(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
プーリ（１３，１４）および無端ベルト（１５）間の摩擦係数のデフォルト値（μo ）を変速比毎に記憶する摩擦係数マップ（１６）と、
前記プーリ（１３，１４）および前記無端ベルト（１５）間の摩擦係数（μ）を算出する摩擦係数算出手段（Ｍ３）と、
前記摩擦係数算出手段（Ｍ３）で算出した摩擦係数（μ）に基づいて前記摩擦係数マップ（１６）に記憶した前記摩擦係数のデフォルト値（μo ）を補正する摩擦係数補正手段（Ｍ４）と、
を備えるベルト式無段変速機の摩擦係数補正装置であって、
前記摩擦係数補正手段（Ｍ４）は、前記摩擦係数算出手段（Ｍ３）が所定の変速比において算出した摩擦係数（μ）と該所定の変速比における前記摩擦係数マップ（１６）に記憶した摩擦係数のデフォルト値（μo ）とから摩擦係数補正係数（ｋ）を算出し、この算出された摩擦係数補正係数（ｋ）を全ての変速比の摩擦係数のデフォルト値（μ0 ）に乗算することで、各変速比の前記摩擦係数マップ（１６）に記憶した前記摩擦係数のデフォルト値（μo ）を一律に補正することを特徴とするベルト式無段変速機の摩擦係数補正装置。
【請求項２】
前記摩擦係数補正係数（ｋ）は前記無端ベルト（１５）の初期摩擦終了後に算出したものを使用することを特徴とする、請求項１に記載のベルト式無段変速機の摩擦係数補正装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、プーリおよび無端ベルト間の摩擦係数のデフォルト値を変速比毎に記憶する摩擦係数マップと、プーリおよび無端ベルト間の摩擦係数を算出する摩擦係数算出手段と、前記摩擦係数算出手段で算出した摩擦係数に基づいて前記摩擦係数マップに記憶した前記摩擦係数のデフォルト値を補正する摩擦係数補正手段とを備えたベルト式無段変速機の摩擦係数補正装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
入力軸に設けたドライブプーリと出力軸に設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機では、プーリが無端ベルトを挟圧する軸推力を制御することで、プーリの溝幅を変化させて変速比を増減するとともに、プーリおよび無端ベルト間にスリップが発生するのを防止している。プーリおよび無端ベルト間にスリップが発生するのを防止すべくプーリの軸推力を制御するとき、プーリおよび無端ベルト間の摩擦係数が大きいとスリップが発生し難いが、発熱量が増加して効率低下を招くことがあり、小さいとスリップが発生し易いため、その摩擦係数を考慮して必要な軸推力を算出する必要がある。
【０００３】
プーリおよび無端ベルト間の摩擦係数はベルト式無段変速機の変速比に応じて変化するため、予め摩擦係数のデフォルト値（新車時に設定される初期値）を記憶させた摩擦係数マップを変速比毎に設けておき、そのときの変速比に応じた摩擦係数マップから摩擦係数のデフォルト値を読み出してプーリの軸推力を制御することが行われている。しかしながら、経時変化による摩耗等によりプーリおよび無端ベルトの接触面の性状が変化すると、それらの間の摩擦係数も次第に変化し、実際の摩擦係数は摩擦係数マップに記憶した摩擦係数のデフォルト値から乖離するため、ベルト式無段変速機の運転状態から算出した実際の摩擦係数に基づいて摩擦係数のデフォルト値を補正してプーリの軸推力の制御に使用する必要がある。
【０００４】
下記特許文献１には、各変速比毎にプーリおよび無端ベルト間の実際の摩擦係数を算出し、算出した摩擦係数を用いて対応する変速比の摩擦係数マップに記憶した摩擦係数のデフォルト値を補正し、補正した摩擦係数を用いてプーリの軸推力を制御するものが記載されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】日本特許第４１５８６６５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
ところで、各変速比毎に実際の摩擦係数を算出するのは、その変速比でベルト式無段変速機が所定時間定常状態で運転されることが必要となるが、例えば発進時の高変速比状態は極めて短時間しか継続しないため、高変速比状態における実際の摩擦係数を算出する機会は殆どないと言える。従って、上記従来のものは、全ての変速比領域で摩擦係数マップに記憶した摩擦係数のデフォルト値を的確に補正することは困難であり、プーリの側圧が過剰になってエンジンの燃費を悪化させたり、プーリの側圧が不足して無端ベルトがスリップしたりする可能性があった。
【０００７】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、摩擦係数マップに変速比毎に予め記憶されたベルト式無段変速機のプーリおよび無端ベルト間の摩擦係数のデフォルト値を、プーリおよび無端ベルトに経時変化が生じるのに応じて簡単かつ的確に補正することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記目的を達成するために、本発明によれば、プーリおよび無端ベルト間の摩擦係数のデフォルト値を変速比毎に記憶する摩擦係数マップと、前記プーリおよび前記無端ベルト間の摩擦係数を算出する摩擦係数算出手段と、前記摩擦係数算出手段で算出した摩擦係数に基づいて前記摩擦係数マップに記憶した前記摩擦係数のデフォルト値を補正する摩擦係数補正手段とを備えるベルト式無段変速機の摩擦係数補正装置であって、前記摩擦係数補正手段は、前記摩擦係数算出手段が所定の変速比において算出した摩擦係数と該所定の変速比における前記摩擦係数マップに記憶した摩擦係数のデフォルト値とから摩擦係数補正係数を算出し、この算出された摩擦係数補正係数を全ての変速比の摩擦係数のデフォルト値に乗算することで、各変速比の前記摩擦係数マップに記憶した前記摩擦係数のデフォルト値を一律に補正することを特徴とするベルト式無段変速機の摩擦係数補正装置が提案される。
