ステップＳ１１２において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１が図８のステップＳ２４で求めた第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ（図３４参照）以上（ロー側）であるか否かを判定する。
【００７２】
ステップＳ１１１でＣＶＴ比制御モードが０（ＣＶＴ比の通常制御中）と判別し、且つ、ステップＳ１１２で最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１（図３４のＡ点からＣ点への変速時はＣ点のＣＶＴ変速比）が第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡよりも小さい（ハイ側）と判定する時は、ステップＳ１１６で最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を図８のステップＳ２３で求めた目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０にセットすることにより無段変速機構２を通常通りに変速制御すると共にＣＶＴ比制御モードを０にすることによりＣＶＴ変速比の通常制御を継続するよう指令する。
これにより、図３４のＡ点からＣ点への変速時に先ず通常制御によるＡ点からＤ点方向への変速が保証されることになる。
【００７３】
なお、ステップＳ１１１でＣＶＴ比制御モードが３（ＣＶＴ比をモード切り換え中ながら通常制御すべき状態）であると判定する時も、ステップＳ１１４において最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を、図８のステップＳ２３で求めた目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０にし、これにより無段変速機構２を変速比が目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０となるよう通常通りに変速制御する。
【００７４】
しかし、ステップＳ１１１でＣＶＴ比制御モードが０（ＣＶＴ比の通常制御中）と判別しても、ステップＳ１１２で最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１が第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡ以上（ロー側）と判定する時は、ステップＳ１１５においてＣＶＴ比制御モードを１にしてＣＶＴ変速比の保持を指令し、制御をそのまま終了することにより最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を修正しないことでＣＶＴ変速比の保持を実行すると共に、以後はステップＳ１１１がＣＶＴ比制御モード＝１に応答して制御をいきなり終了することでＣＶＴ変速比の保持を継続する。
これにより、図３４のＡ点からＣ点への変速について説明すると、上記した通常制御によるＡ点からＤ点方向への変速後は、ここで一旦ＣＶＴ変速比が保持されることになる。
【００７５】
ステップＳ１１１でＣＶＴ比制御モードが２（ＣＶＴ比の通常制御への移行中）と判別する時はステップＳ１１７において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を所定時定数ＴｇＴＭＳＦＴのローパスフィルターに通して、ＲＡＴＩＯ１＝ＲＡＴＩＯ１＋ＴｇＴＭＳＦＴ×（ＲＡＴＩＯ０−ＲＡＴＩＯ１）を求める。
次いでステップＳ１１８において、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１および目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０間における偏差の絶対値が所定値未満になったか否かをチェックし、未満になったところでステップＳ１１９においてＣＶＴ比制御モードを３にすることによりステップＳ１１１がステップＳ１１４を選択するようになす。
【００７６】
以上のようにステップＳ１１４、またはステップＳ１１６、或いはステップＳ１１７で最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１を求めた（ステップＳ１１５を通ってＣＶＴ比制御モードが１になるとＲＡＴＩＯ１はＲＡＴＩＯＡに保たれる）後は、図２０のステップＳ８５において、前記のＳＦＴフラグが１か否かにより動力循環モードから直結モードへのアップシフトか、逆に直結モードから動力循環モードへのダウンシフトかを判定する。
アップシフトである場合ステップＳ８６において、アップシフトのシークエンスに従ってロークラッチ圧の計算を行うと共にハイクラッチ圧の計算を行い、ダウンシフトである場合ステップＳ８７においてダウンシフトのシークエンスに従ってロークラッチ圧の計算を行うと共にハイクラッチ圧の計算を行う。
なお、アップシフト時におけるクラッチ圧の計算とダウンシフト時におけるクラッチ圧の計算とは、ロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放が逆転するのみで、同様な手順によることから、ここではクラッチ圧の計算を図３３〜図３６での説明に合わせてダウンシフトの場合につき図２２により以下に詳述する。
【００７７】
図２２のステップＳ１２１においては、ＣＶＴ変速比ｉ_ｃｖｔおよび周知の方法で算出しておいた変速機入力トルクから、ロークラッチ圧マップに基づきロークラッチ圧指令値を算出し、次のステップＳ１２２では、ＣＶＴ変速比ｉ_ｃｖｔおよび周知の方法で算出しておいた変速機入力トルクから、ハイクラッチ圧マップに基づきハイクラッチ圧指令値を算出する。
次いでステップＳ１２３、ステップＳ１２４、ステップＳ１２４’、ステップＳ１２５、ステップＳ１２６において、変速タイマが順次に大きいＵＰ所定値１未満か、ＵＰ所定値２未満か、ＵＰ所定値２’未満か、ＵＰ所定値３未満か、ＵＰ所定値４未満かどうかを判定する。
【００７８】
変速タイマがＵＰ所定値１未満である間はステップＳ１２７において、ハイクラッチ圧指令値を、ハイクラッチ圧マップから算出されたハイクラッチ圧にクラッチ内部のリターンスプリング力に対向する圧力であるＨＣｓｐｒを足した圧とし、次いでステップＳ１２８においてロークラッチ圧指令値をプリチャージ圧である所定値ＬＣｐｒｃｈに保持し、その後ステップＳ１２９でＩＶＴ比制御モードを１にする。
ここでＩＶＴ比制御モードは、ＩＶＴ変速比の通常制御時０にされ、モード切り換え開始時１にされ、イナーシャフェーズ中２にされ、イナーシャフェーズ終了時３にされるものとする。
【００７９】
変速タイマがＵＰ所定値１以上、ＵＰ所定値２’（ハイクラッチのピストンストロークに必要な最低時間とする）未満である間はステップＳ１３０において、ハイクラッチ圧指令値をステップＳ１２７と同様に、ハイクラッチ圧マップから算出されたハイクラッチ圧にクラッチ内部のリターンスプリング力に対向する圧力であるＨＣｓｐｒを足した圧とし、次いでステップＳ１３１においてロークラッチ圧指令値をロークラッチ内部におけるリターンスプリング力に対向する圧である所定値ＬＣｓｐｒに増圧する。
【００８０】
変速タイマがＵＰ所定値２’以上、ＵＰ所定値２未満である間は、ステップＳ１２５’においてＣＶＴ比制御モードが１（ＣＶＴ比保持制御）か否かを判定し、ＣＶＴ比制御モードが１（ＣＶＴ比保持制御）でなければ制御をステップＳ１３０およびステップＳ１３１に進めてクラッチ制御待機状態となし、この待機状態をＣＶＴ比制御モードが１（ＣＶＴ比保持制御）になってステップＳ１２５’が制御をステップＳ１３０’に進めるまで継続する。
ステップＳ１３０’では、ＣＶＴ比保持状態になったのを受けて変速タイマにＵＰ所定値２をセットすることでこれを更新し、その後、制御を次のフェーズであるステップＳ１２５に進める。
【００８１】
ステップＳ１２５で変速タイマがＵＰ所定値３未満であると判定する間、つまりＵＰ所定値２以上、ＵＰ所定値３未満である間はステップＳ１３２において、締結ゲイン１を変速タイマ値からＵＰ所定値２を差し引いた差値と、ＵＰ所定値３からＵＰ所定値２を差し引いた差値との比により求めると共に、締結ゲイン２を１から締結ゲイン１を差し引いた差値とする。
次いでステップＳ１３３において、ハイクラッチ圧を以下の演算、
ハイクラッチ圧＝所定値ＨＣｓｐｒ＋ハイクラッチ圧×締結ゲイン２
により求める。ここでハイクラッチ圧は、ハイクラッチ圧マップから算出したハイクラッチ圧に１よりも小さい値である締結ゲイン２を掛けることで低下されることとなる。
次にステップＳ１３４で、ロークラッチ圧を以下の演算、
ロークラッチ圧＝所定値ＬＣｓｐｒ＋（ロークラッチ圧＋所定値）×締結ゲイン１
により求める。
ここで（ハイクラッチ圧＋所定値）における所定値は、イナーシャフェーズで回転変化を生じさせるための余裕分で、車速ＶＳＰやスロットル開度ＴＶＯに応じて適宜に与える。
そしてステップＳ１３５において、詳しくは図２３につき後述するがロークラッチ圧指令値のフィードバック量計算を行う。
【００８２】
ステップＳ１２６で変速タイマがＵＰ所定値４未満と判定する間、つまりＵＰ所定値３以上、ＵＰ所定値４未満である間はステップＳ１３６において、ハイクラッチ圧指令値をハイクラッチリターンスプリング力相当の所定値ＨＣｓｐｒに保持し、次いでステップＳ１３７においてＩＶＴ比制御モードをイナーシャフェーズ中であることを示すように２にした後、制御をステップＳ１３４、ステップＳ１３５に進める。
変速タイマがＵＰ所定値４以上になったらステップＳ１３８において、ハイクラッチ圧指令値を最低値にし、次いでステップＳ１３９においてロークラッチ圧指令値を前回計算値と所定値ＬＣｄｅｌｔａとの和値とする。
【００８３】
図２２のステップＳ１３５で行うロークラッチ圧指令値のフィードバック量計算は図２３に示すごときもので、先ずステップＳ１４１において、例えば図２４のマップをもとに最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１から変速前ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＡＴＩＯＡを求め、更にステップＳ１４２において、例えば図２５のマップをもとに最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１から変速後ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＡＴＩＯＢを求める。
ここで図３４のＡ点からＣ点への変速時における変速前ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＡＴＩＯＡおよび変速後ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＡＴＩＯＢを考察するにこの場合、図２１につき前述したごとくＡ点から先ずＤ点に向かうよう通常通りの制御がなされ、その後ＣＶＴ変速比が保持された状態でクラッチの掛け換えによるＤ点からＤ’点への変速が実行されるため、変速前ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＡＴＩＯＡはＤ点におけるＩＶＴ変速比であり、また変速後ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＡＴＩＯＢはＤ’点におけるＩＶＴ変速比である。
次にステップＳ１４３において、ＩＶＴ比制御モードが１か否かによりモード切り換えが開始されているか否かをチェックする。
【００８４】
ＩＶＴ比制御モードが１であれば、ステップＳ１４４において変速前ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＡＴＩＯＡおよび目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯ間の差の絶対値｜ＩＶＴＲＡＴＩＯＡ−ＩＶＴＲＴＯ｜がイナーシャフェーズ開始判定のための所定値以上か否かによりイナーシャフェーズが開始された（クラッチの掛け換えによる変速比変化が開始された）か否かを判定する。
イナーシャフェーズ開始と判定する時ステップＳ１４５において、このことを示すようにＩＶＴ比制御モードを２にする。
イナーシャフェーズが未だ開始されていなければステップＳ１４６において、ＩＶＴ変速タイマをクリアし、次いでステップＳ１４７において、ロークラッチ圧のフィードバック量ＰＲＳＦＢを０にリセットすると共に積分値ＰＲＳＩＮＴＧを０にリセットする。
【００８５】
ステップＳ１４４でイナーシャフェーズ（クラッチの掛け換えによる変速）開始と判定し、ステップＳ１４５でＩＶＴ比制御モードを２にした後は、ステップＳ１４９において、図２６（ａ）のようなマップを基にスロットル開度ＴＶＯおよび変速機出力回転数Ｎｏｕｔから、目標変速時間ＳＦＴＴＩＭＥを検索により求める。
なお、この検索に当たって用いるマップは図２６（ａ）のような２次元マップの代わりに、或る変速機出力回転数Ｎｏｕｔの時の特性を図２６（ｂ）のように抽出して簡略化したスロットル開度ＴＶＯのみによるマップとしても良い。
【００８６】
次いでステップＳ１５０において、図２７のようなマップを基に出力回転加減速度ＧＤＡＴＡから変速ゲイン補正係数ＳＦＴＨＯＳを検索により求める。
この変速ゲイン補正係数ＳＦＴＨＯＳは、出力回転加減速度ＧＤＡＴＡが０近辺の小さな領域で１．０となって不感帯を有し、それ以上の大きな加減速度領域では、加速度が大きくなるにつれ、また減速度が大きくなるにつれ、変速ゲイン補正係数ＳＦＴＨＯＳは小さくなるものとする。
ステップＳ１５１においては、目標変速時間ＳＦＴＴＩＭＥに変速ゲイン補正係数ＳＦＴＨＯＳを掛けて補正するが、この補正により目標変速時間ＳＦＴＴＩＭＥは、変速ゲイン補正係数ＳＦＴＨＯＳが図２７の特性を持つことから出力回転の加速度または減速度が大きくなるにつれ短くされることとなる。
【００８７】
次のステップＳ１５２においては、最終目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯ１を、ＩＶＴＲＴＯ１＝〔ＩＶＴＲＡＴＩＯＡ＋（ＩＶＴＲＡＴＩＯＢ−ＩＶＴＲＡＴＩＯＡ）〕／〔目標変速時間ＳＦＴＴＩＭＥ×ＩＶＴ変速タイマ〕により求める。
ここでイナーシャフェーズが開始された後はイナーシャフェーズが終了するまでの間、ＣＶＴ変速比がほぼ保持状態になっていてＩＶＴ変速比を管理する時の目標にすべきＣＶＴ変速比がなくなることから、ステップＳ１５２で上記により仮想の目標ＩＶＴ変速比を作り出してイナーシャフェーズ中の変速制御に資する。
ところで上記では最終目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯ１が一次直線の形になるが、他の関数で与えても良いことは言うまでもない。
次いでステップＳ１５３において、最終目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯ１と目標変速比ＩＶＴＲＴＯとの偏差ｉｅｒｒ（＝ＩＶＴＲＴＯ１−ＩＶＴＲＴＯ）を求める。
【００８８】
ステップＳ１５４では、ロークラッチ圧のフィードバック量ＰＲＳＦＢを以下のようにして求める。
先ず、上記の変速比偏差ｉｅｒｒおよび積分ゲインＫＩｉｖｔから積分項ＰＲＳＩＮＴＧをＰＲＳＩＮＴＧ＝ＰＲＳＩＮＴＧ＋ｉｅｒｒ×ＫＩｉｖｔにより求め、次いで比例ゲインＫＰｉｔｖを用いてハイクラッチ圧フィードバック量ＰＲＳＦＢをＰＲＳＦＢ＝ｉｅｒｒ×ＫＰｉｔｖ＋ＰＲＳＦＢを求める。
更にステップＳ１５５でロークラッチ圧を、当該フィードバック量ＰＲＳＦＢだけ嵩上げし、ステップＳ１５６でＩＶＴ変速タイマを更新する。
【００８９】
ステップＳ１４３でＩＶＴ比制御モードが１でないと判別する時は、ステップＳ１４８において、変速後ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＡＴＩＯＢおよび目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯ間の差の絶対値｜ＩＶＴＲＡＴＩＯＢ−ＩＶＴＲＴＯ｜がイナーシャフェーズ終了判定のための所定値未満か否かによりイナーシャフェーズが終了したか否かを判定する。
終了前のイナーシャフェーズ中であれば、上記したステップＳ１４９〜ステップＳ１５６の処理を引き続いて実行する。
【００９０】
ステップＳ１４８でイナーシャフェーズ終了と判定する時は、ステップＳ１５７において変速タイマをＵＰ所定値４とし、次いでステップＳ１５８においてＣＶＴ比制御モードを２とし、更にステップＳ１５９においてＩＶＴ比制御モードを３とする。
【００９１】
以上のように図２２および図２３で（図２０のステップＳ８７で）ダウンシフトシークエンスに従った目標ロークラッチ圧および目標ハイクラッチ圧の決定が行われた後、若しくは図２０のステップＳ８６でアップシフトシークエンスに従った目標ロークラッチ圧および目標ハイクラッチ圧の決定が行われた後は、図２０のステップＳ８８において変速タイマの更新を行い、
次いでステップＳ８９において、図１８につき前述したようにしてＣＶＴ変速比フィードバック補償量ＦＢＲＴＯを算出し、
更にステップＳ９０において、前記の最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ１に上記ＣＶＴ変速比フィードバック補償量ＦＢＲＴＯを加算して指令ＣＶＴ変速比ｉ_ｃｖｔ０を求める。
【００９２】
図２０のステップＳ８３でモード切り換え制御の開始から所定時間が経過したと判定する時は、変速終了処理のために先ずステップＳ９１で前記のＳＦＴフラグが１か否かによりアップシフトかダウンシフトかを判定する。
アップシフト判定時はステップＳ９２でロークラッチ圧を最低値に指令すると共にハイクラッチ圧を最高値に指令した後、ステップＳ９３でＳＦＴＭＯＤＥを３にすると共にＳＦＴフラグを０にする。
一方でダウンシフト判定時はステップＳ９４でロークラッチ圧を最高値に指令すると共にハイクラッチ圧を最低値に指令した後、ステップＳ９５でＳＦＴＭＯＤＥを１にすると共にＳＦＴフラグを０にする。
【００９３】
以上のようにロークラッチ圧およびハイクラッチ圧を限界値に指令した後はステップＳ９６においてイニシャライズ終了フラグをクリアし、次いでステップＳ９７においてＩＶＴ比制御モードを０にし、これらにより次回のモード切り換え制御に備える。
