JP3855296B2

JP3855296B2 - Control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3855296B2
Application number: JP07747896A
Authority: JP
Inventors: 秀寿延本
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1996-03-29
Filing date: 1996-03-29
Publication date: 2006-12-06
Anticipated expiration: 2016-03-29
Also published as: JPH09264415A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、トロイダル型やプーリ式の無段変速機或いは通常のギヤ式有段変速機からなる自動変速機の制御装置に関する技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、この種の自動変速機においては、その変速比が例えばアクセルペダルの開度及び車速に応じて自動的に切り換えられるようになっている。しかし、この変速機の変速比が車両の走行状態に応じて略一律に決まるので、車両のある走行状態で運転者が変速比を変えたいと思っても、その要求に応じた変速比の切換えができないという問題があった。
【０００３】
そこで、従来、例えば特開昭５９―３７３５９号公報に示されるように、通常は変速比が自動的に切り換えられる自動変速機に対し、その変速比を車両運転者のマニュアル操作により切り換えるようにしたものが提案されている。
【０００４】
また、この他、特開昭６３―２１９９４７号公報に示されるものでは、自動変速機の変速モードが変速段を所定変速段に固定保持するホールドモードにあるとき、エンジン回転数が設定値以上に上昇すると、ホールドモードをキャンセルして変速段をシフトアップし、エンジンの過回転を防止するようになされている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記前者の従来技術のように自動変速機を自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えてマニュアル変速制御を行う場合、車両運転者がシフト切換えを行うことなく一定の変速比でアクセルペダルを踏み続けていると、エンジンが過回転状態になってその信頼性が低下する。
【０００６】
そこで、上記後者の従来技術のように、エンジン回転数を検出してそれが過回転状態になる前に、変速機を運転者のシフト操作がなくても自動的にシフトアップ状態にして変速比を小さくし、エンジン回転数を強制的に下げるようにすることが考えられる。しかし、その場合、エンジン回転数の上限値を一定の最適値に設定することは難しく、エンジンの信頼性を安定して向上維持することが困難である。
【０００７】
本発明は斯かる点に鑑みてなされたもので、その目的とするところは、上記のように自動変速機を自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えてマニュアル変速制御する場合に、その変速比を変えるべきエンジン回転数の上限値を旨く設定することにより、エンジンが常に過回転状態にならないようにして、エンジンの信頼性の安定して向上させることにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するために、この発明では、自動変速機のマニュアル変速モードでエンジン回転数が上限値以上になったときに自動的にシフトアップ状態にして変速比を小さくし、エンジン回転数を下げる場合に、そのエンジン回転数の上限値を車両と走行路面との間の摩擦係数に応じて変えるようにした。
【０００９】
具体的には、請求項１の発明では、図１に示すように、エンジンに駆動連結された自動変速機１２と、操作手段１１１，１１２の操作により自動変速機１２を自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えた状態で変速比を変える変速制御手段１１５とを備えた自動変速機の制御装置が前提である。
【００１０】
そして、車両と走行路面との間の摩擦係数μに応じてエンジン回転数の上限値ＥＳＰＨを設定するエンジン回転数限界値設定手段１１６と、上記変速機１２がマニュアル変速モードに切り換えられた状態で、上記エンジン回転数限界値設定手段１１６により設定された上限値ＥＳＰＨ以上にエンジン回転数ＥＳＰＯが上昇したときに、変速機１２の変速比を減少側に変更する変速比変更手段１１７とを設ける。
【００１１】
上記の構成により、車両の運転中、操作手段１１１，１１２が操作されると、自動変速機１２が自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えられた状態で、操作手段１１１，１１２の操作に応じて変速制御手段１１５により変速比を変えるマニュアル制御が行われる。そして、エンジン回転数ＥＳＰＯが検出され、そのエンジン回転数ＥＳＰＯが、エンジン回転数限界値設定手段１１６により設定された上限値ＥＳＰＨ以上に上昇したときに、変速比変更手段１１７により自動変速機１２の変速比が減少側に変更される。この変速比の減少に伴い変速機１２がシフトアップされた状態となってエンジン回転数ＥＳＰＯが下がり、エンジンが過回転状態になるのを防いでその信頼性を向上させることができる。
【００１２】
そのとき、上記エンジン回転数限界値設定手段１１６では、エンジン回転数上限値ＥＳＰＨは車両と走行路面との間の摩擦係数μに応じて設定される。このため、エンジン回転数上限値ＥＳＰＨを路面摩擦係数μに応じた最適値に設定することができ、上記エンジンの信頼性の向上を安定して維持することができる。しかも、エンジン回転数上限値ＥＳＰＨを路面摩擦係数μに応じて適正に設定でき、例えば路面摩擦係数μが低くて滑り易い路面では、エンジン回転数上限値ＥＳＰＨを下げることで、エンジン回転数ＥＳＰＯを低く保って車両のスリップを防止することができる。
【００１３】
請求項２の発明では、上記エンジン回転数限界値設定手段１１６は、車両と走行路面との間の摩擦係数μが低くなると、エンジン回転数上限値ＥＳＰＨを低く設定するように構成されているものとする。このように、路面摩擦係数μが低くなるとエンジン回転数上限値ＥＳＰＨを低くするように設定することで、路面摩擦係数μが低くて滑り易い路面では、エンジン回転数上限値ＥＳＰＨを下げ、エンジン回転数ＥＳＰＯを低く保って車両のスリップを防止することができる。
【００１４】
請求項３の発明では、上記請求項１の発明の自動変速機の制御装置において、エンジン回転数限界値設定手段１１６は、車速Ｖに応じてエンジン回転数上限値ＥＳＰＨを設定するように構成されているものとする。このことで、エンジン回転数上限値ＥＳＰＨを車速Ｖに応じて適正に設定でき、例えば車速Ｖが高いときには、エンジン回転数上限値ＥＳＰＨを下げることで、エンジン回転数ＥＳＰＯを低く保ってエンジンを高回転にした状態での高速走行を防ぎ、エンジンの信頼性を向上させることができる。
【００１５】
請求項４の発明では、請求項１の発明の自動変速機の制御装置において、変速比変更手段１１７が変速比の変更を終了するときに、変更終了前の変速比に最も近い所定値に変速比を設定する変速比設定手段１１８を設ける。こうすれば、変速比変更手段１１７による変速比変更の終了に伴って変速比が大きく変化することはなく、変速比の変化によるエンジン回転数ＥＳＰＯの変化等を回避することができる。
【００１６】
請求項５の発明では、請求項４の発明の自動変速機の制御装置において、変速比変更手段１１７が変速比の変更を終了するときに変速比設定手段１１８が設定する変速比の所定値は、変速比の変更終了前の変速比に最も近い減少側の変速比とする。すなわち、変速比の変更が終了するときには、例えばエンジン回転数ＥＳＰＯが上り過ぎたために運転者がアクセルペダルを戻したとき等であり、変更終了時に設定する所定値を減少側の所定値とすることで、エンジン回転数ＥＳＰＯが低下することとなり、よって運転者の意図する変速比が得られる。
【００１７】
請求項６の発明では、請求項１の発明の自動変速機の制御装置において、エンジン回転数限界値設定手段１１６は、エンジン回転数下限値ＥＳＰＬを設定するように構成する。また、変速比変更手段１１７は、変速機１２がマニュアル変速モードに切り換えられた状態で、エンジン回転数限界値設定手段１１６により設定された下限値ＥＳＰＬ以下にエンジン回転数ＥＳＰＯが低下したときに、変速機１２の変速比を増大側に変更するように構成する。
【００１８】
この構成により、エンジン回転数ＥＳＰＯが、エンジン回転数限界値設定手段１１６により設定された下限値ＥＳＰＬ以下に低下したときに、変速比変更手段１１７により自動変速機１２の変速比が増大側に変更される。この変速比の増大変更に伴い変速機１２がシフトダウンされた状態となってエンジン回転数ＥＳＰＯが上る。よって、エンジン回転が不安定となって振動するカーバッキング状態を防ぐことができ、運転者の不快感を防止することができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
（実施形態１）
図７は本発明の実施形態１に係る自動変速機の全体構成を示す。図７において、１は車載エンジンで、このエンジン１の出力軸１ａには、クラッチ２を介してトロイダル型無段変速機からなる自動変速機１２が駆動連結されている。この自動変速機１２は、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸線上に配置された入力軸１３と、この入力軸１３に平行に配置された出力軸１４とを有し、入力軸１３は上記クラッチ２を介してエンジン１の出力軸１ａに、また出力軸１４は後述の出力ギヤ２５を介して図外の駆動車輪にそれぞれ駆動連結されている。
【００２０】
上記入力軸１３上にはエンジン１側から順に、第１駆動ギヤ１５、保持ディスク１６、トロイダル変速機構１７及び第２駆動ギヤ２３がそれぞれ配置され、第１駆動ギヤ１５及び保持ディスク１６は入力軸１３に回転一体に固定され、第２駆動ギヤ２３は入力軸１３に回転可能に支持されている。一方、出力軸１４上には、エンジン１側から順に、出力ギヤ２５、第１従動ギヤ２６、Ｌｏｗクラッチ２７、遊星ギヤ機構２８、第２従動ギヤ３３、Ｈｉｇｈクラッチ３４がそれぞれ配置され、出力ギヤ２５は出力軸１４に回転一体に固定され、第１従動ギヤ２６及び第２従動ギヤ３３は出力軸１４に回転可能に支持されている。
【００２１】
上記トロイダル変速機構１７は、エンジン１側に位置する入力ディスク１８と、この入力ディスク１８に対しエンジン１と反対側に位置する出力ディスク１９とを有し、これら両ディスク１８，１９は入力軸１３上に回転可能に支持されている。入力ディスク１８の背面（出力ディスク１９と反対側の面）は上記保持ディスク１６にローディングカム３５を介して伝動可能に押し付けられている一方、出力ディスク１９は上記第２駆動ギヤ２３に回転一体に結合されている。入力ディスク１８の出力ディスク１９との対向面には、出力ディスク１９側に向かってテーパ状に小径になりかつ軸方向に沿った断面が円弧状となる彎曲面からなる伝動面１８ａが形成されている。一方、出力ディスク１９の入力ディスク１８との対向面には、入力ディスク１８側に向かってテーパ状に小径になりかつ軸方向に沿った断面が同様の円弧状となる彎曲面からなる伝動面１９ａが形成されている。両ディスク１８，１９の間には、入力軸１３（両ディスク１８，１９の回転中心）に向かって延びかつ入力軸１３に対して捩じれの位置にある揺動中心Ｑ回りに揺動可能なピボット軸２０ａ，２０ａを有する１対の支持部材２０，２０が配置され、この各支持部材２０のピボット軸２０ａにはそれぞれパワーローラ２１が回転可能にかつ支持部材２０からスラストベアリング２２を介して押圧された状態で支持されている。この各パワーローラ２１の外周面は、上記入出力ディスク１８，１９の伝動面１８ａ，１９ａに伝動可能に圧接するよう断面円弧形状とされており、各支持部材２０の揺動中心Ｑ回りの揺動により各パワーローラ２１を入出力ディスク１８，１９に対して傾動させながら回転させ、その両パワーローラ２１，２１の傾動角度に応じてその両ディスク１８，１９の伝動面１８ａ，１９ａとの接触位置をディスク１８，１９の径方向に変え、入力ディスク１８から出力ディスク１９へのトルク伝達時における変速比（トルク比）を変化させるようにしている。つまり、このトロイダル変速機構１７の入出力ディスク１８，１９間の変速比は、入力ディスク１８のパワーローラ２１への接触位置の入力軸１３からの径と、出力ディスク１９のパワーローラ２１への接触位置の出力軸１４からの径との比により決定される。
【００２２】
上記遊星ギヤ機構２８は、出力軸１４上に回転可能に支持されたサンギヤ２９と、このサンギヤ２９に噛合する複数のピニオン３０，３０，…を回転可能に担持するピニオンキャリア３１と、出力軸１４に回転一体に固定され、内周にて上記各ピニオン３０に噛合するリングギヤ３２とを備え、サンギヤ２９は上記第２従動ギヤ３３に回転一体に連結固定されている。
【００２３】
上記入出力軸１３，１４の間には両軸１３，１４と平行に中間軸３６が配置され、この中間軸３６には上記入力軸１３上の第１駆動ギヤ１５及び出力軸１４上の第１従動ギヤ２６に噛合する中間ギヤ３７が固定されており、この中間ギヤ３７を介して第１従動ギヤ２６が第１駆動ギヤ１５に駆動連結されている。さらに、Ｌｏｗクラッチ２７は上記第１従動ギヤ２６と遊星ギヤ機構２８のピニオンキャリア３１との間に両者間の動力伝達を断続するように、またＨｉｇｈクラッチ３４は出力軸１４と上記第２従動ギヤ３３（遊星ギヤ機構２８のサンギヤ２９）との間に両者間の動力伝達を断続するようにそれぞれ設けられている。そして、これらＬｏｗクラッチ２７及びＨｉｇｈクラッチ３４を所定の状態で締結又は締結解除することで、自動変速機１２の変速状態を後退状態、前進Ｌｏｗ状態及び前進Ｈｉｇｈ状態に切り換え、後退状態及び前進Ｌｏｗ状態では、トロイダル変速機構１７及び遊星ギヤ機構２８の双方で、また前進Ｈｉｇｈ状態ではトロイダル変速機構１７のみでそれぞれ入力軸１３及び出力軸１４間の変速比（変速機１２の変速比）を変えるようにしている。
【００２４】
尚、３８は、トロイダル変速機構１７の出力ディスク１９がパワーローラ２１との圧接により入力ディスク１８から離隔するのを規制するために入力軸１３の端部に設けられた規制ディスクである。
【００２５】
上記トロイダル変速機構１７の変速制御のメカニズムを図６に示す。両支持部材２０，２０は、その各々に連結した油圧シリンダからなるＬｏｗ側及びＨｉｇｈ側シリンダ４０，４０により入力軸１３回りに互いに逆方向に押圧移動されて揺動中心Ｑ回りに揺動するようになっている。両シリンダ４０，４０には電磁切換弁からなる変速制御弁４１を介して油圧のライン圧が作用する。この変速制御弁４１は、スリーブ状のバルブボディ４２と、このバルブボディ４２内に所定のストロークで摺動可能に嵌挿されたスプール４３とを備えてなり、バルブボディ４２には、上記ライン圧に連通するライン圧ポート４２ａと、両シリンダ４０，４０にそれぞれ連通するＬｏｗ及びＨｉｇｈポート４２ｂ，４２ｃとが開口されている。また、スプール４３の一端側のバルブボディ４２内にはばね受け４５が摺動可能にかつ回転不能に配置され、このばね受け４５とスプール４３の一端部との間にはスプリング４６が縮装されている。また、ばね受け４５は、ステッピングモータ４７に螺合されて該ステッピングモータ４７の回転により軸方向に移動可能に連結されており、このステッピングモータ４７に必要なパルス数のパルス信号を入力させることで、スプール４３をスプリング４６を介してストローク移動させ、ライン圧ポート４２ａとＬｏｗ及びＨｉｇｈポート４２ｂ，４２ｃの各々との連通部分の通路面積を互いに逆方向に変えてライン圧を各シリンダ４０に供給し、スプール４３を図６で右側に移動させたときには、ライン圧ポート４２ａのＬｏｗポート４２ｂとの連通部分の開口面積をＨｉｇｈポート４２ｃとの連通部分の開口面積よりも大きくして、Ｌｏｗ側シリンダ４０への供給油圧をＨｉｇｈ側シリンダ４０よりも増大させることにより、トロイダル変速機構１７の入力ディスク１８のパワーローラ２１への接触位置の入力軸１３からの径を、出力ディスク１９のパワーローラ２１への接触位置の出力軸１４からの径よりも小さくして、トロイダル変速機構１７の変速比を大きくする一方、スプール４３を図６で左側に移動させたときには、逆に、ライン圧ポート４２ａのＨｉｇｈポート４２ｃとの連通部分の開口面積をＬｏｗポート４２ｂとの連通部分の開口面積よりも大きくして、Ｈｉｇｈ側シリンダ４０への供給油圧をＬｏｗ側シリンダ４０よりも増大させることにより、トロイダル変速機構１７の入力ディスク１８のパワーローラ２１への接触位置の入力軸１３からの径を、出力ディスク１９のパワーローラ２１への接触位置の出力軸１４からの径よりも大きくして、トロイダル変速機構１７の変速比を小さくするようになっている。
