(57)【要約】【課題】ベルト式無段変速機構と歯車式伝動機構とを並列に備えた車両用動力伝達装置において、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト式無段変速機構へベルト狭圧力を付与する油圧の過多およびそれによる燃費の低下を抑制する。【解決手段】電子制御装置１００によれば、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２と前進用クラッチＣ１とを掴み替えるＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴinが、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の変速比γcで除算した第１算出値に設定されて、ベルト滑りを抑制するための無段変速機２４のベルト狭圧力がＣｔｏＣ変速中において過渡的に変化する実際の入力トルクＴinに応じて必要且つ充分な値に設定される。これにより、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のベルト滑りを抑制するためのセカンダリ圧Ｐoutの過多を抑制することができる。【選択図】図４
2018080763.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動力源からの動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、ベルト式無段変速機構を介して前記駆動力源からの動力を前記駆動輪側へ伝達する第１動力伝達経路、および１つ又は複数のギヤ段が形成される歯車式伝動機構を介して前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する第２動力伝達経路と、前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に切り替えるクラッチ機構と、を備え、前記クラッチ機構は、前記第１動力伝達経路が選択されるときに係合されるとともに前記ベルト式無段変速機構の出力側部材または前記出力側部材よりもトルク伝達経路における下流側に配置される第１クラッチと、前記第２動力伝達経路が選択されるときに係合される第２クラッチとを含む、車両用動力伝達装置の、制御装置であって、
前記第１クラッチと前記第２クラッチとを掴み替えるときの前記ベルト式無段変速機構への入力トルクを、前記第１クラッチのトルク容量を前記ベルト式無段変速機構の変速比で除算した値に設定し、前記入力トルクに基づいて前記ベルト式無段変速機構のベルト狭圧力を制御することを特徴とする車両用動力伝達装置の制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ベルト式無段変速機構と歯車式伝動機構とを並列に備えた車両において、クラッチツゥクラッチ変速（ＣｔｏＣ変速）中におけるベルト式無段変速機のベルト滑りを抑制するベルト狭圧力を得るための油圧技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
駆動力源からの動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、ベルト式無段変速機構を介して前記駆動力源からの動力を前記駆動輪側へ伝達する第１動力伝達経路および１つ又は複数のギヤ段が形成される歯車式伝動機構を介して前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する第２動力伝達経路と、前記第１動力伝達経路、および前記第２動力伝達経路を択一的に切り替えるクラッチ機構と、を備え、前記クラッチ機構は、前記第１動力伝達経路が選択されるときに係合されるとともに、前記ベルト式無段変速機構の出力側部材またはそれよりもトルク伝達経路における下流側に配置される第１クラッチと、前記第２動力伝達経路が選択されるときに係合される第２クラッチとを含む、車両用動力伝達装置が知られている。たとえば、特許文献１の車両用動力伝達装置がそれである。
【０００３】
特許文献１の車両用動力伝達装置では、前記ベルト式無段変速機構は、前記入力回転部材に設けられた有効径が可変のプライマリプーリと、前記出力回転部材と同軸心の回転軸に設けられた有効径が可変のセカンダリプーリと、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを備える。前記第１クラッチは、セカンダリプーリが設けられた前記回転軸と前記出力回転部材との間を断接する。前記第２クラッチは、差動歯車式前後進切替機構の前記駆動力源から駆動力が入力される入力要素と前記出力回転部材に間接的に連結された出力要素との間を断接する。前記第１クラッチと前記第２クラッチとを掴み替える変速（クラッチツゥクラッチ変速（ＣｔｏＣ変速））によって、前記第１動力伝達経路と前記第２動力伝達経路とが択一的に切り替えられる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２０１５−２００４１３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、特許文献１のような前記ベルト式無段変速機構を介した前記第１動力伝達経路と前記歯車式伝動機構を介した前記第２動力伝達経路とがクラッチ機構によって択一的に切り替えられる車両用動力伝達装置において、ＣｔｏＣ変速によって第１クラッチおよび第２クラッチが係合されたり解放されたりする際に、ベルト滑りを抑制するため、プライマリプーリおよびセカンダリプーリのベルト狭圧力を適切な値に設定する必要がある。このため、たとえば、前記駆動力源としてのエンジンから出力されるエンジントルクに最大イナーシャトルクを加えたトルクに基づいて、ベルト滑りを抑制するベルト狭圧力をベルト式無段変速機構に付与するベルト滑り限界推力を一律に設定し、そのベルト滑り限界推力からプライマリプーリおよびセカンダリプーリの狭圧力（推力）の制御を行うことが考えられる。ここで、上記の最大イナーシャトルクは、最大変速速度で変速させた場合に回転変化が最大のときのイナーシャトルクである。しかし、最大イナーシャトルクを考慮してＣｔｏＣ変速中において一律に設定されたベルト滑り限界推力は、ＣｔｏＣ変速中のベルト式無段変速機構の実際の入力トルクを正確に反映していないため、プライマリプーリおよびセカンダリプーリに狭圧力を付与するための油圧が過多となって燃費が低下する恐れがあるという問題があった。
【０００６】
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、ベルト式無段変速機構と歯車式伝動機構とを並列に備えた車両用動力伝達装置において、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト式無段変速機構へベルト狭圧力を付与する油圧の過多およびそれによる燃費の低下を抑制することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明の要旨とするところは、駆動力源からの動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、ベルト式無段変速機構を介して前記駆動力源からの動力を前記駆動輪側へ伝達する第１動力伝達経路、および１つ又は複数のギヤ段が形成される歯車式伝動機構を介して前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する第２動力伝達経路と、前記第１動力伝達経路および前記第２動力伝達経路を択一的に切り替えるクラッチ機構と、を備え、前記クラッチ機構は、前記第１動力伝達経路が選択されるときに係合されるとともに前記ベルト式無段変速機構の出力側部材または前記出力側部材よりもトルク伝達経路における下流側に配置される第１クラッチと、前記第２動力伝達経路が選択されるときに係合される第２クラッチとを含む、車両用動力伝達装置の、制御装置であって、前記第１クラッチと前記第２クラッチとを掴み替えるときの前記ベルト式無段変速機構への入力トルクを、前記第１クラッチのトルク容量を前記ベルト式無段変速機構の変速比で除算した値に設定し、前記入力トルクに基づいて前記ベルト式無段変速機構のベルト狭圧力を制御することにある。
【発明の効果】
【０００８】
本発明によれば、前記第１クラッチと前記第２クラッチとを掴み替えるときの前記ベルト式無段変速機構への入力トルクを、前記第１クラッチのトルク容量を前記ベルト式無段変速機構の変速比で除算した値に設定し、前記入力トルクに基づいて前記ベルト式無段変速機構のベルト狭圧力を制御する。このため、第１クラッチのトルク容量をベルト式無段変速機構の実際の変速比で除算するとベルト式無段変速機構の実際の入力トルクが得られるので、ＣｔｏＣ変速中において過渡的に変化するベルト式無段変速機構の実際の入力トルクに応じた必要且つ十分なベルト狭圧力に設定することができる。これにより、たとえばエンジントルクに最大イナーシャトルク分を加えたトルクをベルト式無段変速機構の入力トルクとして設定し、ＣｔｏＣ変速中のベルト狭圧力を一律に設定する場合と比較して、ベルト式無段変速機構へベルト狭圧力を付与する油圧の過多を抑制することができ、燃費の低下を抑制することができる。
【０００９】
また、好適には、前記第１クラッチと前記第２クラッチとを掴み替えるときにおいて、前記ベルト式無段変速機構への入力トルクに基づいて、前記第１クラッチと前記第２クラッチとを掴み替える際の前記ベルト式無段変速機構の推力比を算出する。このため、その推力比は、前記ベルト式無段変速機構の入力トルクから算出されるので、実際の入力トルクを反映したものとなり、その推力比から前記ベルト式無段変速機構のプライマリプーリへの推力が算出される。これにより、前記第２クラッチを解放するとともに前記第１クラッチを係合するクラッチツゥクラッチ変速後の前記ベルト式無段変速機構のアップシフトの開始遅れが抑制され、変速性能が向上される。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】本発明が適用される車両の概略構成を説明する図である。