【００９４】
図４のステップＳ７、またはステップＳ８、或いはステップＳ９で前記したごとくに指令ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔｏ、目標ロークラッチ圧、および目標ハイクラッチ圧を求めた後は、ステップＳ１１〜Ｓ１３においてこれらの目標を実現するための信号を求めて出力する。
ステップＳ１１においては、図２８のようにして、図２９のマップを基に指令ＣＶＴ変速比ｉｃｖｔｏを達成するためのステップモータ２２の目標駆動位置（目標ステップ数）を求める。
次にステップＳ１２では、図３０のようにして、目標ロークラッチ圧および目標ハイクラッチ圧を実現するためのロークラッチソレノイド２４およびハイクラッチソレノイド２５の駆動デューティを図３１のマップに基づき算出する。
そしてステップＳ１３において、ステップモータ２２を上記の目標駆動位置（目標ステップ数）となるよう駆動すると共に、上記のデューティ比に応じロークラッチソレノイド２４およびハイクラッチソレノイド２５を駆動する。
【００９５】
上記した実施の形態になる変速比無限大無段変速機の変速制御装置に係わる動作タイムチャートを図３２に例示する。
図３２は、アクセルペダルの釈放によりスロットル開度ＴＶＯを全閉にした状態で瞬時ｔ１にブレーキ操作により急制動（減速度を便宜上一定とする）を行った結果、図３３および図３４のＡ点（直結モードでの最ハイＩＶＴ変速比）からＣ点（動力循環モードでのＧＮＰ相当のＩＶＴ変速比）へのモード切り換え（直結モードから動力循環モードへの切り換え）を伴った変速（ダウンシフト）が要求される場合における変速動作タイムチャートを示す。
【００９６】
図１４のステップＳ５２またはステップＳ５７による処理で例えば図３３のβからβ’のごとく減速度ＧＤＡＴＡに応じて補正された直結モード→動力循環モード切り換えのダウンシフト線を出力回転数Ｎｏｕｔが横切る瞬時ｔ２に直結モードから動力循環モードへのモード切り換えが開始される。
瞬時ｔ２０までは、最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯｌは通常のＣＶＴ比制御モードにより目標ＩＶＴ変速比に伴うよう、つまり図３４のＡ点からＤ点に向かうよう変化している。
【００９７】
最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯｌが第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡに達する（ＣＶＴの変速制御による図３４のＡ点からＤ点への変速が行われる）瞬時ｔ２０以後は、目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯ０の変化にかかわらず最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯｌが保持されたままとなる。
これによりＣＶＴは図３４のＤ点相当の変速比にとどまるが（ＣＶＴ比制御モード＝０→１）、瞬時ｔ２より開始されているハイクラッチ圧の低下とロークラッチ圧の上昇とでこれらクラッチの掛け換えによる直結モードから動力循環モードへの切り換えが開始され、当該クラッチの掛け換えが進行するにつれてＩＶＴの実効ギヤ比が図３４のＤ点相当値からＤ’点相当値に変化するモード切り換え変速が行われる。
【００９８】
瞬時ｔ２１においてＩＶＴ変速比の変化を基にイナーシヤフェーズの開始（図３４のＤ点からＤ’点への変速開始）が検出されると（図２３のステップＳ１４４、ステップＳ１４５）、図２３のステップＳ１５２において最終目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯ１が図３２のように求められ、上記のモード切り換え変速に当たってはこの最終目標ＩＶＴ変速比ＩＶＴＲＴＯ１が達成されるようロークラッチ圧およびハイクラッチ圧を図３２のように時系列制御する。
この時の変速時間は、図２３のステップＳ１５０、ステップＳ１５１の処理により減速度ＧＤＡＴＡが高いほど短くする。
【００９９】
瞬時ｔ２２においてＩＶＴ変速比の変化を基にイナーシヤフェーズの終了（図３４のＤ点からＤ’点への変速の終了）が検出されると（図２３のステップＳ１４８）、図２３のステップＳ１５８においてＣＶＴ比制御モードが図３２のごとく１から２にされ、図２３のステップＳ１５９でＩＶＴ比制御モードが図３２のごとく２から３にされ、それによりロークラッチ圧の上記フィードバック制御が終了してこれが一定勾配で上昇され、ハイクラッチ圧は最低圧にされてハイクラッチは完全に解放状態となる。
目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＯと最終目標ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯｌとの間の差がなくなる瞬時ｔ２３においては、ＣＶＴ比制御モードが２から３にされ、
瞬時ｔ２４においてモード切り換え制御が終了してロークラッチ圧を最大とする。
【０１００】
その後は、動力循環モードでの通常のＣＶＴの変速制御により図３４のＤ’点からＣ点への変速が行われ、瞬時ｔ３でＩＶＴ変速比が中立点ＧＮＰに至って車両を停車させることができる。
以上により、図２３のＡ点からＤ点およびＤ’点を経てＣ点に至る変速が実行される。
なお逆にアップシフトの場合も同様な変速を実現することができる。
【０１０１】
ところで、図１３に示すように第１制限ＣＶＴ変速比ＲＡＴＩＯＡを変速機出力回転の加速度または減速度が大きいほどハイ側変速比としたから、大加減速度時は図３４のモード切り換え変速線Ｄ−Ｄ’を同図にＥ−Ｅ’で示すように高速側ＣＶＴ変速比寄りにずらせ、これにより、動力循環モードおよび直結モード間でのモード切り換えのためのロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換え（図３４のＤ−Ｄ’変速）を、変速機出力回転の加速度または減速度が大きい時は、図３４のＥ−Ｅ’で示すように変速ＣＶＴ変速比が高速側変速比の時に行わせることとなり、
モード切り換え変速を行わせるＣＶＴ変速比が、変速機出力回転の加減速度に応じた前記の要求通りに変更されて、急減速時のエンジンストールや急加速時のエンジンの過回転を生ずることなくモード切り換え変速の時間を適切なものとなして変速ショックを防止することができる。
【０１０２】
なお上記のモード切り換え変速中は、このモード切り換えを開始した時の変速比にＣＶＴ変速比を保持するため、当該モード切り換え変速中はこの変速をクラッチの掛け換えによる変速のみとなし、これにより高品質な変速を行わせることができる。
【０１０３】
また、図２７に示すような変速ゲイン補正係数ＳＦＴＨＯＳの設定によりモード切り換え変速のためのロークラッチおよびハイクラッチの締結、解放切り換えの時間を変速機出力回転の加速度または減速度が大きい時ほど短くしたため、
変速機出力回転の加速度または減速度が大きな場合においてモード切り換え変速のためのクラッチの掛け換え制御時間が必要以上に長くならないようにすることができ、これによってもモード切り換え変速後における無段変速機構の変速時間に余裕を持たせてエンジンストールやエンジンの過回転を確実に防止することができる。
【０１０４】
なお上記実施の形態においては、無段変速機構がトロイダル型無段変速機構２である場合について説明したが、無段変速機構がＶベルト式無段変速機構である場合においても本発明は同様の考え方により適用して同様の作用効果を奏し得ることことは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施の形態になる変速制御装置を具えた変速比無限大無段変速機の伝動系を示す略線図である。
【図２】同変速比無限大無段変速機の変速制御特性を、その速度比と無段変速機構の変速比との関係として示した線図である。
【図３】同変速比無限大無段変速機の変速制御系を示すシステム図である。
【図４】同変速制御系における変速機コントローラが実行する変速制御プログラムの全体を示すフローチャートである。
【図５】同変速制御プログラム内における変速機出力回転の加減速度算出処理を示すサブルーチンのフローチャートである。
【図６】同変速制御プログラム内における選択レンジ判定処理を示すサブルーチンのフローチャートである。
【図７】同変速制御プログラム内における変速比演算処理を示すサブルーチンのフローチャートである。
【図８】同変速制御プログラム内における目標ＣＶＴ変速比演算処理を示すサブルーチンのフローチャートである。
【図９】同目標ＣＶＴ変速比演算処理に際して行うべき到達入力回転数算出処理のフローチャートである。
【図１０】変速比無限大無段変速機のＤレンジにおける変速パターン図である。
【図１１】同目標ＣＶＴ変速比演算処理に際して行うべき到達ＩＶＴ変速比および到達ＩＶＴ速度比算出処理のフローチャートである。
【図１２】同目標ＣＶＴ変速比演算処理に際して行うべき目標ＩＶＴ変速比および目標ＩＶＴ速度比算出処理のフローチャートである。
【図１３】同目標ＣＶＴ変速比演算処理に際して求めるべき第１制限ＣＶＴ変速比の変化特性図である。
【図１４】図４に示す変速制御プログラム内における伝動モード判別処理を示すサブルーチンのフローチャートである。
【図１５】変速比無限大無段変速機を動力循環モードから直結モードに切り換えるべきアップシフト線、および逆方向にモード切り換えすべきダウンシフト線をＤレンジについて示す変速パターン図である。
【図１６】同アップシフト線およびダウンシフト線から求めたモード切り換え変速判定出力回転数用の補正回転数に係わるマップを示し、
（ａ）は、これを２次元マップとした場合における線図、
（ｂ）は、これを簡略化した場合の線図である。
【図１７】図４の変速制御プログラム内における動力循環モード制御に係わるサブルーチンを示すフローチャートである。
【図１８】同動力循環モード制御における変速比フィードバック補償量算出処理を示すフローチャートである。
【図１９】図４の変速制御プログラム内における直結モード制御に係わるサブルーチンを示すフローチャートである。
【図２０】図４の変速制御プログラム内におけるモード切り換え制御を示すサブルーチンのフローチャートである。
【図２１】同モード切り換え制御における最終目標ＣＶＴ変速比の算出処理を示すフローチャートである。
【図２２】同モード切り換え制御におけるダウンシフト時クラッチ圧計算処理を示すフローチャートである。
【図２３】同ダウンシフト時クラッチ圧計算プログラムにおけるロークラッチ圧フィードバック量計算処理を示すフローチャートである。
【図２４】同ロークラッチ圧フィードバック量計算処理において変速前ＩＶＴ変速比を求めるのに用いた変速比関係線図である。
【図２５】同ロークラッチ圧フィードバック量計算処理において変速後ＩＶＴ変速比を求めるのに用いた変速比関係線図である。
【図２６】同ロークラッチ圧フィードバック量計算処理において用いる目標変速時間のマップを示し、
（ａ）は、これを２次元マップとした場合における線図、
（ｂ）は、これを簡略化した場合の線図である。
【図２７】同目標変速時間の補正に用いる変速ゲイン補正係数の変化特性図である。
【図２８】図４の変速制御プログラム内におけるステップモータ駆動位置算出処理を示すサブルーチンのフローチャートである。
【図２９】指令ＣＶＴ変速比を実現するためのステップモータ目標駆動位置を示す線図である。
【図３０】図４の変速制御プログラム内におけるソレノイド駆動デューティ算出処理を示すサブルーチンのフローチャートである。
【図３１】クラッチ目標油圧を実現するためのソレノイド駆動デューティを示す線図である。
【図３２】図４〜図３１の変速制御による急制動時のダウンシフト動作を示す変速動作タイムチャートである。
【図３３】従来の変速制御装置によるダウンシフト時の変速順序を示す、図１５と同様な線図である。
【図３４】図４〜図２７の変速制御によるダウンシフト時の変速順序を、従来の変速制御装置によるダウンシフト時の変速順序と共に示す、図２と同様な線図である。
【図３５】従来の変速制御装置によるダウンシフト時の変速順序を示す、図２と同様な線図である。
【図３６】減速度の具合に応じたＣＶＴ変速比の時系列変化を示すタイムチャートである。
【図３７】従来の変速比無限大無段変速機の動力伝達経路を模式的に示す概略線図である。
【符号の説明】
ENG エンジン
１入力軸
２トロイダル型無段変速機構
３出力軸
４遊星歯車組
５トロイダル伝動ユニット
６トロイダル伝動ユニット
７入力ディスク
８出力ディスク
９パワーローラ
11 ピボットシャフト
12 ＣＶＴ出力歯車
21 コントロールバルブボディー
22 ステップモータ
24 ロークラッチソレノイド
25 ハイクラッチソレノイド
31 ロークラッチ
32 歯車
33 ハイクラッチ
34 アイドラギヤ
35 減速歯車組
36 ファイナルドライブギヤ組
37 ディファレンシャルギヤ装置
41 変速機コントローラ
42 変速機入力回転センサ
43 変速機出力回転センサ
44 ＣＶＴ出力回転センサ
45 スロットル開度センサ
46 車速センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a speed change control device for an infinitely variable speed ratio continuously variable transmission, and more particularly to an improvement proposal for a speed change control device that performs mode switching between a power circulation mode and a direct connection mode at a speed ratio that deviates from the rotational synchronization point. It is about.
[0002]
[Prior art]
A continuously variable transmission with an infinite gear ratio (also referred to as IVT in the present specification) is usually described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-63203. As shown in FIG. 37, a toroidal continuously variable transmission or a V-belt continuously variable transmission is used. It is configured by a combination of a continuously variable transmission mechanism (also referred to as CVT in this specification) a and a planetary gear set b.
Then, by transmitting the input rotation to the continuously variable transmission mechanism a through the constant transmission mechanism c and the low clutch d to one of the three elements (the carrier in FIG. 37) of the planetary gear set b, Through one element (sun gear in FIG. 37), the power is circulated from the output rotary member of the continuously variable transmission mechanism a to the input rotary member, and a part of this circulating power is combined with the planetary gear set according to the speed change state of the continuously variable transmission mechanism a. It is configured to take out from the remaining one element (ring gear in FIG. 37) of a and to make an output rotation (power circulation mode),
By releasing the low clutch d and engaging the high clutch e instead, the power of the continuously variable transmission mechanism a from the output rotating member of the continuously variable transmission mechanism a is directly taken out via the high clutch e (CVT). (Direct connection mode: In this specification, it is also simply referred to as a direct connection mode).
[0003]
In such a configuration, the speed ratio of the infinitely variable speed continuously variable transmission (input speed Nin / output speed Nout) is the reciprocal of the speed ratio, and the speed ratio Et ( Nout / Nin) and the gear ratio icvt of the continuously variable transmission mechanism (CVT) a, as illustrated in FIG.
[0004]
