JP2015081644A - 無段変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ＣＶＴにおいてベルト挟圧力（ベルト挟圧指示値Ｐｄｉ）の制御演算に用いる安全率を従来よりも小さめの好適な値に設定できるようにして、定常状態で過大になる挟圧力を低減し、さらなる損失低減を図る。【解決手段】ＣＶＴの変速動作の際に二つのプーリおよび無端伝動部材における摩擦損失等（ベルト・プーリフリクション）の変化量を算出し（ステップＳＴ２）、この変化量も加味して無端伝動部材の挟圧力を制御する（ステップＳＴ５）。【選択図】図５

Description

本発明は、ベルトなどの無端伝動部材を用いた無段変速機の制御装置に関し、特にプーリによる無端伝動部材の挟圧力の制御に係る。

従来より自動車などの車両において、動力源であるエンジンの出力を駆動輪に伝達する変速機として、そのエンジンから入力する回転を無段階に変速可能な無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）が知られている。また、ＣＶＴとしては一般的に、駆動側および従動側のプーリ間に伝動ベルトを巻き掛けてなるベルト式のものが実用化されている。

このようなベルト式のＣＶＴでは、各プーリの外周のＶ溝に大きな力で伝動ベルトを挟圧して、その滑りを抑制しなくてはならないが、挟圧力が大きいほど伝動ベルトとの間の摩擦損失が大きくなってしまうし、大きな挟圧力を維持するためには高い油圧も必要になるから、エンジンの燃費が悪化するきらいがある。

この点について特許文献１に記載のＣＶＴでは、例えばスロットル開度およびエンジン回転速度に基づいてエンジントルクを算出し、動力伝達部材のイナーシャやトルクコンバータによるトルク増幅なども考慮してＣＶＴへの入力トルクを算出する。そして、この入力トルクの大きさに応じてベルトの挟圧力を、大きくなり過ぎないように制御している。

特開２００３−３４３７１１号公報

ところで、ベルト式のＣＶＴの変速動作中には、伝動ベルトとプーリとの摩擦損失が増大するとともに、その伝動ベルトを構成するリングとエレメントとの摩擦損失も増大し、さらに、伝動ベルトやプーリの動作速度が変化することによる損失（イナーシャ抵抗）も発生する。しかし、このような損失を算出するための数式モデルは非線形になってしまうし、そもそもＣＶＴの正確な数式モデルを構築することが困難であった。

そのため前記の従来技術においては、入力トルクに応じて目標ベルト挟圧力を算出する際に用いる安全率を、前記した変速動作中の摩擦損失などの増大による影響も含めるよう十分に大きな値に設定せざるを得ない。この結果として、ＣＶＴの変速比が概ね一定に保たれる定常状態では安全率が必要以上に大きな値になってしまい、その分はベルト挟圧力が過大になっているのが実状である。

つまり、従来までの技術では、ＣＶＴへ入力するトルクの大きさを算出して、ベルトの挟圧力が大きくなり過ぎないように制御していても、その制御演算に用いる安全率が定常状態では必要以上に大きな値になっていることから、ベルト挟圧力が過大になってしまい、ＣＶＴにおける損失の低減や油圧の低減などの効果が不十分なものとなっている。

かかる点を考慮して本発明の目的は、ベルト挟圧力の制御演算に用いる安全率を従来よりも好適に設定できるようにして、定常状態で過大になる挟圧力を低減し、さらなる損失低減を図ることにある。

前記の目的を達成すべく本発明は、駆動側および従動側のプーリ間に無端伝動部材が巻き掛けられており、その駆動側のプーリに入力するトルクの大きさに応じて無端伝動部材の挟圧力を制御するように構成された無段変速機（以下、ＣＶＴ）の制御装置を前提とする。そして、前記ＣＶＴの変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作に伴う前記駆動側および従動側プーリ、並びに無端伝動部材における摩擦損失の変化量を算出し、この変化量も加味して前記無端伝動部材の挟圧力を制御するようにしたものである。

前記の如きＣＶＴにおいては、まず、車両の走行用の動力源から駆動側のプーリに入力するトルクの大きさが、例えばその動力源の出力するトルクから補機などの駆動ロス分を減算し、動力伝達部材のイナーシャも考慮して求められる。勿論、動力伝達経路にトルクコンバータがあれば、これによるトルク増幅も考慮される。そして、この入力トルクの大きさに対して、無端伝動部材に滑りが発生しないように挟圧力の制御が行われる。

特にＣＶＴの変速動作中には、そのためにプーリや無端伝動部材において増大する摩擦損失を算出し、この算出結果も加味して前記の挟圧力の制御が行われる。すなわち、挟圧力の制御目標値を算出するに際して、前記のように算出した摩擦損失の増分を加味することにより、その影響を制御に好適に反映させることができるので、従来までのように安全率を大きめの値に設定する必要がない。

よって、前記の特定事項によれば、安全率を従来までと比べて小さめの好適な値に設定することができ、ＣＶＴの定常状態におけるベルト挟圧力を小さくすることができる。これにより、ＣＶＴにおける動力損失を低減できるとともに、ベルト挟圧力を発生するための油圧の低下によって、オイルポンプの駆動ロスも低減できる。

ところで、ＣＶＴの変速動作中に増大する損失としては、前述したようにプーリや伝動ベルトにおける摩擦損失と、それらのイナーシャ抵抗による損失とが挙げられ（以下、これらを併せて摩擦損失等ともいう）、前記のように安全率を小さめの値に設定するためには前記摩擦損失等の増分を正確に見積もる必要がある。すなわち、仮に摩擦損失等の増分を多めに見積もってしまうと、これに応じて安全率が小さくなり過ぎて、無端伝動部材の滑りを生じる虞がある一方、少なめに見積もった場合には安全率があまり小さくならず、損失低減効果が削がれてしまう。