【図２】図１の車両に備えられる動力伝達装置の走行パターンの切り換わりを説明する為の図である。
【図３】図１の動力伝達装置における変速制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図であるとともに、電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。
【図４】図１の動力伝達装置に備えられる無段変速機のＣｔｏＣ変速中の推力制御における図３の電子制御装置の制御機能と、図３の電子制御装置とは異なる制御機能を有する比較例の制御機能とを、それぞれ示す図である。
【図５】図３の電子制御装置の制御作動の要部を説明するフローチャートである。
【図６】図３の電子制御装置のＣｔｏＣ変速によるアップシフト中の制御作動の一例と、図３の電子制御装置とは異なる制御機能を有する比較例の電子制御装置のＣｔｏＣ変速によるアップシフト中の制御作動の一例とを、それぞれ示すタイムチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、本発明の車両用動力伝達装置の制御装置の一実施例について図面を参照して詳細に説明する。
【実施例】
【００１２】
図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源として機能するエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０の出力回転部材であるタービン軸と一体的に設けられた入力軸２２、入力軸２２に連結された無段変速機構としてのベルト式無段変速機２４(以下、無段変速機２４)、同じく入力軸２２に連結された前後進切換装置２６、前後進切換装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機２４と並列に設けられた伝動機構としてのギヤ機構２８、無段変速機２４及びギヤ機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６に連結されたデフギヤ３８、デフギヤ３８に連結された１対の車軸４０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ２０、無段変速機２４(或いは前後進切換装置２６及びギヤ機構２８)、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、及び車軸４０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。
【００１３】
このように、動力伝達装置１６は、エンジン１２(ここでは駆動力源としてのエンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である入力軸２２でも同意)と駆動輪１４(ここでは駆動輪１４へエンジン１２の動力を出力する出力回転部材である出力軸３０でも同意)との間に、並列に設けられた無段変速機２４及びギヤ機構２８を備えている。よって、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第１動力伝達経路と、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第２動力伝達経路とを備え、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路とその第２動力伝達経路とが切り換えられるように構成されている。その為、動力伝達装置１６は、上記第１動力伝達経路と上記第２動力伝達経路とを選択的（択一的）に切り替えるクラッチ機構として、上記第１動力伝達経路における動力伝達を断接するＣＶＴ走行用クラッチＣ２と、上記第２動力伝達経路における動力伝達を断接する前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とを備えている。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１は、断接装置に相当するものであり、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置(摩擦クラッチ)である。又、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、各々、後述するように、前後進切換装置２６を構成する要素の１つである。なお、無段変速機２４は本発明のベルト式無段変速機構に対応し、前後進切替装置２６およびギヤ機構２８は本発明の歯車式伝動機構に対応する。また、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は本発明の第１クラッチに対応し、前進用クラッチＣ１は本発明の第２クラッチに対応する。
【００１４】
前後進切換装置２６は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を主体として構成されている。遊星歯車装置２６ｐのキャリヤ２６ｃは入力軸２２に一体的に連結され、遊星歯車装置２６ｐのリングギヤ２６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジング１８に選択的に連結され、遊星歯車装置２６ｐのサンギヤ２６ｓは入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４２に連結されている。又、キャリヤ２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。このように構成された前後進切換装置２６では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、入力軸２２が小径ギヤ４２に直結され、上記第２動力伝達経路において前進用動力伝達経路が成立(達成)させられる。又、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、小径ギヤ４２は入力軸２２に対して逆方向へ回転させられ、上記第２動力伝達経路において後進用動力伝達経路が成立させられる。又、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、上記第２動力伝達経路は動力伝達を遮断するニュートラル状態(動力伝達遮断状態)とされる。
【００１５】
ギヤ機構２８は、小径ギヤ４２と、ギヤ機構カウンタ軸４４に相対回転不能に設けられてその小径ギヤ４２と噛み合う大径ギヤ４６とを含んで構成されている。従って、ギヤ機構２８は、１つギヤ段（変速比)が形成される伝動機構である。ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、アイドラギヤ４８がギヤ機構カウンタ軸４４に対して同軸心に相対回転可能に設けられている。ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、更に、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８との間に、これらの間を選択的に断接する噛合式クラッチＤ１が設けられている。従って、噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられた、上記第２動力伝達経路における動力伝達を断続する。具体的には、噛合式クラッチＤ１は、ギヤ機構カウンタ軸４４に形成された第１ギヤ５０と、アイドラギヤ４８に形成された第２ギヤ５２と、これら第１ギヤ５０及び第２ギヤ５２と嵌合可能(係合可能、噛合可能)な内周歯が形成されたハブスリーブ５４とを含んで構成されている。このように構成された噛合式クラッチＤ１では、ハブスリーブ５４がこれら第１ギヤ５０及び第２ギヤ５２と嵌合することで、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８とが接続される。又、噛合式クラッチＤ１は、第１ギヤ５０と第２ギヤ５２とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を更に備えている。アイドラギヤ４８は、そのアイドラギヤ４８よりも大径の出力ギヤ５６と噛み合っている。出力ギヤ５６は、出力軸３０と同じ回転軸心回りにその出力軸３０に対して相対回転不能に設けられている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の一方が係合され且つ噛合式クラッチＤ１が係合されると、第１動力伝達経路および第２動力伝達経路のうちの、エンジン１２の動力が入力軸２２から前後進切換装置２６、ギヤ機構２８、アイドラギヤ４８、及び出力ギヤ５６を順次経由して出力軸３０に伝達される、第２動力伝達経路が選択される。
【００１６】
無段変速機２４は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路上に設けられている。無段変速機２４は、入力軸２２に設けられた入力側部材である有効径が可変の駆動プーリであるプライマリプーリ５８と、出力軸３０と同軸心のセカンダリ軸６０に設けられた出力側部材である有効径が可変のセカンダリプーリ６２と、その一対の可変プーリ５８，６２の間に巻き掛けられた伝動ベルト６４とを備え、一対の可変プーリ５８，６２と伝動ベルト６４との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。出力軸３０は、セカンダリ軸６０回りにそのセカンダリ軸６０に対して同軸心に相対回転可能に配置されている。
【００１７】