【００２６】
尚、図６中、４４は上記変速制御弁４１のスプール４３の他端部とＬｏｗ側シリンダ４０のピストンロッド４０ａとの間に連結されたメカニカルフィードバック機構で、Ｌｏｗ側シリンダ４０の作動、つまりトロイダル変速機構１７の支持部材２０，２０の移動を変速制御弁４１のスプール４３に機械的にフィードバックしてバランスさせるものである。
【００２７】
図８に示すように、上記ステッピングモータ４７は、他の必要な制御用アクチュエータ（図示せず）と共に、コントロールユニット１００からのパルス信号により作動制御されるようになっている。このコントロールユニット１００には、少なくとも、実際のエンジン回転数ＥＳＰ＊を上記変速機１２の入力軸１３の回転数に基づいて検出するエンジン回転数センサ１０１と、車速Ｖを出力軸１４の回転数に基づいて検出する車速センサ１０２と、エンジン１のスロットル弁（図示せず）の開度ＴＶＯ（スロットル開度）を検出するスロットル開度センサ１０３と、車両の前後加速度を検出する前後加速度センサ１０４と、同横加速度を検出する横加速度センサ１０５と、ステアリングホイール５０（図９参照）の転舵角φ（ステアリング転舵角）を検出する舵角センサ１０６と、車両及び走行路面間の摩擦係数μを検出する路面摩擦係数センサ１０７と、路面の勾配θを検出する路面勾配センサ１０８と、車両のブレーキペダルの踏込みを検出するブレーキスイッチ１０９と、変速機１２を自動変速モード又はマニュアル変速モードに切り換えるマニュアル変速セレクトスイッチ１１０と、そのマニュアル変速モードでのシフトアップ制御を指令するための操作手段としてのシフトアップスイッチ１１１と、同シフトダウン制御を指令するための操作手段としてのシフトダウンスイッチ１１２と、エンジン１のアイドル時にＯＮ動作するアイドルスイッチ１１３との各信号が入力されており、このコントロールユニット１００において、後述するように、予めマップとして車速Ｖ及びエンジン１のスロットル開度ＴＶＯに応じて目標エンジン回転数ＥＳＰＯが設定された自動変速線図（図３参照）に基づき、変速機１２のトロイダル変速機構１７における変速比をエンジン回転数ＥＳＰ＊が上記変速線図による目標エンジン回転数ＥＳＰＯになるようにステッピングモータ４７へのパルス信号を求めて、そのパルス信号をステッピングモータ４７へ出力するようになっている。
【００２８】
図９に示す如く、上記マニュアル変速セレクトスイッチ１１０、シフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２は、車両の車室右側にあるステアリングホイール５０に取り付けられている。すなわち、車両が直進走行状態にあるときのステアリングホイール５０の一方（図示例では左側）のスポーク部には操作パネル部５１が設けられ、図１０に示すように、この操作パネル部５１の上部にマニュアル変速セレクトスイッチ１１０が、また下部にシフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２がそれぞれ配置されている。マニュアル変速セレクトスイッチ１１０は、押し操作式のもので、例えばその押し操作により変速機１２の変速モードを自動変速モード又はマニュアル変速モードに切り換えるＯＮ／ＯＦＦ信号を押し操作の都度交互に出力する。また、シフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２も押し操作式のもので、シフトダウンスイッチ１１２は、シフトアップスイッチ１１１よりもステアリングホイール５０の半径方向外側に配置されている。
【００２９】
上記コントロールユニット１００において、変速制御弁４１駆動用のステッピングモータ４７に対する制御動作について図２により説明すると、まず、ステップＳ１で上記各センサ１０１〜１０８及び各スイッチ１０９〜１１３の入力信号を検出し、ステップＳ２において、舵角センサ１０６からの信号により検出されたステアリング転舵角φからステアリング転舵速度Δφを算出する。次のステップＳ３で、車速Ｖ、変速段ｒ及び路面摩擦係数μに基づいて設定されている特性からエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを、また車速Ｖ及び変速段ｒに基づいて設定されている特性からエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬをそれぞれ決定した後、ステップＳ４に移行する。
【００３０】
ここで、上記ステップＳ３において、車速Ｖ、変速段ｒ及び路面摩擦係数μに基づいてエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨ及びエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬを決定する方法を説明する。図３は車速Ｖ、エンジン１のスロットル開度ＴＶＯ及び目標エンジン回転数ＥＳＰＯが予めマップとして設定された自動変速線図を示し、この図３の変速線図に破線にて示すように、変速機１２の変速比全体を例えば１１段階の固定変速比に分割してなる変速段ｒ（レシオ）が設定されている。また、自動変速線図には、図３に太い実線にて示すように、上記エンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを設定するための上限値ラインＬｕと、エンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬを設定するための下限値ラインＬｄとが設定されている。上記エンジン回転数リミット上限値ラインＬｕは、図５にも示すように、車速Ｖに応じて変化し、車速Ｖが高くなるとエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨが下がるように設定されている。また、エンジン回転数リミット上限値ラインＬｕは、図４にも示すように、路面摩擦係数μに応じて変化し、路面摩擦係数μが低く（小さく）なるとエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨが下がるように設定されている。一方、エンジン回転数リミット下限値ラインＬｄは、車速Ｖ又は路面摩擦係数μの変化に拘らず略一定（例えばアイドル回転数）に設定されている。そして、ステップＳ３では、車速Ｖ、変速段ｒ及び路面摩擦係数μに対応する上限値ラインＬｕ上のエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを、また車速Ｖ及び変速段ｒに対応する下限値ラインＬｄ上のエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬをそれぞれ求めるようになっている。
【００３１】
上記ステップＳ４では、上記マニュアル変速セレクトスイッチ１１０がＯＮ状態かどうかを判定する。この判定が「スイッチＯＦＦ」のときには、変速機１２の自動変速モードが要求されていると見做して、ステップＳ１８に進み、図３に示す上記自動変速線図のエンジン１のスロットル開度ＴＶＯ及び車速Ｖに基づいて目標エンジン回転数ＥＳＰＯを算出（入力された車速Ｖ及びスロットル開度ＴＶＯを変速線図に照合することで、それらに対応する目標エンジン回転数ＥＳＰＯを求める）した後、ステップＳ１９に進む。
【００３２】
これに対し、上記ステップＳ４の判定が「スイッチＯＮ」のときには、変速機１２のマニュアル変速モードが要求されていると見做し、ステップＳ５〜Ｓ１７に進む。まず、ステップＳ５で上記ステアリング転舵速度Δφが所定値Δφ１よりも小さいか否かを判定する。この判定がΔφ≧Δφ１のＮＯのときには、そのままステップＳ１２に進む。すなわち、ステアリング転舵速度Δφが所定値Δφ１以上であるとき、シフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２がＯＮ状態にあってもそのＯＮ信号は無効となって、マニュアル変速モードでの変速段ｒの切換え（変速比の変化）が禁止される。このことで、ステアリングホイール５０の転舵中に運転者が誤ってシフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２に触れてそれがＯＮ操作されたとしても、変速機１２の変速比が変化するのを防止するようにしている。
【００３３】
一方、判定がΔφ＜Δφ１のＹＥＳのときには、ステップＳ６において上記シフトアップスイッチ１１１のＯＮ／ＯＦＦ状態を判定する。この判定が「スイッチＯＦＦ」のときにはそのまま、また「スイッチＯＮ」のときにはステップＳ７で現在の変速段ｒをｒ＋２に更新して高い側に２速だけシフトアップした後、それぞれステップＳ８に進む。
【００３４】
すなわち、図３の変速線図に破線にて示す変速段ｒに対し、マニュアル変速モードでは、この変速段ｒを選択し、シフトアップスイッチ１１１又はシフトダウンスイッチ１１２の信号に応じて選択すべき変速段ｒを変えるようになっている。従って、ステップＳ７での処理は変速段ｒを高い側（変速比は小さくなる側）に２速だけ変え、例えば変速段ｒがｒ＝５速にあるときにはｒ＝７速に切り換えるものである。
【００３５】
上記ステップＳ８では、今度は逆に、シフトダウンスイッチ１１２のＯＮ／ＯＦＦ状態を判定する。この判定が「スイッチＯＮ」のときには、ステップＳ９で再度上記シフトアップスイッチ１１１のＯＮ／ＯＦＦ状態を判定し、この判定が「スイッチＯＦＦ」のときには、ステップＳ８の判定が「スイッチＯＦＦ」のときと共にステップＳ１０に進み、現在の変速段ｒをｒ−１に更新して低い側に１速だけシフトダウン（例えば変速段ｒがｒ＝５速にあるときにはｒ＝４速に切り換える）した後、ステップＳ１２に進む。
【００３６】
また、上記ステップＳ９の判定が「スイッチＯＮ」のときには、誤ってシフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２が同時にＯＮ操作された状態と判定し、ステップＳ１１において、変速段ｒをｒ−２に戻すことで、上記ステップＳ７での処理をキャンセルした後に上記ステップＳ１２に進む。
【００３７】
上記ステップＳ１２では、上記ステップＳ７，Ｓ１０で設定された変速段ｒと車速Ｖとから変速線図上の目標エンジン回転数ＥＳＰＯを求め、次のステップＳ１３で該目標エンジン回転数ＥＳＰＯが上記ステップＳ３でのエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨよりも低いかどうかを判定する。この判定がＥＳＰＯ≧ＥＳＰＨのＮＯのときには、エンジン１が過回転状態（オーバーレブ）にあると見做し、ステップＳ１４に進み、変速段ｒをｒ＋１に更新して高い側に１速だけシフトアップした後、ステップＳ１７に進む。ステップＳ１３の判定がＥＳＰＯ＜ＥＳＰＨのＹＥＳのときには、ステップＳ１５において、今度は、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬよりも高いかどうかを判定する。この判定がＥＳＰＯ≦ＥＳＰＬのＮＯのときには、エンジン１がストールの虞れのある低回転状態にあると見做し、ステップＳ１６において、変速段ｒをｒ−１に更新して低い側に１速だけシフトダウンした後、上記ステップＳ１７に進む。このステップＳ１７では、再び、ステップＳ１２と同様に変速段ｒと車速Ｖとから変速線図上の目標エンジン回転数ＥＳＰＯを求め、ステップＳ１７の後は上記ステップＳ１５の判定がＥＳＰＯ＞ＥＳＰＬのＹＥＳのときと共に上記ステップＳ１９に進む。
【００３８】
ステップＳ１９では、上記目標エンジン回転数ＥＳＰＯと実際のエンジン回転数ＥＳＰ＊との偏差ΔＮを計算し、ステップＳ２０で上記エンジン回転数偏差ΔＮからステッピングモータ４７に出力すべきパルス数ΔＰＵＬＳＥを算出し、次いで、ステップＳ２１に進んでフィードバック制御により上記パルス数ΔＰＵＬＳＥのパルス信号をステッピングモータ４７に出力した後、リターンする。
【００３９】
この実施形態では、上記フローのステップＳ４〜Ｓ１２により、マニュアル変速セレクトスイッチ１１０のＯＮ操作により自動変速機１２が自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えられた状態で、シフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２のＯＮ操作により変速機１２の変速段ｒを切り換えて変速比を変えるようにした変速制御手段１１５が構成されている。
【００４０】
また、ステップＳ３により、車両と走行路面との間の摩擦係数μ及び車速Ｖに応じてエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを、また車速Ｖに応じてエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬをそれぞれ設定するようにしたエンジン回転数限界値設定手段１１６が構成されている。
【００４１】
さらに、ステップＳ１３〜Ｓ１７により、変速機１２が自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えられた状態で、目標エンジン回転数ＥＳＰＯが、上記エンジン回転数限界値設定手段１１６により設定された上限値ＥＳＰＨ以上に上昇したときに変速段ｒを１速上げて変速比を減少側に変更する一方、目標エンジン回転数ＥＳＰＯが下限値ＥＳＰＬ以下に低下したときに変速段ｒを１速下げて変速比を増大側に変更するようにした変速比変更手段１１７が構成されている。
【００４２】
したがって、この実施形態では、車両の運転中、そのステアリングホイール５０の操作パネル部５１におけるマニュアル変速セレクトスイッチ１１０がＯＦＦ状態にあるときには、変速機１２は自動変速モードに保たれ、自動変速線図のエンジン１のスロットル開度ＴＶＯ及び車速Ｖに基づいて目標エンジン回転数ＥＳＰＯが算出され、実際のエンジン回転数ＥＳＰ＊が目標エンジン回転数ＥＳＰＯになるようにパルス数ΔＰＵＬＳＥが算出され、このパルス数ΔＰＵＬＳＥのパルス信号がステッピングモータ４７に出力されて変速機１２の変速段ｒがフィードバック制御される。
【００４３】
これに対し、上記マニュアル変速セレクトスイッチ１１０が運転者によってＯＮ操作されると、自動変速機１２が上記自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えられる。そして、そのマニュアル変速モードでシフトアップスイッチ１１１がＯＮ操作されると、予め変速比が固定されている複数の変速段ｒの中から自動変速機１２の現在の変速段に近い変速段ｒが選択された後、その変速段ｒは２速だけ高い側の変速段にシフトアップされる。一方、シフトダウンスイッチ１１２がＯＮ操作されると、現在の変速比に近い固定変速比の変速段ｒが選択されてそれから１速だけ低い側の変速段ｒにシフトダウンされる。また、シフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２が同時にＯＮ操作されると、上記の如き変速段ｒのシフトアップやシフトダウンは行われない。こうすることで、自動変速機１２であっても、マニュアル変速機の変速操作と同様に、運転者の好みに応じて変速比を変えて変速することができる。
【００４４】
このような車両の運転中に、その走行路面との間の摩擦係数μが路面摩擦係数センサ１０７により、また車速Ｖが車速センサ１０２によりそれぞれ検出され、路面摩擦係数μ、車速Ｖ及び変速段ｒに応じてエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨが設定され、また車速Ｖ及び変速段ｒに応じてエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬが設定される。そして、変速機１２がマニュアル変速モードにあるとき、目標エンジン回転数ＥＳＰＯと上記エンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨ及び下限値ＥＳＰＬとが比較され、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨよりも低くかつエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬよりも高いときには、運転者がシフトアップスイッチ１１１又はシフトダウンスイッチ１１２のＯＮ操作によりシフト操作を指令しない限り変速段ｒは変わらずに固定されたままとなる。
【００４５】