【０００９】
尚、実施の形態のドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４は本発明のプーリに対応する。
【発明の効果】
【００１０】
本発明の特徴によれば、摩擦係数補正手段は、摩擦係数算出手段が所定の変速比において算出した摩擦係数と該所定の変速比における摩擦係数マップに記憶した摩擦係数のデフォルト値とから摩擦係数補正係数を算出し、この算出された摩擦係数補正係数を全ての変速比の摩擦係数のデフォルト値に乗算することで、各変速比の摩擦係数マップに記憶した摩擦係数のデフォルト値を一律に補正する。これにより、一つの摩擦係数補正係数を算出するだけで全ての摩擦係数マップの摩擦係数のデフォルト値を補正することが可能になり、かつ補正された摩擦係数のデフォルト値の信頼性も確保されるため、各変速比毎に算出した複数の摩擦係数から複数の摩擦係数補正係数を求め、そられの摩擦係数補正係数で各変速比毎の摩擦係数マップに記憶した摩擦係数のデフォルト値を補正する従来の手法に比べて演算負荷が軽減される。しかも一つの変速比においてのみ摩擦係数を算出すれば良いため、複数の変速比においてそれぞれ摩擦係数を算出する従来の手法に比べて、摩擦係数が算出可能となる頻度を増加させて補正された摩擦係数のデフォルト値の信頼性を更に高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】図１はベルト式無段変速機の全体構造を示す図である。（第１の実施の形態）
【図２】図２はベルト式無段変速機の変速制御および側圧制御の説明図である。（第１の実施の形態）
【図３】図３はプーリの変速制御および側圧制御を決定するフローチャートである。（第１の実施の形態）
【図４】図４はプーリ側圧と動力伝達効率との関係を示すグラフである。（第１の実施の形態）
【図５】図５はトルク比と動力伝達効率との関係を示グラフである。（第１の実施の形態）
【図６】図６はトルク比とベルトスリップとの関係を示す図である。（第１の実施の形態）
【図７】図７は入力軸回転数の変動波形および出力軸回転数の変動波形を示す図である。（第１の実施の形態）
【図８】図８は変動成分の周波数および滑り識別子からトルク比を検索するマップを示す図である。（第１の実施の形態）
【図９】図９は変動成分の周波数および位相遅れからトルク比を検索するマップを示す図である。（第１の実施の形態）
【図１０】図１０はプーリ側圧の制御系のブロック図である。（第１の実施の形態）
【図１１】図１１は二つの物体の接触面の状態を示す模式図である。（第１の実施の形態）
【符号の説明】
【００１２】
１３            ドライブプーリ（プーリ）
１４            ドリブンプーリ（プーリ）
１５            無端ベルト
１６            摩擦係数マップ
Ｍ３            摩擦係数算出手段
Ｍ４            摩擦係数補正手段
μ              摩擦係数
μ0             摩擦係数のデフォルト値
ｋ              摩擦係数補正係数
【発明を実施するための形態】
【００１３】
以下、図１〜図１１に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
【第１の実施の形態】
【００１４】
図１に示すように、自動車に搭載されるベルト式無段変速機ＴＭは、エンジンＥに接続された入力軸１１と、入力軸１１と平行に配置された出力軸１２と、入力軸１１に設けられたドライブプーリ１３と、出力軸１２に設けられたドリブンプーリ１４と、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４に巻き掛けられた金属製の無端ベルト１５とを備える。ドライブプーリ１３は固定側プーリ半体１３ａと可動側プーリ半体１３ｂとで構成され、可動側プーリ半体１３ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１３ａに接近する方向に付勢される。同様に、ドリブンプーリ１４は固定側プーリ半体１４ａと可動側プーリ半体１４ｂとで構成され、可動側プーリ半体１４ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１４ａに接近する方向に付勢される。従って、ドライブプーリ１３の可動側プーリ半体１３ｂおよびドリブンプーリ１４の可動側プーリ半体１４ｂに作用させるプーリ側圧を制御し、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の一方の溝幅を増加させて他方の溝幅を減少させることで、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を任意に変更することができる。
【００１５】
ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御する電子制御ユニットＵには、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸１１の回転数と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸１２の回転数と、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジンＥの回転数とに加えて、アクセル開度信号、車速信号等が入力される。電子制御ユニットＵは、アクセル開度信号および車速信号に基づいてベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を変化させる通常の変速比制御以外に、後述するトルク比Ｔｒを推定し、このトルク比Ｔｒを用いてベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高めるべくプーリ側圧を変化させる制御を行う。
【００１６】
図２に示すように、ベルト式無段変速機ＴＭの入力トルクをＴDRとし、出力トルクをＴDNとし、最大伝達入力トルク、即ちドライブプーリ１３および無端ベルト１５間にスリップが発生する瞬間の入力トルクＴDRをＴｍａｘDRとし、最大伝達出力トルク、即ちドリブンプーリ１４および無端ベルト１５間にスリップが発生する瞬間の出力トルクＴDNをＴｍａｘDNとし、動力伝達効率をη、変速比をｉとすると、ベルト式無段変速機ＴＭの最大伝達トルクＴｍａｘは，ＴｍａｘDRあるいはＴｍａｘDN／ηｉの何れか小さい方となり、ＴDR＞Ｔｍａｘのときに、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の何れか一方がスリップする。
【００１７】
図３のフローチャートに示すように、例えば、ステップＳ１でＴｍａｘDR＞ＴｍａｘDN／ηｉの場合には、出力トルクＴDN＞最大伝達出力トルクＴｍａｘDNになった瞬間にドリブンプーリ１４にスリップが発生するため、ステップＳ２でベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御するためにドライブプーリ１３の側圧を制御し（変速制御）、ドリブンプーリ１４のスリップを防止するためにドリブンプーリ１４の側圧を制御する（側圧制御）。
【００１８】
逆に、前記ステップＳ１でＴｍａｘDR≦ＴｍａｘDN／ηｉの場合には、入力トルクＴDR＞最大伝達入力トルクＴｍａｘDRになった瞬間にドライブプーリ１３にスリップが発生するため、ステップＳ３でベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御するためにドリブンプーリ１４の側圧を変更し（変速制御）、ドライブプーリ１３のスリップを防止するためにドライブプーリ１３の側圧を制御する（側圧制御）。
【００１９】
ところで、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高める手段の一つとして、プーリに加えるプーリ側圧を低下させることが知られている。図４は、プーリ側圧に対する動力伝達効率および摩擦損失の関係を示すもので、プーリ側圧の減少に伴って、プーリおよび無端ベルト間のスリップが小さいミクロスリップ領域から、遷移領域を経て、プーリおよび無端ベルト間のスリップが大きいマクロスリップ領域に移行する。ミクロスリップ領域ではプーリ側圧の減少に応じて動力伝達効率が次第に向上するが、遷移領域で動力伝達効率が低下し始め、マクロスリップ領域で動力伝達効率が急激に低下する。
【００２０】
その理由は、無端ベルトの金属エレメントの半径方向滑りと金属リングの滑りに起因する摩擦損失の和は、プーリ側圧の減少に伴ってミクロスリップ領域からマクロスリップ領域まで一定の比較的に大きい減少率Ａで減少するが、金属エレメントの接線方向滑りに起因する摩擦損失は、ミクロスリップ領域から遷移領域にかけて略一定の比較的に小さい増加率Ｂ（Ａ＞Ｂ）で増加し、マクロスリップ領域で急激に増加するためと考えられる。
【００２１】
最大の動力伝達効率を得るには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に制御することが望ましいが、プーリ側圧を過剰に減少させてしまうと、ミクロスリップ領域から遷移領域を通り越してマクロスリップ領域に入ってしまい、プーリに対して無端ベルトが大きくスリップして損傷する可能がある。従って、ベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保しながら動力伝達効率を高めるには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に精度良く制御することが必要となる。
【００２２】
そのために、本発明ではトルク比Ｔｒというパラメータを導入している。トルク比Ｔｒは、
Ｔｒ＝Ｔ／Ｔｍａｘ                      …（１）
で定義されるもので、Ｔはベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルク（極端なスリップが発生している場合を除き、入力トルクＴDRに一致する）であり、Ｔｍａｘはベルト式無段変速機ＴＭが現在の軸推力（つまり、プーリ側圧×プーリピストンの受圧面積）でスリップせずに伝達可能な最大トルクである。トルク比Ｔｒ＝０は動力伝達が行われていない状態に対応し、トルク比Ｔｒ＝１は現在伝達しているトルクが飽和した状態に対応し、トルク比Ｔｒ＞１はマクロスリップが発生してしまったか、それに遷移している状態に対応する。
【００２３】