プライマリプーリ５８では、プライマリプーリ５８に作用する油圧（すなわちプライマリ側油圧シリンダ５８ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐin）が油圧制御回路６６（図３参照）によって調圧制御されることにより、各シーブ５８ａ、５８ｂ間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ５８における入力側推力（プライマリ推力）Ｗin（＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積）が制御される。又、セカンダリプーリ６２では、セカンダリプーリ６２に作用する油圧(すなわちセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃへ供給されるセカンダリ圧Ｐout)が油圧制御回路６６によって調圧制御されることにより、各シーブ６２ａ，６２ｂ間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ６２における出力側推力(セカンダリ推力)Ｗout(＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積)が制御される。プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御されることで、各プーリ５８，６２のＶ溝幅が変化して伝動ベルト６４の掛かり径(有効径)が変更され、変速比(ギヤ比)γ(＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout)が連続的に変化させられると共に、伝動ベルト６４が滑りを生じないように各プーリ５８，６２と伝動ベルト６４との間の摩擦力(ベルト挟圧力)が必要且つ充分に制御される。このように、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御されることで伝動ベルト６４の滑りが防止されつつ実際の変速比(実変速比)γが目標変速比γtgtとされる。
【００１８】
ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、無段変速機２４の出力側部材であるセカンダリプーリ６２（セカンダリ軸６０）（ここではセカンダリプーリ６２（セカンダリ軸６０）よりもトルク伝達経路における下流側の駆動輪１４側である出力軸３０でも同意）に設けられており、セカンダリプーリ６２と出力軸３０との間を選択的に断接する。言い換えれば、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、セカンダリプーリ６２と出力軸３０との間に設けられている。第１動力伝達経路および第２動力伝達経路のうちの、エンジン１２の動力が入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０に伝達される、第１動力伝達経路が選択されるときに、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合される。
【００１９】
動力伝達装置１６の作動について、以下に説明する。図２は、動力伝達装置１６の各走行パターン毎の係合要素の係合表を用いて、その走行パターンの切り換わりを説明する為の図である。図２において、Ｃ１は前進用クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２はＣＶＴ走行用クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１は後進用ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１は噛合式クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」は係合(接続)を示し、「×」は解放(遮断)を示している。
【００２０】
先ず、ギヤ機構２８を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン(すなわち第２動力伝達経路を通って動力が伝達される走行パターン)であるギヤ走行（ギヤモードともいう）について説明する。このギヤモードでは、図２に示すように、例えば前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合される一方、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び後進用ブレーキＢ１が解放される。
【００２１】
具体的には、前進用クラッチＣ１が係合されると、前後進切換装置２６を構成する遊星歯車装置２６ｐが一体回転させられるので、小径ギヤ４２が入力軸２２と同回転速度で回転させられる。又、小径ギヤ４２はギヤ機構カウンタ軸４４に設けられている大径ギヤ４６と噛み合わされているので、ギヤ機構カウンタ軸４４も同様に回転させられる。更に、噛合式クラッチＤ１が係合されているので、ギヤ機構カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８とが接続される。このアイドラギヤ４８は出力ギヤ５６と噛み合わされているので、出力ギヤ５６と一体的に設けられている出力軸３０が回転させられる。このように、前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合されると、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０、前後進切換装置２６、ギヤ機構２８、及びアイドラギヤ４８等を順次介して出力軸３０に伝達される。尚、このギヤ走行では、例えば後進用ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１が係合される一方、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び前進用クラッチＣ１が解放されると、後進走行が可能となる。
【００２２】
次いで、無段変速機２４を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン(すなわち第１動力伝達経路を通って動力が伝達される走行パターン)であるＣＶＴ走行（ベルトモードともいう）について説明する。このＣＶＴ走行では、図２のＣＶＴ走行(高車速)に示すように、例えばＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合される一方、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、及び噛合式クラッチＤ１が解放される。
【００２３】
具体的には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、セカンダリプーリ６２と出力軸３０とが接続されるので、セカンダリプーリ６２と出力軸３０とが一体回転させられる。このように、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０及び無段変速機２４等を順次介して出力軸３０に伝達される。このＣＶＴ走行(高車速)中に噛合式クラッチＤ１が解放されるのは、例えばＣＶＴ走行中のギヤ機構２８等の引き摺りをなくすと共に、高車速においてギヤ機構２８等が高回転化するのを防止する為である。
【００２４】
前記ギヤ走行は、例えば車両停止中を含む低車速領域において選択される。変速比γを入力軸２２の回転数／出力軸３０の回転数として定義すると、この第２動力伝達経路における変速比γ１(すなわちギヤ機構２８により形成される変速比ＥＬ)は、無段変速機２４により形成される最大変速比(最低車速側の変速比)γmaxよりも大きな値(すなわちロー側の変速比)に設定されている。例えば変速比γ１は、動力伝達装置１６における第１速ギヤ段の変速比である第１速変速比γ１に相当し、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxは、動力伝達装置１６における第２速ギヤ段の変速比である第２速変速比γ２に相当する。ギヤ走行とＣＶＴ走行とは、有段変速機の変速マップにおける第１速ギヤ段と第２速ギヤ段とを切り換える為の変速線に従って切り換えられる。又、例えばＣＶＴ走行においては、アクセル開度θacc、車速Ｖなどの走行状態に基づいて変速比γが変化させられる変速(例えばＣＶＴ変速、無段変速)が実行される。
【００２５】
例えばギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)へ切り換えられる場合、ギヤ走行に対応する前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合された状態から、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び噛合式クラッチＤ１が係合された状態であるＣＶＴ走行(中車速)に過渡的に切り換えられる。すなわち、前進用クラッチＣ１を解放してＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するようにクラッチを掛け替えるＣｔｏＣ変速が実行される。このとき、動力伝達経路は第２動力伝達経路から第１動力伝達経路へ変更され、動力伝達装置１６においては実質的にアップシフトさせられる。そして、動力力伝達経路が切り換えられた後、不要な引き摺りやギヤ機構２８等の高回転化を防止する為に噛合式クラッチＤ１が解放される(図２の被駆動入力遮断参照)。このように噛合式クラッチＤ１は、駆動輪１４側からの入力を遮断する被駆動入力遮断クラッチとして機能する。
【００２６】