In addition, the transmission mode switching between the power circulation mode and the direct coupling mode performed by switching between engagement and disengagement of the low clutch d and the high clutch e depends on the rotational speed of the driving side rotating member and the driven side rotating member of both clutches. Executed at the rotational synchronization point RSP where the rotational speed is the same, but in the power circulation mode where the IVT speed ratio Et is set to a lower speed ratio than the rotational synchronization point RSP, the transmission ratio icvt of the continuously variable transmission mechanism a is neutral. By making the gear ratio GNPRTO compatible with point GNP, the rotation transmitted to the ring gear of the planetary gear set b is set to 0, the output speed Nout of the infinitely variable speed ratio continuously variable transmission is set to 0, and the transmission path is mechanically coupled. Neutral state (required in the N range) with the IVT gear ratio (transmission input speed / transmission output speed) infinite (IVT speed ratio Et is 0) It can produce, it is possible to stop it.
[0005]
In this power circulation mode, when the continuously variable transmission mechanism a has a speed ratio higher than the speed ratio GNPRTO (neutral point GNP) at which rotation of the planetary gear set b to the ring gear is zero, The output rotation of the infinitely variable continuously variable transmission is reversed to enable reverse travel required in the R range, and the gear ratio icvt of the continuously variable transmission mechanism a is lower than the gear ratio GNPRTO (neutral point GNP). The higher the (low) side gear ratio, the more the output rotation of the infinitely variable transmission continuously variable transmission increases the number of rotations in the forward rotation direction, thereby enabling forward travel required in the D and L ranges.
If the speed ratio icvt of the continuously variable transmission mechanism a becomes a speed ratio corresponding to the rotation synchronization point RSP during this forward travel, the rotational speeds of the driving side and driven side rotating members of the high clutch e are mutually switched in the power circulation mode. At this time, the high clutch e is engaged by supplying hydraulic pressure, and the low clutch d is released by eliminating hydraulic pressure, so that it is theoretically possible to switch from the power circulation mode to the direct connection mode without shock.
In this direct connection mode, the shift by only the continuously variable transmission mechanism a is reflected in the shift of the continuously variable transmission with an infinite gear ratio.
[0006]
On the contrary, when switching from the direct connection mode to the power circulation mode, the rotational speeds of the driving member and driven member of the low clutch d coincide with each other at the rotation synchronization point RSP. By engaging and releasing the high clutch e, the mode can be switched theoretically without shock.
[0007]
By the way, as described above, when the engagement and release switching of the low clutch d and the high clutch e are always performed at the rotation synchronization point RSP, the final reaching input rotation speed DSRREV with respect to the transmission output rotation speed Nout (or the vehicle speed VSP). 33 and the IVT gear ratio change characteristic similar to those in FIG. 2 on FIG. 34, the target should be achieved by deceleration with the throttle opening TVO fully closed by releasing the accelerator pedal. A case where a shift in which the IVT gear ratio changes from the point A to the point C is performed and the vehicle stops will be described as A → B → C.
[0008]
However, such shift control requires a sudden downshift during sudden braking by a brake operation, a sudden downshift associated with a sudden depression of the accelerator pedal, or a sudden upshift associated with the release of the accelerator pedal. In this case, the CVT gear ratio icvt is once changed to a gear ratio corresponding to the rotation synchronization point RSP and then held at this gear ratio, and in this state, the low clutch d and the high clutch e are engaged and released. Therefore, there is a case where the speed change response as requested cannot be expected.
Since the CVT gear ratio icvt is maintained at a gear ratio corresponding to the rotation synchronization point RSP and the low clutch d and the high clutch e are engaged and disengaged, the IVT gear ratio does not change during the switching time. In spite of the continuously variable transmission, there is a sense of incongruity that the shifting stops during this time.
[0009]
For this reason, conventionally, it has been proposed to control the speed of an infinitely variable transmission continuously variable transmission as described in JP-A-2001-74131.
That is, when an accelerator pedal operation is performed such that the IVT transmission ratio to be targeted changes from the W point to the transmission ratio on the Z point based on FIG. 35 showing the IVT transmission ratio change characteristic similar to FIG. First, the CVT gear ratio icvt is maintained at the current gear ratio, and the high clutch e is disengaged and the low clutch d is engaged to change the effective IVT gear ratio from the W point to W. Shifting is performed so that the gear ratio is on the point, and then the continuously variable transmission mechanism a is controlled so that the IVT gear ratio is changed from the gear ratio on the W 'point to the gear ratio on the Z point.
[0010]
According to such control, the CVT gear ratio icvt is temporarily changed to a gear ratio corresponding to the rotation synchronization point RSP and held at this gear ratio, and after switching the engagement and release of the low clutch d and the high clutch e in this state, Thus, the shift response is higher than the control for changing the CVT gear ratio icvt from the gear ratio corresponding to the rotation synchronization point RSP to the gear ratio at the point E, and the gear shift can be performed with a response as requested.
[0011]
[Problems to be solved by the invention]
However, unconditionally when changing the transmission mode, the CVT gear ratio is first maintained as described above, the low clutch and the high clutch are engaged and disengaged, and then the IVT gear ratio is the target gear ratio. If the variable speed change mechanism is controlled so that
When the speed change ratio change width of the mode switching represented by the width between the W point and the W ′ point in FIG. Or a problem related to heat generation and durability of the clutch occurs, or a large clutch fastening capacity is required, resulting in an increase in the size of the clutch and an increase in the size of the oil pump.
[0012]
Therefore, a mode switching transmission line for setting the first limited CVT transmission ratio RATIOA is defined as shown in FIG. 34 so that the above-described transmission ratio change width does not increase, and with a CVT transmission ratio smaller (higher side) than that shown in FIG. However, when shifting from point A to point C in FIG. 35 described above, it is conceivable that the shifting proceeds as A → D → D ′ → C. When setting the CVT gear ratio RATIOA (mode switching shift line), unless it is set appropriately according to the deceleration state or acceleration state, there is a problem that engine stall occurs during deceleration and engine overspeed occurs during acceleration. I confirmed.
[0013]
FIG. 36 shows a time series in which the vehicle speed VSP (transmission output rotation speed Nout) is (b), (b), (c), (d) after the instant t0 is decelerated by turning on (braking) the brake operation. The time-series change of the CVT gear ratio icvt when the vehicle is stopped at the instants t1, t2, t3, and t4 when the vehicle is stopped at the instants t1, t2, t3, and t4 is the same for the case where the A → B → C shift in FIG. This is indicated by symbols (A), (B), (C), and (D).