そこで、好ましいのは前記摩擦損失等を、ＣＶＴへの入力トルクおよび入力回転数、並びにＣＶＴの変速比を変数とする関数として表し、その増分は、入力トルクの変化による増分と、入力回転数の変化による増分と、変速比の変化による増分とを合算して、算出することである。

すなわち、入力トルクの変化による摩擦損失等の増分は、前記関数の入力トルクによる偏微分係数値と、入力トルクの変化量との積として算出することができる。同様に入力回転数の変化による摩擦損失等の増分は、前記関数の入力回転数による偏微分係数値と、入力回転数の変化量との積として算出することができる。また、変速比の変化による摩擦損失等の増分は、前記関数の変速比による偏微分係数値と、変速比の変化量との積として算出することができる。

但し、前記摩擦損失等の関数をＣＶＴの数式モデルから導出するのは困難なので、この関数の偏微分係数値は実験などによって求めることが好ましい。例えば、ＣＶＴのプーリおよび無端伝動部材における摩擦損失等を、予め実験・シミュレーションなどにより広い動作状態（即ち、入力トルク、入力回転数および変速比）に亘って調べて、種々の動作状態に対応するマップとして設定しておく。そして、このマップ上の任意の動作点における摩擦損失等の差分値を偏微分係数値として近似すればよい。

以上、説明したように本発明に係る無段変速機（ＣＶＴ）の制御装置によると、車両の動力源からの入力トルクの大きさに応じて、ベルトなど無端伝動部材の挟圧力を制御する場合に、変速動作に伴うプーリおよび無端伝動部材における摩擦損失の変化量を算出し、この変化量も加味することによって安全率を従来よりも小さな好適値に設定することが可能になる。これによってＣＶＴが定常状態にあるときの挟圧力を従来よりも低減させて、動力損失を低減することができる。

本発明を適用する車両のパワートレインの一例を示す概略構成図である。 油圧制御回路の変速比制御部および挟圧力制御部の回路構成図である。 ＣＶＴの変速比制御マップの一例を示す図である。 ＣＶＴの定常状態におけるベルト・プーリフリクションによるロストルクを、入力トルク、入力回転数および変速比に対応づけて設定したロストルク・マップの一例を示す図である。 ベルト挟圧力の制御の流れの一例を示すフローチャートである。 ロストルク関数の入力トルクによる偏微分係数値を、予め算出して設定したマップの一例を示すイメージ図である。 入力回転数による偏微分係数値を設定したマップの図６相当図である。 変速比による偏微分係数値を設定したマップの図６相当図である。 走行試験の際の車速の変化と、ＣＶＴのロストルクの変化とを対応づけて示すグラフ図である。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。一例として本実施形態では、図１に概略を示すように車両に横置きに搭載されたパワートレインに本発明を適用した場合について説明する。なお、本実施形態の記載はあくまで例示に過ぎず、本発明の構成や用途などについても限定するものではない。

（パワートレインの概略構成）
図１には概略的に示すように、本実施形態のパワートレインは、走行用の動力源であるエンジン１、トルクコンバータ２、前後進切換機構３、無段変速機構４、減速歯車機構５、差動歯車機構６などを備えている。エンジン１のクランクシャフト１１はトルクコンバータ２に連結されており、その出力がトルクコンバータ２から前後進切換機構３、無段変速機構４および減速歯車機構５を介して差動歯車機構６に伝達され、左右の駆動輪７へ分配される。

エンジン１は一例として多気筒ガソリンエンジンであって、エンジン回転数ｎｅを算出するためのエンジン回転数センサ１０１を備えている。また、図示の例では、エンジン１の吸気量を調整するスロットルバルブ１２は、スロットルモータ１３によって動作されるものであって、その開度（スロットル開度ｔｈ）は、目標吸気量が得られるようにＥＣＵ（Electronic Control Unit）８によって制御される。なお、スロットル開度ｔｈはスロットル開度センサ１０２によって検出される。

−トルクコンバータ−
トルクコンバータ２は、入力側のポンプインペラ２１と、出力側のタービンランナ２２と、トルク増幅機能を発現するステータ２３と、ワンウェイクラッチ２４とを備えており、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２との間で作動油（ＡＴＦ）によって動力伝達を行う。ポンプインペラ２１はエンジン１のクランクシャフト１１に連結されており、一方、タービンランナ２２はタービンシャフト２５を介して前後進切換機構３に連結されている。

また、トルクコンバータ２は、その入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチ２６も備えている。ロックアップクラッチ２６は、係合側油室内の油圧と解放側油室内の油圧との差圧（ロックアップ差圧）を制御することによって、完全係合、半係合（スリップ状態での係合）または解放のいずれかの状態に切り替えられる。

そして、ロックアップクラッチ２６の解放状態では、前記のように作動油（ＡＴＦ）によってポンプインペラ２１からタービンランナ２２に動力が伝達されるが、タービンランナ２２の回転数（タービン回転数ｎｔ）がポンプインペラ２１の回転数（エンジン回転数ｎｅと同じ）よりも低い状態では、その回転差に応じてタービンシャフト２５への出力トルクが増幅される。

図示の例ではトルクコンバータ２に、ポンプインペラ２１に連結されて駆動される機械式のオイルポンプ９（油圧ポンプ）が設けられている。このオイルポンプ９は、例えばギヤポンプ、ベーンポンプなどであり、ポンプインペラ２１を介してエンジン１のクランクシャフト１１によって駆動され（このためオイルポンプ９の回転数はエンジン回転数ｎｅになる）、後述するように油圧制御回路２０にも作動油を供給する。