又、例えばＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換えられる場合、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合された状態から、ギヤ走行への切換準備として更に噛合式クラッチＤ１が係合される状態であるＣＶＴ走行(中車速)に過渡的に切り換えられる(図２のダウンシフト準備参照)。このＣＶＴ走行(中車速)では、ギヤ機構２８を介して遊星歯車装置２６ｐのサンギヤ２６ｓにも回転が伝達された状態となる。このＣＶＴ走行(中車速)の状態からＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放して前進用クラッチＣ１を係合するようにクラッチを掛け替える変速(例えばＣｔｏＣ変速)が実行されると、ギヤ走行へ切り換えられる。このとき、動力伝達経路は第１動力伝達経路から第２動力伝達経路へ変更され、動力伝達装置１６においては実質的にダウンシフトさせられる。
【００２７】
図３は、動力伝達装置１６における変速制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図３において、車両１０には、例えば動力伝達装置１６の走行パターンを切り換えたり、無段変速機２４の無段変速を制御するための、本発明の車両用動力伝達装置の制御装置としての機能を含む電子制御装置１００が備えられている。よって、図３は、電子制御装置１００の入出力系統を示す図であり、又、電子制御装置１００による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図でもある。電子制御装置１００は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置１００は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２４の変速制御やベルト挟圧力制御、走行パターンを切り換える制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、変速制御用等に分けて構成される。
【００２８】
電子制御装置１００には、車両１０が備える各種センサ(例えば各種回転速度センサ８２，８４，８６、アクセル開度センサ８８、スロットル弁開度センサ９０、セカンダリ回転速度センサ９２など)による検出信号に基づく各種実際値(例えばエンジン回転速度Ｎe（ｒｐｍ）、タービン回転速度Ｎt（ｒｐｍ）に対応するプライマリプーリ５８の回転速度である入力軸回転速度Ｎin（ｒｐｍ）、車速Ｖ（ｋｍ／ｈ）に対応する出力軸回転速度Ｎout（ｒｐｍ）、運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度θacc（％）、スロットル弁開度θth（％）、セカンダリプーリ６２の回転速度であるセカンダリ回転速度Ｎsec、など）が、それぞれ供給される。なお、電子制御装置１００は、たとえば入力軸回転速度Ｎinとセカンダリ回転速度Ｎsecとに基づいて無段変速機２４の変速比γc（＝入力軸回転速度Ｎin／セカンダリ回転速度Ｎsec）を算出する。
【００２９】
又、電子制御装置１００からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、無段変速機２４の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓin、Ｓout、動力伝達装置１６の走行パターンの切換えに関連する前後進切換装置２６、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、及び噛合式クラッチＤ１を制御する為の油圧制御指令信号Ｓc1、Ｓb1、Ｓc2、Ｓd1等が、それぞれ出力される。具体的には、エンジン出力制御指令信号Ｓeとして、スロットルアクチュエータを駆動して電子スロットル弁の開閉を制御する為のスロットル信号や燃料噴射装置から噴射される燃料の量を制御する為の噴射信号や点火装置によるエンジン１２の点火時期を制御する為の点火時期信号などが出力される。又、油圧制御指令信号Ｓinとして、プライマリプーリ５８のアクチュエータに供給されるプライマリ圧Ｐinを調圧するソレノイド弁を駆動する為の指令信号、油圧制御指令信号Ｓoutとして、セカンダリプーリ６２のアクチュエータに供給されるセカンダリ圧Ｐoutを調圧するソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路６６へ出力される。又、油圧制御指令信号Ｓc1、Ｓb1、Ｓc2、Ｓd1として、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１に各々作用する各油圧（すなわち前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１の各アクチュエータへ供給されるクラッチ圧Ｐc1、クラッチ圧Ｐb1、クラッチ圧Ｐc2、クラッチ圧Ｐd1）を調圧する各ソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路６６へ出力される。
【００３０】
油圧制御回路６６において、ライン圧Ｐ１は、プライマリ圧Ｐin、セカンダリ圧Ｐout、クラッチ圧Ｐc1、クラッチ圧Ｐb1、クラッチ圧Ｐc2、クラッチ圧Ｐd1などの調圧制御において元圧となる油圧である。このライン圧Ｐ１は、例えばオイルポンプ６８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、ソレノイド弁により調圧される。油圧制御回路６６において、たとえばプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutは、ベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト狭圧力を各プーリ５８、６２に発生させるように制御される。又、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、各プーリ５８、６２の推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）が変更されることにより無段変速機２４の変速比γcが変更される。例えば、その推力比τが大きくされる程、変速比γcが大きくされる（すなわち無段変速機２４はダウンシフトされる）。
【００３１】
電子制御装置１００は、例えばエンジン１２の出力制御の為にエンジン出力制御指令信号Ｓeをそれぞれスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置へ出力する。電子制御装置１００は、例えば予め定められた不図示の関係(駆動力マップ)から実際のアクセル開度θacc及び車速Ｖに基づいて運転者による駆動要求量としての要求駆動力Ｆdemを算出し、その要求駆動力Ｆdemが得られる為の目標エンジントルクＴetgtを設定し、その目標エンジントルクＴetgtが得られるようにスロットルアクチュエータにより電子スロットル弁を開閉制御する他、燃料噴射装置により燃料噴射量を制御したり、点火装置により点火時期を制御する。
【００３２】
電子制御装置１００は、変速制御部１０２を備えている。変速制御部１０２は、ＣｔｏＣ変速判断部１０４、ベルト入力トルク算出部１０６、推力制御部１１０およびＣｔｏＣ変速制御部１１２を備えている。
【００３３】
変速制御部１０２は、無段変速機２４を介した第１動力伝達経路が成立させられるベルトモード（ＣＶＴモード）でのＣＶＴ走行において、例えば無段変速機２４のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機２４の目標変速比γtgtを達成するように、実際のベルト入力トルクおよび変速比γcに基づいてプライマリ圧Ｐinの指令値としてのプライマリ指示圧Ｐindirを油圧制御指令信号Ｓinとして、セカンダリ圧Ｐoutの指令値としてのセカンダリ指示圧Ｐoutdirを油圧制御指令信号Ｓoutとして油圧制御回路６６へ出力して、ＣＶＴ変速を実行する。
【００３４】
ＣｔｏＣ変速判断部１０４は、ギヤ走行における変速比ＥＬに対応する第１速変速比γ１とＣＶＴ走行における最ロー変速比γmaxに対応する第２速変速比γ２とを切り替える為のアップシフト線及びダウンシフト線を用いて、車速Ｖ及びアクセル開度θaccに基づいて変速(変速比の切替え)を判断し、その判断結果に基づいて車両走行中の走行パターンを切り替えるか否かを判定する。上記アップシフト線及びダウンシフト線は、例えば予め定められた変速線であり、所定のヒステリシスを有している。
【００３５】
ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、ギヤ走行中にＣｔｏＣ変速判断部１０４によりアップシフトが判定されると、ギヤモードからＣＶＴ走行モード(高車速)へ切り替える。ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、ギヤモードからＣＶＴ走行モードへ切り替える場合、先ず、前進用クラッチＣ１を解放すると共にＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するＣｔｏＣ変速によりアップシフトを実行する。ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、油圧制御指令信号Ｓc2として係合要素であるＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を得る為の係合要素指示圧であるクラッチ指示圧Ｐc2dirと、油圧制御指令信号Ｓc1として解放要素である前進用クラッチＣ１のトルク容量Ｔc1を得る為の解放要素指示圧であるクラッチ指示圧Ｐc1dirとを、それぞれ油圧制御回路６６へ出力する。この状態は、図２の過渡的に切り替えられるＣＶＴ走行(中車速)に対応しており、動力伝達装置１６における動力伝達経路は、ギヤ機構２８を介して動力が伝達される第２動力伝達経路から無段変速機２４を介して動力が伝達される第１動力伝達経路へ切り替えられる。また、ギヤモードからＣＶＴ走行モードへの切替えに伴う変速比γの変化の連続性の観点から、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中は、無段変速機２４の変速比γcがたとえば最ロー変速比γmax側に維持されるように制御される。次いで、ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、係合中の噛合式クラッチＤ１を解放するようにハブスリーブ５４を作動させる油圧制御指令信号Ｓd1を出力して、ＣＶＴ走行(高車速)へ切り替える。ハブスリーブ５４は、図示しない油圧アクチュエータによって駆動され、その油圧アクチュエータに供給されるクラッチ圧Ｐd1によってハブスリーブ５４への押圧力が調整される。変速制御部１０２は、このＣＶＴ走行では、例えばＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2が第１動力伝達経路にて伝達する必要がある入力トルクＴinに応じた伝達トルクを上回る程度の油圧に、目標クラッチ圧Ｐc2tgtを設定する。変速制御部１０２は、目標クラッチ圧Ｐc2tgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓc2としてクラッチ指示圧Ｐc2dirを油圧制御回路６６へ出力する。油圧制御回路６６は、その油圧制御指令信号Ｓc2に従って、各ソレノイド弁を作動させてクラッチ圧Ｐc2を調圧する。