At the time of slow deceleration with a small deceleration as in (d), the first limited CVT gear ratio RATIOA (mode switching shift line) is set to RATIOA (d) so that the mode switching shift time becomes an appropriate time as indicated by Δts. Even if it is determined, there is a sufficient margin time Δte from the moment when the mode switching shift is completed until the stop moment t4, and the continuously variable transmission mechanism can be controlled to shift as predetermined.
[0014]
By the way, even in the case of (B), (B), and (C) suddenly decelerating suddenly than in the case of (D), the mode is set with the first limited CVT speed ratio RATIOA (D) defined as described above. If the switching shift is performed, the mode switching shift time is shortened and the shift shock increases.
However, as shown in the case of (A), when the mode switching shift time Δts1 is set to the predetermined time Δts, the time Δtb until the vehicle stops thereafter is short, and the CVT gear ratio icvt is rapidly set to the value corresponding to the neutral point GNP. Therefore, rapid shifting of the continuously variable transmission mechanism is required.
However, due to the limitation of hardware responsiveness, it is not possible to achieve a gear shift that is faster than a certain speed. It will occur.
[0015]
Therefore, at the time of deceleration, as shown in FIG. 36, the first limited CVT transmission ratio RATIOA (mode switching transmission line) is changed to the direction of the higher speed side transmission ratio as the speed decreases more rapidly as (c), (b), (b). It is recommended that the mode change gearshift time be set to a predetermined time Δts by setting as RATIOA (c), RATIOA (b), RATIOA (b) higher than RATIOA (d). I confirmed.
The change of the first limited CVT speed ratio RATIOA (mode switching shift line) according to the deceleration is such that the gradient of the direct connection → power circulation mode switching downshift line β in FIG. Thus, the first limited CVT speed ratio RATIOA (mode switching speed change line) in FIG. 34 is changed to the high speed speed ratio side as indicated by ε, which means that A → E → E ′ → C speed change is performed.
[0016]
On the other hand, at the time of sudden acceleration, for example, when the transmission output rotational speed Nout suddenly increases due to wheel spin, for example, the shift from the low-side gear ratio to the high-side gear ratio is rapid so as to match the rapid increase of the transmission output rotational speed Nout. Otherwise, the engine will overspeed.
In order to prevent this, it is better to shift the first limited CVT gear ratio RATIOA (mode switching gear line) in the direction of the higher speed gear ratio when the acceleration is sudden, as in the case of sudden deceleration. I confirmed.
[0017]
In the first aspect of the present invention, based on the above fact recognition, the CVT gear ratio for performing the mode switching shift according to the acceleration / deceleration of the transmission output rotation is made variable, and thereby, at the time of sudden deceleration Proposal of a gear change control device for an infinitely variable transmission with an infinite gear ratio that prevents shift shocks by making the mode change gearshift time appropriate without causing engine stall or engine overspeed during sudden acceleration. The purpose is to do.
[0018]
The second aspect of the present invention is the operation of the first aspect in the case where the mode switching shift line is set as described above, and the shift with the mode switching between the power circulation mode and the direct connection mode is executed based on the mode switching shift line. It is an object of the present invention to propose a shift control device for an infinitely variable transmission continuously variable transmission that can achieve the effect.
[0019]
According to a third aspect of the present invention, by maintaining the CVT gear ratio during the mode switching gear shift, the gear shift can be performed only by shifting the clutch, so that a high-quality gear shift can be performed. An object of the present invention is to propose a shift control device for a continuously variable transmission with an infinite gear ratio.
[0020]
According to a fourth aspect of the present invention, when the acceleration or deceleration of the transmission output rotation is large, the clutch switching control time for the mode switching shift is prevented from becoming too long. The purpose of this invention is to propose a speed change control device for a continuously variable transmission with an infinite gear ratio that can reliably prevent engine stalls and engine overspeed by providing sufficient time for shifting of the continuously variable transmission mechanism. To do.
[0021]
[Means for Solving the Problems]
For these purposes, first, the speed change control device for an infinitely variable speed ratio continuously variable transmission according to the first invention is:
It is a combination of a continuously variable transmission mechanism and a planetary gear set that can change the gear ratio continuously.
When the input rotation to the continuously variable transmission mechanism is transmitted to one element of the planetary gear set by engaging the low clutch, power is transmitted from the output rotary member of the continuously variable transmission mechanism to the input rotary member via the other element of the planetary gear set. A part of the circulating power is taken out from the remaining one element of the planetary gear set according to the speed change state of the continuously variable transmission mechanism, and the infinite gear ratio, the reverse gear ratio and the forward gear ratio before and after the infinite gear ratio. And select the power circulation mode that can be selected,
When the high clutch is engaged in place of the low clutch, the output rotation of the continuously variable transmission mechanism is taken out as it is, and the direct connection mode in which the high speed side forward transmission ratio can be selected is selected. In the machine
The engagement and disengagement switching of the low clutch and the high clutch for mode switching between the power circulation mode and the direct coupling mode is performed. As the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases, the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism becomes higher. The present invention is characterized in that the operation is performed at the gear ratio.
[0022]
A transmission control device for a continuously variable transmission with an infinite gear ratio according to the second invention is
A gear change control device for a continuously variable transmission with an infinite gear ratio according to the first aspect of the present invention, wherein the effective gear ratio is changed by switching between engagement and disengagement of the low clutch and the high clutch, and the mode is switched between the power circulation mode and the direct connection mode. In
The mode switching shift line representing the speed ratio of the continuously variable transmission mechanism that starts the mode switching shift is configured to correct in the direction of the higher speed gear ratio as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases. It is what.
[0023]
A speed change control device for an infinitely variable gear ratio continuously variable transmission according to a third aspect of the present invention is the first aspect or the second aspect,
During the mode switching shift, the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism is maintained at the gear ratio when the mode switching is started.
[0024]
A shift control device for a continuously variable transmission with an infinite gear ratio according to a fourth aspect of the invention is any one of the first to third aspects of the invention.
The low clutch and high clutch engagement / disengagement switching time for the mode switching shift is configured to be shorter as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation is larger.
[0025]
【The invention's effect】
When the low clutch is engaged, the continuously variable transmission with an infinite gear ratio passes through the input rotation from the prime mover to the continuously variable transmission mechanism to one element of the planetary gear set, and transmits the other element of the planetary gear set. Then, while circulating power from the output rotary member of the continuously variable transmission mechanism to the input rotary member, a part of this circulating power can be taken out from the remaining one element of the planetary gear set according to the shift state of the continuously variable transmission mechanism, Power transmission is performed in a power circulation mode that allows selection of an infinite gear ratio, a reverse gear ratio before and after that, and a forward gear ratio,
When the high clutch is engaged instead of the low clutch, power is transmitted in the direct connection mode in which the output rotation of the continuously variable transmission mechanism is taken out as it is and the forward gear ratio on the high speed side can be selected.
[0026]
By the way, in the first aspect of the present invention, the engagement / disengagement switching of the low clutch and the high clutch for mode switching between the power circulation mode and the direct coupling mode is performed as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases. To make it when the gear ratio is the high speed side gear ratio,
The CVT gear ratio at which the mode switching gear shift is performed can be made variable according to the above-mentioned request according to the acceleration / deceleration of the transmission output rotation, resulting in engine stall during sudden deceleration and engine overspeed during sudden acceleration. Therefore, it is possible to prevent the shift shock by making the mode switching shift time appropriate.
[0027]
In the second aspect of the present invention, the mode switching shift line that defines the start timing of the mode switching shift that switches the mode between the power circulation mode and the direct coupling mode while changing the effective gear ratio by switching between engagement and disengagement of the low clutch and the high clutch. Is corrected in the direction of the higher speed CVT gear ratio as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases.
When a mode switching shift line is set and a shift with mode switching between the power circulation mode and the direct connection mode is executed based on the mode switching shift line, the same effect as that of the first invention can be achieved.
[0028]
In the third invention, during the mode switching shift, in order to maintain the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism at the gear ratio when the mode switching is started,
During the mode switching shift, this shift is performed only by shifting the clutch, whereby a high-quality shift can be performed.
[0029]
In the fourth invention, in order to shorten the time of low clutch and high clutch engagement / disengagement switching for mode switching shift as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases,
When the acceleration or deceleration of the output rotation of the transmission is large, it is possible to prevent the clutch switching control time for the mode switching shift from being unnecessarily long. Therefore, it is possible to reliably prevent the engine stall or the engine over-rotation by providing a margin for the shift time.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 shows an infinitely variable gear ratio continuously variable transmission including a speed change control device according to an embodiment of the present invention.
This infinitely variable transmission continuously variable transmission (IVT) is configured as a transaxle for a front engine / front wheel drive vehicle (FF vehicle) with the engine mounted horizontally, and power is transmitted from the engine ENG. A toroidal-type continuously variable transmission mechanism 2 disposed on the input shaft 1 and a planetary gear set 4 on the output shaft 3 disposed in parallel with the toroidal-type continuously variable transmission mechanism 2 are main components.
[0031]
The toroidal type continuously variable transmission mechanism 2 includes two toroidal transmission units 5 and 6, that is, a front side toroidal transmission unit 5 and a rear side toroidal transmission unit 6 as main components. Power is transmitted between the input disk 7 fitted so as to rotate integrally with the input shaft 1, the output disk 8 rotatably supported on the input shaft 1 between these input disks, and the corresponding input / output disks 7, 8. It is comprised with the power roller 9 to perform.
[0032]
Two power rollers 9 are provided for each of the toroidal transmission units 5 and 6, and these are disposed opposite to each other across the input shaft 1, and are rotatably supported by individual trunnions (not shown) via a pivot shaft 11. The trunnion can be stroked in the trunnion axial direction (perpendicular to the drawing in FIG. 1) by a piston (not shown) for speed change control which will be described in detail later.
[0033]
In FIG. 1, the engine rotation transmitted from the engine ENG to the input shaft 1 reaches both input disks 7, and the engine rotation (transmission input rotation) to the input disk 7 is transmitted to the output disk 8 via the power roller 9. The CVT output gear 12 fixed to both output disks 8 is taken out.
During this transmission, the trunnion is synchronized with the piston by the above-mentioned piston and stroked in the same phase in the direction of the trunnion axis (swing axis) orthogonal to the power roller rotation axis. If the power roller rotation axis is shifted from the equilibrium position (non-shift position) intersecting with the rotation axis of the input / output discs 7 and 8, the power roller 9 is synchronized around the swing axis by the rotational force. Are tilted in the same phase.
Thereby, the contact locus circle radius of the power roller 9 with respect to the input / output disks 7 and 8 continuously changes, and the transmission ratio (CVT speed ratio icvt) between the input / output disks 7 and 8 can be changed steplessly. .
[0034]
Note that the piston both-side pressure for causing the trunnion to stroke as described above at the time of this shift is driven by the step motor (transmission actuator) 22 in the control valve body 21 shown in FIG. 3 to the step position DSRSTP corresponding to the command CVT transmission ratio icvto. The shift control valve (not shown) is caused to operate from the neutral position.
Then, the shift progress state due to the differential pressure between the piston pressures on both sides of the piston is fed back to the shift control valve by the servo system, and when the CVT shift ratio icvt becomes the command CVT shift ratio icvto, the shift control valve is returned to the neutral position. By returning the power roller 9 to the non-shift position where the offset is 0, the CVT speed ratio icvt can be maintained at the command speed ratio icvto.
[0035]
Next, the configuration of the planetary gear set 4 provided on the output shaft 3 in FIG. 1 and the above-described toroidal-type continuously variable transmission mechanism 2 will be described.
A low clutch 31 as a power circulation clutch is arranged adjacent to the front side near the engine of the planetary gear set 4, and a high clutch as a gear 32 and a continuously variable transmission mechanism (CVT) direct coupling clutch is arranged on the rear side far from the engine of the planetary gear set 4. 33 are sequentially arranged adjacent to each other.
The gear 32 is rotatably supported on the output shaft 3, and an idler gear 34 is engaged between the gear 32 and the CVT output gear 12.
[0036]
The planetary gear set 4 is a simple planetary gear set composed of a sun gear 4s, a carrier 4c, and a ring gear 4r. The sun gear 4s is rotatably supported on the output shaft 3 and coupled to the gear 32.
The carrier 4c allows transmission input rotation to the input shaft 1 to be input through a reduction gear set 35 and a low clutch 31 having a constant gear ratio, the ring gear 4r is coupled to the output shaft 3, and the gear 32 is connected to the high clutch 33. Thus, it can be coupled to the output shaft 3.
Then, a differential gear device 37 is drivingly coupled to the output shaft 3 via a final drive gear set 36.
[0037]
Next, the operation of the continuously variable transmission IVT having the above-described configuration shown in FIG. 1 will be described.