−前後進切換機構−
前後進切換機構３は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構３０、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車機構３０のサンギヤ３１はトルクコンバータ２のタービンシャフト２５に連結されており、前進用クラッチＣ１の近傍にはタービンシャフト２５の回転数を検出するタービン回転数センサ１０４が配置されている。一方、遊星歯車機構３０のキャリア３３は無段変速機構４の入力軸４０に連結されている。

そして、前記キャリア３３とサンギヤ３１とが前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ３２は後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。すなわち、前進用クラッチＣ１が係合され、後進用ブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切換機構３が一体に回転するようになって前進用動力伝達経路が成立し、この状態で、前進方向の駆動力が無段変速機構４側へ伝達される。

一方、後進用ブレーキＢ１が係合され、前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換機構３によって後進用動力伝達経路が成立する。この状態で、入力軸４０はタービンシャフト２５に対して逆方向へ回転し、この後進方向の駆動力が無段変速機構４側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１がともに解放されると、前後進切換機構３は動力伝達を遮断するニュートラル状態になる。

−無段変速機構−
本実施形態の無段変速機構４は、前記のトルクコンバータ２および前後進切換機構３を介してエンジン１から入力する回転を、無段階に変速して出力可能なベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）であり、以下ではＣＶＴ４という。このＣＶＴ４は、入力側（駆動側）のプライマリプーリ４１、出力側（従動側）のセカンダリプーリ４２、および、これらプライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２との間に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト４３（無端伝動部材：チェーン式ベルトも含む）などを備えている。

プライマリプーリ４１の近傍にはプライマリプーリ回転数センサ１０５が配置されている。このプライマリプーリ回転数センサ１０５の出力信号から、ＣＶＴ４の入力軸回転数ｎｉｎを算出することができる。また、セカンダリプーリ４２の近傍にはセカンダリプーリ回転数センサ１０６が配置されており、その出力信号からＣＶＴ４の出力軸回転数ｎｏｕｔを算出することができる。この出力軸回転数ｎｏｕｔから車速ｓｐｄを算出することができる。

詳しくはプライマリプーリ４１は、入力軸４０に固定された固定シーブ４１１と、入力軸４０に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４１２とを備えている。そして、可動シーブ４１２側に配設された油圧アクチュエータ４１３によって、固定シーブ４１１と可動シーブ４１２との間のＶ溝幅を変更することで、伝動ベルト４３の巻き掛け径（有効径）が変更されるようになっている。

同様にセカンダリプーリ４２も、出力軸４４に固定された固定シーブ４２１と、出力軸４４に軸方向に摺動可能に配設された可動シーブ４２２とを備えており、可動シーブ４２２側に配設された油圧アクチュエータ４２３によって固定シーブ４２１と可動シーブ４２２との間のＶ溝幅を変更することで、伝動ベルト４３の巻き掛け径（有効径）が変更されるようになっている。

そして、前記プライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３を制御して、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２のそれぞれのＶ溝幅を変更することによって、両プーリ４１，４２の有効径を連続的に変化させて、変速比γを連続的に変化させることができる。なお、変速比γは、γ＝入力軸回転数ｎｉｎ／出力軸回転数ｎｏｕｔと定義され、例えばプライマリプーリ４１の有効径が大きくなり、セカンダリプーリ４２の有効形が小さくなるとき（アップシフト）に、変速比γは小さくなる。

そうしてプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３を制御して、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２のそれぞれの有効径を変化させる際に、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３は、伝動ベルト４３の滑りが発生しないように所定の挟圧力を発生する。すなわち、詳しくは後述するようにＣＶＴ４への入力トルクｔｉｎなどに応じてベルト挟圧力が決定され、このベルト挟圧力を発生するように油圧アクチュエータ４２３が制御される。

−油圧制御回路−
前記のトルクコンバータ２、前後進切換機構３およびＣＶＴ４などを制御する油圧制御回路２０は、前述の如くＣＶＴ４の変速比γを変更する際に、主にプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御する変速比制御部２０ａと、主にセカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧を制御する挟圧力制御部２０ｂとを備えている。また、油圧制御回路２０は、ライン圧の制御やロックアップクラッチ２６の係合および解放のための油圧制御、および、前後進切換機構３の前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合および解放のための油圧制御も行うように構成されている。

詳しくは図２に示すように油圧制御回路２０は、プライマリレギュレータバルブ２０１、セレクトバルブ２０２、ライン圧モジュレータバルブ２０３、ソレノイドモジュレータバルブ２０４、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６、変速コントロールバルブ２０７、および、挟圧力コントロールバルブ２０８などを備えている。また、図示の例では機械式オイルポンプ９と並列に、電動機９１を動力源とする電動オイルポンプ９０が配設されている。

そして、前記のオイルポンプ９（アイドルストップ時は電動オイルポンプ９０）により生成された油圧は、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ２０１により調圧されてライン圧ＰＬとなる。このライン圧ＰＬは、ライン圧モジュレータバルブ２０３に供給されて一段、低いモジュレートライン圧ＬＰＭ２に調圧されて、ソレノイドモジュレータバルブ２０４、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６に供給される。

前記ソレノイドモジュレータバルブ２０４は、モジュレートライン圧ＬＰＭ２をさらに低圧のモジュレータ油圧ＰＳＭに調圧し、変速コントロールバルブ２０７および挟圧力コントロールバルブ２０８などに供給する。また、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５およびリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６はそれぞれ、ＥＣＵ８から送信される制御信号のデューティ比に応じて作動され、モジュレートライン圧ＬＰＭ２を元圧とする制御油圧を出力する。

こうして出力される制御油圧が変速コントロールバルブ２０７に供給されて、以下に説明するようにＣＶＴ４の変速比制御に供される。また、制御油圧は、挟圧力コントロールバルブ２０８にも供給され、以下に説明するように挟圧力制御に供される。