これに対し、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨ以上に上昇したときには、変速段ｒが１速シフトアップされて変速比が減少側に自動変更される。この変速段ｒのシフトアップによる変速比の減少側への変更により目標エンジン回転数ＥＳＰＯが下がることとなり、よって、エンジン１が過回転状態になるのを防いでその信頼性を向上させることができる。
【００４６】
そのとき、上記エンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨは、路面摩擦係数μ及び車速Ｖに応じて設定されるので、エンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨは路面摩擦係数μに応じた最適値に設定され、上記エンジン１の信頼性の向上を安定して維持することができる。すなわち、エンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨは、路面摩擦係数μが下がるほど低くなるように設定されているので、路面摩擦係数μが低くて滑り易い路面では、エンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを下げて目標エンジン回転数ＥＳＰＯを低く保つことができ、車両のスリップを防止することができる。
【００４７】
また、車速Ｖが高いときのエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨは低車速時よりも低くされているので、高車速時にエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを下げて目標エンジン回転数ＥＳＰＯを低く保ち、エンジン１の高回転状態での高速走行を防いでエンジン１の信頼性を向上させることができる。
【００４８】
一方、目標エンジン回転数ＥＳＰＯが下限値ＥＳＰＬ以下に低下したときには、変速段ｒが１速シフトダウンされて変速比が増大側に自動変更される。この変速段ｒのシフトダウンによる変速比の増大変更に伴い、目標エンジン回転数ＥＳＰＯが上る。その結果、エンジン回転が不安定となって振動するカーバッキング状態に陥るのを防いで運転者等の不快感を防止することができる。
【００４９】
（実施形態２）
図１１及び図１２は本発明の実施形態２を示し（尚、以下の各実施形態では図２〜図１０と同じ部分については同じ符号を付してその詳細な説明は省略する）、上記実施形態１では、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨ及び下限値ＥＳＰＬの範囲を出たときに、変速段ｒを１速だけシフトアップ又はシフトダウンするようにしているのに対し、そのように変速比を変速段ｒで変えるのではなくて連続的に変化させるようにしたものである。
【００５０】
すなわち、この実施形態では、図１１及び図１２に示すように、コントロールユニット１００での処理動作は基本的に実施形態１と同様であるが（図２参照）、次の点が異なる。つまり、ステップＴ１〜Ｔ１２は実施形態１のステップＳ１〜Ｓ１２と、またステップＴ２７〜Ｔ３０は同ステップＳ１８〜Ｓ２１とそれぞれ同じである。
【００５１】
そして、上記ステップＴ１２において、ステップＴ７，Ｔ１０にて設定された変速段ｒと車速Ｖとから変速線図上の目標エンジン回転数ＥＳＰＯを求めた後、次のステップＴ１３では、上限側リミット連続変化モードフラグＦＨがＦＨ＝１で、かつ所定時間のスロットル開度変化量の現在値ｄｔｖｏ＊が最大側のスロットル変化量の所定値ＴＶＯＨ（マイナス値）よりも小さいかどうかを判定する。上記上限側リミット連続変化モードフラグＦＨは、後述の下限側リミット連続変化モードフラグＦＬと共に、エンジン回転数リミット値の連続変化モードの有無を判別するもので、ＦＨ＝１（ＦＬ＝１）のときに連続変化モードが実行される。
【００５２】
上記ステップＴ１３の判定がＮＯのときには、ステップＴ１７に進み、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがステップＴ３でのエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨよりも低いかどうかを判定する。この判定がＥＳＰＯ≧ＥＳＰＨのＮＯのときには、エンジン１が過回転状態にあると見做して最大エンジン回転数リミット値連続変化モードに移行し、ステップＴ１８においてエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを目標エンジン回転数ＥＳＰＯに変えた後、ステップＴ１９で上限側リミット連続変化モードフラグＦＨをＦＨ＝１にセットし、しかる後にステップＴ２８に進む。
【００５３】
ステップＴ１３の判定がＹＥＳのときには、最大エンジン回転数リミット値連続変化モードをキャンセルすべくステップＴ１４〜Ｔ１６に進む。まず、ステップＴ１４で変速線図における車速Ｖと上限値ラインＬｕ上のエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨとに基づいて現在の変速段ｒａｔｉｏを検出し、次のステップＴ１５で変速段ｒを上記現在の変速段ｒａｔｉｏに最も近い高速段側（Ｈｉｇｈ側）の変速段に設定し、ステップＴ１６で上限側リミット連続変化モードフラグＦＨをＦＨ＝０にリセットした後、ステップＴ１７の判定がＥＳＰＯ＜ＥＳＰＨのＹＥＳのときと共にステップＴ２０に進む。
【００５４】
上記ステップＴ２０では、今度は、下限側リミット連続変化モードフラグＦＬがＦＬ＝１で、かつ所定時間のスロットル開度変化量の現在値ｄｔｖｏ＊が最小側のスロットル変化量の所定値ＴＶＯＬ（プラス値）よりも大きいかどうかを判定する。このステップＴ２０の判定がＮＯのときには、ステップＴ２４に進み、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがステップＴ３でのエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬよりも高いかどうかを判定する。この判定がＥＳＰＯ≦ＥＳＰＬのＮＯのときには、エンジン回転数ＥＳＰＯが低すぎる状態にあると見做して最小エンジン回転数リミット値連続変化モードに移行し、ステップＴ２５においてエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬを目標エンジン回転数ＥＳＰＯに変えた後、ステップＴ１９で下限側リミット連続変化モードフラグＦＬをＦＬ＝１にセットし、しかる後にステップＴ２８に進む。
【００５５】
ステップＴ２０の判定がＹＥＳのときには、最小エンジン回転数リミット値連続変化モードをキャンセルすべくステップＴ２１〜Ｔ２３に進む。まず、ステップＴ２１で変速線図における車速Ｖと下限値ラインＬｄ上のエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬとに基づいて現在の変速段ｒａｔｉｏを検出し、次のステップＴ２２で変速段ｒを上記現在の変速段ｒａｔｉｏに最も近い低速段側（Ｌｏｗ側）の変速段に設定し、ステップＴ２３で下限側リミット連続変化モードフラグＦＬをＦＬ＝０にリセットした後、ステップＴ２４の判定がＥＳＰＯ＞ＥＳＰＬのＹＥＳのときと共にステップＴ２８に進む。
【００５６】
この実施形態では、ステップＴ１７〜Ｔ１９，Ｔ２４〜Ｔ２６により、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨ以上に上昇したときに、その上限値ＥＳＰＨが目標エンジン回転数ＥＳＰＯになるように変速比を減少側に変更する一方、目標エンジン回転数ＥＳＰＯが下限値ＥＳＰＬ以下に低下したときに、その下限値ＥＳＰＬが目標エンジン回転数ＥＳＰＯになるように変速比を増大側に変更するようにした変速比変更手段１１７が構成される。
【００５７】
また、ステップＴ１３〜Ｔ１６，Ｔ２０〜２３により、最大エンジン回転数リミット値連続変化モードをキャンセルして上記変速比変更手段１１７による変速比の変更を終了するときに、変速段ｒを現在の変速段ｒａｔｉｏに最も近い高速段側の変速段に設定することで、変速比を変更終了前の変速比に最も近い減少側の所定値に設定する一方、最小エンジン回転数リミット値連続変化モードをキャンセルする変速比の変更を終了するときには、変速段ｒを現在の変速段ｒａｔｉｏに最も近い低速段側の変速段に設定することで、変速比を変更終了前の変速比に最も近い増大側の所定値に設定するようにした変速比設定手段１１８が構成されている。
【００５８】
この実施形態の場合、変速機１２がマニュアル変速モードにある状態で、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨ以上にあるときには、最大エンジン回転数リミット値連続変化モードに移行して、エンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨが目標エンジン回転数ＥＳＰＯに変えられる。こうすることで、変速機１２の変速比は連続的に変化し、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨに保たれる。
【００５９】
そして、アクセルペダルが所定値以上戻されたとき（所定時間のスロットル開度変化量の現在値ｄｔｖｏ＊が最大側のスロットル変化量の所定値ＴＶＯＨよりも小さいとき）、上記最大エンジン回転数リミット値連続変化モードがキャンセルされて変速比変更が終了し、このとき、変速段ｒは現在の変速段ｒａｔｉｏに最も近い変速段に設定される（その状態を図３で矢印Ａにて示す）。こうすれば、最大エンジン回転数リミット値連続変化モードのキャンセルに伴って変速機１２の変速比が大きく変化することはなく、変速比の変化によるエンジン回転数の変化を回避することができる。
【００６０】
しかも、変速段ｒは現在の変速段ｒａｔｉｏに最も近い高速段側の変速段に設定されるので、最大エンジン回転数リミット値連続変化モードのキャンセル時に高速段側への変速段に変わって目標エンジン回転数ＥＳＰＯが低下する。この状態は、エンジン回転数の上り過ぎにより運転者がアクセルペダルを戻すことで、最大エンジン回転数リミット値連続変化モードがキャンセルされた状態に適合することとなり、よって運転者の意図する変速比が得られる。
【００６１】
一方、変速機１２のマニュアル変速モードの状態で、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬ以下にあるときには、最小エンジン回転数リミット値連続変化モードに移行して、エンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬが目標エンジン回転数ＥＳＰＯに変えられ、変速機１２の変速比が連続的に変化し、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬに保たれる。
【００６２】
そして、アクセルペダルが所定値以上踏み込まれたとき（所定時間のスロットル開度変化量の現在値ｄｔｖｏ＊が最小側のスロットル変化量の所定値ＴＶＯＬよりも大きいとき）、最小エンジン回転数リミット値連続変化モードがキャンセルされる変速比変更が終了し、このとき、変速段ｒは現在の変速段ｒａｔｉｏに最も近い変速段に設定される（その状態を図３で矢印Ｂにて示す）。このことで、最小エンジン回転数リミット値連続変化モードのキャンセルに伴って変速機１２の変速比が大きく変化することはない。
【００６３】
尚、本発明は、上記実施形態１〜３の如きトロイダル型無段変速機の他、プーリ式（ベルト式）の無段変速機からなる自動変速機にも適用することができる。
【００６４】
（実施形態３）
図１３〜図１８は本発明の実施形態３を示し、上記各実施形態では、自動変速機１２をトロイダル変速機構１７を有する無段変速機としているのに対し、通常一般のギヤ式の自動変速機１２′に適用したものである。
【００６５】
すなわち、図１６は実施形態３の全体構成を概略的に示し、３はエンジン１の出力軸１ａに駆動連結されたトルクコンバータで、このトルクコンバータ３の出力側に周知のギヤ式の自動変速機１２′が駆動連結されている。
【００６６】
上記トルクコンバータ３は、エンジン１の出力軸１ａにコンバータカバー４を介して取付固定されたポンプ５と、出力側となるタービン６と、変速機ケース１２ａ′に一体的に固定した固定軸９上に一方向クラッチ８を介して設けられたステータ７とを備えている。このトルクコンバータ３には、そのタービン６とポンプ５（エンジン１の出力軸１ａ）とを直結するロックアップクラッチ１０が設けられている。
【００６７】
一方、自動変速機１２′は、一端がエンジン１の出力軸１ａに駆動連結されたポンプ駆動用中心軸６１を備え、この中心軸６１の他端には油圧ポンプ８４が取り付けられている。また、上記中心軸６１の周りには中空のタービン軸６２が配置支持され、このタービン軸６２の一端は上記トルクコンバータ３のタービン６に連結されている。タービン軸６２上にはラビニヨ型の遊星ギヤ機構６３が配置支持されている。この遊星ギヤ機構６３は、中心側に並設された小径サンギヤ６４及び大径サンギヤ６５と、小径サンギヤ６４に噛合するショートピニオン６６と、大径サンギヤ６５に噛合するロングピニオン６７と、これら両ピニオン６６，６７に噛合する外周側のリングギヤ６８と、両ピニオン６６，６７を支持するキャリア６９とからなる。
【００６８】
そして、上記遊星ギヤ機構６３に対し各種の摩擦要素が組み込まれている。すなわち、遊星ギヤ機構６３に対しエンジン１から離れた側の側方には、上記タービン軸６２から、入力側から出力側への方向のみにトルクを伝える第１ワンウェイクラッチ７０を介して小径サンギヤ６４に伝達される動力を断続するフォワードクラッチ７１と、タービン軸６２及び小径サンギヤ６４間の動力伝達を断続するコーストクラッチ７２とが並列に接続されており、コーストクラッチ７２が締結されたときには、車輪側からエンジン１側への動力伝達が行われていわゆるエンジンブレーキが効く連結状態となるようになっている。
【００６９】
上記コーストクラッチ７２の外側にはバンドブレーキからなる２−４ブレーキ７３が配置されている。この２−４ブレーキ７３は、上記大径サンギヤ６５に連結されたブレーキドラム７４と、このブレーキドラム７４に巻き掛けられたブレーキハンド７５とを有し、２−４ブレーキ７３が締結されたときに大径サンギヤ６５の回転が固定される。この２−４ブレーキ７３の側方には、上記ブレーキドラム７４を介しての大径サンギヤ６５とタービン軸６２との間の動力伝達を断続する後進走行用のリバースクラッチ７６が配設されている。
【００７０】
また、遊星ギヤ機構６３のキャリア６９と変速機ケース１２ａ′との間には両者同士を係止又は係止解除するローリバースブレーキ７７と、第２のワンウェイクラッチ７８とが並設されている。
【００７１】
さらに、遊星ギヤ機構６３のエンジン１側側方には、上記キャリア６９とタービン軸６２との間の動力伝達を断続する３−４クラッチ７９が配置されている。また、この３−４クラッチ７９の側方には出力ギヤ８０が配置され、この出力ギヤ８０は上記リングギヤ６８に出力軸８１を介して連結されている。そして、自動変速機１２′はそれ自体で前進４速及び後進１速の変速段を有しており、上記４つのクラッチ７１，７２，７６，７９及び２つのブレーキ７３，７７を適宜作動させることで、所要の変速段が得られる。
【００７２】
図１８に示すように、上記自動変速機１２′の各摩擦要素（クラッチ７１，７２，７６，７９及びブレーキ７３，７７）は、上記油圧ポンプ８４を含む油圧制御回路８３（一部のみ図示する）からの供給油圧により作動される。この油圧制御回路８３は、複数の変速用シフトバルブ８６，８６，…（１つのみ代表して例示する）をそれぞれコントロールする変速用ソレノイドバルブ８７，８７，…（１つのみ代表して例示する）を備え、この各変速用ソレノイドバルブ８７の開度をデューティ制御して変速用シフトバルブ８６に対する駆動油圧を変化させることで、自動変速機１２′の各摩擦要素に対する油圧の給排を行う。そして、上記各ソレノイドバルブ８７は、コントロールユニット１００により、予め設定された変速パターンに基づいてレンジと運転状態（車速Ｖ及びエンジン１のスロットル開度ＴＶＯ）に応じて決定される変速段とに基づいてＯＮ／ＯＦＦ制御されるようになっており、これに伴うシフトバルブ８６，８６，…の切換わりにより、コーストクラッチ７２、２−４ブレーキ７３、３−４クラッチ７９等の摩擦要素に通じる油路が切り換わって、これら摩擦要素の締結及びその解除を行うようにしている。
【００７３】
尚、上記変速機１２′の変速段とクラッチ７１，７２，７６，７９及びブレーキ７３，７７の各作動との関係は表１に示すとおりである。
【００７４】
【表１】