In addition to the step motor 22, the control valve body 21 shown in FIG. 3 includes a low clutch solenoid 24 that controls engagement / release of the low clutch 31 and a high clutch solenoid 25 that controls engagement / release of the high clutch 33. The solenoid 24 is engaged when the low clutch pressure is generated when the low clutch pressure is ON, and the high clutch 33 is engaged when the high clutch solenoid 25 is generated when the high clutch pressure is generated.
[0038]
When the low clutch 31 is engaged by turning on the low clutch solenoid 24 and the high clutch 33 is released by turning off the high clutch solenoid 25, the transmission input rotation to the input shaft 1 is transmitted through the reduction gear set 35 and the low clutch 31 to the planetary gear. The set 4 is transmitted to the carrier 4c.
The transmission input rotation transmitted to the carrier 4c is distributed to the sun gear 4s and the ring gear 4r, and the rotation reaching the sun gear 4s passes through the gear 32, the idler gear 34 and the CVT output gear 12, and the output disks 8 of the toroidal transmission units 5 and 6 are used. From the ring gear 4r to the output shaft 3 according to the speed change state of the continuously variable transmission mechanism 2, power transmission in the power circulation mode is enabled.
[0039]
When the low clutch 31 is released by turning off the low clutch solenoid 24 and the high clutch 33 is fastened by turning on the high clutch solenoid 25, the input disk 7, the power roller 9, and the output of the toroidal transmission units 5 and 6 from the input shaft 1 are output. The output rotation of the toroidal-type continuously variable transmission mechanism 2 reaching the CVT output gear 12, the idler gear 34 and the gear 32 via the disk 8 reaches the output shaft 3 via the high clutch 33, and the toroidal-type continuously variable transmission mechanism 2 The power transmission in the CVT direct connection mode in which the output rotation of the motor is directly taken out from the output shaft 3 becomes possible.
The rotation to the output shaft 3 reaches a driving wheel (not shown) via a final drive gear set 36 and a differential gear device 37, and causes the vehicle to travel.
[0040]
In the power circulation mode, as shown in FIG. 2, the CVT transmission ratio icvt of the toroidal type continuously variable transmission mechanism 2 is set to a transmission ratio GNPRTO corresponding to the neutral point GNP so that the rotation to the ring gear 4r (output shaft 3) becomes zero. As a result, the output rotation Nout of the infinitely variable transmission continuously variable transmission becomes zero, and the IVT speed ratio of the infinitely variable transmission infinitely variable transmission (IVT transmission) remains in a state where the transmission path remains mechanically coupled. It is possible to create a state (stop state) where Et (transmission output rotational speed Nout / transmission input rotational speed Nin) is 0 (IVT transmission ratio Nin / Nout is infinite).
In this power circulation mode, the transmission ratio GNPRTO (neutral point GNP) is higher than the transmission ratio GNPRTO (neutral point GNP) at which the toroidal-type continuously variable transmission mechanism 2 makes the rotation to the ring gear 4r (output shaft 3) zero. In this case, the output speed Nout of the continuously variable transmission with an infinite gear ratio is reversed to enable reverse travel (R range), and the CVT gear ratio icvt of the toroidal continuously variable transmission mechanism 2 is equal to the gear ratio GNPRTO ( The lower the gear ratio is from the neutral point GNP), the more the output speed Nout of the infinitely variable transmission is increased, and the forward speed (D, L range) is increased. enable.
[0041]
Therefore, when the CVT gear ratio icvt of the toroidal type continuously variable transmission mechanism 2 reaches a certain gear ratio on the low speed side, the rotational speeds of the sun gear 4s and the ring gear 4r (the driving side and driven side rotation of the high clutch 33) in the power circulation mode. (The rotation speed of the members) coincides with each other (shown as a rotation synchronization point RSP in FIG. 2). At this time, the high clutch 33 is engaged by supplying hydraulic pressure and the low clutch 31 is released by removing hydraulic pressure. It is possible to switch from the power circulation mode to the direct connection mode without shock.
In this direct connection mode, as shown in FIG. 2, the output speed Nout of the continuously variable continuously variable transmission is increased as the CVT speed ratio icvt of the toroidal-type continuously variable transmission mechanism 2 is set to be higher than the rotational synchronization point RSP. However, the number of rotations in the forward rotation direction is further increased, and high-speed advance in forward travel (D range) becomes possible.
[0042]
Contrary to the above, when switching from the direct connection mode to the power circulation mode, the rotational speeds of the driving side and driven side rotational members of the low clutch 31 coincide with each other at the rotational synchronization point RSP, and at this time By engaging the clutch 31 and releasing the high clutch 33, the mode can be switched theoretically without shock.
[0043]
The drive control of the step motor 22, the ON / OFF control of the low clutch solenoid 24, and the ON / OFF control of the high clutch solenoid 25 are executed by the transmission controller 41 shown in FIG. A signal from an input rotation sensor 42 (see FIG. 1) for detecting the rotation speed Nin of the shaft 1, a signal from an IVT output rotation sensor 43 (see FIG. 1) for detecting the rotation speed Nout of the output shaft 3, and a toroidal type A signal from the CVT output rotation sensor 44 (see FIG. 1) for detecting the output rotation speed Ncvt of the continuously variable transmission mechanism 2, a signal from the throttle opening sensor 45 for detecting the engine throttle opening TVO, and the vehicle speed VSP are detected. A signal from the vehicle speed sensor 46 is input.
The transmission controller 41 further receives selection range signals related to the reverse travel (R) range, neutral (N) range, forward travel (D) range, and engine brake (L) range selected by the driver using the selector lever. To do.
[0044]
The transmission controller 41 shown in FIG. 3 repeatedly executes the control program shown in FIG. 4 based on the above-described various input information by, for example, a fixed interruption every 10 msec, and the transmission ratio including the transmission control according to the present invention is infinite. The shift control of the step transmission (IVT) is performed as follows.
First, in step S0, the various input information is read. Next, in step S1, the acceleration / deceleration GDATA of the transmission (IVT) output rotation is calculated according to FIG.
In FIG. 5, first, a difference value [Nout−Nout (OLD)] between the current detection value Nout of the transmission output rotation speed and the previous detection value Nout (OLD) is multiplied by a unit conversion constant KG to change the transmission (IVT). ) Calculating the output rotation acceleration / deceleration GDATA, and then storing the current detection value Nout of the transmission output rotation speed as the previous detection value Nout (OLD) to prepare for the next calculation of the acceleration / deceleration GDATA.
[0045]
In step S2 of FIG. 4, based on the range signal shown in FIG. 3 as shown in FIG. 6, the currently selected range is the reverse travel (R) range, neutral (N) range, forward travel (D) range, Determine one of the engine brake (L) ranges.
Here, when there are a plurality of range signals or when there is no range signal, it is determined that the determination range at the time of the last normal determination is selected as abnormal.
By the way, when the selected range is the N range, the vehicle is stopped without engaging the low clutch 31 and the high clutch 33, and when the selected range is the R, D, L range, it is neutral in the power circulation mode with the low clutch 31 engaged. The stop state is achieved by maintaining the point GNP (see FIG. 2).
[0046]
In the next step S3, by executing the subroutine shown in FIG. 7, first, in step S17, an actual CVT gear ratio icvt, which is a ratio (Nin / Ncvt) of the transmission input rotation speed Nin and the CVT output rotation speed Ncvt, is calculated.
Next, in step S18, an actual IVT speed ratio Et which is a ratio (Nout / Nin) between the transmission output rotational speed Nout and the transmission input rotational speed Nin is calculated.
Further, in step S19, the actual IVT speed ratio i which is the reciprocal of the IVT speed ratio Et, that is, the ratio (Nin / Nout) between the transmission input speed Nin and the transmission output speed Nout. _IVT Is calculated.
[0047]
In step S4 of FIG. 4, the target CVT gear ratio RATIO0, which is a transient target value, is calculated by the process of FIG.
In this calculation, first, in step S20 of FIG. 8, a shift map corresponding to the selected range is first selected by execution of FIG.
In the next step of FIG. 9, the throttle opening TVO and the transmission output rotational speed Nout (or the vehicle speed VSP) based on a selection map (a shift map typically illustrated in FIG. 10 for the case of the D range). To obtain the reaching input rotation speed DSRREV from the search.
[0048]
In the next step S21 of FIG. 8, as shown in FIG. 11, the reaching IVT, which is a steady target of the infinitely variable gear ratio continuously variable transmission, is obtained by dividing the reaching input speed DSRREV by the transmission output speed Nout. The transmission ratio DIVTRTO is determined, and the ultimate IVT speed ratio INVDIVTRTO which is the reciprocal thereof is determined.
[0049]
Next, in step S22 in FIG. 8, the ultimate IVT speed ratio DIVTRTO and the ultimate IVT speed ratio INVDIVTRTO are passed through a filter having a predetermined time constant, and the target IVT speed ratio IVTRTO, which is a transient target, and the target IVT, which is the inverse thereof, is obtained. The speed ratio INVIVTRTO is obtained as follows by the subroutine shown in FIG.
First, in the first step, based on the driving state such as the throttle opening TVO and the vehicle speed VSP, the speed change response DIVTRTO and the speed IVT speed ratio INVDIVTRTO are achieved from a map or function (not shown). A shift time constant TgTM for determining is calculated.
[0050]
In the next step, the target IVT speed ratio IVTRTO is calculated as follows from the difference between the ultimate IVT speed ratio DIVTRTO and the previous target IVT speed ratio IVTRTO multiplied by the speed time constant TgTM.
IVTRTO = IVTRTO + TgTM × (DIVTRT0 −IVTRTO)
In the next step, similarly, the target IVT speed ratio INVIVTRTO, which is the reciprocal of the target IVT gear ratio, is set.
INVIVTRTO = INVIVTRTO + TgTM × (INVDIVTRT0−INVIVTRTO)
Calculate by
The shift time constant TgTM is composed of a primary low-pass filter, but it may be a secondary low-pass filter.
[0051]
The reached IVT speed ratio INVDIVTRTO and the target IVT speed ratio INVIVTRTO obtained as described above are steady and transient target values of the IVT speed ratio Et shown in FIG. 2, and after the target values of these speed ratios are determined, In step S23 of FIG. 8, the target CVT speed ratio RATIO0 is retrieved from the target IVT speed ratio INVIVTRTO based on the map of FIG.
In step S24 of FIG. 8, the first limited CVT gear ratio RATIOA is obtained based on the map illustrated in FIG. 13 from the acceleration / deceleration GDATA of the transmission output rotation obtained in step S1 of FIG.
Here, as is apparent from FIG. 13, the first limited CVT gear ratio RATIOA is a value determined for slow acceleration / deceleration in the dead band in which the acceleration / deceleration speed GDATA of the transmission output rotation is close to 0, for example, RATIOA (ni. ), And in a large acceleration or large deceleration region that is out of the dead band, the first limited CVT gear ratio RATIOA is determined to be smaller (higher) as the acceleration or deceleration increases. To meet the requirements of
[0052]
After the above processing is completed, in step S5 of FIG. 4, it is determined whether the transmission mode of the infinitely variable gear ratio continuously variable transmission is the power circulation mode, the CVT direct connection mode, or the mode switching. Set 1 to SFTMODE for the power circulation mode, set 3 to SFTMODE for the direct connection mode, and set 2 to SFTMODE for mode switching.
This transmission mode determination process is as shown in FIG. 14. First, in step S41, it is determined whether or not the selected range is the N range. If the selected range is not the N range, the control proceeds to step S42. Control proceeds to step S43.
[0053]
In step S42 executed in a range other than the N range, it is determined whether or not a predetermined time or more has elapsed since the D, L (forward) range or R (reverse) range, that is, the travel range. If time has not elapsed, in step S44, SFTMODE is set to 5 to indicate this, and N range → D range control or N range → R range control is set, and the subroutine is terminated.
When it is determined in step S42 that a predetermined time or more has elapsed since the travel range is reached, control described later from step S45 is executed.
[0054]
In step S43, which is selected when the N range is determined in step S41, it is determined whether or not a predetermined time has elapsed since the selected range has become the N range. If the predetermined time has not elapsed, in step S46, If SFTMODE is set to 6 and D range-> N range control or R range-> N range control is set to indicate this, then the subroutine ends, and a predetermined time or more has passed since the N range was reached As shown in step S47, SFTMODE is set to 0 and set to N range control, and then the subroutine is terminated.
[0055]
When it is determined in step S42 that a predetermined time has elapsed since the D, L range, or R range is reached, in step S45, the transmission mode is determined based on the above-described SFTMODE as follows.