【００３６】
又、ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、ＣＶＴ走行(高車速)中にＣｔｏＣ変速判断部１０４によりダウンシフトが判断されると、先ず、解放中の噛合式クラッチＤ１を係合するようにハブスリーブ５４を作動させる油圧制御指令信号Ｓd1を出力して、ＣＶＴ走行モード(中車速)へ切り替える。次いで、ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放すると共に前進用クラッチＣ１を係合するＣｔｏＣ変速によりダウンシフトを実行する。ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、油圧制御指令信号Ｓc1として係合要素である前進用クラッチＣ１のトルク容量Ｔc1を得る為の係合要素指示圧であるクラッチ指示圧Ｐc1dirと、油圧制御指令信号Ｓc2として解放要素であるＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を得る為の解放要素指示圧であるクラッチ指示圧Ｐc2dirとを、それぞれ油圧制御回路６６へ出力する。この状態は、図２のギヤモードに対応しており、動力伝達装置１６における動力伝達経路は、無段変速機２４を介して動力が伝達される第１動力伝達経路からギヤ機構２８を介して動力が伝達される第２動力伝達経路へ切り替えられる。このＣｔｏＣ変速によるダウンシフトは、たとえばドライバによる大きな加速操作が行われた場合などには、無段変速機２４のダウンシフトと同時期に行われる場合がある。このように、ＣｔｏＣ変速制御部１１２は、車両１０の走行中に無段変速機２４を介した動力伝達からギヤ機構２８を介した動力伝達へ切り替える場合には、噛合式クラッチＤ１を係合側に作動させてからＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放する。変速制御部１０２は、このギヤ走行では、例えば前進用クラッチＣ１のトルク容量Ｔc1が第２動力伝達経路にて伝達する必要がある入力トルクＴinに応じた伝達トルクを上回る程度の油圧に、目標クラッチ圧Ｐc1tgtを設定する。変速制御部１０２は、目標クラッチ圧Ｐc1tgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓc1としてクラッチ指示圧Ｐc1dirを油圧制御回路６６へ出力する。油圧制御回路６６は、その油圧制御指令信号Ｓc1に従って、各ソレノイド弁を作動させてクラッチ圧Ｐc1を調圧する。
【００３７】
ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣＶＴ走行モードでは、プライマリプーリ５８へ入力されるベルト入力トルクである無段変速機２４の入力トルクＴinを、予め定められた関係(例えばエンジントルクマップ)からスロットル弁開度θth及びエンジン回転速度Ｎeに基づいてエンジントルクＴeの推定値を算出し、そのエンジントルクＴeとトルクコンバータ２０のトルク増幅率とに基づいて無段変速機２４の入力トルクＴinを算出する。
【００３８】
また、ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣｔｏＣ変速判断部１０４によりＣｔｏＣ変速が実行中であると判定されると、たとえば油圧制御回路６６へ出力されるクラッチ指示圧Ｐc2dirおよびセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃの各諸元に基づいて、ＣｔｏＣ変速中のＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を算出する。なお、クラッチ指示圧Ｐc2dirに代えて、クラッチ圧Ｐc2を油圧センサ等によって直接検出してもよい。次いで、ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合すると共に前進用クラッチＣ１を解放するＣｔｏＣ変速によるアップシフト中である場合には、ＣｔｏＣ変速中のＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2をＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の変速比γcで除算した第１算出値とＣＶＴ走行用クラッチＣ２の引き摺りトルクを無段変速機２４の変速比γcで除算した下限ガード値とのうちの大きい方の値をベルト滑り限界推力算出用入力トルク（最低保証ベルト入力トルク）Ｔlmtcに設定する。ここで、ＣｔｏＣ変速中のＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2は、ＣｔｏＣ変速中の変速比γの変化などに基づくイナーシャトルクが含まれているため、好適には、上記第１算出値はＣｔｏＣ変速中のイナーシャトルクが考慮される。また、ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放すると共に前進用クラッチＣ１を係合するＣｔｏＣ変速によるダウンシフト中である場合には、ＣｔｏＣ変速中のＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2をＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の変速比γcで除算した前記第１算出値とタービントルクＴtとのうちの小さい方の値をベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcに設定する。ベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcは、ＣｔｏＣ変速中におけるベルト滑りの抑制を保証する為の必要最小限の推力であるベルト滑り限界推力Ｗlmtcを算出するのに用いられる無段変速機２４の入力トルクＴinである。
【００３９】
また、ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中は、前記第１算出値を推力比算出用トルクＴincに設定する。また、ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣｔｏＣ変速によるダウンシフト中は、タービントルクＴtおよび前記第１算出値のうちの小さい方を推力比算出用入力トルクＴincに設定する。推力比算出用入力トルクＴincは、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の変速用推力比τを算出するのに用いられる無段変速機２４の入力トルクＴinである。
【００４０】
推力制御部１１０は、目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び目標プライマリ推力Ｗintgtの算出に考慮される、必要最小限の推力でベルト滑りを防止する為に必要な推力(必要推力)すなわちベルト滑りが発生する直前の推力であってベルト滑りが生じないことが保証されるベルト滑り限界推力(以下、滑り限界推力)Ｗlmtを算出する。ベルト滑り限界推力Ｗlmtには、プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinおよびセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutがある。プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及びセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutは、各々、次式(１)及び次式(２)から、プライマリプーリ５８の入力トルクとしての無段変速機２４の入力トルクＴin、セカンダリプーリ６２の入力トルクとしての無段変速機２４の出力トルクＴout(＝γ×Ｔin)、各プーリ５８，６２のシーブ角(コーン面角)α、所定のベルトエレメント−シーブ間摩擦係数μ、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ５８側のベルト掛かり径Ｒin、実変速比γから一意的に算出されるセカンダリプーリ６２側のベルト掛かり径Ｒout(以上、図１参照)に基づいて推力制御部１１０により算出される。ここでの入力トルクＴinは、ＣＶＴ走行モード中は、エンジントルクＴeとトルク増幅率とからベルト入力トルク算出部１０６により算出されたものとなる。
Ｗlmtin ＝(Ｔin ×cosα)／(２×μ×Ｒin )  …(１)
Ｗlmtout＝(Ｔout×cosα)／(２×μ×Ｒout)  …(２)
【００４１】