【００７５】
図１７にも示すように、上記各変速用ソレノイドバルブ８７に対するＯＮ／ＯＦＦ制御のためのコントロールユニット１００には、上記実施形態１と同様のセンサ１０１〜１０８及びスイッチ１０９〜１１３の信号が入力されており（図８参照）、このコントロールユニット１００により、変速用ソレノイドバルブ８７の他、ロックアップクラッチ制御用のソレノイドバルブ（図示せず）等の他のソレノイドバルブを制御するようになっている。
【００７６】
上記コントロールユニット１００において、各変速用ソレノイドバルブ８７に対するＯＮ／ＯＦＦ切換えにより各摩擦要素の締結制御又は非締結制御の動作について図１３により説明する。まず、ステップＵ１で、各センサ１０１〜１０８及び各スイッチ１０９〜１１３の入力信号を検出し、ステップＵ２において、舵角センサ１０６からの信号により検出されたステアリング転舵角φからステアリング転舵速度Δφを算出する。次のステップＵ３で、車速Ｖ、変速機１２′の変速比及び路面摩擦係数μに基づいて設定されている特性からエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを、また車速Ｖ及び変速比に基づいて設定されている特性からエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬをそれぞれ決定した後、ステップＵ４に移行する。このステップＵ４では、マニュアル変速セレクトスイッチ１１０がＯＮ状態かどうかを判定する。この判定が「スイッチＯＦＦ」のときには、変速機１２′の自動変速モードが要求されていると見做し、ステップＵ２６に進み、変速線図のエンジン１のスロットル開度ＴＶＯ及び車速Ｖに基づいて目標変速段ｒを算出した後、ステップＵ２７に進む。上記変速線図は、図１４に示すように、車速Ｖ、エンジン１のスロットル開度ＴＶＯ及び目標変速段ｒが予めマップとして設定されたもので、入力された車速Ｖ及びスロットル開度ＴＶＯを変速線図に照合することで、それらに対応する目標変速段ｒを求める。
【００７７】
これに対し、ステップＵ４の判定が「スイッチＯＮ」のときには、変速機１２′のマニュアル変速モードが要求されていると見做し、ステップＵ５〜Ｕ２５に進む。まず、ステップＵ５で前回のマニュアル変速セレクトスイッチ１１０のＯＮ／ＯＦＦ状態、つまり既に変速セレクトスイッチ１１０がＯＮ状態にあるか否かを判定し、この判定が「スイッチＯＦＦ」のときには、ステップＵ２２〜Ｕ２５に進み、マニュアル変速モードの切換えに伴う変速機１２′の初期変速段ｒ０の設定を行う。まず、ステップＵ２２において、図１５に示すように、予め設定されているマップから車速Ｖに応じた初期変速段ｒ０を求め、次のステップＵ２３で、上記初期変速段ｒ０と現在の変速段ｒ＊との大小を比較する。この判定がｒ＊＞ｒ０のＹＥＳのときには、ステップＵ２４で初期変速段ｒ０を目標変速段ｒに置き換えた後、一方、判定がｒ＊≦ｒ０のＮＯのときには、ステップＵ２５で現在の変速段ｒ＊をそのまま目標変速段ｒに置き換えた後、それぞれステップＵ２７に進む。
【００７８】
上記ステップＵ５の判定が「スイッチＯＮ」のときには、既に初期変速段ｒ０が設定されているので、ステップＵ６〜Ｕ２１に進み、上記実施形態１のステップＳ５〜Ｓ１７と同様の処理を行う。まず、ステップＵ６でステアリング転舵速度Δφが所定値Δφ１よりも小さいか否かを判定する。この判定がΔφ≧Δφ１のＮＯのときには、そのままステップＵ１３に進む。
【００７９】
一方、ステップＵ６の判定がΔφ＜Δφ１のＹＥＳのときには、ステップＵ７においてシフトアップスイッチ１１１のＯＮ／ＯＦＦ状態を判定する。この判定が「スイッチＯＦＦ」のときにはそのまま、また「スイッチＯＮ」のときにはステップＵ８で目標変速段ｒをｒ＋２に更新して高い変速段に２速だけシフトアップ（例えば変速段が２速にあるときには４速に切り換える）した後、それぞれステップＵ９に進む。
【００８０】
上記ステップＵ９では、今度は逆に、シフトダウンスイッチ１１２のＯＮ／ＯＦＦ状態を判定し、この判定が「スイッチＯＮ」のときには、ステップＵ１０で再度上記シフトアップスイッチ１１１のＯＮ／ＯＦＦ状態を判定する。この判定が「スイッチＯＦＦ」のときには、ステップＵ９の判定が「スイッチＯＦＦ」のときと共にステップＵ１１に進み、目標変速段ｒをｒ−１に更新して低い変速段に１速だけシフトダウン（例えば変速段が３速にあるときには２速に切り換える）した後、ステップＵ１３に進む。
【００８１】
また、上記ステップＵ１０の判定が「スイッチＯＮ」のときには、誤ってシフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２が同時にＯＮ操作されたと見做し、ステップＵ１２において、目標変速段ｒをｒ−２に戻して、上記ステップＵ８での処理をキャンセルした後にステップＵ１３に進む。
【００８２】
上記ステップＵ１３では、上記目標変速段ｒとその上限値ｒｍａｘ（４速）との大小を比較し、この判定がｒ＞ｒｍａｘのＹＥＳのときには、ステップＵ１４で目標変速段ｒを上記上限値ｒｍａｘに置換した後、またｒ≦ｒｍａｘのＮＯのときにはそのままそれぞれステップＵ１５に進む。このステップＵ１５では、今度は、目標変速段ｒとその下限値（１速）との大小を比較し、この判定がｒ＜１のＹＥＳのときには、ステップＵ１６で目標変速段ｒを上記１速に置換した後、またｒ≧１のＮＯのときにはそのままそれぞれステップＵ１７に進む。
【００８３】
このステップＵ１７では、上記ステップＵ８，Ｕ１１で設定されかつステップＵ１４，Ｕ１６で規制された目標変速段ｒ、車速Ｖ及びトルクコンバータ３の速度比ｅ（ポンプ４の回転数つまりエンジン回転数と、タービン６５の回転数つまり車速Ｖとから求められる）から、変速段を目標変速段ｒにしたときの目標エンジン回転数ＥＳＰＯを求め、次のステップＵ１８で該目標エンジン回転数ＥＳＰＯが上記ステップＵ３でのエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨよりも低いかどうかを判定する。この判定がＥＳＰＯ≧ＥＳＰＨのＮＯのときには、エンジン１が過回転状態にあると見做し、ステップＵ１９に進み、変速段ｒをｒ＋１に更新して高い側に１速だけシフトアップした後、ステップＵ２７に進む。一方、ステップＵ１８の判定がＥＳＰＯ＜ＥＳＰＨのＹＥＳのときには、ステップＵ２０において、今度は、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬよりも高いかどうかを判定する。この判定がＥＳＰＯ≦ＥＳＰＬのＮＯのときには、エンジン１がストールの虞れのある状態にあると見做し、ステップＵ２１に進んで、変速段ｒをｒ−１に更新して低い側に１速だけシフトダウンした後、ステップＵ２０の判定がＥＳＰＯ＞ＥＳＰＬのＹＥＳのときと共に上記ステップＵ２７に進む。このステップＵ２７では、変速機１２′の変速段が上記目標変速段ｒになるようにデューティ信号を各変速用ソレノイドバルブ８７に出力し、しかる後にリターンする。
【００８４】
この実施形態では、上記フローのステップＵ４〜Ｕ１７，Ｕ２２〜Ｕ２５により、マニュアル変速セレクトスイッチ１１０のＯＮ操作により自動変速機１２′が自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えられた状態で、シフトアップスイッチ１１１及びシフトダウンスイッチ１１２のＯＮ操作により変速機１２′の変速段ｒを切り換えて変速比を変えるようにした変速制御手段１１５が構成されている。
【００８５】
また、ステップＵ３により、車両と走行路面との間の摩擦係数μ及び車速Ｖに応じてエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨを設定するとともに、車速Ｖに応じてエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬを設定するエンジン回転数限界値設定手段１１６が構成されている。
【００８６】
さらに、ステップＵ１８〜Ｕ２１により、変速機１２がマニュアル変速モードに切り換えられた状態で、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨ以上に上昇したときに目標変速段ｒを１速上げて変速比を減少側に変更する一方、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬ以下に低下したときに目標変速段ｒを１速下げて変速比を増大側に変更するようにした変速比変更手段１１７が構成されている。
【００８７】
したがって、この実施形態においても、自動変速機１２′が自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えられた後、変速機１２′の初期変速段ｒ０が設定され、次いで、シフトアップスイッチ１１１のＯＮ操作により目標変速段ｒが２速シフトアップされ、シフトダウンスイッチ１１２のＯＮ操作により目標変速段ｒが１速シフトダウンされる。
【００８８】
そして、このシフトアップスイッチ１１１又はシフトダウンスイッチ１１２のＯＮ操作がなくて目標変速段ｒが一定である状態で、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット上限値ＥＳＰＨ以上に上昇したときに、目標変速段ｒが自動的に１速シフトアップされて変速比が減少側に変更される一方、目標エンジン回転数ＥＳＰＯがエンジン回転数リミット下限値ＥＳＰＬ以下に低下したときには、目標変速段ｒが１速シフトダウンされて変速比が増大側に変更される。その結果、上記実施形態１と同様の作用効果を奏することができる。
【００８９】
尚、この実施形態３は、前進４段の変速段ｒを持つ自動変速機１２′の場合であるが、本発明は、他の複数の変速段を有する自動変速機にも適用することができ、変速段の多いほどマニュアル変速モードでの変速段の切換えを細かく行うことができる。
【００９０】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によると、車両の自動変速機を自動変速モードからマニュアル変速モードに切り換えた状態で変速比をマニュアルで変える場合において、変速機のマニュアル変速モードでエンジン回転数が上限値以上になったときに、自動的に変速比を小さくしてエンジン回転数を下げ、かつ、そのエンジン回転数の上限値を車両と走行路面との間の摩擦係数に応じて変えるようにしたことにより、マニュアル変速モードでのエンジンの過回転状態を防ぐとともに、エンジン回転数の上限値を車両と走行路面との間の摩擦係数に応じた最適値に設定することができ、エンジンの信頼性の向上の安定維持を図ることができる。しかも、例えば路面摩擦係数の低い走行路面でエンジン回転数の上限値を下げてエンジン回転数を低く保つことができ、車両のスリップの防止等を図ることができる。
【００９１】
請求項２の発明によると、車両と走行路面との間の摩擦係数が低くなると、エンジン回転数の上限値を低く設定するようにしたことにより、路面摩擦係数の低い走行路面でエンジン回転数の上限値を下げてエンジン回転数を低く保つことができ、車両のスリップの防止等を図ることができる。
【００９２】
請求項３の発明によると、エンジン回転数の上限値を車速に応じて設定するようにしたことにより、例えば高車速時にエンジン回転数の上限値を下げて、エンジンの高回転状態での高速走行を防ぐことができ、エンジンの信頼性の向上を図ることができる。
【００９３】
請求項４の発明では、変速機のマニュアル変速モードで上記変速比の変更を終了するときの変速比を変更終了前の変速比に最も近い所定値に、また請求項５の発明では、変更終了前の変速比に最も近い減少側の所定値にそれぞれ設定するようにした。これらの発明によれば、変速比の変更終了後の大きな変化を防いでエンジン回転数の変化の回避を図ることができる。
【００９４】
請求項６の発明によると、変速機のマニュアル変速モードでエンジン回転数の下限値を設定し、かつ、エンジン回転数が下限値以下に低下したときに変速比を増大側に変更するようにしたことにより、エンジン回転数が下限値以下に低下したときに変速比の増大側への変更によって変速機をシフトダウン状態としてエンジン回転数を上げることができ、カーバッキング状態を防いで不快感の防止を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の構成を示す図である。
【図２】本発明の実施形態１のコントロールユニットにおいて自動変速機の変速制御のために行われる処理動作を示すフローチャート図である。
【図３】自動変速機の変速線図のマップを示す図である。
【図４】路面摩擦係数に応じたエンジン回転数リミット上限値の特性を示す特性図である。
【図５】車速に応じたエンジン回転数リミット上限値の特性を示す特性図である。
【図６】自動変速機のトロイダル変速機構における変速制御のメカニズムを示す説明図である。
【図７】自動変速機の全体構成を概略的に示すスケルトン図である。
【図８】実施形態１の制御系を示すブロック図である。
【図９】ステアリングホイールの斜視図である。
【図１０】ステアリングホイールの操作パネル部を示す拡大正面図である。
【図１１】本発明の実施形態２のコントロールユニットにおける処理動作の前半部を示すフローチャート図である。
【図１２】本発明の実施形態２のコントロールユニットにおける処理動作の後半部を示すフローチャート図である。
【図１３】本発明の実施形態３を示す図２相当図である。
【図１４】実施形態３における自動変速機の変速線図のマップを示す図である。
【図１５】実施形態３において自動変速機のマニュアル変速モードへの切換時の初期変速段を決定するためのマップを示す図である。
【図１６】実施形態３における自動変速機の構成を概略的に示すスケルトン図である。
【図１７】実施形態３の制御系のブロック図である。
【図１８】実施形態３における油圧系を概略的に示す図である。
【符号の説明】
１エンジン
１２，１２′ 自動変速機
１７トロイダル変速機構
２８遊星ギヤ機構
４１変速制御弁
４７ステッピングモータ
５０ステアリングホイール
６３遊星ギヤ機構
８７変速用ソレノイドバルブ
１００コントロールユニット
１０２車速センサ
１０６舵角センサ
１１０マニュアル変速セレクトスイッチ
１１１シフトアップスイッチ（操作手段）
１１２シフトダウンスイッチ（操作手段）
１１５変速制御手段
１１６エンジン回転数限界値設定手段
１１７変速比変更手段
１１８変速比設定手段
ｒ変速段
Ｖ車速
μ 路面摩擦係数
ＥＳＰＯ，ＥＳＰ＊エンジン回転数
ＥＳＰＨエンジン回転数リミット上限値
ＥＳＰＬエンジン回転数リミット下限値
ＴＶＯスロットル開度
φ ステアリング転舵角
Δφ ステアリング転舵速度[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention belongs to a technical field relating to a control device for an automatic transmission comprising a toroidal type or pulley type continuously variable transmission or a normal gear type stepped transmission.
[0002]
[Prior art]
Generally, in this type of automatic transmission, the gear ratio is automatically switched according to, for example, the accelerator pedal opening and the vehicle speed. However, since the gear ratio of this transmission is determined almost uniformly according to the driving condition of the vehicle, even if the driver wants to change the gear ratio in a certain driving condition of the vehicle, the gear ratio can be switched according to the request. There was a problem that could not.
[0003]
Therefore, conventionally, as shown in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 59-37359, an automatic transmission in which a gear ratio is normally automatically switched is switched by a manual operation of a vehicle driver. Things have been proposed.
[0004]
In addition, in the one disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 63-219947, when the shift mode of the automatic transmission is in a hold mode in which the shift stage is fixedly held at a predetermined shift stage, the engine speed exceeds the set value. When it rises, the hold mode is canceled and the gear position is shifted up to prevent engine overspeed.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when the automatic transmission is switched from the automatic transmission mode to the manual transmission mode and the manual transmission control is performed as in the former prior art, the vehicle driver does not depress the accelerator pedal at a constant transmission ratio without performing the shift switching. If it continues, an engine will be in an overspeed state and the reliability will fall.
[0006]
Therefore, as in the latter prior art, before the engine speed is detected and it becomes an overspeed state, the transmission is automatically shifted up without the driver's shift operation, and the gear ratio is changed. It is conceivable to reduce the engine speed and forcibly reduce the engine speed. However, in that case, it is difficult to set the upper limit value of the engine speed to a constant optimum value, and it is difficult to stably improve and maintain the reliability of the engine.
[0007]
The present invention has been made in view of such points, and an object of the present invention is to change the gear ratio when the automatic transmission is switched from the automatic transmission mode to the manual transmission mode and the manual transmission control is performed as described above. By setting the upper limit value of the engine speed to be changed well, the engine is not always over-rotated, and the reliability of the engine is stably improved.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the present invention, when the engine speed exceeds the upper limit value in the manual transmission mode of the automatic transmission, the shift ratio is automatically reduced when the engine speed exceeds the upper limit value, and the engine speed is reduced. The upper limit of the engine speedFriction coefficient between vehicle and road surfaceChanged according to.
[0009]
Specifically, according to the first aspect of the present invention, as shown in FIG. 1, the automatic transmission 12 connected to the engine is driven and the automatic transmission 12 is manually shifted from the automatic transmission mode by operating the