−変速比制御部−
図２示すように変速コントロールバルブ２０７は、ＣＶＴ４のプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３（以下、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３ともいう）に接続されている。変速コントロールバルブ２０７は、スプール２７１と圧縮コイルばね２７２とを備えており、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が印加される制御油圧ポート２７３と、ライン圧ＰＬが供給される入力ポート２７４とが設けられている。

そして、変速コントロールバルブ２０７は、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧し、出力ポート２７５からプライマリ側油圧アクチュエータ４１３へ供給する。これにより、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３の油圧Ｐｉｎ（以下、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎともいう）が調圧され、ＣＶＴ４の変速比γが制御される。

例えば、制御油圧の増大に応じて変速コントロールバルブ２０７のスプール２７１が図２の上側に変位し、その出力油圧が増大すると、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎも増大するので、プライマリプーリ４１のＶ溝幅が狭くなって、変速比γが小さくなる（アップシフト）。反対に制御油圧が低下すれば、スプール２７１は図２の下側に変位し、変速コントロールバルブ２０７の出力油圧が低下するので、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎも低下し、プライマリプーリ４１のＶ溝幅が広くなって、変速比γが大きくなる（ダウンシフト）。

前記のような変速比制御はＥＣＵ８によって実行される。例えば、後述する制御マップ（図３参照）に従ってＥＣＵ８によりＣＶＴ４の目標変速比（本例では目標入力回転数ｎｉｎｔ）が算出され、この目標変速比と実際の変速比γとの偏差に応じて制御信号が生成される。この制御信号を受けて前記のようにリニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が調圧され、ＣＶＴ４のプライマリシーブ油圧Ｐｉｎが制御される。

−挟圧力制御部−
前記の変速コントロールバルブ２０７と同様に、ＣＶＴ４のセカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３（以下、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３ともいう）には、挟圧力コントロールバルブ２０８が接続されている。この挟圧力コントロールバルブ２０８もスプール２８１と圧縮コイルばね２８２とを備えており、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が印加される制御油圧ポート２８３と、ライン圧ＰＬの供給される入力ポート２８４とが設けられている。

そして、挟圧力コントロールバルブ２０８は、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧をパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧し、出力ポート２８５からセカンダリ側油圧アクチュエータ４２３へ供給する。これにより、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の油圧Ｐｄ（以下、セカンダリシーブ油圧Ｐｄともいう）が調圧されて、ＣＶＴ４のベルト挟圧力が制御される。

例えば、制御油圧が増大すると、これに応じて挟圧力コントロールバルブ２０８のスプール２８１が図２の上側に変位し、その出力油圧が増大するので、セカンダリシーブ油圧Ｐｄも増大し、ベルト挟圧力が増大する。反対に制御油圧が低下すればスプール２８１は図２の下側に変位し、その出力油圧が低下するので、セカンダリシーブ油圧Ｐｄも低下し、ベルト挟圧力が低減される。

前記のような挟圧力制御もＥＣＵ８によって実行される。すなわち、一例としては後述する演算式（式１）に従ってＥＣＵ８により、所要のベルト挟圧力を得るためのセカンダリシーブ油圧Ｐｄの目標値（ベルト挟圧指示値Ｐｄｉ）が算出される。そして、この目標油圧を出力するようにリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６が制御されることにより、前記のようにセカンダリシーブ油圧Ｐｄが調圧されて、ベルト挟圧力が制御される。

なお、前記の如くプライマリシーブ油圧Ｐｉｎとセカンダリシーブ油圧Ｐｄとを独立に制御する場合には、推力比τ（τ＝［セカンダリシーブ油圧Ｐｄ×セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の受圧面積Ａｏｕｔ］／［プライマリシーブ油圧Ｐｉｎ×プライマリ側油圧アクチュエータ４１３の受圧面積Ａｉｎ］）を保持できるよう、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎおよびセカンダリシーブ油圧Ｐｄを制御している。

前述した油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａおよび挟圧力制御部２０ｂによる制御は、それぞれＥＣＵ８からの制御信号を受けて各制御部２０ａ，２０ｂのリニアソレノイドバルブ２０７，２０８が前記の如く動作し、ＣＶＴ４の油圧アクチュエータ４１３，４２３などの油圧を好適に制御することで、実現する。つまり、本実施形態では、ＥＣＵ８によって後述のように実行される所定のプログラムと、油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂとによって、本発明に係る無段変速機の制御装置が構成されている。

（ＥＣＵ）
ＥＣＵ８は、図示は省略するが、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＯＭ（Read Only Memory）、ＲＡＭ（Random Access Memory）およびバックアップＲＡＭなどを備えた公知のものである。ＣＰＵは、ＲＯＭに記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて各種の演算処理を実行する。また、ＲＡＭは、ＣＰＵでの演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶し、バックアップＲＡＭは、例えばエンジン１の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する。

そして、ＥＣＵ８の入力インターフェースには、図１に表れているエンジン回転数センサ１０１、スロットル開度センサ１０２、タービン回転数センサ１０４、プライマリプーリ回転数センサ１０５、セカンダリプーリ回転数センサ１０６等が接続されている。一方、出力インターフェースには、図１に表れているスロットルモータ１３や油圧制御回路２０の他に、エンジン１の燃料噴射装置や点火装置などが接続されており、ＥＣＵ８は、前記した各種のセンサの出力信号などに基づいて、エンジン１の制御、トルクコンバータ２の制御、前後進切換機構３の制御、ＣＶＴ４の制御等を実行する。