図５に示すように、変速比がＯＤの状態および変速比がＭＩＤの状態では、トルク比Ｔｒが１．０で最大の動力伝達効率が得られる。また変速比がＬＯＷの状態では、最大の動力伝達効率が得られるトルク比Ｔｒは０．９に低下するが、トルク比Ｔｒが１．０でも依然として高い動力伝達効率が得られることが分かる。つまり、トルク比Ｔｒというパラメータは動力伝達効率と極めて高い相関関係があり、このトルク比Ｔｒが１．０に近い値になるようにベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を制御することで動力伝達効率を高めることができ、しかもマクロスリップの発生を防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保することができる。
【００２４】
トルク比Ｔｒを算出する際に必要な最大伝達可能トルクＴｍａｘは、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合、即ちドライブプーリ１３がスリップする場合には、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ｃｏｓα                …（２）
で与えられ、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合、即ちドリブンプーリ１４がスリップする場合には、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ηｉｃｏｓα              …（３）
で与えられる。ここで、μは側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、Ｑは側圧制御される側のプーリ１３，１４の軸推力、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは変速比である。
【００２５】
このように、トルク比Ｔｒを算出するには最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出する必要があり、最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出するには、プーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μ、プーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径Ｒおよびプーリ１３，１４の軸推力Ｑを検出する必要があるため、多くのセンサが必要になる。これらのセンサを実際の車両に搭載することは、コストの観点から実現することが困難である。
【００２６】
本実施の形態は、トルク比Ｔｒを、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ0 （変動成分の周波数ｆ0 ）とから、あるいは位相遅れΔφと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ0 （変動成分の周波数ｆ0 ）とから推定するものである。入力軸１１の回転数変動はエンジンＥの回転数変動と同期することから、入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ0 はエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から算出可能であり、また後述するように、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφは入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数の変動と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数の変動とから算出可能であるため、トルク比Ｔｒを最小限の数のセンサで精度良く推定することができる。
【００２７】
次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφについて説明する。図６に示すように、トルク比Ｔｒが増加するのに伴い、ミクロスリップ領域ではベルトのスリップ量は僅かずつ増加し、マクロスリップ領域に入るとベルトのスリップ量は急激に増加する。入力軸１１に無端ベルト１５を介して接続された出力軸１２には、入力軸１１の回転数変動が無端ベルト１５を介して伝達されるため、出力軸１２にも同じ周波数の回転数変動が発生する。ベルトおよびプーリ間に全くスリップが存在しないとき、入力軸回転数の変動は減衰することなく出力軸に伝達されるが、トルク比Ｔｒの増加に伴ってスリップ量が増加すると、入力軸回転数の変動波形の振幅に対して出力軸回転数の変動波形の振幅が小さくなり、かつ入力軸回転数の変動波形の位相に対して出力軸回転数の変動波形の位相が遅れることになる。
【００２８】
図６および図７において、実線で示す入力軸回転数の変動波形に対して鎖線で示す出力軸回転数の変動波形は、トルク比Ｔｒの増加に伴って振幅が次第に減少するとともに位相が次第に遅れていることが分かる。入力軸回転数の振動波形は、
Ｎｉｎ＝Ａｃｏｓ（ωｔ＋φｉｎ）              …（４）
で与えられ、出力軸回転数の振動波形は、
Ｎｏｕｔ＝Ｂｃｏｓ（ωｔ＋φｏｕｔ）            …（５）
で与えられる。
【００２９】
つまり、入力軸回転数の振動波形に対して出力軸回転数の振動波形は、振幅がＡからＢに減少し、位相がφｉｎ−φｏｕｔだけ遅れることになる。
【００３０】
次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの算出の手法を説明する。
【００３１】