That is, in step S45, it is determined whether the current transmission mode is SFTMODE = 1 (power circulation mode) or SFTMODE = 3 (direct connection mode). If the power transmission mode is in accordance with the determination result, control is performed in step S48. If it is the direct connection mode, the control proceeds to step S49.
[0056]
In the power circulation mode (SFTMODE = 1), the switching from the power circulation mode to the direct connection mode (upshift) can occur as is apparent from FIG. 15 is selected, and in step S50, based on the selected upshift determination line α, based on the reached input rotation speed DSRREV, an upshift determination for performing the mode switching shift is performed. The mode switching shift determination output rotational speed REVA is retrieved and obtained.
In the next step S51, a correction rotational speed REVB for the mode switching shift determination output rotational speed REVA is obtained by searching from the throttle opening degree TVO and the output rotational acceleration / deceleration GDATA based on the map as shown in FIG.
The map used for this search is simplified by extracting the characteristics during deceleration with the throttle opening TVO fully closed as shown in FIG. 16B instead of the two-dimensional map as shown in FIG. A map based only on the output rotation acceleration / deceleration GDATA may be used.
[0057]
In step S52, the mode switching shift determination output rotational speed REVA is added to the correction rotational speed REVB to correct the mode switching shift determination output rotational speed REVA. In step S53, the transmission output rotational speed Nout is changed to the mode switching shift ( Upshift) Judgment It is judged whether or not the output rotation speed is exceeded.
When the transmission output rotational speed Nout becomes equal to or higher than the mode switching upshift determination output rotational speed, the mode switching upshift region for switching the mode from the power circulation mode to the direct coupling mode is entered. SFTMODE is changed to 2 as shown in (switching upshift), and the SFT flag is set to 1 (upshift) and the subroutine is terminated.
The SFT flag indicates an upshift from the power circulation mode to the direct connection mode when the flag is 1, indicates a downshift from the direct connection mode to the power circulation mode when the flag is 2, and maintains the transmission mode (SFTMODE) when the flag is 0. Shall be shown.
[0058]
On the other hand, if it is determined in step S53 that the transmission output rotation speed Nout is less than the upshift determination output rotation speed, it is not in the mode switching upshift region for commanding mode switching from the power circulation mode to the direct connection mode. The subroutine is terminated as it is without mode switching.
[0059]
In step S49, which is selected when it is determined that SFTMODE = 3 (direct connection mode) in step S45, as apparent from FIG. 2, switching (downshift) from the direct connection mode to the power circulation mode may occur. The illustrated direct connection mode → power circulation mode switching downshift determination line β is selected, and then in step S55, the mode switching shift at which the mode switching is to be performed based on the reached input rotational speed DSRREV based on the selected downshift determination line β. The determination output rotational speed REVA for (downshift) determination is searched and obtained.
Thereafter, in step S56, the mode is switched from the throttle opening TVO and the output rotation acceleration / deceleration GDATA based on the map as shown in FIG. 16A or from the output rotation acceleration / deceleration GDATA based on the map as shown in FIG. The correction rotational speed REVB for the shift determination output rotational speed REVA is obtained by searching.
[0060]
In step S57, the mode switching shift determination output rotational speed REVA is added to the corrected rotational speed REVB to correct the mode switching shift determination output rotational speed REVA. In step S58, the transmission output rotational speed Nout is changed to this mode switching shift ( Downshift) It is determined whether or not a determination output rotational speed REVA or less.
When the transmission output rotational speed Nout becomes equal to or less than the mode switching downshift determination output rotational speed REVA, the mode switching speed change (downshift) is entered, and this is performed in step S59 (during mode switching downshift). As shown, SFTMODE is changed to 2 and the SFT flag is set to 2 (downshift) to complete the subroutine.
[0061]
On the other hand, if it is determined in step S58 that the transmission output rotational speed Nout exceeds the downshift determination output rotational speed REVA, the mode switching from the direct connection mode to the power circulation mode is not entered. The subroutine is terminated as it is because the mode switching shift is unnecessary.
[0062]
Incidentally, in both the mode switching upshift determination and the mode switching downshift determination described above, the correction rotation speed REVB that is added to the mode switching shift determination output rotation speed REVA and corrected for this is shown in FIG. In the region where the acceleration / deceleration GDATA of the transmission output rotation is small (region near 0), the dead zone is set to 0. In the region outside this range, the corrected rotational speed REVB increases as the acceleration of the transmission output rotation increases. As the negative value is increased and the deceleration of the transmission output rotation increases, the correction rotational speed REVB is increased to a positive value. Therefore, the mode switching upshift determination output rotational speed REVA to be corrected in step S52 and step S57 is The greater the acceleration of the transmission output rotation, the smaller the acceleration, and the greater the deceleration of the transmission output rotation. Enough to be large.
Therefore, as the deceleration of the transmission output rotation is larger, the downshift line β in FIG. 33 is displaced to the higher vehicle speed side as β ′, so that the high speed side CVT gear ratio required at the time of the rapid deceleration described above with reference to FIG. Mode switching downshift (A → E → E ′ → C) is possible.
[0063]
As described above, after step S5 of FIG. 4 is executed based on FIG. 14, the transmission mode is set to the power circulation mode depending on whether the SFTMODE is 1, 2, 2, 3, or otherwise in step S6 of FIG. It is determined whether (SFTMODE = 1), mode switching is in progress (SFTMODE = 2), direct connection mode (SFTMODE = 3), or any other mode.
If it is the power circulation mode, the control proceeds to step S7 to perform the power circulation mode control. If the mode is being switched, the control proceeds to step S9 to perform the mode switching control. If it is the direct connection mode, the control proceeds to step S8 to perform the direct connection mode control. Otherwise, the control proceeds to step S10 and other corresponding control is performed.
[0064]
The power circulation mode control in step S7 in FIG. 4 is as shown in FIG. 17. First, in step S61, the target low clutch pressure is set to the maximum value, and the target high clutch pressure is set to the minimum value. And a command to release the high clutch 33.
In the next step S62, the CVT ratio control mode is determined. This CVT ratio control mode is set to 0 when the normal control is performed, is set to 1 when the CVT speed ratio is maintained, and is set to 2 during the transition to the normal control, and the mode is switched. It is assumed that it is set to 3 during normal control.
[0065]
When it is determined in step S62 that the CVT ratio control mode is 0 or 3, in step S63, the target CVT speed ratio RATIO0 obtained in step S23 of FIG. 8 is set in the final target CVT speed ratio RATIO1.
When it is determined in step S62 that the CVT ratio control mode is 1 or 2, in step S64, the final target CVT speed ratio RATIO1 is passed through a low-pass filter having a predetermined time constant TgTMSFT, and RATIO1 = RATIO1 + TgTMSFT × (RATIO0−RATIO1) Ask for.
[0066]
Next, in step S65, it is checked whether or not the absolute value of the deviation between the final target CVT transmission ratio RATIO1 and the target CVT transmission ratio RATIO0 has become less than a predetermined value. If it has become smaller, the CVT ratio control mode is set to 0 in step S66. By doing so, step S62 selects step S63.
As described above, after the final target CVT speed ratio RATIO1 is obtained in step S63 or step S64, the CVT speed ratio feedback compensation amount FBRTO is obtained as shown in FIG. 18 in step S67.
[0067]
In FIG. 18, first, the final target CVT gear ratio RATIO1 and the actual CVT gear ratio i _cvt Next, a proportional control amount obtained by multiplying the deviation err by a proportional constant KP (which can be arbitrarily given according to the operating conditions) and an integral constant KI (optionally depending on the operating conditions) The sum value of the integral control amount IntgR obtained by multiplying by the above-mentioned value is set as the CVT gear ratio feedback compensation amount FBRTO.
In step S68 of FIG. 17, the command CVT speed ratio i is calculated by adding the CVT speed ratio feedback compensation amount FBRTO to the final target CVT speed ratio RATIO1. _cvt0 And
[0068]
The direct connection mode control in step S8 of FIG. 4 is as shown in FIG. 19. First, in step S71, the target low clutch pressure is set to the minimum value and the target high clutch pressure is set to the maximum value, and the release of the low clutch 31 is commanded. At the same time, a command to fasten the high clutch 33 is issued.
In the next step S72, the CVT ratio control mode is determined. When it is determined that the CVT ratio control mode is 0 or 3, in step S73, the final CVT transmission ratio RATIO1 is set to the target CVT obtained in step S23 of FIG. Set the gear ratio RATIO0.
When it is determined in step S72 that the CVT ratio control mode is 1 or 2, in step S74, the final target CVT speed ratio RATIO1 is passed through a low-pass filter having a predetermined time constant TgTMSFT, and RATIO1 = RATIO1 + TgTMSFT × (RATIO0−RATIO1) Ask for.
[0069]
Next, in step S75, it is checked whether or not the absolute value of the deviation between the final target CVT transmission ratio RATIO1 and the target CVT transmission ratio RATIO0 has become less than a predetermined value. If it has become less, the CVT ratio control mode is set to 0 in step S76. By doing so, step S72 selects step S73.
After the final target CVT speed ratio RATIO1 is obtained in step S73 or step S74 as described above, in step S77, the CVT speed ratio feedback compensation amount FBRTO is obtained as described above with reference to FIG.
In step S78, the command CVT speed ratio i is calculated by adding the CVT speed ratio feedback compensation amount FBRTO to the final target CVT speed ratio RATIO1. _cvt0 And
[0070]
The mode switching control in step S9 of FIG. 4 is as shown in FIG. In step S82, the shift timer is cleared and initialization for setting the CVT ratio control mode to 0 is executed. When it is determined that the initialization is completed, step S82 is skipped.
In the next step S83, it is checked whether or not a predetermined time has elapsed since the mode switching control was started, and the control proceeds to steps S84 to S90 until the predetermined time has elapsed.
[0071]
In step S84, the final target CVT gear ratio RATIO1 during the mode switching control is calculated as shown in FIG.
That is, in step S111 of FIG. 21, whether the CVT ratio control mode is 0 (during normal control of the CVT ratio), 1 (during control to maintain the CVT ratio), 2 (during transition to normal control of the CVT ratio), 3 (a state where normal control should be performed while changing the CVT ratio mode)
In step S112, it is determined whether or not the final target CVT speed ratio RATIO1 is equal to or higher than the first limit CVT speed ratio RATIOA (see FIG. 34) obtained in step S24 of FIG.
[0072]
In step S111, it is determined that the CVT ratio control mode is 0 (during normal control of the CVT ratio), and in step S112, the final target CVT transmission ratio RATIO1 (CVT at the C point at the time of shifting from the A point to the C point in FIG. 34). When it is determined that the (speed ratio) is smaller than the first limited CVT speed ratio RATIOA (high side), the final target CVT speed ratio RATIO1 is set to the target CVT speed ratio RATIO0 obtained in step S23 of FIG. As a result, the continuously variable transmission mechanism 2 is controlled to shift normally, and the CVT ratio control mode is set to 0 to instruct to continue the normal control of the CVT ratio.
Thus, at the time of shifting from the point A to the point C in FIG. 34, the shifting from the point A to the point D by the normal control is first guaranteed.
[0073]
Even when it is determined in step S111 that the CVT ratio control mode is 3 (a state in which normal control should be performed while the CVT ratio is being switched), the final target CVT speed ratio RATIO1 is determined in step S114 in step S23 of FIG. The obtained target CVT gear ratio RATIO0 is set, and thereby the continuously variable transmission mechanism 2 is controlled to shift as usual so that the gear ratio becomes the target CVT gear ratio RATIO0.
[0074]
However, even if it is determined in step S111 that the CVT ratio control mode is 0 (during normal control of the CVT ratio), it is determined in step S112 that the final target CVT speed ratio RATIO1 is greater than or equal to the first limit CVT speed ratio RATIOA (low side). In step S115, the CVT ratio control mode is set to 1 to instruct the retention of the CVT transmission ratio, and the control is terminated as it is, so that the final target CVT transmission ratio RATIO1 is not corrected and the CVT transmission ratio is maintained. Thereafter, the control is suddenly ended in step S111 in response to the CVT ratio control mode = 1, so that the CVT speed ratio is maintained.
Thus, the shift from the A point to the C point in FIG. 34 will be described. After the shift from the A point to the D point direction by the above-described normal control, the CVT gear ratio is once held here.
[0075]
When it is determined in step S111 that the CVT ratio control mode is 2 (during the transition to the normal control of the CVT ratio), in step S117, the final target CVT speed ratio RATIO1 is passed through a low-pass filter having a predetermined time constant TgTMSFT, and RATIO1 = RATIO1 + TgTMSFT X (RATIO0-RATIO1) is obtained.