例えばエンジン１の運転制御としては、スロットルモータ１３、燃料噴射装置、点火装置等に制御信号が出力されて、吸気量や燃料噴射量、点火時期などが制御される。トルクコンバータ２についてはロックアップクラッチ２６の係合および解放が制御され、前後進切換機構３については前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合および解放が制御される
そして、ＣＶＴ４の制御としてＥＣＵ８は、一例として図３に示す変速比制御マップを参照して目標回転数ｎｉｎｔを算出し、実際の入力軸回転数ｎｉｎが目標回転数ｎｉｎｔになるように変速比γの制御を行う。ＥＣＵ８は、目標回転数ｎｉｎｔの制御信号を油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａに出力し、上述したようにプライマリ側油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御して、ＣＶＴ４の変速比γを連続的に変更させる。

前記図３の変速比制御マップは、運転者の出力要求に対応するスロットル開度ｔｈ（アクセル開度でもよい）および車速ｓｐｄをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した変速比γを設定したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。車速ｓｐｄは出力軸回転数ｎｏｕｔに対応するため、制御マップにおいては目標変速比γとして、入力軸回転数ｎｉｎの目標値である目標回転数ｎｉｎｔを設定している。

（ベルト挟圧力の制御）
前記のような変速比制御とともにＥＣＵ８は、以下に説明するように、ＣＶＴ４への入力トルクｔｉｎなどに応じて、伝動ベルト４３の滑りを抑制するためのベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出し、これに相当する制御信号を油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂに出力する。具体的にはＥＣＵ８は、入力トルクｔｉｎに所定の安全率ＳＦを加えた上で、以下の（式１）によりベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出する。

Ｐｄi ＝ （ｔｉｎ＋ＳＦ）×cosα／（２×μ×Ｒｉｎ×Ａｏｕｔ） … （式１）
なお、（式１）においてＲｉｎは、プライマリプーリ４１の有効径（伝動ベルト４３の巻き掛け半径）であって、変速比γの関数である。また、αは、プライマリプーリ４１およびセダンダリプーリ４２のシーブ角であり、μはプーリ４１，４２と伝動ベルト４３との間の摩擦係数である。Ａｏｕｔは上述したとおり、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の受圧面積である。

ここで、前記の演算に用いる入力トルクｔｉｎの大きさは、エンジン１の発生するトルク（以下、エンジントルクｔｅという）からオルタネータなどの補機やオイルポンプ９の駆動ロス分を減算した上で、前後進切換機構３などのイナーシャやトルクコンバータ２によるトルク増幅も考慮して推定される。すなわち、まず、エンジントルクｔｅは、スロットル開度ｔｈおよびエンジン回転数ｎｅに基づいてエンジン制御マップから算出される。

このエンジン制御マップは周知のものであり、図示は省略するが、運転者の出力要求に対応するスロットル開度ｔｈ（アクセル開度でもよい）およびエンジン回転数ｎｅをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した目標エンジントルクを設定したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。

また、エンジン１の補機やオイルポンプ９の駆動ロスについても、予めエンジン１やトルクコンバータ２、ＣＶＴ４などの動作状態に対応する駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションなどにより求めてマップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数ｎｅや油圧制御回路２０のライン圧ＰＬなどに基づいて、前記のマップを参照して駆動ロスを算出する。

−変速動作中の摩擦損失等の変化−
ところで、前述したＣＶＴ４の変速動作中には、プライマリおよびセカンダリプーリ４１，４２と伝動ベルト４３との間の摩擦損失が増大するとともに、この伝動ベルト４３を構成するリングとエレメントとの摩擦損失も増大し、さらに、プーリ４１，４２や伝動ベルト４３の動作速度が変化することによる損失（イナーシャ抵抗）も発生する。

このような伝動ベルト４３およびプーリ４１，４２における摩擦損失等（以下、ベルト・プーリフリクションともいう）を算出するための数式モデルは非線形になってしまうし、そもそもＣＶＴ４の正確な数式モデルを構築することが困難なので、従来一般的には前記（式１）のようにベルト挟圧指示値Ｐｄｉ（目標ベルト挟圧力）を算出する際に用いる安全率ＳＦを、ベルト・プーリフリクションの増大による影響も含めるよう十分に大きな値に設定していた。

しかしながら、ＣＶＴ４が定常状態にあって変速比γが概ね一定に保たれているときには、変速動作中のようにベルト・プーリフリクションが増大することはないから、このときには安全率ＳＦが必要以上に大きな値になって、その分、無用にベルト挟圧指示値Ｐｄｉが大きくなってしまう。この結果としてＣＶＴ４におけるベルト・プーリフリクションがさらに増大するとともに、油圧制御回路２０の油圧も必要以上に高くなってしまい、オイルポンプ９の駆動ロスも増大することになる。

これに対して本実施形態では、ＣＶＴ４の変速動作に伴うベルト・プーリフリクションの増分を数値計算によって算出し、この算出結果も加味して前述した（式１）によりベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出するようにしている。こうすることで、（式１）で用いる安全率ＳＦを従来までと比べて小さな値に設定することができる。以下、詳細に説明する。

まず、前記のベルト・プーリフリクションの大きさは作動油温ｔｏの影響を受けるとともに、ＣＶＴ４への入力トルクｔｉｎ、入力回転数ｎｉｎおよび変速比γに依存することが知られている。すなわち、伝動ベルト４３のリングとエレメントとの摩擦損失は、主として入力トルクｔｉｎに依存し、プーリ４１，４２や伝動ベルト４３のイナーシャ抵抗は主として入力回転数ｎｉｎに依存し、プーリ４１，４２と伝動ベルト４３との間の摩擦損失は主として変速比γに依存する。

このことから、ベルト・プーリフリクションによって失われるトルク（以下、ロストルクという）の大きさは、入力トルクｔｉｎ、入力回転数ｎｉｎ、変速比γおよび作動油温ｔｏを変数とする関数（以下、ロストルク関数という）Ｔ_Bfric(tin，nin，γ，to)として表すことができる。このロストルク関数ＴBfricである。