先ず、入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ0 を、エンジンＥの気筒数ｎと、エンジン回転数の直流成分Ｎｅとを用いて、次式により算出する。エンジン回転数の直流成分Ｎｅは、通常のエンジンＥに必ず備えられているエンジン回転数センサＳｃにより検出可能である。
【００３２】
【数１】
0005907581.tif 000002
滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、変動周波数ｆ0 における入力軸１１と出力軸１２との間の振幅比Ｍを、ベルト式無段変速機ＴＭの幾何学的な応答、即ち滑りや励振の影響を受けない場合の振幅比Ｍｇにより標準化したものであり、次式により定義される。
【００３３】
【数２】
0005907581.tif 000003
入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ0 の関数である振幅比Ｍは次式で定義されるもので、変動周波数ｆ0 はエンジン回転数センサＳｃが出力するエンジン回転数から算出可能であり、Ｓｉｎ（ｆ0 ）は入力軸回転数の変動波形のパワスペクトルであって入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、またＳｏｕｔ（ｆ0 ）は出力軸転数の変動波形のパワスペクトルであって出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。
【００３４】
【数３】
0005907581.tif 000004
また幾何学条件における振幅比Ｍｇは、ベルト式無段変速機ＴＭで生じる滑りが小さい場合には、近似的に出力信号と入力信号との直流成分の比として表され、次式で定義される。
【００３５】
【数４】
0005907581.tif 000005
幾何学条件における振幅比Ｍｇは、入力軸１１および出力軸１２の変動成分として用いる物理量に依存する。本実施の形態では前記変動成分として回転数変動を用いているため、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比をｉとしたときに、Ｍｇ＝１／ｉで与えられる。入力軸１１および出力軸１２の変動成分として、トルク変動を用いた場合には、Ｍｇ＝ｉで与えられる。ベルト式無段変速機ＴＭの変速比ｉは、入力軸回転数センサＳａの出力と出力軸回転数センサＳｂの出力とから算出可能である。
【００３６】
以上のことから、（７）式を書き換えると次式のようになり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、ベルト式無段変速機ＴＭに既存の入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力と、エンジンＥに既存のエンジン回転数センサＳｃの出力とから算出することができる。
【００３７】
【数５】
0005907581.tif 000006
また位相遅れΔφは次式で定義されるもので、入力軸回転数の変動波形の位相φｉｎは入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、出力軸回転数の変動波形の位相φｏｕｔは出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。
【００３８】
【数６】
0005907581.tif 000007
図８は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ0 （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ0 と滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとが決まると、それらの値からそのときのトル
ク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ0 の値がａであり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｂであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。
【００３９】
図９は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ0 （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に位相遅れΔφをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する位相遅れΔφの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ0 と位相
遅れΔφとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ0 の値がｃであり、位相遅れΔφの値がｄであるとき、
トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。
【００４０】
図１０に示すように、電子制御ユニットＵはトルク比推定手段Ｍ１および側圧制御手段Ｍ２を備えており、トルク比推定手段Ｍ１は、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数に対応する変動成分の周波数ｆ0 を算出するとともに、入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力をフィルタ機能を有するロックインアンプを通過させて前記周波数ｆ0 に対応する振動波形を抽出し、それら入力側および出力側の振動波形から滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφを算出する。続いて滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφ（図１０の例では位相遅れΔφ）と変動成分の周波数ｆ0 とをパラメータとしてマップ検索することで、そのときのトルク比Ｔｒを推定する。