Next, in step S118, it is checked whether or not the absolute value of the deviation between the final target CVT transmission ratio RATIO1 and the target CVT transmission ratio RATIO0 has become less than a predetermined value. If it has become smaller, the CVT ratio control mode is set to 3 in step S119. By doing so, step S111 selects step S114.
[0076]
As described above, the final target CVT gear ratio RATIO1 is obtained in step S114, step S116, or step S117 (when the CVT ratio control mode becomes 1 through step S115, RATIO1 is maintained at RATIOA). In step S85 of 20, it is determined whether the upshift from the power circulation mode to the direct connection mode or the downshift from the direct connection mode to the power circulation mode is made depending on whether or not the SFT flag is 1.
In the case of upshift, in step S86, the low clutch pressure is calculated according to the upshift sequence and the high clutch pressure is calculated. In the case of downshift, in step S87, the low clutch pressure is calculated in accordance with the downshift sequence. At the same time, the high clutch pressure is calculated.
Note that the calculation of the clutch pressure at the time of upshift and the calculation of the clutch pressure at the time of downshift are only the reverse of the engagement and disengagement of the low clutch and the high clutch, and are the same procedure. FIG. 22 will be described in detail with reference to FIG. 33 to FIG.
[0077]
In step S121 of FIG. 22, the CVT gear ratio i _cvt The low clutch pressure command value is calculated based on the low clutch pressure map from the transmission input torque calculated by a known method, and in the next step S122, the CVT gear ratio i is calculated. _cvt The high clutch pressure command value is calculated based on the high clutch pressure map from the transmission input torque calculated by a known method.
Next, in step S123, step S124, step S124 ′, step S125, and step S126, the shift timer is sequentially increased to a value less than UP predetermined value 1, less than UP predetermined value 2, less than UP predetermined value 2 ′, or UP predetermined value 3 It is determined whether it is less than or less than the UP predetermined value 4.
[0078]
While the shift timer is below the UP predetermined value 1, in step S127, the high clutch pressure command value is added to the high clutch pressure calculated from the high clutch pressure map by adding HCspr, which is the pressure facing the return spring force inside the clutch. Next, in step S128, the low clutch pressure command value is held at a predetermined value LCprch which is a precharge pressure, and then in step S129, the IVT ratio control mode is set to 1.
Here, the IVT ratio control mode is set to 0 at the normal control of the IVT speed ratio, to 1 at the start of mode switching, to 2 during the inertia phase, and 3 at the end of the inertia phase.
[0079]
While the shift timer is equal to or greater than the UP predetermined value 1 and less than the UP predetermined value 2 ′ (the minimum time required for the piston stroke of the high clutch), in step S130, the high clutch pressure command value is set to the high level as in step S127. The high clutch pressure calculated from the clutch pressure map is added to HCspr, which is the pressure opposed to the return spring force inside the clutch, and then in step S131, the low clutch pressure command value is opposed to the return spring force inside the low clutch. The pressure is increased to a predetermined value LCspr that is a pressure.
[0080]
While the shift timer is equal to or greater than the UP predetermined value 2 ′ and less than the UP predetermined value 2, it is determined in step S125 ′ whether the CVT ratio control mode is 1 (CVT ratio holding control), and the CVT ratio control mode is 1 ( If it is not (CVT ratio holding control), control proceeds to step S130 and step S131 to enter the clutch control standby state, and this standby state is set to 1 (CVT ratio holding control) and step S125 'performs control. Continue until proceeding to step S130 '.
In step S130 ', in response to the CVT ratio holding state being set, this is updated by setting the UP predetermined value 2 in the shift timer, and then control proceeds to step S125, which is the next phase.
[0081]
While it is determined in step S125 that the shift timer is less than the UP predetermined value 3, that is, while the shift timer is greater than the UP predetermined value 2 and less than the UP predetermined value 3, in step S132, the engagement gain 1 is changed from the shift timer value to the UP predetermined value 2. And the difference value obtained by subtracting the UP predetermined value 2 from the UP predetermined value 3 and the fastening gain 2 is set to a difference value obtained by subtracting the fastening gain 1 from 1.
Next, in step S133, the high clutch pressure is calculated as follows:
High clutch pressure = predetermined value HCspr + high clutch pressure × engagement gain 2
Ask for. Here, the high clutch pressure is lowered by multiplying the high clutch pressure calculated from the high clutch pressure map by the engagement gain 2 which is a value smaller than 1.
Next, in step S134, the low clutch pressure is calculated as follows:
Low clutch pressure = predetermined value LCspr + (low clutch pressure + predetermined value) × engagement gain 1
Ask for.
Here, the predetermined value in (high clutch pressure + predetermined value) is an allowance for causing a rotational change in the inertia phase, and is appropriately given according to the vehicle speed VSP and the throttle opening degree TVO.
In step S135, the feedback amount of the low clutch pressure command value is calculated as will be described in detail later with reference to FIG.
[0082]
While it is determined in step S126 that the speed change timer is less than UP predetermined value 4, that is, while UP predetermined value 3 or more and less than UP predetermined value 4, in step S136, the high clutch pressure command value is set to a predetermined value corresponding to high clutch return spring force. After holding at the value HCspr and then setting the IVT ratio control mode to 2 in step S137 to indicate that it is in the inertia phase, the control proceeds to step S134 and step S135.
When the shift timer becomes equal to or higher than the UP predetermined value 4, in step S138, the high clutch pressure command value is set to the lowest value, and in step S139, the low clutch pressure command value is set to the sum of the previous calculated value and the predetermined value LCdelta.
[0083]
The calculation of the feedback amount of the low clutch pressure command value performed in step S135 of FIG. 22 is as shown in FIG. 23. First, in step S141, for example, based on the map of FIG. The ratio IVTRATIOA is obtained, and in step S142, the post-shift IVT transmission ratio IVTRATIOB is obtained from the final target CVT transmission ratio RATIO1 based on, for example, the map of FIG.
Here, in consideration of the pre-shift IVT transmission ratio IVTRATIOA and the post-shift IVT transmission ratio IVTRATIOB at the time of shifting from the point A to the point C in FIG. 34, in this case, as previously described with reference to FIG. Since the shift from point D to point D ′ is performed by changing the clutch while the normal control is performed and the CVT gear ratio is maintained, the pre-shift IVT speed ratio IVTRATIOA is the IVT speed ratio at point D. Further, the post-shift IVT transmission ratio IVTRATIOB is the IVT transmission ratio at the point D ′.
Next, in step S143, it is checked whether or not mode switching has been started based on whether or not the IVT ratio control mode is 1.
[0084]
If the IVT ratio control mode is 1, whether or not the absolute value | IVTRATIOA-IVTRTO | of the difference between the pre-shift IVT transmission ratio IVTRATIOA and the target IVT transmission ratio IVTRTO is greater than or equal to a predetermined value for determining the inertia phase start in step S144. Thus, it is determined whether or not the inertia phase has been started (change in the gear ratio due to clutch switching).
When it is determined that the inertia phase starts, in step S145, the IVT ratio control mode is set to 2 to indicate this.
If the inertia phase has not yet started, the IVT shift timer is cleared in step S146, and then, in step S147, the low clutch pressure feedback amount PRSFB is reset to 0 and the integral value PRSINTG is reset to 0.
[0085]
After it is determined in step S144 that the inertia phase (shift by clutch switching) starts and the IVT ratio control mode is set to 2 in step S145, the throttle is opened in step S149 based on the map as shown in FIG. The target shift time SFFTTIME is obtained by searching from the degree TVO and the transmission output rotational speed Nout.
The map used for this search is simplified by extracting the characteristics at a certain transmission output speed Nout as shown in FIG. 26B instead of the two-dimensional map as shown in FIG. It is good also as a map only by throttle opening TVO.
[0086]
Next, in step S150, a shift gain correction coefficient SFTHOS is obtained by searching from the output rotation acceleration / deceleration GDATA based on the map as shown in FIG.
This shift gain correction coefficient SFTHOS has a dead zone where the output rotation acceleration / deceleration GDATA is 1.0 in a small area near 0 and has a dead zone. In a larger acceleration / deceleration area, the acceleration increases as the acceleration increases. It is assumed that the shift gain correction coefficient SFTHOS decreases as it increases.
In step S151, the target shift time SFFTTIME is corrected by multiplying it by the shift gain correction coefficient SFTHOS. By this correction, the target shift time SFFTTIME has the characteristics shown in FIG. It becomes shorter as the deceleration increases.
[0087]
In the next step S152, the final target IVT gear ratio IVTRTO1 is obtained by IVTRTO1 = [IVTRATIOA + (IVTRATIOB-IVTRATIOA)] / [target gearshift time SFFTTIME × IVT gearshift timer].
Here, after the inertia phase is started and until the inertia phase ends, the CVT transmission ratio is almost maintained, and there is no CVT transmission ratio to be targeted when managing the IVT transmission ratio. In step S152, a virtual target IVT gear ratio is created as described above, which contributes to gear shift control during the inertia phase.
In the above, the final target IVT transmission ratio IVTRTO1 is in the form of a linear line, but it goes without saying that it may be given by other functions.
Next, in step S153, a deviation ierr (= IVTRTO1-IVTRTO) between the final target IVT transmission ratio IVTRTO1 and the target transmission ratio IVTRTO is obtained.
[0088]
In step S154, the low clutch pressure feedback amount PRSFB is obtained as follows.
First, the integral term PRSINTG is obtained from the gear ratio deviation ierr and the integral gain KIivt by PRSINTG = PRSINTG + ierr × KIivt, and then the high clutch pressure feedback amount PRSFB is obtained by using the proportional gain KPItv.
Further, in step S155, the low clutch pressure is increased by the feedback amount PRSFB, and in step S156, the IVT shift timer is updated.
[0089]
When it is determined in step S143 that the IVT ratio control mode is not 1, the absolute value | IVTRATIOB-IVTRTO | of the difference between the post-shift IVT transmission ratio IVTRATIOB and the target IVT transmission ratio IVTRTO is determined in step S148 to determine the end of the inertia phase. It is determined whether the inertia phase is completed depending on whether it is less than a predetermined value.
If it is during the inertia phase before the end, the above-described processing of step S149 to step S156 is executed continuously.
[0090]
When it is determined in step S148 that the inertia phase has ended, the shift timer is set to a predetermined UP value of 4 in step S157, then the CVT ratio control mode is set to 2 in step S158, and the IVT ratio control mode is set to 3 in step S159.
[0091]
As described above, the target low clutch pressure and the target high clutch pressure are determined in accordance with the downshift sequence in FIGS. 22 and 23 (in step S87 in FIG. 20), or upshifted in step S86 in FIG. After the target low clutch pressure and the target high clutch pressure are determined according to the sequence, the shift timer is updated in step S88 of FIG.
Next, at step S89, the CVT gear ratio feedback compensation amount FBRTO is calculated as described above with reference to FIG.
Furthermore, in step S90, the CVT transmission ratio i is calculated by adding the CVT transmission ratio feedback compensation amount FBRTO to the final target CVT transmission ratio RATIO1. _cvt0 Ask for.
[0092]
When it is determined in step S83 in FIG. 20 that a predetermined time has elapsed since the start of the mode switching control, first, in step S91, whether the upshift or the downshift is determined in step S91 depending on whether the SFT flag is 1 or not. judge.
At the time of upshift determination, in step S92, the low clutch pressure is commanded to the lowest value and the high clutch pressure is commanded to the highest value. Then, in step S93, SFTMODE is set to 3 and the SFT flag is set to 0.
On the other hand, at the time of downshift determination, the low clutch pressure is commanded to the maximum value and the high clutch pressure is commanded to the minimum value in step S94, and then SFTMODE is set to 1 and the SFT flag is set to 0 in step S95.
[0093]
After commanding the low clutch pressure and the high clutch pressure to the limit values as described above, the initialization end flag is cleared in step S96, and then the IVT ratio control mode is set to 0 in step S97, thereby preparing for the next mode switching control. .
[0094]
After obtaining the command CVT gear ratio icvto, the target low clutch pressure, and the target high clutch pressure as described above in step S7, step S8, or step S9 of FIG. 4, these targets are realized in steps S11 to S13. Obtain and output a signal for
In step S11, as shown in FIG. 28, the target drive position (target step number) of the step motor 22 for achieving the command CVT gear ratio icvto is obtained based on the map of FIG.
Next, in step S12, as shown in FIG. 30, the driving duty of the low clutch solenoid 24 and the high clutch solenoid 25 for realizing the target low clutch pressure and the target high clutch pressure is calculated based on the map of FIG.
In step S13, the step motor 22 is driven to reach the target drive position (target step number), and the low clutch solenoid 24 and the high clutch solenoid 25 are driven in accordance with the duty ratio.