そこで、本実施形態では予め実験・シミュレーションなどによって、ＣＶＴ４の広い動作状態（即ち前記の入力トルク、入力回転数、変速比および作動油温）に亘ってベルト・プーリフリクションの大きさを調べて、一例を図４に示すようなロストルク・マップを設定しておく。例えば、ロストルク・マップは、入力トルクｔｉｎ、入力回転数ｎｉｎ、変速比γおよび作動油温ｔｏに対応するロストルクを設定したものである。

図４の例では、入力回転数ｎｉｎ＝１０００ｒｐｍで作動油温ｔｏ＝８０℃の場合の入力トルクｔｉｎおよび変速比γの変化に対するロストルクＴ_Bfricの変化が表れており、ロストルクＴ_Bfricは、入力トルクｔｉｎおよび変速比γのそれぞれの上昇に連れて増大している。この図のような三次元のマップがｎｉｎ＝５００，６００，６００，…というように例えば１００ｒｐｍ毎に複数枚、組み合わされて、四次元のロストルク・マップが構成されている。

なお、前記のような四次元のロストルク・マップが、さらに作動油温ｔｏに応じて（例えば２０℃毎に）複数枚、用意されているが、以下に説明するようにロストルク・マップを参照して変速動作中のＣＶＴ４の摩擦損失等の増分を算出する場合には、作動油温の変化を考慮する必要はない。そこで、以下の説明では便宜上、ロストルク関数は、入力トルクｔｉｎ、入力回転数ｎｉｎおよび変速比γを変数とする関数Ｔ_Bfric(tin，nin，γ)として取り扱う。

すなわち、変速動作中のＣＶＴ４の摩擦損失等の増分を、前記のロストルク・マップを参照して算出する場合には、その変速動作によって生じる入力トルクｔｉｎの変化によるベルト・プーリフリクション、即ちロストルクの増分と、同じく入力回転数ｎｉｎの変化によるロストルクの増分と、変速比γの変化によるロストルクの増分とをそれぞれ算出して、それらを合算する。

より具体的には、入力トルクｔｉｎの変化によるロストルクの増分は、ロストルク関数Ｔ_Bfric(tt，nin，γ)の入力トルクｔｉｎによる偏微分係数値(∂Ｔ_Bfric／∂tin)と、入力トルクｔｉｎの変化量ｄtinとの積として算出する。同様に入力回転数ｎｉｎの変化による増分は、入力回転数ｎｉｎによる偏微分係数値(∂Ｔ_Bfric／∂nin)と、入力回転数の変化量ｄninとの積として算出し、変速比γの変化による増分は、変速比γによる偏微分係数値(∂Ｔ_Bfric／∂γ)と、変速比の変化量ｄγとの積として算出する。

つまり、ＣＶＴ４の変速動作中に増大するロストルク（ベルト・プーリフリクション）の大きさは、以下の（式２）によって算出することができる。

ｄＴ_Bfric ＝ (∂Ｔ_Bfric/∂tin)×ｄtin＋
(∂Ｔ_Bfric/∂nin)×ｄnin＋(∂Ｔ_Bfric/∂γ)×ｄγ … （式２）
そして、ロストルク関数Ｔ_Bfric(tin，nin，γ)の偏微分計数値は、前記図４のロストルク・マップを用いて数値微分によって求める。すなわち、図４に示すロストルクのマップにおいて、ＣＶＴ４の動作状態が僅かに変化するときに、任意の動作点（入力トルクｔｉｎ、入力回転数ｎｉｎおよび変速比γによって決まる点）におけるロストルク関数Ｔ_Bfric(tin，nin，γ)の差分値を、偏微分係数値とみなすのである。

例えば、図４に示す動作点Ｔ１(tin1，nin1，γ1)においてダウンシフト変速が開始され、入力トルクｔｉｎが増大しかつ入力回転数ｎｉｎが上昇して、変速比γが大きくなる場合について説明する。この場合、動作点Ｔ１において入力トルクｔｉｎが僅かに変化するときのロストルクの変化は、図示の矢印ａの傾きとして表れており、動作点Ｔ１(tin1，nin1，γ1)におけるロストルク関数Ｔ_Bfric(tin，nin，γ)の入力トルクｔｉｎによる偏微分係数値として、以下の（式３）のように算出される。

(∂Ｔ_Bfric／∂tin)
＝｛Ｔ_Bfric(tin1+Δtin，nin1，γ1)−Ｔ_Bfric(tin1，nin1，γ1)｝／(tin1+Δtin−tin1)
＝｛Ｔ_map(tin1+Δtin，nin1，γ1)−Ｔ_map(tin1，nin1，γ1)｝／Δtin …（式３）
なお、Δtinは数値微分の刻み幅であって予め設定されている。また、Ｔ_map(tin，nin，γ)は図４のロストルク・マップを参照して算出したロストルク関数Ｔ_Bfric(tin，nin，γ)の値である。

同様に、前記動作点Ｔ１から入力回転数ｎｉｎが僅かに変化するときのロストルクの変化量は、動作点Ｔ１(tin1，nin1，γ1)におけるロストルク関数Ｔ_Bfric(tin，nin，γ)の入力回転数ｎｉｎによる偏微分係数値として、以下の（式４）のように算出される。また、前記動作点Ｔ１から変速比γが僅かに変化するときのロストルクの変化量は、動作点Ｔ１(tin1，nin1，γ1)におけるロストルク関数Ｔ_Bfric(tin，nin，γ)の変速比γによる偏微分係数値として、以下の（式５）のように算出される。