operating means

111 and 112. A control device for an automatic transmission that includes a shift control means 115 that changes a gear ratio in a state of switching to a mode is premised.
[0010]
  AndFriction coefficient μ between vehicle and road surfaceThe engine speed limit value setting means 116 for setting the upper limit value ESPH of the engine speed in response to this, and the engine speed limit value setting means 116 in a state where the transmission 12 is switched to the manual shift mode. There is provided gear ratio changing means 117 for changing the gear ratio of the transmission 12 to the decreasing side when the engine speed ESPO rises above the upper limit value ESPH.
[0011]
With the above configuration, when the operation means 111 and 112 are operated during driving of the vehicle, the automatic transmission 12 is switched from the automatic transmission mode to the manual transmission mode in accordance with the operation of the operation means 111 and 112. Manual control for changing the speed ratio is performed by the speed change control means 115. Then, when the engine speed ESPO is detected and the engine speed ESPO rises above the upper limit value ESPH set by the engine speed limit value setting means 116, the gear ratio changing means 117 causes the automatic transmission 12 to The gear ratio is changed to the decreasing side. As the transmission ratio is reduced, the transmission 12 is shifted up, and the engine speed ESPO is reduced to prevent the engine from being over-rotated, thereby improving its reliability.
[0012]
  At that time, in the engine speed limit value setting means 116, the engine speed upper limit value ESPH isFriction coefficient μ between vehicle and road surfaceIs set according to Therefore, the engine speed upper limit value ESPHAccording to road friction coefficient μThe optimum value can be set, and the improvement of the reliability of the engine can be stably maintained.Moreover, the engine speed upper limit value ESPH can be appropriately set according to the road surface friction coefficient μ. For example, on a road surface having a low road surface friction coefficient μ and being slippery, the engine speed upper limit value ESPH is decreased to reduce the engine speed ESPO. It can be kept low to prevent the vehicle from slipping.
[0013]
  In the invention of claim 2, the engine speed limit value setting means 116 is configured such that the friction coefficient μ between the vehicle and the traveling road surface.Becomes lower,Set the engine speed upper limit ESPHLowAssume that it is configured to set.Thus, by setting the engine speed upper limit value EPH to be low when the road surface friction coefficient μ is low,If the road friction coefficient μ is low and the road surface is slippery, the engine speed upper limit ESPH will be reduced.Below,The engine speed ESPO can be kept low to prevent the vehicle from slipping.
[0014]
  In invention of Claim 3, said claim1In the control apparatus for an automatic transmission according to the present invention, the engine speed limit value setting means 116 is configured to set the engine speed upper limit value ESPH according to the vehicle speed V. Thus, the engine speed upper limit value ESPH can be appropriately set according to the vehicle speed V. For example, when the vehicle speed V is high, the engine speed upper limit value ESPH is lowered to keep the engine speed ESPO low and increase the engine speed. It is possible to prevent high-speed running in a rotating state and improve engine reliability.
[0015]
According to a fourth aspect of the invention, in the automatic transmission control apparatus according to the first aspect of the invention, when the gear ratio changing means 117 finishes changing the gear ratio, the gear ratio is changed to a predetermined value closest to the gear ratio before the change is finished. Gear ratio setting means 118 for setting the ratio is provided. In this way, the gear ratio does not change significantly with the end of the gear ratio change by the gear ratio changing means 117, and a change in the engine speed ESPO due to the change in the gear ratio can be avoided.
[0016]
In the fifth aspect of the invention, in the automatic transmission control apparatus of the fourth aspect of the invention, the predetermined value of the speed ratio set by the speed ratio setting means 118 when the speed ratio changing means 117 finishes changing the speed ratio is The reduction gear ratio closest to the transmission gear ratio before the end of the transmission gear ratio change is used. That is, when the change of the gear ratio is finished, for example, when the driver returns the accelerator pedal because the engine speed ESPO has increased too much, the predetermined value set at the end of the change is set as the predetermined value on the decrease side. As a result, the engine speed ESPO decreases, and thus the gear ratio intended by the driver can be obtained.
[0017]
According to a sixth aspect of the invention, in the automatic transmission control apparatus according to the first aspect of the invention, the engine speed limit value setting means 116 is configured to set the engine speed lower limit value ESPL. Further, the gear ratio changing means 117 is in a state where the engine speed ESPO decreases below the lower limit value ESPL set by the engine speed limit value setting means 116 in a state where the transmission 12 is switched to the manual speed change mode. The speed change ratio of the transmission 12 is changed to the increase side.
[0018]
With this configuration, when the engine speed ESPO falls below the lower limit value ESPL set by the engine speed limit value setting means 116, the speed ratio of the automatic transmission 12 is changed to the increasing side by the speed ratio changing means 117. Is done. As the transmission ratio increases, the transmission 12 is shifted down and the engine speed ESPO increases. Therefore, it is possible to prevent a car backing state in which the engine rotation becomes unstable and vibrate, and it is possible to prevent driver discomfort.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(Embodiment 1)
FIG. 7 shows the overall configuration of the automatic transmission according to the first embodiment of the present invention. In FIG. 7, reference numeral 1 denotes an in-vehicle engine, and an automatic transmission 12 including a toroidal type continuously variable transmission is drivingly connected to an output shaft 1 a of the engine 1 through a clutch 2. The automatic transmission 12 has an input shaft 13 disposed on the same axis as the output shaft 1a of the engine 1, and an output shaft 14 disposed in parallel to the input shaft 13, and the input shaft 13 is the clutch described above. 2 is connected to the output shaft 1a of the engine 1 and the output shaft 14 is connected to driving wheels (not shown) via an output gear 25 described later.
[0020]
On the input shaft 13, a first drive gear 15, a holding disk 16, a toroidal transmission mechanism 17 and a second drive gear 23 are disposed in order from the engine 1 side, and the first drive gear 15 and the holding disk 16 are arranged on the input shaft. The second drive gear 23 is rotatably supported by the input shaft 13. On the other hand, on the output shaft 14, an output gear 25, a first driven gear 26, a low clutch 27, a planetary gear mechanism 28, a second driven gear 33, and a high clutch 34 are arranged in this order from the engine 1 side. The first driven gear 26 and the second driven gear 33 are rotatably supported on the output shaft 14. The first driven gear 26 and the second driven gear 33 are rotatably supported on the output shaft 14.
[0021]
The toroidal speed change mechanism 17 has an input disk 18 positioned on the engine 1 side and an output disk 19 positioned on the opposite side of the engine 1 with respect to the input disk 18. It is rotatably supported on the top. The back surface of the input disk 18 (the surface opposite to the output disk 19) is pressed against the holding disk 16 through a loading cam 35, while the output disk 19 is rotated and integrated with the second drive gear 23. Are combined. On the surface of the input disk 18 facing the output disk 19, there is formed a transmission surface 18 a made of a curved surface having a small diameter tapered toward the output disk 19 side and an arc-shaped cross section along the axial direction. Yes. On the other hand, on the surface of the output disk 19 facing the input disk 18, a transmission surface 19 a made of a curved surface having a small diameter tapered toward the input disk 18 and a cross section along the axial direction having a similar arc shape. Is formed. A pivot between the two

discs

18 and 19 that extends toward the input shaft 13 (the center of rotation of the two discs 18 and 19) and can swing about a swing center Q that is twisted with respect to the input shaft 13. A pair of

support members

20, 20 having shafts 20 a, 20 a is arranged, and a power roller 21 is rotatably pressed from the support member 20 through a thrust bearing 22 to the pivot shaft 20 a of each support member 20. It is supported in the state. The outer peripheral surface of each power roller 21 has an arcuate cross section so as to be in pressure-contact with the transmission surfaces 18a and 19a of the input /

output discs

18 and 19, so The power rollers 21 are rotated while being tilted with respect to the input /

output disks

18 and 19, and the

power rollers

21 and 21 are brought into contact with the transmission surfaces 18a and 19a according to the tilt angles of the

power rollers

21 and 21, respectively. The position is changed in the radial direction of the

disks

18 and 19 to change the gear ratio (torque ratio) at the time of torque transmission from the input disk 18 to the output disk 19. That is, the transmission ratio between the input /

output disks

18 and 19 of the toroidal transmission mechanism 17 is such that the contact position of the input disk 18 with the power roller 21 is the diameter from the input shaft 13 and the contact of the output disk 19 with the power roller 21. It is determined by the ratio of the position to the diameter from the output shaft 14.
[0022]
The planetary gear mechanism 28 includes a sun gear 29 rotatably supported on the output shaft 14, a pinion carrier 31 that rotatably supports a plurality of

pinions

30, 30,... Meshed with the sun gear 29, and the output shaft 14. And a ring gear 32 that meshes with each pinion 30 on the inner periphery, and the sun gear 29 is connected and fixed to the second driven gear 33 in an integral manner.
[0023]
An intermediate shaft 36 is disposed between the input /

output shafts

13 and 14 in parallel with both the

shafts

13 and 14, and the intermediate shaft 36 includes a first drive gear 15 on the input shaft 13 and a first drive gear 15 on the output shaft 14. An intermediate gear 37 that meshes with the first driven gear 26 is fixed, and the first driven gear 26 is drivingly connected to the first drive gear 15 via the intermediate gear 37. Further, the low clutch 27 interrupts power transmission between the first driven gear 26 and the pinion carrier 31 of the planetary gear mechanism 28, and the high clutch 34 connects the output shaft 14 and the second driven gear. 33 (the sun gear 29 of the planetary gear mechanism 28) is provided so as to intermittently transmit power between the two. Then, by engaging or releasing the low clutch 27 and the high clutch 34 in a predetermined state, the shift state of the automatic transmission 12 is switched to the reverse state, the forward low state, and the forward high state, and the reverse state and the forward low state. Then, in both the toroidal transmission mechanism 17 and the planetary gear mechanism 28, and in the forward high state, only the toroidal transmission mechanism 17 changes the transmission ratio between the input shaft 13 and the output shaft 14 (transmission ratio of the transmission 12). ing.
[0024]
Reference numeral 38 denotes a restriction disk provided at the end of the input shaft 13 for restricting the output disk 19 of the toroidal transmission mechanism 17 from being separated from the input disk 18 by pressure contact with the power roller 21.
[0025]
FIG. 6 shows a shift control mechanism of the toroidal transmission mechanism 17. Both supporting

members

20 and 20 are pressed and moved in opposite directions around the input shaft 13 by the low-side and high-

side cylinders

40 and 40, which are hydraulic cylinders connected to the supporting

members

20 and 20, respectively, so as to swing around the swing center Q. It has become. A hydraulic line pressure acts on both

cylinders

40 and 40 via a shift control valve 41 comprising an electromagnetic switching valve. The transmission control valve 41 includes a sleeve-like valve body 42 and a spool 43 that is slidably inserted into the valve body 42 with a predetermined stroke. A line pressure port 42a that communicates with the cylinders 40 and Low and