また、推力制御部１１０は、ＣｔｏＣ変速中は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中には前記第１算出値および前記下限ガード値のうちの大きい方の値が、ＣｔｏＣ変速によるダウンシフト中にはタービントルクＴtおよび前記第１算出値のうちの小さい方の値が、それぞれ設定されたベルト滑り限界推力算出用入力トルク（最低保証ベルト入力トルク）Ｔlmtcに基づいて、前記（１）式および前記（２）式からベルト滑り限界推力Ｗlmtを算出する。
【００４２】
推力制御部１１０は、予め定められた関係(例えばＣＶＴ変速マップ)からアクセル開度θacc及び車速Ｖに基づいて目標入力軸回転速度Ｎitgtを算出し、その目標入力軸回転速度Ｎitgtに基づいて目標変速比γtgt(＝Ｎitgt／Ｎout)を算出する。そして、推力制御部１１０は、予め定められた関係(推力比マップ)から目標変速比γtgt及びトルク比に基づいて、目標変速比γtgtを定常的に維持する為の推力比τを算出する。上記のトルク比は、上記算出された入力トルクＴinと、予め定められた無段変速機２４に入力可能な限界のトルクである保証入力トルクＴlmtinとの比(＝Ｔin／Ｔlmtin)である。ここで、前記推力比マップは、トルク比が同じ値であれば、目標変速比γtgtが大きくなるほど推力比τが大きくなる関係を有している。また、前記推力比マップは、目標変速比γtgtが同じであれば、トルク比が０から１のエンジン１２の駆動力によって駆動輪１４が駆動される駆動状態では、トルク比が１に近い比較的高トルク比の領域を除いた領域においては、トルク比が０（ゼロ値）に近づくほど、推力比τが大きくなる関係を有している。したがって、駆動状態であって入力トルクＴinがゼロ値すなわちトルク比がゼロ値の時には、いずれの目標変速比γtgtに対しても推力比τは最大値となる。
【００４３】
また、推力制御部１１０は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中には前記第１算出値が、ＣｔｏＣ変速によるダウンシフト中にはタービントルクＴtおよび前記第１算出値のうちの小さい方の値が、それぞれ設定された推力比算出用トルク（変速用入力トルク）Ｔincから前記トルク比を算出する。推力制御部１１０は、前記トルク比と目標変速比γtgtに基づいて、前記推力比マップから変速用推力比τcを算出する。
【００４４】
推力制御部１１０は、この推力比τを達成する為の目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び目標プライマリ推力Ｗintgtを算出する。例えば、推力制御部１１０は、プライマリプーリ５８側の滑り限界推力であるプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及び目標変速比γtgtを実現する推力比τに基づいて、変速制御の為に必要なセカンダリプーリ６２側の推力であるセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshを算出する。推力制御部１１０は、セカンダリプーリ６２側の滑り限界推力であるセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutと、その算出したセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗouttgtとして設定する。推力制御部１１０は、目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び推力比τに基づいて、目標プライマリ推力Ｗintgtを算出する。
【００４５】
また、推力制御部１１０は、ＣｔｏＣ変速中のベルト滑り限界推力Ｗlmtおよび目標変速比γtgtを実現する変速用推力比τcから、ＣｔｏＣ変速中の目標プライマリ推力Ｗintgtおよび目標セカンダリ推力Ｗouttgtを設定する。つまり、推力部１１０は、ＣｔｏＣ変速中のアップシフト中には前記第１算出値および前記下限ガード値のうちの大きい方の値が、ＣｔｏＣ変速中のダウンシフト中にはタービントルクＴtおよび前記第１算出値のうちの小さい方の値が、それぞれ設定されたベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcに基づいて前記（１）式からプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinを算出し、プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinおよび変速用推力比τcに基づいて、セカンダリ側変速制御推力Ｗoutshを算出する。推力制御部１１０は、セカンダリ側変速制御推力Ｗoutshおよびセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutのうちの大きい方の値を目標セカンダリ推力Ｗouttgtに設定し、目標セカンダリ推力Ｗouttgtと変速用推力比τcとに基づいて、目標プライマリ推力Ｗintgtを算出し、無段変速機２４のベルト狭圧力を制御する。但し、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中に、下限ガード値がベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcに設定されると、ベルト滑り限界推力Ｗlmt（セカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtout）には下限推力Ｗlmtcminが設定される。この下限推力Ｗlmtcminは、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２の引き摺りおよびセカンダリプーリ６２のイナーシャのために前記第１算出値に基づいて算出されるベルト滑り限界推力Ｗlmt（セカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtout）によってはＣｔｏＣ変速によるアップシフト中の無段変速機２４のベルト滑りを保証することができなくなることを防止するために、予め設定されている。
【００４６】
推力制御部１１０は、目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び目標プライマリ推力Ｗintgtを、各油圧シリンダ６２ｃ，５８ｃの各受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐouttgt(＝Ｗouttgt／６２ｃの受圧面積)及び目標プライマリ圧Ｐintgt(＝Ｗintgt／５８ｃの受圧面積)に各々変換する。推力制御部１１０は、目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓinとしてプライマリ指示圧Ｐindirを、油圧制御指令信号Ｓoutとしてセカンダリ指示圧Ｐoutdirを、それぞれ油圧制御回路６６へ出力する。油圧制御回路６６は、その油圧制御指令信号Ｓin、Ｓoutに従って、各ソレノイド弁を作動させてプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。これにより、ＣＶＴ走行モードにおいて、例えば無段変速機２４のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機２４の目標変速比γtgtを達成するようにＣＶＴ変速が実行される。
【００４７】
ギヤ機構２８を介した第２動力伝達経路が成立させられるギヤモードでの走行中、無段変速機２４は、セカンダリ軸６０が出力軸３０と切り離された状態で、入力軸２２に連結されたプライマリプーリ５８の回転に伴って空転させられる。一方で、変速制御部１０２は、ギヤ走行からＣＶＴ走行への切替えにおける連続性という観点では、ギヤモードでの無段変速機２４の空転時には、無段変速機２４の変速比γcを最ロー変速比γmaxに制御する油圧（すなわち最ロー変速比γmaxを実現する為のプライマリ推力Ｗinおよびセカンダリ推力Ｗoutが得られる油圧）に、プライマリ圧Ｐinおよびセカンダリ圧Ｐoutを制御する。また、他方で、変速制御部１０２は、車両１０の動力性能（ドライバビリティ）という観点では、ギヤモードでの無段変速機２４の空転時における入力軸２２の回転変動による入力軸慣性損失を抑制するために、無段変速機２４への入力トルクＴinに対して伝動ベルト６４を滑らせない最小の油圧（すなわちプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinおよびセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtout）が得られる油圧）に、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御する。
【００４８】
図４は、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の推力制御における本実施例の電子制御装置１００の制御機能と、本実施例の電子制御装置１００とは異なる制御機能を有する比較例の制御機能とを、それぞれ示す図である。図４における比較例に示されるＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の推力制御に用いられる目標セカンダリ推力Ｗouttgtおよび目標プライマリ推力Ｗintgtは、以下の通り算出される。先ず、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴinとしてのベルト滑り限界推力算出用入力トルク（最低保証ベルト入力トルク）ＴlmtcにベースとなるエンジントルクＴeが設定される。そして、エンジントルクＴeが設定された上記ベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtc（最低保証ベルト入力トルクＴlmtc）に基づいて前記（１）式からベルト滑り限界推力Ｗlmt（プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin）が、ＣｔｏＣ変速中において算出される。このように算出されたプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinに外乱保証推力が加えられて、外乱保証後ベルト推力が算出される。外乱保証後ベルト推力は、ＣｔｏＣ変速中のベルト滑りを抑制するために、ベースとなるエンジントルクＴeに対応する推力にＣｔｏＣ変速中の最大イナーシャトルクに対応する推力（外乱保証推力）を加えた推力である。ここで、最大イナーシャトルクは、ＣｔｏＣ変速時において変速比γの時間変化率（ｄγ／ｄｔ）が最大時のイナーシャトルクである。このため、外乱保証後ベルト推力は、たとえばベースとなるエンジントルクＴeが設定された最低保証ベルト入力トルクＴlmtcに基づいて設定されるベルト滑り限界推力ＷlmtよりもＣｔｏＣ変速中において大きい値となる。