(∂Ｔ_Bfric／∂nin)
＝｛Ｔ_map(tin1，nin1+Δnin，γ1)−Ｔ_map(tin1，nin1，γ1)／Δnin … (式４)
(∂Ｔ_Bfric／∂γ)
＝｛Ｔ_map(tin1，nin1，γ1+Δγ)−Ｔ_map(tin1，nin1，γ1)／Δγ … (式５)
このようにして、ロストルクのマップを参照し数値計算によってＣＶＴ４の変速動作中のベルト・プーリフリクション（ロストルク）の増分を算出し、この算出結果を加味してベルト挟圧力の制御を行う。具体的には、前記のように算出したロストルクの増分をベルト・プーリフリクション項として、ＣＶＴ４への入力トルクに加算するとともに、その分、前述した（式１）で用いる安全率ＳＦを小さな値に設定する。

−変速動作中の挟圧力制御−
以下、前記のようなＣＶＴ４のベルト挟圧力制御について、図５〜８を参照して具体的に説明する。なお、図５のフローチャートに示すルーチンは、ＥＣＵ８において所定の時間（例えば数十ミリ秒）間隔で繰り返し実行される。

図５のフローにおいてスタート後のステップＳＴ１では、まず、エンジントルクｔｅなど必要なデータを読み込む。前述したようにエンジントルクｔｅは、スロットル開度ｔｈおよびエンジン回転数ｎｅに基づいてエンジン制御マップから算出され、ＥＣＵ８のＲＡＭに記憶されている。また、エンジン補機やオイルポンプ９の駆動ロスはマップを参照して算出される。これらのデータは、後述する入力トルクｔｉｎの算出に用いられる。

続いてステップＳＴ２において、ＣＶＴ４の変速動作中のプーリ４１，４２および伝動ベルト４３におけるロストルクの増分、即ちベルト・プーリフリクション項を算出する。これは、後述するステップＳＴ４において入力トルクｔｉｎを算出する際に加算するもので、前記の（式３）〜（式５）を用いて算出することができる。具体的には、例えば動作点Ｔ１(tin1＝20Nm，nin1＝1000rpm，γ1＝0.426) においてダウンシフト変速が開始され、動作点Ｔ２（(tin2＝30Nm，nin2＝1500rpm，γ2＝1.5)へ移行する場合のベルト・プーリフリクション項は以下のようにして算出することができる。

まず、数値微分の刻み幅を十分に小さく設定して、例えばΔtin＝0.001、Δne＝1、Δγ＝0.0001とすれば、前記（式３）によって、 (∂Ｔ_Bfric／∂tin) ＝｛Ｔ_map(20.001，1000，0.426)−Ｔ_map(20，1000，0.426)｝／0.001 ＝0.09 となる。動作点Ｔ１〜Ｔ２における入力トルクの変化量ｄtinは、 30−20＝10 なので、入力トルクｔｉｎの変化によるロストルクの増分は、 0.09×10 ＝ 0.9 となる。

同様に入力回転数ｎｉｎの変化によるロストルクの増分については、前記（式４）より (∂Ｔ_Bfric／∂nin)＝｛Ｔ_map(20，1001，0.426)−Ｔ_map(20，1000，0.426)｝／1 ＝-0.0005 となり、動作点Ｔ１〜Ｔ２における入力回転数の変化量ｄninが、1500−1000＝500 なので、ロストルクの増分は -0.0005×500 ＝ -0.25 となる。

さらに、変速比γの変化による増分については、前記（式５）より (∂Ｔ_Bfric／∂γ)＝｛Ｔ_map(20，1000，0.4261)−Ｔ_map(20，1000，0.426)｝／0.0001 ＝-1 となり、動作点Ｔ１〜Ｔ２における変速比の変化量ｄγは、 0.426−1.5＝-1.074 なので、ロストルクの増分は -1×-1.074 ≒ 1.07 となる。そして、前記（式２）よりベルト・プーリフリクション項は、ｄＴ_Bfric ＝0.9−0.25＋1.07＝1.72 として算出することができる。

但し、本実施形態のフローでは前記のような計算をステップＳＴ２において行うのではなく、図４のポンプ駆動ロスのマップを参照して予め複数の動作点における偏微分係数値を算出し、入力トルクｔｉｎ、入力回転数ｎｉｎおよび変速比γに対応づけて、マップとして設定しておく。そして、前記ステップＳＴ２においては、そのマップを参照してベルト・プーリフリクション項を算出する。

一例として図６は、図４のマップの複数の動作点においてそれぞれ前記（式３）によって算出した偏微分係数値（∂Ｔ_Bfric／∂tin）、即ち、入力トルクtinの変化によって発生するロストルクの勾配を設定したマップのイメージ図である。このマップを参照して図に矢印で示すように動作点Ｔ１(tin1＝20Nm，nin1＝1000rpm，γ1＝0.426)における偏微分係数値（∂Ｔ_Bfric／∂tin）を算出し、これに入力トルクの変化分ｄtinを乗算する。

同様に図７には、前記（式４）によって算出した偏微分係数値（∂Ｔ_Bfric／∂nin）、即ち入力回転数ｎｉｎの変化によって発生するロストルクの勾配を設定したマップのイメージ図を示す。このマップを参照して、図に矢印で示すように動作点Ｔ１における偏微分係数値（∂Ｔ_Bfric／∂nin）を算出し、これに入力回転数ｎｉｎの変化分ｄninを乗算する。

さらに図８には、前記（式５）によって算出した偏微分係数値（∂Ｔ_Bfric／∂γ）、即ち変速比γの変化によって発生するロストルクの勾配を設定したマップのイメージ図を示す。このマップを参照して、図に矢印で示すように動作点Ｔ１における偏微分係数値（∂Ｔ_Bfric／∂γ）を算出し、これに変速比の変化分ｄγを乗算する。そして、それらを合算してベルト・プーリフリクション項を算出する。