High ports

42b and 42c that communicate with the

cylinders

40 and 40, respectively, are opened. A spring receiver 45 is slidably and non-rotatably disposed in the valve body 42 at one end of the spool 43, and a spring 46 is compressed between the spring receiver 45 and one end of the spool 43. ing. The spring receiver 45 is connected to the stepping motor 47 so as to be movable in the axial direction by the rotation of the stepping motor 47. By inputting a pulse signal of a necessary number of pulses to the stepping motor 47, the spring receiver 45 is connected. The spool 43 is moved by the stroke through the spring 46, and the passage area of the communication portion between the line pressure port 42a and each of the Low and

High ports

42b and 42c is changed in the opposite direction to supply the line pressure to each cylinder 40. When the spool 43 is moved to the right in FIG. 6, the opening area of the communication portion of the line pressure port 42a with the Low port 42b is made larger than the opening area of the communication portion with the High port 42c. By increasing the hydraulic pressure supplied to the cylinder more than the high side cylinder 40, The toroidal transmission mechanism is configured such that the diameter of the contact position of the input disk 18 of the mechanism 17 with respect to the power roller 21 from the input shaft 13 is smaller than the diameter of the position of contact of the output disk 19 with the power roller 21 from the output shaft 14. When the spool 43 is moved to the left in FIG. 6 while increasing the gear ratio of 17, the opening area of the communication portion of the line pressure port 42a with the High port 42c is conversely the opening of the communication portion with the Low port 42b. The diameter of the contact position of the input disk 18 of the toroidal transmission mechanism 17 with respect to the power roller 21 from the input shaft 13 is made larger than the area and the hydraulic pressure supplied to the high-side cylinder 40 is made larger than that of the low-side cylinder 40. Is made larger than the diameter from the output shaft 14 at the position of contact of the output disk 19 with the power roller 21, and the toroidal speed change is made. It is adapted to reduce the speed ratio of the structure 17.
[0026]
In FIG. 6, 44 is a mechanical feedback mechanism connected between the other end of the spool 43 of the speed change control valve 41 and the piston rod 40a of the low side cylinder 40. The movement of the

support members

20 and 20 of the speed change mechanism 17 is mechanically fed back to the spool 43 of the speed change control valve 41 to balance it.
[0027]
As shown in FIG. 8, the stepping motor 47 is controlled by a pulse signal from the control unit 100 together with other necessary control actuators (not shown). The control unit 100 includes at least an engine speed sensor 101 that detects an actual engine speed ESP * based on the speed of the input shaft 13 of the transmission 12 and a vehicle speed V as the speed of the output shaft 14. A vehicle speed sensor 102 based on the detection, a throttle opening degree sensor 103 for detecting an opening degree TVO (throttle opening degree) of a throttle valve (not shown) of the engine 1, and a longitudinal acceleration sensor 104 for detecting longitudinal acceleration of the vehicle. The lateral acceleration sensor 105 that detects the lateral acceleration, the steering angle sensor 106 that detects the steering angle φ (steering angle) of the steering wheel 50 (see FIG. 9), and the friction coefficient μ between the vehicle and the traveling road surface. The road surface friction coefficient sensor 107 for detecting the road surface, the road surface gradient sensor 108 for detecting the road surface gradient θ, and the depression of the brake pedal of the vehicle. A brake switch 109 to be released, a manual shift select switch 110 for switching the transmission 12 to an automatic shift mode or a manual shift mode, and a shift up switch 111 as an operation means for instructing a shift up control in the manual shift mode; The control unit 100 receives signals from a shift down switch 112 as an operation means for instructing the downshift control and an idle switch 113 that is turned on when the engine 1 is idling. Further, based on the automatic transmission diagram (see FIG. 3) in which the target engine speed ESPO is set in advance according to the vehicle speed V and the throttle opening TVO of the engine 1 as a map, the gear ratio in the toroidal transmission mechanism 17 of the transmission 12 is determined. The engine speed SP * is seeking a pulse signal to the stepping motor 47 so that the target engine speed ESPO by the shift diagram, and outputs the pulse signal to the stepping motor 47.
[0028]
As shown in FIG. 9, the manual shift select switch 110, the upshift switch 111, and the downshift switch 112 are attached to a steering wheel 50 on the right side of the vehicle cabin. That is, an operation panel 51 is provided on one of the spokes (left side in the illustrated example) of the steering wheel 50 when the vehicle is traveling straight ahead, and as shown in FIG. A manual shift select switch 110 is disposed, and a shift-up switch 111 and a shift-down switch 112 are disposed below. The manual shift select switch 110 is of a push operation type. For example, the manual shift select switch 110 alternately outputs an ON / OFF signal for switching the shift mode of the transmission 12 to the automatic shift mode or the manual shift mode by the push operation. The shift-up switch 111 and the shift-down switch 112 are also of a push operation type, and the shift-down switch 112 is disposed on the outer side in the radial direction of the steering wheel 50 than the shift-up switch 111.
[0029]
The control operation for the stepping motor 47 for driving the shift control valve 41 in the control unit 100 will be described with reference to FIG. 2. First, in step S1, input signals from the sensors 101 to 108 and the switches 109 to 113 are detected. In step S2, the steering turning speed Δφ is calculated from the steering turning angle φ detected by the signal from the steering angle sensor 106. In the next step S3, the engine speed limit upper limit value ESPH is determined from the characteristics set based on the vehicle speed V, the shift speed r, and the road surface friction coefficient μ, and the characteristics are set based on the vehicle speed V and the shift speed r. After determining the engine speed limit lower limit value ESPL from step S4, the process proceeds to step S4.
[0030]
Here, a method of determining the engine speed limit upper limit value ESPH and the engine speed limit lower limit value ESPL based on the vehicle speed V, the shift speed r, and the road surface friction coefficient μ in step S3 will be described. FIG. 3 shows an automatic shift diagram in which the vehicle speed V, the throttle opening TVO of the engine 1 and the target engine speed ESPO are set in advance as a map. As shown by the broken line in the shift diagram of FIG. A gear stage r (ratio) is set by dividing the entire 12 gear ratios into, for example, 11 fixed gear ratios. Further, in the automatic shift diagram, as shown by a thick solid line in FIG. 3, an upper limit line Lu for setting the engine speed limit upper limit value ESPH and an engine speed limit lower limit value ESPL are set. The lower limit value line Ld is set. As shown in FIG. 5, the engine speed limit upper limit line Lu changes according to the vehicle speed V, and is set so that the engine speed limit upper limit value ESPH decreases as the vehicle speed V increases. Further, as shown in FIG. 4, the engine speed limit upper limit line Lu changes according to the road surface friction coefficient μ, and the engine speed limit upper limit value ESPH decreases as the road surface friction coefficient μ becomes lower (smaller). Is set to On the other hand, the engine speed limit lower limit line Ld is set to be substantially constant (for example, idling speed) regardless of changes in the vehicle speed V or the road surface friction coefficient μ. In step S3, the engine speed limit upper limit value ESPH on the upper limit value line Lu corresponding to the vehicle speed V, the shift speed r, and the road surface friction coefficient μ is set on the lower limit value line Ld corresponding to the vehicle speed V and the shift speed r. The engine speed limit lower limit value ESPL is obtained.
[0031]
In step S4, it is determined whether or not the manual shift select switch 110 is in an ON state. When this determination is “switch OFF”, it is assumed that the automatic transmission mode of the transmission 12 is requested, and the process proceeds to step S18, where the throttle opening TVO of the engine 1 in the automatic transmission diagram shown in FIG. And the target engine speed ESPO is calculated based on the vehicle speed V (the target engine speed ESPO corresponding to them is obtained by comparing the input vehicle speed V and throttle opening TVO with the shift diagram), Proceed to S19.
[0032]
On the other hand, when the determination in step S4 is “switch ON”, it is assumed that the manual shift mode of the transmission 12 is requested, and the process proceeds to steps S5 to S17. First, in step S5, it is determined whether or not the steering turning speed Δφ is smaller than a predetermined value Δφ1. If this determination is NO with Δφ ≧ Δφ1, the process directly proceeds to step S12. That is, when the steering turning speed Δφ is equal to or higher than the predetermined value Δφ1, the ON signal is invalid even if the shift up switch 111 and the shift down switch 112 are in the ON state, and the shift stage r in the manual shift mode is set. Switching (change in gear ratio) is prohibited. This prevents the gear ratio of the transmission 12 from changing even if the driver accidentally touches the shift-up switch 111 and the shift-down switch 112 during turning of the steering wheel 50 and is turned ON. Like to do.
[0033]
On the other hand, when the determination is YES, Δφ <Δφ1, the ON / OFF state of the upshift switch 111 is determined in step S6. When this determination is “switch OFF”, and when it is “switch ON”, the current shift stage r is updated to r + 2 in step S7 and shifted up to the second higher speed by step S7, and then the process proceeds to step S8.
[0034]
That is, for the shift speed r indicated by the broken line in the shift diagram of FIG. 3, in the manual shift mode, this shift speed r is selected, and the shift to be selected according to the signal of the shift up switch 111 or the shift down switch 112. The stage r is changed. Accordingly, the processing in step S7 changes the gear stage r to the higher side (the gear ratio becomes smaller) by only the second speed. For example, when the gear stage r is at r = 5th speed, it is switched to r = 7th speed.
[0035]
In step S8, on the contrary, the ON / OFF state of the shift down switch 112 is determined. When this determination is “switch ON”, the ON / OFF state of the upshift switch 111 is again determined in step S9. When this determination is “switch OFF”, the determination in step S8 is “switch OFF”. Proceeding to step S10, the current gear stage r is updated to r-1 and shifted down to the lower speed by 1st speed (for example, when gear stage r is at r = 5th speed, it is switched to r = 4th speed). Proceed to S12.
[0036]
When the determination in step S9 is “switch ON”, it is determined that the shift-up switch 111 and the shift-down switch 112 are erroneously turned ON at the same time. In step S11, the shift stage r is returned to r-2. Thus, after canceling the process in step S7, the process proceeds to step S12.
[0037]
In step S12, the target engine speed ESPO on the shift diagram is obtained from the gear stage r and the vehicle speed V set in steps S7 and S10. In the next step S13, the target engine speed ESPO is calculated in step S3. It is determined whether or not it is lower than the engine speed limit upper limit value ESPH. When this determination is NO such that ESPO ≧ ESPH, it is assumed that the engine 1 is in an overspeed state (overlev), and the process proceeds to step S14 where the shift stage r is updated to r + 1 and shifted up to the higher speed by the first speed. Then, it progresses to step S17. When the determination in step S13 is YES when ESPO <ESPH, it is determined in step S15 whether the target engine speed ESPO is higher than the engine speed limit lower limit value ESPL. When this determination is NO of ESPO ≦ ESPL, it is assumed that the engine 1 is in a low rotation state where there is a possibility of stalling, and in step S16, the shift stage r is updated to r-1 and the first speed is set to the lower side. After downshifting only, the process proceeds to step S17. In step S17, the target engine speed ESPO on the shift diagram is obtained from the shift stage r and the vehicle speed V in the same manner as in step S12, and after step S17, the determination in step S15 is YES of ESPO> ESPL. The process proceeds to step S19 with time.
[0038]
In step S19, a deviation ΔN between the target engine speed ESPO and the actual engine speed ESP * is calculated. In step S20, a pulse number ΔPULSE to be output to the stepping motor 47 is calculated from the engine speed deviation ΔN. Next, the process proceeds to step S21, the pulse signal having the pulse number ΔPULSE is output to the stepping motor 47 by feedback control, and then the process returns.
[0039]
In this embodiment, in steps S4 to S12 of the above flow, when the automatic transmission 12 is switched from the automatic transmission mode to the manual transmission mode by turning on the manual transmission selection switch 110, the upshift switch 111 and the downshift switch The shift control means 115 is configured to change the gear ratio by switching the gear stage r of the transmission 12 by turning on the engine 112.
[0040]
In step S3, the friction coefficient μ between the vehicle and the road surface and the vehicle speedVAccordingly, engine speed limit upper limit value ESPH is set, and engine speed limit lower limit value ESPL is set according to vehicle speed V. Engine speed limit value setting means 116 is configured.
[0041]
Further, the target engine speed ESPO is equal to or higher than the upper limit value ESPH set by the engine speed limit value setting means 116 in a state where the transmission 12 is switched from the automatic speed change mode to the manual speed change mode in steps S13 to S17. When the target engine speed ESPO drops below the lower limit value ESPL, the gear stage r is lowered by one speed to increase the gear ratio. Gear ratio changing means 117 is configured to change to the side.
[0042]
Therefore, in this embodiment, when the manual shift select switch 110 on the operation panel 51 of the steering wheel 50 is in the OFF state during driving of the vehicle, the transmission 12 is maintained in the automatic shift mode, and the automatic shift diagram is displayed. The target engine speed ESPO is calculated based on the throttle opening TVO and the vehicle speed V of the engine 1, and the pulse number ΔPULSE is calculated so that the actual engine speed ESP * becomes the target engine speed ESPO. The pulse number ΔPULSE Is output to the stepping motor 47, and the shift stage r of the transmission 12 is feedback-controlled.
[0043]
On the other hand, when the manual shift select switch 110 is turned on by the driver, the automatic transmission 12 is switched from the automatic shift mode to the manual shift mode. When the upshift switch 111 is turned on in the manual shift mode, a shift stage r close to the current shift stage of the automatic transmission 12 is selected from a plurality of shift stages r whose speed ratio is fixed in advance. After that, the gear stage r is shifted up to the gear stage on the higher side by the second speed. On the other hand, when the shift down switch 112 is turned ON, a gear stage r having a fixed gear ratio close to the current gear ratio is selected and then shifted down to the gear stage r on the lower side by the first speed. Further, when the shift-up switch 111 and the shift-down switch 112 are simultaneously turned ON, the shift-up and shift-down of the gear stage r as described above is not performed. By doing so, even the automatic transmission 12 can change the gear ratio according to the driver's preference as in the case of the shifting operation of the manual transmission.
[0044]
During driving of such a vehicle, the friction coefficient μ between the vehicle and the road surface is detected by the road surface friction coefficient sensor 107 and the vehicle speed V is detected by the vehicle speed sensor 102, respectively, and the road surface friction coefficient μ, the vehicle speed V, and the shift stage r are detected. The engine speed limit upper limit value ESPH is set according to the engine speed limit, and the engine speed limit lower limit value ESPL is set according to the vehicle speed V and the shift stage r. When the transmission 12 is in the manual shift mode, the target engine speed ESPO is compared with the engine speed limit upper limit value ESPH and the lower limit value ESPL, and the target engine speed ESPO is compared with the engine speed limit upper limit value ESPH. Is lower and higher than the engine speed limit lower limit value ESPL, the gear stage r remains unchanged and fixed unless the driver commands a shift operation by operating the shift-up switch 111 or the shift-down switch 112. .
[0045]
On the other hand, when the target engine speed ESPO rises above the engine speed limit upper limit value ESPH, the gear stage r is shifted up by the first speed and the gear ratio is automatically changed to the decreasing side. The target engine speed ESPO is lowered by the change of the gear ratio to the decreasing side due to the shift-up of the gear stage r. Therefore, it is possible to prevent the engine 1 from being over-rotated and improve its reliability. .
[0046]
At that time, the engine speed limit upper limit value ESPH is set according to the road surface friction coefficient μ and the vehicle speed V, so the engine speed limit upper limit value ESPH isRoad surface friction coefficient μTherefore, the improvement in the reliability of the engine 1 can be stably maintained. That is, the engine speed limit upper limit value ESPH is set so as to decrease as the road surface friction coefficient μ decreases. Therefore, on the road surface where the road surface friction coefficient μ is low and slippery, the engine speed limit upper limit value ESPH is decreased. The target engine speed ESPO can be kept low, and the vehicle can be prevented from slipping.
[0047]
Further, since the engine speed limit upper limit value ESPH when the vehicle speed V is high is set lower than that at low vehicle speed, the engine speed limit upper limit value ESPH is lowered at high vehicle speed to keep the target engine speed ESPO low, and the engine The reliability of the engine 1 can be improved by preventing high-speed traveling in the high rotation state.
[0048]
On the other hand, when the target engine speed ESPO decreases below the lower limit value ESPL, the gear stage r is shifted down by the first speed and the gear ratio is automatically changed to the increasing side. The target engine speed ESPO increases as the gear ratio increases and changes due to the shift down of the gear stage r. As a result, it is possible to prevent a driver from feeling uncomfortable by preventing the engine rotation from becoming unstable and falling into a vibrating car backing state.
[0049]
(Embodiment 2)
11 and 12 show a second embodiment of the present invention (in the following embodiments, the same parts as those in FIGS. 2 to 10 are denoted by the same reference numerals and detailed description thereof is omitted). In the first mode, when the target engine speed ESPO is out of the range of the engine speed limit upper limit value ESPH and the lower limit value ESPL, the gear stage r is shifted up or down by only the first speed, In this way, the speed ratio is not changed at the speed r but continuously changed.
[0050]
That is, in this embodiment, as shown in FIGS. 11 and 12, the processing operation in the control unit 100 is basically the same as that of the first embodiment (see FIG. 2), but the following points are different. That is, steps T1 to T12 are the same as steps S1 to S12 of the first embodiment, and steps T27 to T30 are the same as steps S18 to S21.
[0051]
In step T12, the target engine speed ESPO on the shift diagram is obtained from the shift stage r and the vehicle speed V set in steps T7 and T10. Then, in the next step T13, the upper limit side limit continuous change is performed. It is determined whether or not the mode flag FH is FH = 1 and the current value dtvo * of the throttle opening change amount for a predetermined time is smaller than a predetermined value TVOH (minus value) of the maximum throttle change amount. The upper limit limit continuous change mode flag FH, together with a lower limit limit continuous change mode flag FL described later, determines whether or not there is a continuous change mode of the engine speed limit value. When FH = 1 (FL = 1) The continuous change mode is executed.
[0052]
When the determination in step T13 is NO, the process proceeds to step T17, in which it is determined whether the target engine speed ESPO is lower than the engine speed limit upper limit value ESPH in step T3. When this determination is NO such that ESPO ≧ ESPH, it is assumed that the engine 1 is in an overspeed state, and a transition is made to the maximum engine speed limit value continuous change mode. In step T18, the engine speed limit upper limit value ESPH is set to the target engine. After changing to the rotational speed ESPO, the upper limit side limit continuous change mode flag FH is set to FH = 1 in step T19, and then the process proceeds to step T28.
[0053]
When the determination in step T13 is YES, the process proceeds to steps T14 to T16 to cancel the maximum engine speed limit value continuous change mode. First, at step T14, the current gear stage ratio is detected based on the vehicle speed V in the shift map and the engine speed limit upper limit value ESPH on the upper limit value line Lu, and at the next step T15, the gear stage r is changed to the current speed stage r. After setting the high speed side (High side) gear stage closest to the gear stage ratio and resetting the upper limit side limit continuous change mode flag FH to FH = 0 in Step T16, the determination in Step T17 is YES of ESPO <ESPH. At the same time, the process proceeds to step T20.
[0054]
In step T20, this time, the lower limit side limit continuous change mode flag FL is FL = 1, and the current value dtvo * of the throttle opening change amount for a predetermined time is the predetermined value TVOL (plus value of the minimum throttle change amount). ). When the determination in step T20 is NO, the process proceeds to step T24, in which it is determined whether the target engine speed ESPO is higher than the engine speed limit lower limit value ESPL in step T3. When this determination is NO when ESPO ≦ ESPL, it is assumed that the engine speed ESPO is too low, and the mode shifts to the minimum engine speed limit value continuous change mode. At step T25, the engine speed limit lower limit value ESPL is set. After changing to the target engine speed ESPO, the lower limit side limit continuous change mode flag FL is set to FL = 1 in step T19, and then the process proceeds to step T28.
[0055]
When the determination in step T20 is YES, the process proceeds to steps T21 to T23 to cancel the minimum engine speed limit value continuous change mode. First, at step T21, the current gear ratio ratio is detected based on the vehicle speed V in the shift diagram and the engine speed limit lower limit value ESPL on the lower limit value line Ld. After setting the low speed side (Low side) gear position closest to the gear ratio and resetting the lower limit side limit continuous change mode flag FL to FL = 0 in Step T23, the determination in Step T24 is YES of ESPO> ESPL At the same time, the process proceeds to step T28.
[0056]
In this embodiment, when the target engine speed ESPO rises to the engine speed limit upper limit value ESPH or higher by steps T17 to T19 and T24 to T26, the speed is changed so that the upper limit value ESPH becomes the target engine speed ESPO. While the ratio is changed to the decreasing side, when the target engine speed ESPO falls below the lower limit value ESPL, the gear ratio is changed to the increasing side so that the lower limit value ESPL becomes the target engine speed ESPO. A gear ratio changing unit 117 is configured.
[0057]
Further, when the maximum engine speed limit value continuous change mode is canceled in steps T13 to T16 and T20 to 23 and the change of the gear ratio by the gear ratio changing means 117 is ended, the gear stage r is changed to the current gear stage. By setting the gear position on the high speed side closest to the ratio, the speed ratio is set to a predetermined value on the decreasing side closest to the speed ratio before the change is completed, while canceling the minimum engine speed limit value continuous change mode. When the change of the gear ratio is to be finished, the gear stage r is set to the gear position on the low speed side closest to the current gear stage ratio, whereby the predetermined value on the increasing side closest to the gear ratio before the change is finished. The transmission ratio setting means 118 is configured to be set as follows.
[0058]
In the case of this embodiment, when the transmission 12 is in the manual shift mode and the target engine speed ESPO is greater than or equal to the engine speed limit upper limit value ESPH, the mode shifts to the maximum engine speed limit value continuous change mode, The engine speed limit upper limit value ESPH is changed to the target engine speed ESPO. By doing so, the gear ratio of the transmission 12 changes continuously, and the target engine speed ESPO is maintained at the engine speed limit upper limit value ESPH.
[0059]
When the accelerator pedal is returned by a predetermined value or more (when the current value dtvo * of the throttle opening change amount for a predetermined time is smaller than the predetermined value TVOH of the maximum throttle change amount), the maximum engine speed limit value The continuous change mode is canceled and the gear ratio change is completed. At this time, the gear stage r is set to the gear position closest to the current gear ratio (this state is indicated by an arrow A in FIG. 3). By so doing, the gear ratio of the transmission 12 does not change significantly with cancellation of the maximum engine speed limit value continuous change mode, and changes in the engine speed due to changes in the gear ratio can be avoided.
[0060]
Moreover, since the shift stage r is set to the shift stage on the high speed side closest to the current shift stage ratio, the target engine changes to the shift stage to the high speed side when canceling the maximum engine speed limit value continuous change mode. The rotational speed ESPO decreases. This state is adapted to the state where the maximum engine speed limit value continuous change mode is canceled when the driver returns the accelerator pedal due to excessive increase of the engine speed, and therefore the gear ratio intended by the driver is can get.
[0061]
On the other hand, when the target engine speed ESPO is equal to or lower than the engine speed limit lower limit value ESPL in the manual transmission mode of the transmission 12, the engine speed limit lower limit value is shifted to the minimum engine speed limit value continuous change mode. Value ESPL is changed to target engine speed ESPO, the gear ratio of transmission 12 is continuously changed, and target engine speed ESPO is maintained at engine speed limit lower limit value ESPL.
[0062]
When the accelerator pedal is depressed more than a predetermined value (when the current value dtvo * of the throttle opening change amount for a predetermined time is larger than the predetermined value TVOL of the minimum throttle change amount), the minimum engine speed limit value continues. The gear ratio change in which the change mode is canceled is completed, and at this time, the gear stage r is set to the gear position closest to the current gear ratio (this state is indicated by an arrow B in FIG. 3). Thus, the gear ratio of the transmission 12 does not change significantly with the cancellation of the minimum engine speed limit value continuous change mode.
[0063]
The present invention can be applied to an automatic transmission including a pulley type (belt type) continuously variable transmission in addition to the toroidal type continuously variable transmission as in the first to third embodiments.
[0064]
(Embodiment 3)
FIGS. 13 to 18 show a third embodiment of the present invention. In each of the above embodiments, the automatic transmission 12 is a continuously variable transmission having a toroidal transmission mechanism 17, whereas a normal gear-type automatic transmission is used. This is applied to the machine 12 '.
[0065]
That is, FIG. 16 schematically shows the overall configuration of the third embodiment. Reference numeral 3 denotes a torque converter that is drivingly connected to the output shaft 1 a of the engine 1. A known gear-type automatic transmission is provided on the output side of the torque converter 3. 12 'is drivingly connected.
[0066]
The torque converter 3 includes a pump 5 attached and fixed to the output shaft 1a of the engine 1 via a converter cover 4, a turbine 6 on the output side, and a fixed shaft 9 fixed integrally to the transmission case 12a '. And a stator 7 provided via a one-way clutch 8. The torque converter 3 is provided with a lock-up clutch 10 that directly connects the turbine 6 and the pump 5 (the output shaft 1a of the engine 1).
[0067]
On the other hand, the automatic transmission 12 ′ includes a pump driving central shaft 61 whose one end is drivingly connected to the output shaft 1 a of the engine 1, and a hydraulic pump 84 is attached to the other end of the central shaft 61. A hollow turbine shaft 62 is disposed and supported around the central shaft 61, and one end of the turbine shaft 62 is connected to the turbine 6 of the torque converter 3. A Ravigneaux type planetary gear mechanism 63 is disposed and supported on the turbine shaft 62. The planetary gear mechanism 63 includes a small-diameter sun gear 64 and a large-diameter sun gear 65 arranged side by side on the center side, a short pinion 66 that meshes with the small-diameter sun gear 64, a long pinion 67 that meshes with the large-diameter sun gear 65, and both pinions. The ring gear 68 on the outer peripheral side that meshes with the 66 and 67 and the carrier 69 that supports both