【００４１】
そして電子制御ユニットＵの側圧制御手段Ｍ２が、トルク比推定手段Ｍ１により推定したトルク比Ｔｒに基づいてドライブプーリ１３あるいはドリブンプーリ１４のプーリ側圧を制御する。以下、電子制御ユニットＵの側圧制御手段Ｍ２の構成および機能について説明する。
【００４２】
また図１０に示すように、側圧制御手段Ｍ２は、摩擦係数算出手段Ｍ３と、摩擦係数補正手段Ｍ４と、必要軸推力算出手段Ｍ５と、電流値換算手段Ｍ６と、負荷トルク推定手段Ｍ７と、軸推力換算手段Ｍ８とを備える。
【００４３】
摩擦係数算出手段Ｍ３は、トルク比推定手段Ｍ１により推定したトルク比Ｔｒと、負荷トルク推定手段Ｍ７により推定した負荷トルクＴ（エンジンＥの負荷トルクあるいはベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）と、軸推力換算手段Ｍ８により換算した側圧制御される側のプーリ１３，１４の軸推力とに基づいて、側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μを算出する。
【００４４】
即ち、負荷トルク推定手段Ｍ７は、エンジンＥの負荷トルクＴ（ベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）をエンジンＥの吸気負圧等の運転状態から算出し、軸推力換算手段Ｍ８は、油圧センサＳｄ（図１０参照）で検出した側圧制御される側のプーリ１３，１４の油圧を、それに対応する軸推力Ｑに換算する。そして摩擦係数算出手段Ｍ３は、負荷トルク推定手段Ｍ７で推定した負荷トルクＴと、軸推力換算手段Ｍ８で換算した軸推力Ｑとを次式に適用することで、側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μを算出する。
【００４５】
μ＝Ｔｃｏｓα／２ＲＱＴｒ                  …（１２）
μ＝Ｔηｉｃｏｓα／２ＲＱＴｒ              …（１３）
尚、（１２）式はドライブプーリ１３が側圧制御されるときに使用され、（１３）式はドリブンプーリ１４が側圧制御されるときに使用される。また（１２）式および（１３）式において、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは速度比である。
【００４６】
摩擦係数マップ１６には、各変速比毎にプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数のデフォルト値μ0 が予め記憶されており、所定のタイミングで摩擦係数算出手段Ｍ３により算出した摩擦係数μを用いて、摩擦係数補正手段Ｍ４が摩擦係数マップ１６に記憶した摩擦係数のデフォルト値μ0 を補正し、補正した摩擦係数μ′を必要軸推力算出手段に出力する。摩擦係数マップ１６を変速比毎に持つのは、変速比が変化するとプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き位置が変化するためであり、巻き付き半径が増加するとプーリ１３，１４のフランジ部が相互に離反する方向に撓み易くなり、巻き付き半径が変速比から決まる本来の値よりも小さくなる等の理由からである。
【００４７】
なお、摩擦係数補正手段Ｍ４による摩擦係数のデフォルト値μ0 の補正は本発明の本質部分であり、それについては後から詳述する。
【００４８】
続いて、必要軸推力算出手段Ｍ５は、摩擦係数補正手段Ｍ４が出力する補正後の摩擦係数μ′に基づいて、無端ベルト１５のスリップを防止するために必要な、側圧制御される側のプーリ１３，１４の必要軸推力Ｑを算出する。
【００４９】
必要軸推力Ｑは、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合と、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合とで異なっており、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合、即ちドライブプーリ１３がスリップする場合には、
Ｑ＝Ｔｃｏｓα／２μ′ＲＳＴｒ            …（１４）
により算出し、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合、即ちドリブンプーリ１４がスリップする場合には、
Ｑ＝Ｔηｉｃｏｓα／２μ′ＲＳＴｒ          …（１５）
により算出する。ここで、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、μ′は側圧制御される側のプーリ１３，１４と無端ベルト１５との接触面の摩擦係数の補正値、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、Ｔは負荷トルク、ＳＴｒは目標トルク比、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは速度比である。図５で説明したように、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率は、トルク比Ｔｒが１．０以下であって１．０に近い値であるときに最大になるため、その値を目標トルク比ＳＴｒとして設定する。