前記のステップＳＴ２に続いてステップＳＴ３では、例えば変速比制御部２０ａに出力する制御信号によって、ＣＶＴ４の変速動作中か否か判定し、否定判定（ＮＯ）であれば後述のステップＳＴ６に進む一方、肯定判定（ＹＥＳ）であればステップＳＴ４に進んで、ＣＶＴ４への入力トルクｔｉｎを算出する。

すなわち、ステップＳＴ１で読み込んだエンジントルクｔｅから補機やオイルポンプ９の駆動ロス分（マップを参照して算出）を減算し、トルクコンバータ２によるトルク増幅や前後進切換機構３などのイナーシャも考慮して、ＣＶＴ４へ入力するトルクの推定値を算出する。なお、変速動作中はトルクコンバータ２のロックアップクラッチ２６が係合状態になっており、トルク比は１になる。また、イナーシャについては、ＣＶＴ４への入力回転速度ｎｉｎの時間あたりの変化量、即ち加減速度から算出される。

その上さらに、前記入力トルクの推定値に、前記ステップＳＴ２で算出したベルト・プーリフリクション項を加算して、これを入力トルクＴｉｎとする。すなわち、ＣＶＴ４の変速動作中にはベルト・プーリフリクションの増分を算出して、これを加算することにより、入力トルクｔｉｎを大きめに算出する。この入力トルクｔｉｎを用いて、ステップＳＴ５では前述の（式１）により、ベルト・プーリフリクションの増大による影響を含めて、伝動ベルト４３の滑りを好適に抑制できるようなベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出することができる。

一方、前記のステップＳＴ３で変速動作中ではない、と否定判定（ＮＯ）して進んだステップＳＴ６では、ベルト・プーリフリクション項の値を零（０）にして前記のステップＳＴ４に進み、ＣＶＴ４への入力トルクｔｉｎを算出する。ここではベルト・プーリフリクション項＝０であるから、入力トルクｔｉｎの値が計算上、大きめになることはない。そして、前記のステップＳＴ５に進んで前記（式１）によりベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出する。

したがって、本実施形態に係るＣＶＴ４においては、その変速動作に伴うプーリ４１，４２および伝動ベルト４３における摩擦損失等（ベルト・プーリフリクション）の増分を算出し、これを加味してベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出するようにしているので、その際に用いる安全率ＳＦにはベルト・プーリフリクションの増分を含める必要がなく、その分、小さめの値に設定している。

そのため、ＣＶＴ４の変速比γが概ね一定の定常状態において前記のように入力トルクＴｉｎに応じて算出されるベルト挟圧指示値Ｐｄｉが、安全率ＳＦが小さめに設定されている分は小さな値になって、ベルト挟圧力が低減されることになる。これにより、ＣＶＴ４における動力損失が低減されるとともに、ベルト挟圧力を発生するための作動油圧（ライン圧ＰＬ）が低下して、オイルポンプ９の駆動ロスも低減される。そして、その分、エンジントルクｔｅを低下させることによって燃費の低減が図られる。

図９は、本実施形態のパワートレインを搭載した車両で行った走行試験（ＪＣ０８モード）の一部を示しており、実線のグラフで示すような車速の変化と、ＣＶＴ４における動力損失（ロストルク）との対応を調べたものである。図に白い三角でプロットした点が、本実施形態のロストルクを示しており、黒い四角でプロットした点は、安全率の大きめな比較例を示している。

図には符号Ｔとして破線で囲んで示すように、車速の変化が大きくて、ＣＶＴ４は変速動作中であると考えられる場合、ロストルクは本実施形態（三角）と比較例（四角）とで大きな違いは見られない。一方で、符号Ｓとして囲んで示すように車速の変化が小さく、ＣＶＴ４は定常状態であると考えられる場合は、本実施形態におけるロストルク（三角）が比較例（四角）に比べて低減されていることが分かる。

−他の実施形態−
以上、説明した実施形態では、ガソリンエンジンを搭載した車両のパワートレインに本発明を適用した例を示したが、本発明はこれに限られることなく、ディーゼルエンジン等の他のエンジンを搭載した車両にも適用可能である。また、車両の動力源についてはエンジンの他に電動モータ、あるいはエンジンと電動モータの両方を備えたハイブリッド形動力源であってもよい。

本発明は、例えば車両に搭載されるベルト式のＣＶＴに適用可能であり、変速比の変化が小さな動作状態でのベルト挟圧力を小さくすることによって、燃費の低減が図られるので、乗用車などにおいて高い効果を奏する。

４ 無段変速機構（ＣＶＴ：無段変速機）
４１ プライマリプーリ（駆動側のプーリ）
４２ セカンダリプーリ（従動側のプーリ）
４３ ベルト（無端伝動部材）
８ ＥＣＵ（無段変速機の制御装置）
２０ｂ 油圧制御回路の挟圧力制御部（無段変速機の制御装置）
ｔｉｎ ＣＶＴへの入力トルク
ｎｉｎ ＣＶＴへの入力回転数
γ ＣＶＴの変速比
Ｔ_Bfric ベルト・プーリフリクション（摩擦損失等）
Ｐｄｉ ベルト挟圧指示値（挟圧力）

Claims (1)

1. 駆動側および従動側のプーリ間に無端伝動部材が巻き掛けられており、前記駆動側のプーリに入力するトルクの大きさに応じて、前記無端伝動部材の挟圧力を制御するように構成された無段変速機の制御装置において、
   前記無段変速機の変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作に伴う前記駆動側および従動側プーリ並びに無端伝動部材における摩擦損失の変化量を算出し、この変化量も加味して前記無端伝動部材の挟圧力を制御する構成とした、ことを特徴とする無段変速機の制御装置。

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