pinions

66 and 67 are included.
[0068]
Various friction elements are incorporated in the planetary gear mechanism 63. That is, on the side of the planetary gear mechanism 63 on the side away from the engine 1, the small-diameter sun gear 64 is transmitted through the first one-way clutch 70 that transmits torque only from the turbine shaft 62 to the output side. The forward clutch 71 that interrupts the power transmitted to the engine and the coast clutch 72 that interrupts the power transmission between the turbine shaft 62 and the small-diameter sun gear 64 are connected in parallel, and when the coast clutch 72 is engaged, the wheel side Power is transmitted from the engine to the engine 1 side so that a so-called engine brake is applied.
[0069]
A 2-4 brake 73 composed of a band brake is disposed outside the coast clutch 72. The 2-4 brake 73 has a brake drum 74 connected to the large-diameter sun gear 65, and a brake hand 75 wound around the brake drum 74. When the 2-4 brake 73 is engaged, The rotation of the large-diameter sun gear 65 is fixed. On the side of the 2-4 brake 73, a reverse travel reverse clutch 76 for intermittently transmitting power between the large-diameter sun gear 65 and the turbine shaft 62 via the brake drum 74 is disposed. .
[0070]
Further, between the carrier 69 of the planetary gear mechanism 63 and the transmission case 12a ', a low reverse brake 77 for locking or unlocking the two and a second one-way clutch 78 are juxtaposed.
[0071]
Further, a 3-4 clutch 79 that interrupts power transmission between the carrier 69 and the turbine shaft 62 is disposed on the side of the engine 1 side of the planetary gear mechanism 63. An output gear 80 is disposed on the side of the 3-4 clutch 79, and the output gear 80 is connected to the ring gear 68 via an output shaft 81. The automatic transmission 12 'itself has four forward speeds and one reverse speed, and operates the four

clutches

71, 72, 76, 79 and the two

brakes

73, 77 as appropriate. Thus, the required shift speed can be obtained.
[0072]
As shown in FIG. 18, each friction element (clutch 71, 72, 76, 79 and brake 73, 77) of the automatic transmission 12 ′ includes a hydraulic control circuit 83 including the hydraulic pump 84 (only a part is shown). ). This hydraulic pressure control circuit 83 is a representative example of

shift solenoid valves

87, 87,... (Only one is shown) for controlling a plurality of

shift valves

86, 86,. ) And changing the drive hydraulic pressure for the shift valve 86 by duty-controlling the opening of each shift solenoid valve 87, the hydraulic pressure is supplied to and discharged from each friction element of the automatic transmission 12 '. Each solenoid valve 87 is based on a range determined by the control unit 100 based on a range and a driving state (vehicle speed V and throttle opening TVO of the engine 1) based on a preset shift pattern. ON / OFF control is performed, and the oil that communicates with the friction elements such as the coast clutch 72, the 2-4 brake 73, the 3-4 clutch 79, etc. by the switching of the

shift valves

86, 86,. The road is switched so that these friction elements are engaged and released.
[0073]
The relationship between the gear position of the transmission 12 'and the operations of the

clutches

71, 72, 76, 79 and the

brakes

73, 77 is as shown in Table 1.
[0074]
[Table 1]