[0095]
FIG. 32 illustrates an operation time chart relating to the speed change control device for the infinitely variable transmission continuously variable transmission according to the above-described embodiment.
FIG. 32 shows a result of sudden braking (deceleration is constant for convenience) at the instant t1 in a state where the throttle opening TVO is fully closed by releasing the accelerator pedal. Shift (downshift) with mode switching (switching from direct connection mode to power circulation mode) from point C (highest IVT transmission ratio in direct connection mode) to point C (IVT transmission ratio equivalent to GNP in power circulation mode) 6 shows a speed change operation time chart in a case where is required.
[0096]
The instant t2 at which the output rotation speed Nout crosses the downshift line of the direct connection mode → power circulation mode switching corrected according to the deceleration GDATA, for example, from β to β ′ in FIG. 33 by the processing in step S52 or step S57 in FIG. Then, mode switching from the direct connection mode to the power circulation mode is started.
Until the instant t20, the final target CVT gear ratio RATIIOl changes according to the target IVT gear ratio in the normal CVT ratio control mode, that is, changes from point A to point D in FIG.
[0097]
After the instant t20 when the final target CVT transmission ratio RATIO1 reaches the first limited CVT transmission ratio RATIOA (shift from point A to point D in FIG. 34 is performed by the CVT transmission control), the target CVT transmission ratio RATIO0 changes. Regardless, the final target CVT gear ratio RATIOL is maintained.
As a result, the CVT remains at the gear ratio corresponding to the point D in FIG. 34 (CVT ratio control mode = 0 → 1). However, when the high clutch pressure decreases and the low clutch pressure increases from the instant t2, Switching from the direct connection mode to the power circulation mode by the switching is started, and the effective gear ratio of the IVT changes from the value corresponding to the D point in FIG. 34 to the value corresponding to the D ′ point as the clutch switching progresses. Is done.
[0098]
When the start of the inertia phase (shift start from the point D to the point D ′ in FIG. 34) is detected based on the change in the IVT gear ratio at the instant t21 (steps S144 and S145 in FIG. 23), In step S152, the final target IVT transmission ratio IVTRTO1 is obtained as shown in FIG. 32. In the mode switching shift, the low clutch pressure and the high clutch pressure are set so as to achieve the final target IVT transmission ratio IVTRTO1 as shown in FIG. Time series control.
The speed change time at this time is shortened as the deceleration GDATA is higher by the processing in steps S150 and S151 in FIG.
[0099]
When the end of the inertia phase (end of shifting from point D to point D ′ in FIG. 34) is detected based on the change in the IVT gear ratio at the instant t22 (step S148 in FIG. 23), step S158 in FIG. 32, the CVT ratio control mode is changed from 1 to 2 as shown in FIG. 32, and the IVT ratio control mode is changed from 2 to 3 as shown in FIG. 32 in step S159 of FIG. This is raised at a constant gradient, the high clutch pressure is set to the lowest pressure, and the high clutch is completely released.
At the instant t23 when the difference between the target CVT transmission ratio RATIOO and the final target CVT transmission ratio RATIIO disappears, the CVT ratio control mode is changed from 2 to 3.
At the instant t24, the mode switching control ends and the low clutch pressure is maximized.
[0100]
Thereafter, the shift from the point D ′ to the point C in FIG. 34 is performed by the normal CVT shift control in the power circulation mode, and the vehicle can be stopped at the instant t3 when the IVT gear ratio reaches the neutral point GNP. .
As described above, the shift from point A to point C through point D and D ′ is executed.
On the other hand, similar shifts can be realized in the case of upshifting.
[0101]
By the way, as shown in FIG. 13, the first limited CVT transmission ratio RATIOA is set to the higher transmission ratio as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases, so the mode switching transmission line D- of FIG. D 'is shifted closer to the high speed side CVT gear ratio as indicated by EE' in the same drawing, thereby switching engagement and disengagement of the low clutch and the high clutch for mode switching between the power circulation mode and the direct coupling mode. (DD ′ shift in FIG. 34) is performed when the shift CVT gear ratio is the high speed gear ratio as shown by EE ′ in FIG. 34 when the acceleration or deceleration of the transmission output rotation is large. That means
The CVT gear ratio at which the mode change gear shift is performed is changed as described above according to the acceleration / deceleration of the output rotation of the transmission, so that the engine stalls at the time of sudden deceleration and the engine does not overspeed at the time of sudden acceleration. It is possible to prevent the shift shock by making the switching shift time appropriate.
[0102]
During the mode switching shift, the CVT transmission ratio is maintained at the transmission ratio at the start of the mode switching. Therefore, during the mode switching shift, this shift is performed only by shifting the clutch, thereby increasing the speed. Quality gear shifting can be performed.
[0103]
In addition, the setting of the shift gain correction coefficient SFTHOS as shown in FIG. 27 shortens the time for engaging and disengaging the low clutch and the high clutch for mode switching shift as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases. ,
When the acceleration or deceleration of the output rotation of the transmission is large, it is possible to prevent the clutch switching control time for the mode switching shift from being unnecessarily long. Therefore, it is possible to reliably prevent the engine stall or the engine over-rotation by providing a margin for the shift time.
[0104]
In the above embodiment, the case where the continuously variable transmission mechanism is the toroidal continuously variable transmission mechanism 2 has been described. However, the present invention is the same when the continuously variable transmission mechanism is a V-belt continuously variable transmission mechanism. It goes without saying that the same effect can be achieved by applying the method.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a transmission system of an infinitely variable gear ratio continuously variable transmission including a speed change control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing the shift control characteristics of the continuously variable transmission with an infinite gear ratio as a relationship between the speed ratio and the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism.
FIG. 3 is a system diagram showing a shift control system of the continuously variable transmission with an infinite gear ratio.
FIG. 4 is a flowchart showing an entire shift control program executed by a transmission controller in the shift control system.
FIG. 5 is a flowchart of a subroutine showing an acceleration / deceleration calculation process of transmission output rotation in the transmission control program.
FIG. 6 is a flowchart of a subroutine showing a selection range determination process in the shift control program.
FIG. 7 is a flowchart of a subroutine showing a gear ratio calculation process in the gear change control program.
FIG. 8 is a flowchart of a subroutine showing a target CVT speed ratio calculation process in the speed change control program.
FIG. 9 is a flowchart of a reaching input rotation speed calculation process to be performed in the target CVT gear ratio calculation process.
FIG. 10 is a shift pattern diagram in a D range of a continuously variable transmission with an infinite gear ratio.
FIG. 11 is a flowchart of an attainment IVT speed ratio and attainment IVT speed ratio calculation process to be performed in the target CVT speed ratio calculation process.
FIG. 12 is a flowchart of target IVT gear ratio and target IVT speed ratio calculation processing to be performed in the target CVT gear ratio calculation processing.
FIG. 13 is a change characteristic diagram of a first limited CVT gear ratio to be obtained in the target CVT gear ratio calculation process.
FIG. 14 is a flowchart of a subroutine showing a transmission mode determination process in the shift control program shown in FIG.
FIG. 15 is a shift pattern diagram showing an upshift line for switching the infinitely variable gear ratio continuously variable transmission from the power circulation mode to the direct connection mode and a downshift line for mode switching in the reverse direction for the D range.
FIG. 16 shows a map related to the correction rotation speed for the mode switching shift determination output rotation speed obtained from the upshift line and the downshift line;
(A) is a diagram when this is a two-dimensional map,
(B) is a diagram when this is simplified.
FIG. 17 is a flowchart showing a subroutine related to power circulation mode control in the shift control program of FIG. 4;
FIG. 18 is a flowchart showing a gear ratio feedback compensation amount calculation process in the same power circulation mode control.
FIG. 19 is a flowchart showing a subroutine related to direct connection mode control in the shift control program of FIG. 4;
20 is a flowchart of a subroutine showing mode switching control in the speed change control program of FIG. 4;
FIG. 21 is a flowchart showing a calculation process of a final target CVT gear ratio in the mode switching control.
FIG. 22 is a flowchart showing a downshift clutch pressure calculation process in the mode switching control.
FIG. 23 is a flowchart showing a low clutch pressure feedback amount calculation process in the downshift clutch pressure calculation program.
FIG. 24 is a gear ratio relationship diagram used for obtaining a pre-shift IVT gear ratio in the low clutch pressure feedback amount calculation processing;
FIG. 25 is a gear ratio relationship diagram used for obtaining a post-shift IVT gear ratio in the low clutch pressure feedback amount calculation processing;
FIG. 26 shows a map of a target shift time used in the low clutch pressure feedback amount calculation process,
(A) is a diagram when this is a two-dimensional map,
(B) is a diagram when this is simplified.
FIG. 27 is a change characteristic diagram of a shift gain correction coefficient used for correcting the target shift time.
FIG. 28 is a subroutine flowchart showing a step motor drive position calculation process in the shift control program of FIG. 4;
FIG. 29 is a diagram showing a step motor target drive position for realizing a command CVT gear ratio.
30 is a flowchart of a subroutine showing solenoid drive duty calculation processing in the shift control program of FIG. 4;
FIG. 31 is a diagram showing a solenoid driving duty for realizing a clutch target hydraulic pressure.
32 is a shift operation time chart showing a downshift operation during sudden braking by the shift control shown in FIGS. 4 to 31. FIG.
FIG. 33 is a diagram similar to FIG. 15, showing a shift order at the time of downshift by a conventional shift control device.
FIG. 34 is a diagram similar to FIG. 2, showing the shift order at the time of downshift by the shift control of FIGS. 4 to 27 together with the shift order at the time of downshift by the conventional shift control device.
FIG. 35 is a diagram similar to FIG. 2, showing a shift order during a downshift by a conventional shift control device.
FIG. 36 is a time chart showing a time-series change of the CVT gear ratio according to the degree of deceleration.
FIG. 37 is a schematic diagram schematically showing a power transmission path of a conventional continuously variable transmission with an infinite gear ratio.
[Explanation of symbols]
ENG engine
1 Input shaft
2 Toroidal continuously variable transmission mechanism
3 Output shaft
4 Planetary gear set
5 Toroidal transmission unit
6 Toroidal transmission unit
7 Input disk
8 output disk
9 Power roller
11 Pivot shaft
12 CVT output gear
21 Control valve body
22 Step motor
24 Low clutch solenoid
25 High clutch solenoid
31 Low clutch
32 gears
33 High clutch
34 idler gear
35 Reduction gear set
36 Final drive gear set
37 Differential gear unit
41 Transmission controller
42 Transmission input rotation sensor
43 Transmission output rotation sensor
44 CVT output rotation sensor
45 Throttle opening sensor
46 Vehicle speed sensor

Claims

It is a combination of a continuously variable transmission mechanism and a planetary gear set that can change the gear ratio continuously.
When the input rotation to the continuously variable transmission mechanism is transmitted to one element of the planetary gear set by engaging the low clutch, power is transmitted from the output rotary member of the continuously variable transmission mechanism to the input rotary member via the other element of the planetary gear set. A part of the circulating power is taken out from the remaining one element of the planetary gear set according to the speed change state of the continuously variable transmission mechanism, and the infinite gear ratio, the reverse gear ratio and the forward gear ratio before and after the infinite gear ratio. And select the power circulation mode that can be selected,
When the high clutch is engaged in place of the low clutch, the output rotation of the continuously variable transmission mechanism is taken out as it is, and the direct connection mode in which the high speed side forward transmission ratio can be selected is selected. In the machine
The engagement and disengagement switching of the low clutch and the high clutch for mode switching between the power circulation mode and the direct coupling mode is performed. As the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases, the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism becomes higher. A speed change control device for a continuously variable transmission with an infinite speed ratio, which is configured to be performed at a speed ratio.

The shift control of an infinitely variable gear ratio continuously variable transmission according to claim 1, wherein the mode switching between the power circulation mode and the direct coupling mode is performed while changing the effective gear ratio by switching between engagement and disengagement of the low clutch and the high clutch. In the device
The mode switching shift line representing the speed ratio of the continuously variable transmission mechanism that starts the mode switching shift is configured to correct in the direction of the higher speed gear ratio as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation increases. A transmission control device for a continuously variable transmission with an infinite gear ratio.

3. The infinitely variable speed ratio continuously variable transmission according to claim 1, wherein the speed ratio of the continuously variable transmission mechanism is maintained at a speed ratio when the mode switching is started during the mode switching speed change. Gear shift control device.

4. The low clutch and high clutch engagement / disengagement switching time for the mode switching shift is configured to be shorter as the acceleration or deceleration of the transmission output rotation is larger. A shift control apparatus for a continuously variable transmission with an infinite gear ratio.