【００５０】
このようにして、必要軸推力算出手段Ｍ５が側圧制御される側のプーリ１３，１４の必要軸推力Ｑを算出すると、電流値換算手段Ｍ６が必要軸推力Ｑを油圧回路のリニアソレノイド１７の電流値に換算し、この電流値でリニアソレノイド１７を作動させることで、側圧制御される側のプーリ１３，１４に必要軸推力Ｑを発生させて側圧制御を行うことができる。
【００５１】
以上のように、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒを、入力軸１１が有する変動成分が無端ベルト１５を介して出力軸１２に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の位相差を指標化した位相遅れΔφとの少なくとも一方を用いるので、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比Ｔｒを精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφからトルク比Ｔｒを推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。
【００５２】
また側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μをマクロスリップの発生を伴うことなく推定し、その摩擦係数μに基づいて該プーリ１３，１４の必要軸推力Ｑを求め、その必要軸推力Ｑに基づいて該プーリ１３，１４の側圧を制御するので、つまり側圧を直接的に支配するパラメータである摩擦係数μを用いて側圧をフィードフォワード制御するので、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφ自体をフィードバックする間接的な制御に比べ、制御応答性の向上および制御装置の演算負荷の軽減が可能になる。
【００５３】
次に、摩擦係数補正手段Ｍ４による摩擦係数のデフォルト値μ0 の補正について詳述する。本実施の形態では、ベルト式無段変速機ＴＭが所定の変速比にあるときに、摩擦係数算出手段Ｍ３でプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μを算出し、そのときの変速比に対応する摩擦係数マップ１６に記憶された摩擦係数のデフォルト値μ0との比である摩擦係数補正係数ｋ＝μ／μ0 を算出する。そして、この摩擦係数補正係数ｋ＝μ／μ0 を全ての変速比の摩擦係数のデフォルト値μ0 に乗算することで、変速比の摩擦係数のデフォルト値μ0 を一律に補正する。
【００５４】
このようなことが可能になるのは、ベルト式無段変速機ＴＭのプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μの経時的な変化（摩耗による変化）が、変速比によらずに、つまりプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き位置によらずに、一律であるからである。摩擦係数μが変速比によらずに一律に経時変化するのであれば、定常状態が頻繁にかつ継続的に発生する所定の変速比において摩擦係数μを算出し、その摩擦係数μだけを用いて全ての変速比の摩擦係数のデフォルト値μ0 を一律に補正しても、その精度を確保することができる。これにより、定常状態が殆ど発生しないために摩擦係数μを算出するのが難しい変速比においても、その摩擦係数のデフォルト値μ0 を的確に補正し、プーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μの経時変化を補償することができる。
【００５５】
次に、プーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μが、変速比によらずに一律に経時変化する理由を説明する。
【００５６】
二つの物体間に作用する摩擦力Ｆ（Ｎ）は、両者間に介在するオイルの油膜の剪断強度τ（Ｎ／ｍ2 ）と、両者間の真実接触面積Ａ（ｍ2 ）との積で算出される。
【００５７】
Ｆ＝τ×Ａ                          …（１６）
二つの物体が接触するとき、それらの接触面には微小な凹凸が存在するため、両者は接触面全体の面積（見かけ接触面積Ａｌ）で接触するわけではなく、凸部の先端どうしの接触面積（真実接触面積Ａ）で接触する。前記剪断強度τは、両者が接触する凸部の先端間に介在するオイルの油膜の剪断強度である。
【００５８】
また観点を変えると、二つの物体間に作用する摩擦力Ｆ（Ｎ）は、両者間の摩擦係数μと垂直荷重Ｗ（Ｎ）との積で算出され、垂直荷重Ｗは見かけの面圧Ｐ（Ｎ／ｍ2 ）と見かけ接触面積Ａｌ（ｍ2 ）との積で算出される。
【００５９】
Ｆ＝μ×Ｗ＝μ×（Ｐ×Ａｌ）              …（１７）
（１６）式および（１７）式からμを求めると、次式のようになる。
【００６０】
μ＝τ×Ａ／（Ｐ×Ａｌ）＝τ×（Ａ／Ａｌ）／Ｐ＝τ×ａ  …（１８）
ここで、ａ（ｍ2 ／Ｎ）は接触面積増加係数であり、接触面積率（Ａ／Ａｌ）を見かけの面圧Ｐで除算したものである。
【００６１】
図１１（Ａ）に模式的に示すように、二つの物体を互いに押し付けたとき、その見かけの面圧Ｐを増加させると、二つの物体の相互に接触する凸部が潰れるために真実接触面積Ａが増加し、見かけ接触面積Ａｌに対する真実接触面積Ａの比率である接触面積率（Ａ／Ａｌ）も増加する。一般的に、見かけの面圧Ｐを増加させると、それに比例して接触面積率（Ａ／Ａｌ）も増加するため、接触面積率（Ａ／Ａｌ）を見かけの面圧Ｐで除算した値である接触面積増加係数ａは一定になる。言い換えると、（１８）式から明らかなように、剪断強度τおよび接触面積増加係数ａが一定であるとき、摩擦係数μは一定になる。