【００４９】
また、図４の比較例では、ＣｔｏＣ変速中は、無段変速機２４の最ロー変速比γmax側へのダウンシフトをするため、無段変速機２４の目標変速比γtgtは最ロー変速比γmaxに設定される。また、無段変速機２４の最ロー変速比γmax側へのダウンシフトを保証するため、推力比算出用トルクＴincは、無負荷（ゼロ値）に設定される。この推力比算出用トルクＴincおよび最ロー変速比γmaxに基づいて、前記推力比マップからＣｔｏＣ変速中の変速用推力比τcが算出される。外乱保証後ベルト推力および変速用推力比τcから、セカンダリ側変速制御推力Ｗoutshが算出され、そのセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutとの大きい方の値が、目標セカンダリ推力Ｗouttgtに設定される。目標セカンダリ推力Ｗouttgtおよび変速用推力比τcに基づいて、目標プライマリ推力Ｗintgtが算出される。
【００５０】
図４の比較例のように制御されると、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴinとしてのベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcにエンジントルクＴeが設定され、ベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcに基づいて算出されたプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinに外乱保証推力が加えられて外乱保証後ベルト推力が算出される。その外乱保証後ベルト推力に基づいてＣｔｏＣ変速中において算出される目標セカンダリ推力Ｗouttgtは、たとえば外乱保証推力が加えられずにプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinに基づいて算出される目標セカンダリ推力Ｗouttgtと比較して、ＣｔｏＣ変速中の最大イナーシャトルクを考慮して一律に大きくされていることから、ＣｔｏＣ変速中において無段変速機２４のベルト滑りが抑制される。しかしながら、比較例の目標セカンダリ推力Ｗouttgtは、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の実際の入力トルクＴinを反映していない。このため、エンジントルクＴeが設定されたベルト滑り限界推力算出用入力トルク（最低保証ベルト入力トルク）Ｔlmtcに基づくプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinに外乱保証推力が加えられた外乱保証後ベルト推力に基づいて設定される目標セカンダリ推力Ｗouttgtを達成するセカンダリ圧Ｐoutが、無段変速機２４の実際の入力トルクＴinに基づいて設定される目標セカンダリ推力Ｗouttgtを達成するのに必要とされるセカンダリ圧Ｐoutと比較して過多となる可能性がある。これにより、オイルポンプ６８を駆動する駆動トルクが余分に必要となって、燃費が低下するという問題が生じる可能性があった。また、図４の比較例では、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の最ロー変速比γmaxへのダウンシフトを保証するために、無負荷（ゼロ値）に設定された推力比算出用トルクＴincに基づいて変速用推力比τcが算出される。このため、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の最ロー変速比γmaxを維持するためのバランス推力を算出する変速用推力比τcが最大値となる。これにより、図４の比較例のように制御される場合には、たとえば無段変速機２４の実際の入力トルクＴinに応じて変速用推力比τcが設定される場合と比較して、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxを維持するためのバランス推力を算出するための推力比が大きくなり（最ロー変速比側への押付け力（狭圧力）が大きくなり）、プライマリ圧Ｐinが必要以上に低下させられることから、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトの完了後、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxからのアップシフトの開始が遅れてしまい変速性能が低下するという問題が生じる可能性がある。
【００５１】
図５は、電子制御装置１００の制御作動の要部を説明するフローチャートである。図６は、ＣｔｏＣ変速によるアップシフトにおいて、本実施例の電子制御装置１００の制御作動の一例と、電子制御装置１００とは異なる制御機能を有する前記比較例の電子制御装置の制御作動の一例とを、それぞれ示すタイムチャートである。なお、図６において、実施例および比較例の、セカンダリ圧Ｐout、プライマリ圧Ｐinおよび無段変速機２４の変速比γcは、実線および破線によりそれぞれ示されている。また、実線で示される推力比算出用トルク（推力比算出用入力トルク）Ｔincは、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の変速比γcで除算した前記第１算出値でもある。図５において、ＣｔｏＣ変速判断部１０４の機能に対応するステップ（以下、「ステップ」を省略する。）Ｓ１において、ＣｔｏＣ変速中であるか否かが判定される。Ｓ１の判定が否定される場合すなわち前記ギヤモードでのギヤ走行中（図６のｔ１時点以前）あるいは前記ＣＶＴモード（ベルトモード）でのＣＶＴ走行中（図６のｔ３時点以降）には、ベルト入力トルク算出部１０６の機能に対応するＳ５において、無段変速機２４の入力トルクＴinが、ギヤモードあるいはベルトモードに応じて設定される。Ｓ５実行後、Ｓ６が実行される。一方、Ｓ１の判定が肯定される場合（図６のｔ１時点からｔ３時点）には、ＣｔｏＣ変速判断部１０４の機能に対応するＳ２において、前進用クラッチＣ１を解放するとともにＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するＣｔｏＣ変速によるアップシフト中であるか否かが判定される。Ｓ２の判定が肯定される場合（図６のｔ１時点からｔ３時点）には、ベルト入力トルク算出部１０６の機能に対応するＳ３において、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の変速比γcで除算した第１算出値およびＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の変速比γcで除算した前記下限ガード値のいずれか大きい方が、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴin（ベルト入力トルク）としてのベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtc（ＴＱ１）に設定される。ここで、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2は、クラッチ指示圧Ｐc2dir等によって算出される。図６においては、ｔ１時点からｔ２時点の間には実線で示される前記第１算出値よりも大きい一点鎖線で示される前記下限ガード値が二点鎖線で示されるベルト滑り限界推力算出用入力トルクＷlmtcに設定され、ｔ２時点からｔ３時点の間には前記下限ガード値よりも大きい前記第１算出値がベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcに設定されている。また、Ｓ３において、前記第１算出値が推力比算出用トルクＴinc（ＴＱ２）に設定される（図６のｔ１時点からｔ３時点）。なお、図６では、ベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcは、前記第１算出値（推力比算出用入力トルクＴinc）および前記下限ガード値から僅かにずらして示されている。Ｓ３実行後、Ｓ６以下が実行される。Ｓ２の判定が否定される場合すなわちＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放するとともに前進用クラッチＣ１を係合するＣｔｏＣ変速によるダウンシフト中である場合には、ベルト入力トルク算出部１０６の機能に対応するＳ４���おいて、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の変速比γcで除算した前記第１算出値およびタービントルクＴtのうちの小さい（最小の）方が、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴin（ベルト入力トルク）としてのベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcに設定される。また、Ｓ４において、前記第１算出値およびタービントルクＴtのうちの小さい（最小の）方が、推力比算出用トルクＴincに設定される。Ｓ４実行後、Ｓ６以下が実行される。