[0075]
As shown in FIG. 17, the same signals from the sensors 101 to 108 and the switches 109 to 113 as in the first embodiment are input to the control unit 100 for ON / OFF control for each of the shifting solenoid valves 87. The control unit 100 controls the solenoid valve 87 for shifting and other solenoid valves such as a solenoid valve (not shown) for controlling the lock-up clutch.
[0076]
The operation of the engagement control or the non-engagement control of each friction element by ON / OFF switching with respect to each shift solenoid valve 87 in the control unit 100 will be described with reference to FIG. First, in step U1, input signals of the sensors 101 to 108 and switches 109 to 113 are detected. In step U2, the steering turning speed φ is detected from the steering turning angle φ detected by the signal from the steering angle sensor 106. Is calculated. In the next step U3, the engine speed limit upper limit value ESPH is set based on the characteristics set based on the vehicle speed V, the transmission ratio of the transmission 12 ', and the road surface friction coefficient μ, and is set based on the vehicle speed V and the transmission ratio. After determining the engine speed limit lower limit value ESPL from the characteristics, the process proceeds to step U4. In this step U4, it is determined whether or not the manual shift select switch 110 is in an ON state. When this determination is “switch OFF”, it is assumed that the automatic transmission mode of the transmission 12 ′ is requested, and the process proceeds to step U 26, on the basis of the throttle opening TVO and the vehicle speed V of the engine 1 in the shift diagram. After calculating the target shift speed r, the process proceeds to step U27. 14, the vehicle speed V, the throttle opening TVO of the engine 1 and the target gear stage r are set in advance as a map, and the input vehicle speed V and the throttle opening TVO are shifted. By collating with the diagram, the target shift speed r corresponding to them is obtained.
[0077]
On the other hand, when the determination in step U4 is “switch ON”, it is assumed that the manual shift mode of the transmission 12 ′ is requested, and the process proceeds to steps U5 to U25. First, in step U5, it is determined whether or not the previous manual shift select switch 110 has been turned on / off, that is, whether or not the shift select switch 110 has already been turned on. If this determination is "switch OFF", steps U22 to U25 are performed. Then, the initial gear stage r0 of the transmission 12 ′ is set in accordance with the switching of the manual transmission mode. First, in step U22, as shown in FIG. 15, an initial shift speed r0 corresponding to the vehicle speed V is obtained from a preset map, and in the next step U23, the initial shift speed r0 and the current shift speed r *. Compare the size with. When this determination is YES when r *> r0, the initial shift stage r0 is replaced with the target shift stage r at step U24. On the other hand, when determination is r * ≦ r0, the current shift stage r is determined at step U25. * Is directly replaced with the target shift stage r, and then the process proceeds to step U27.
[0078]
When the determination in step U5 is “switch ON”, since the initial gear stage r0 has already been set, the process proceeds to steps U6 to U21, and the same processes as steps S5 to S17 in the first embodiment are performed. First, at step U6, it is determined whether or not the steering turning speed Δφ is smaller than a predetermined value Δφ1. If this determination is NO with Δφ ≧ Δφ1, the process directly proceeds to step U13.
[0079]
On the other hand, when the determination in step U6 is YES, Δφ <Δφ1, the ON / OFF state of the upshift switch 111 is determined in step U7. If this determination is “switch OFF”, and if it is “switch ON”, the target gear stage r is updated to r + 2 in step U8 and the gear is shifted up to a higher gear by two speeds (for example, when the gear is in second gear). Then, the process proceeds to step U9.
[0080]
In step U9, on the contrary, the ON / OFF state of the downshift switch 112 is determined. If this determination is “switch ON”, the ON / OFF state of the upshift switch 111 is determined again in step U10. . When this determination is “switch OFF”, the process proceeds to step U11 when the determination at step U9 is “switch OFF”, and the target shift stage r is updated to r−1 and shifted down to the lower shift stage by one speed (for example, After the gear position is in the 3rd speed, it is switched to the 2nd speed), and then the process proceeds to Step U13.
[0081]
When the determination in step U10 is “switch ON”, it is assumed that the upshift switch 111 and the downshift switch 112 have been turned ON by mistake. In step U12, the target shift speed r is returned to r−2. Then, after canceling the process in step U8, the process proceeds to step U13.
[0082]
In step U13, the target shift speed r is compared with its upper limit value rmax (fourth speed). If this determination is YES with r> rmax, the target shift speed r is set to the upper limit value rmax in step U14. After replacement, when r ≦ rmax is NO, the process proceeds to step U15. In this step U15, the target shift speed r is compared with the lower limit value (first speed), and when this determination is YES with r <1, the target shift speed r is set to the first speed in step U16. After the replacement, if r ≧ 1 again, the process proceeds to step U17.
[0083]
In this step U17, the target gear stage r, the vehicle speed V and the speed ratio e of the torque converter 3 set in the above steps U8 and U11 and regulated in the steps U14 and U16 (the rotational speed of the pump 4, that is, the engine rotational speed and the turbine 65 is obtained from the vehicle speed V, that is, the vehicle speed V), and the target engine speed ESPO when the gear stage is set to the target gear stage r is obtained. In the next step U18, the target engine speed ESPO is obtained in the above step U3. It is determined whether or not the engine speed limit upper limit value EPH is lower. When this determination is NO of ESPO ≧ ESPH, it is considered that the engine 1 is in an overspeed state, the process proceeds to step U19, the shift stage r is updated to r + 1, and is shifted up to the higher side by the first speed. Proceed to U27. On the other hand, when the determination in step U18 is YES, ESPO <ESPH, it is determined in step U20 whether the target engine speed ESPO is higher than the engine speed limit lower limit value ESPL. When this determination is NO of ESPO ≦ ESPL, it is considered that the engine 1 is in a state where there is a possibility of stalling, the process proceeds to step U21, the gear stage r is updated to r-1, and the first speed is set to the lower side. After the downshift, the process proceeds to step U27 when the determination at step U20 is YES (ESPO> ESPL). In this step U27, a duty signal is outputted to each shift solenoid valve 87 so that the shift stage of the transmission 12 'becomes the target shift stage r, and then the routine returns.
[0084]
In this embodiment, in steps S4 to U17 and U22 to U25 of the above flow, the shift-up switch is switched in a state where the automatic transmission 12 'is switched from the automatic shift mode to the manual shift mode by turning on the manual shift select switch 110. The shift control means 115 is configured to change the gear ratio by switching the gear stage r of the transmission 12 'by turning on the 111 and the shift down switch 112.
[0085]
  In step U3, the friction coefficient μ between the vehicle and the road surface and the vehicle speedVAccordingly, engine speed limit upper limit value ESPH is set, and engine speed limit value setting means 116 is configured to set engine speed limit lower limit value ESPL according to vehicle speed V.
[0086]
Further, when the transmission 12 is switched to the manual transmission mode in steps U18 to U21, when the target engine speed ESPO increases to the engine speed limit upper limit value ESPH or higher, the target gear stage r is increased by one speed. While the gear ratio is changed to the decreasing side, when the target engine speed ESPO decreases below the engine speed limit lower limit value ESPL, the target gear stage r is decreased by one speed and the gear ratio is changed to the increasing side. Ratio changing means 117 is configured.
[0087]
Therefore, also in this embodiment, after the automatic transmission 12 'is switched from the automatic transmission mode to the manual transmission mode, the initial gear stage r0 of the transmission 12' is set, and then the shift up switch 111 is turned on. The target gear stage r is shifted up by the second speed, and the target gear stage r is shifted down by the first speed when the shift down switch 112 is turned ON.
[0088]
Then, when the target engine speed ESPO has risen above the engine speed limit upper limit value ESPH in a state where the target shift speed r is constant without the shift up switch 111 or the shift down switch 112 being turned ON, the target While the gear stage r is automatically shifted up to the first speed and the gear ratio is changed to the decreasing side, when the target engine speed ESPO falls below the engine speed limit lower limit ESPL, the target gear stage r is set to the first speed. The gear ratio is changed to the increasing side by shifting down. As a result, the same effects as those of the first embodiment can be obtained.
[0089]
The third embodiment is an automatic transmission 12 ′ having four forward speeds r, but the present invention can also be applied to an automatic transmission having a plurality of other speeds. As the number of gears increases, the gears can be switched more finely in the manual gear shift mode.
[0090]
【The invention's effect】
  As described above, according to the first aspect of the present invention, when the gear ratio is changed manually while the automatic transmission of the vehicle is switched from the automatic transmission mode to the manual transmission mode, the engine rotation is performed in the manual transmission mode of the transmission. When the number exceeds the upper limit, the gear ratio is automatically reduced to lower the engine speed, and the upper limit of the engine speed is set.Friction coefficient between vehicle and road surfaceTo prevent the engine from over-running in manual shift mode, and to set the upper limit of the engine speed.Friction coefficient between vehicle and road surfaceIt is possible to set the optimum value in accordance with the above, and it is possible to stably maintain the improvement of the reliability of the engine.In addition, for example, the engine speed can be kept low by lowering the upper limit value of the engine speed on a traveling road surface having a low road surface friction coefficient, and the vehicle can be prevented from slipping..
[0091]
  According to the invention of claim 2,When the friction coefficient between the vehicle and the road surface is low, the upper limit of the engine speed is reduced.By setting itThe roadIt is possible to keep the engine speed low by lowering the upper limit value of the engine speed on a traveling road surface with a low surface friction coefficient, and to prevent the vehicle from slipping.
[0092]
According to the invention of claim 3, since the upper limit value of the engine speed is set according to the vehicle speed, for example, the upper limit value of the engine speed is lowered at a high vehicle speed so that the engine can run at a high speed in a high engine speed state. Can be prevented, and the reliability of the engine can be improved.
[0093]
According to a fourth aspect of the invention, the transmission ratio when the change of the transmission ratio is terminated in the manual transmission mode of the transmission is set to a predetermined value closest to the transmission ratio before the end of the change. The predetermined value on the decreasing side closest to the previous gear ratio is set. According to these inventions, it is possible to prevent a change in the engine speed by preventing a large change after completion of the change of the gear ratio.
[0094]
According to the invention of claim 6, the lower limit value of the engine speed is set in the manual shift mode of the transmission, and the gear ratio is changed to the increasing side when the engine speed decreases to the lower limit value or less. As a result, when the engine speed falls below the lower limit, the transmission can be shifted down by changing the gear ratio to the higher side, and the engine speed can be increased, preventing the car backing state and preventing discomfort. Can be achieved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of the present invention.
FIG. 2 is a flowchart showing processing operations performed for shift control of the automatic transmission in the control unit according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing a map of a shift diagram of an automatic transmission.
FIG. 4 is a characteristic diagram showing a characteristic of an engine speed limit upper limit value according to a road surface friction coefficient.
FIG. 5 is a characteristic diagram showing a characteristic of an engine speed limit upper limit value according to a vehicle speed.
FIG. 6 is an explanatory diagram showing a shift control mechanism in a toroidal shift mechanism of an automatic transmission.
FIG. 7 is a skeleton diagram schematically showing the overall configuration of the automatic transmission.
FIG. 8 is a block diagram illustrating a control system according to the first embodiment.
FIG. 9 is a perspective view of a steering wheel.
FIG. 10 is an enlarged front view showing an operation panel portion of the steering wheel.
FIG. 11 is a flowchart showing the first half of the processing operation in the control unit according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a flowchart showing the second half of the processing operation in the control unit according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a view corresponding to FIG. 2 and showing Embodiment 3 of the present invention.
FIG. 14 is a diagram showing a map of a shift diagram of an automatic transmission according to a third embodiment.
FIG. 15 is a diagram showing a map for determining an initial shift stage when the automatic transmission is switched to a manual shift mode in the third embodiment.
FIG. 16 is a skeleton diagram schematically showing a configuration of an automatic transmission according to a third embodiment.
FIG. 17 is a block diagram of a control system according to the third embodiment.
FIG. 18 is a diagram schematically showing a hydraulic system in a third embodiment.
[Explanation of symbols]
1 engine
12,12 'automatic transmission
17 Toroidal transmission mechanism
28 Planetary gear mechanism
41 Shift control valve
47 Stepping motor
50 Steering wheel
63 Planetary gear mechanism
87 Solenoid valve for shifting
100 control unit
102 Vehicle speed sensor
106 Rudder angle sensor
110 Manual shift select switch
111 Shift-up switch (operating means)
112 Shift down switch (operation means)
115 Shift control means
116 Engine speed limit value setting means
117 Gear ratio changing means
118 Gear ratio setting means
r Gear speed
V vehicle speed
μ Road surface friction coefficient
ESPO, ESP * engine speed
ESPH Engine speed limit upper limit
ESPL engine speed limit lower limit
TVO throttle opening
φ Steering angle
Δφ Steering speed

Claims

An automatic transmission drive coupled to the engine;
In a control device for an automatic transmission, comprising a shift control means for changing a gear ratio in a state in which the automatic transmission is switched from an automatic shift mode to a manual shift mode by operating an operation means.
Engine speed limit value setting means for setting an upper limit value of the engine speed in accordance with a friction coefficient between the vehicle and the road surface ;
When the engine speed is increased above the upper limit value set by the engine speed limit value setting means with the transmission being switched to the manual speed change mode, the transmission gear ratio is changed to the decreasing side. A control device for an automatic transmission, characterized in that a gear ratio changing means is provided.

The control device for an automatic transmission according to claim 1,
Engine speed limit setting means, the coefficient of friction between the vehicle and the road surface becomes lower, the control device for an automatic transmission, characterized in that it is configured to set a lower limit value of the engine speed .

The control device for an automatic transmission according to claim 1 ,
The control device for an automatic transmission, wherein the engine speed limit value setting means is configured to set an upper limit value of the engine speed according to the vehicle speed.

The control device for an automatic transmission according to claim 1,
A control apparatus for an automatic transmission, comprising: a gear ratio setting means for setting a gear ratio to a predetermined value closest to the gear ratio before the end of the change when the gear ratio changing means ends the change of the gear ratio. .

The control device for an automatic transmission according to claim 4,
A control apparatus for an automatic transmission, wherein the predetermined value of the gear ratio set by the gear ratio setting means is a reduction gear ratio closest to the gear ratio before completion of the gear ratio change.

The control device for an automatic transmission according to claim 1,
The engine speed limit value setting means is configured to set a lower limit value of the engine speed,
The transmission ratio changing means is configured to change the speed of the transmission when the actual engine speed decreases below the lower limit value set by the engine speed limit value setting means in a state where the transmission is switched to the manual transmission mode. A control device for an automatic transmission, characterized in that the ratio is changed to an increase side.