【００６２】
しかしながら、見かけの面圧Ｐを更に増加させると、二つの物体の相互に接触する凸部がそれ以上潰れ難くなるために真実接触面積Ａが増加し難くなり、接触面積率（Ａ／Ａｌ）は見かけの面圧Ｐの増加に比例して増加できなくなり、接触面積増加係数ａが減少して摩擦係数μが減少する。
【００６３】
さて、ベルト式無段変速機ＴＭのプーリ１３，１４と無端ベルト１５との間の摩擦係数μも、両者の接触面に介在するオイルの剪断強度τと、接触面積増加係数ａとの積によって与えられる。この摩擦係数μがベルト式無段変速機ＴＭの変速比に応じてどのように変化するかを考察する。
【００６４】
剪断強度τはオイルの特性によって変化するが、オイルの特性は変速比に応じて変化することはないため、剪断強度τは変速比よって変化しないと考えられる。オイルの特性が経時的に変化することはあるが、その変化の影響は全ての変速比において均等に作用し、特定の変速比に対して影響を及ぼすことはない。また接触面積増加係数ａはプーリ１３，１４の接触面の状態および無端ベルト１５の接触面の状態の両方により決まるが、変速比が変化しても無端ベルト１５の金属エレメントは同じ位置でプーリ１３，１４に接触するため、無端ベルト１５の接触面の状態が変速比よって接触面積増加係数ａに影響を及ぼすことはないと考えられる。無端ベルト１５の接触面の状態が摩耗等によって経時的に変化することはあるが、その変化は全ての変速比において均等に影響を及ぼすものであり、特定の変速比に対して影響を及ぼすものではない。
【００６５】
一方、プーリ１３，１４は、無端ベルト１５に対する接触面の位置が変速比に応じて変化する。即ち、ドライブプーリ１３では変速比がＬＯＷ側に変化すると無端ベルト１５の巻き付き位置が径方向内側に移動し、変速比がＯＤ側に変化すると無端ベルト１５の巻き付き位置が径方向外側に移動する。逆に、ドリブンプーリ１４では変速比がＬＯＷ側に変化すると無端ベルト１５の巻き付き位置が径方向外側に移動し、変速比がＯＤ側に変化すると無端ベルト１５の巻き付き位置が径方向内側に移動する。従って、時間の経過に応じてプーリ１３，１４の接触面積増加係数ａが変速比毎に異なるように変化すれば、つまりプーリ１３，１４の接触面積増加係数ａが巻き付き位置毎に異なるように変化すれば、接触面積増加係数ａが変速比毎に異なってしまい、その結果として摩擦係数μが変速比毎に異なってしまうことになる。
【００６６】
しかしながら、実際には、接触面積増加係数ａはプーリ１３，１４の全ての巻き付き位置において均等に経時変化すると見做すことができる。何故ならば、接触面積増加係数ａは、真実接触面積を見かけ接触面積で除算した接触面積率（Ａ／Ａｌ）を見かけの面圧Ｐで除算した値であるため、プーリ１３，１４および無端ベルト１５が新品であって表面の凸部が鋭く尖っているときには（図１１（Ａ）参照）、見かけの面圧Ｐを増加させたときに凸部どうしが押し合って容易に潰れることで、接触面積増加係数ａが比較的に高い値（つまり、摩擦係数μが比較的に高い値）になる。
【００６７】
新品のプーリ１３，１４の接触面の凸部の先端は時間の経過に伴って次第に摩耗して真実接触面積Ａが次第に増加するため、やがて見かけの面圧Ｐを増加させても接触面積率（Ａ／Ａｌ）がそれ以上増加し難い状態になり、接触面積増加係数ａが次第に減少して摩擦係数μが次第に減少する。新品のプーリ１３，１４の接触面の凸部の先端は無端ベルト１５との接触により摩耗し、比較的に短い運転時間が経過すると、プーリ１３，１４の接触面の無端ベルト１５に接する部分の全ての領域が略均等に初期摩耗する。この初期摩耗が終了すると、図１１（Ｂ）に示すような状態となり、プーリ１３，１４および無端ベルト１５の接触面に油膜が形成され、それ以上の摩耗が発生し難い状態になる。この状態では、プーリ１３，１４の全ての巻き付き位置で接触面の状態が略均一になり、変速比により接触面積増加係数ａが異なる事態は発生しなくなる。
【００６８】
つまり、プーリ１３，１４の接触面の接触面積増加係数ａは、接触面積増加係数ａがばらつく初期摩耗の進行中は、変速比毎に（つまりプーリ１３，１４の径方向位置毎）に変化する可能性があるが、初期摩耗が終了した後は変速比によらずに一致であると見做すことができる。これにより、剪断強度τおよび接触面積増加係数ａの積で与えられる摩擦係数μは変速比よらずに一定であると見做すことができ、径年変化に応じた摩擦係数μの変化だけを考慮すれば良い。従って、所定の変速比で摩擦係数μを算出し、その摩擦係数μを用いて全ての変速比の摩擦係数マップ１６を一律に補正するだけで、全ての摩擦係数マップ１６の精度を確保することができる。
【００６９】
また一つの変速比で摩擦係数μを算出すれば良いため、ベルト式無段変速機ＴＭの定常運転状態が高い頻度で継続的に発生する状態、例えば、車両のクルーズ状態に対応する変速比の摩擦係数μを算出することで、その摩擦係数μを何時でも精度良く算出することが可能となる。
【００７０】
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。
【００７１】
例えば、実施の形態では摩擦係数マップ１６に記憶した摩擦係数のデフォルト値μ0を補正してプーリ１３，１４の側圧制御に用いているが、その用途は任意である。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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