【００５２】
推力制御部１１０の機能に対応するＳ６において、ベルト滑り限界推力算出用入力トルク（最低保証ベルト入力トルク）Ｔlmtcから前記（１）式および前記（２）式に基づいて、ベルト滑り限界推力Ｗlmtが算出される。推力制御部１１０の機能に対応するＳ７において、ＣｔｏＣ変速中において、推力比算出用トルクＴincから前記推力比マップに基づいて、変速用推力比τcが算出される。推力制御部１１０の機能に対応するＳ８において、先ず、プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinおよび変速用推力比τcからセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshが算出される。そして、セカンダリ側変速制御推力Ｗoutshおよびセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutのうちの大きい方の値が無段変速機２４のベルト滑りを抑制する目標セカンダリ推力Ｗouttgtに設定される。つまり、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中あるいはＣｔｏＣ変速によるダウンシフト中であって前記第１算出値が無段変速機２４の入力トルクＴinとして設定された場合（図６のｔ２時点からｔ３時点）には、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の入力トルクＴinに応じたベルト狭圧力を達成するためのセカンダリ圧Ｐoutが算出される。但し、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中であって前記下限ガード値がベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcに設定される場合（図６のｔ１時点からｔ２時点）には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２の引き摺りおよびセカンダリプーリ６２のイナーシャを考慮して、下限推力（下限ガード）Ｗlmtcminからセカンダリ圧Ｐoutが算出される。一方、図６の比較例では、前記外乱保証後ベルト推力に基づいて算出された目標セカンダリ推力Ｗouttgtからセカンダリ圧Ｐoutが算出されるため、ＣｔｏＣ変速中において、実施例のセカンダリ圧Ｐoutよりも高くなっている（図６のｔ１時点からｔ３時点）。推力制御部１１０の機能に対応するＳ９において、目標セカンダリ推力Ｗouttgtおよび変速用推力比τcから目標プライマリ推力Ｗintgtが算出され、目標プライマリ推力Ｗintgtからプライマリ圧Ｐinが算出される。目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるように、プライマリ指示圧Ｐindirおよびセカンダリ指示圧Ｐoutdirが油圧制御回路６６に出力される。これにより、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のベルト滑りの抑制を保証するように、プライマリ推力Ｗinおよびセカンダリ推力Ｗoutが制御される。Ｓ９実行後、本フローチャートは終了させられる。
【００５３】
図６の比較例では、ＣｔｏＣ変速中に最ロー変速比γmaxを達成するために、推力比算出用トルクＴincが無負荷に設定され、破線で示されるプライマリ圧Ｐinが最低圧に設定されている。これに対して、本実施例では、実際の入力トルクＴinを反映した推力比算出用トルクＴincに基づいて変速用推力比τcが算出されるため、目標変速比γtgtである最ロー変速比γmaxを達成するために適切なバランス推力から実線で示されるプライマリ圧Ｐinが設定される。実施例および比較例の両方において、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中の無段変速機２４の変速比γcが最ロー変速比γmaxに維持されている（図６のｔ１時点からｔ３時点）。ＣｔｏＣ変速によるアップシフト終了後（図６のｔ３時点以降）、実施例での無段変速機２４の最ロー変速比γmaxからのアップシフトにおける目標変速比γtgtに対する実線で示される実際の変速比γcの追従性が、ＣｔｏＣ変速中にプライマリ圧Ｐinが必要以上に低下させられていた比較例での無段変速機２４の目標変速比γtgtに対する破線で示される実際の変速比γcの追従性と比較して、向上している。
【００５４】
上述のように、本実施例の電子制御装置１００によれば、ベルト入力トルク算出部１０６は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するとともに前進用クラッチＣ１を解放するＣｔｏＣ変速によるアップシフト中において、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の変速比γcで除算した第１算出値と前記下限ガード値との大きい方の値を、無段変速機２４への入力トルクＴinとしてのベルト滑り限界推力Ｗlmtに設定し、前記第１算出値を推力比算出用入力トルクＴincに設定する。また、ベルト入力トルク算出部１０６は、前進用クラッチＣ１を係合するとともにＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放するＣｔｏＣ変速によるダウンシフト中において、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量Ｔc2を無段変速機２４の変速比γcで除算した第１算出値およびタービントルクＴtのうちの小さい方の値を無段変速機２４への入力トルクＴinとしてのベルト滑り限界推力算出用入力トルクＴlmtcおよび推力比算出用トルクＴincに設定する。推力制御部１１０は、ベルト滑り限界推力算出用入力トルク（最低保証ベルト入力トルク）Ｔlmtcから前記（１）式および（２）式に基づいて、ＣｔｏＣ変速中のベルト滑り限界推力Ｗlmtを算出する。推力制御部１１０は、その推力比算出用トルクＴincから前記推力比マップに基づいて変速用推力比τcを算出する。そして、推力制御部１１０は、ベルト滑り限界推力Ｗlmtおよび変速用推力比τcから、目標プライマリ推力Ｗintgtおよび目標セカンダリ推力Ｗouttgtを設定し、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４のベルト狭圧力を制御する。このため、ＣｔｏＣ変速中において過渡的に変化する無段変速機２４の実際の入力トルクＴinに応じてベルト滑りを抑制するためのベルト狭圧力を必要且つ充分な値に設定することができる。これにより、たとえばＣｔｏＣ変速中の最大イナーシャトルクを考慮して、エンジントルクＴeに基づいて算出されたプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinに外乱保証推力を加えた外乱保証後ベルト推力から目標セカンダリ推力Ｗouttgtが算出される比較例と比較して、ＣｔｏＣ変速中の無段変速機２４の推力制御のためのセカンダリ圧Ｐoutの過多を抑制することができ、燃費の低下を抑制することができる。
【００５５】
また、本実施例の電子制御装置１００によれば、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト中およびＣｔｏＣ変速によるダウンシフト中であって前記第１算出値がタービントルクＴtよりも小さい場合には、前記第１算出値が変速用推力比τcを算出するための推力比算出用トルクＴincに設定される。このため、本実施例では、最ロー変速比γmaxを維持するバランス推力を達成するための、実際の入力トルクＴinを反映した推力比算出用トルクＴincから算出された変速用推力比τcからプライマリ圧Ｐinが算出されるため、そのプライマリ圧Ｐinは、たとえば推力比算出用トルクＴincが無負荷（ゼロ値）に設定され、最ロー変速比γmaxを維持するバランス推力を達成するための変速用推力比τcが最大値である比較例のプライマリ圧Ｐinよりも大きい。これにより、ＣｔｏＣ変速によるアップシフト後の最ロー変速比γmaxからの無段変速機２４のアップシフトの開始遅れが抑制され、変速性能が向上される。
【００５６】
以上、本発明を表及び図面を参照して詳細に説明したが、本発明は更に別の態様でも実施でき、その主旨を逸脱しない範囲で種々変更を加え得るものである。
【００５７】
たとえば、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、１つのギヤ段が形成される伝動機構であったが、これに限定されるものではない。たとえば、ギヤ機構２８は、変速比γが異なる複数のギヤ段が形成される伝動機構であっても良い。つまり、ギヤ機構２８は２段以上に変速される有段変速機であってもよい。
【００５８】
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、その他一々例示はしないが、本発明は、その主旨を逸脱しない範囲で当業者の知識に基づいて種々変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【符号の説明】
【００５９】
１２：エンジン（駆動力源）
１４：駆動輪
１６：動力伝達装置
２２：入力軸（入力回転部材）
２４：無段変速機（ベルト式無段変速機構）
２８：ギヤ機構（歯車式電伝動機構）
３０：出力軸（出力回転部材）
６０：セカンダリ軸（出力側部材）
６２：セカンダリプーリ（出力側部材）
１００：電子制御装置（車両用動力伝達装置の制御装置）
Ｃ１：前進用クラッチ（クラッチ機構、第２クラッチ）
Ｃ２：ＣＶＴ走行用クラッチ（クラッチ機構、第１クラッチ）
【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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