(57)【要約】【課題】空転時における無段変速機構の損失を適切に低減する。【解決手段】動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、入力軸角加速度dωi/dtが小さい場合の方が大きい場合よりも高車速側の変速比γで無段変速機２４が制御されるので、前記第２動力伝達経路とされているときの無段変速機２４の変速比γを、入力軸角加速度dωi/dtに応じて変化する無段変速機２４の慣性損失Ｔliを考慮した変速比γに制御することができる。よって、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に無段変速機２４及びギヤ機構２８が備えられた車両１０において、空転時における無段変速機２４の損失を適切に低減することができる。【選択図】図６
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動力源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、無段変速機構及び１つ乃至複数のギヤ段が形成される伝動機構と、前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する動力伝達経路を前記無段変速機構を介した第１動力伝達経路と前記伝動機構を介した第２動力伝達経路とに選択的に切り換えるクラッチ機構とを備えた車両の、制御装置であって、
前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記入力回転部材の角加速度が小さい場合の方が大きい場合よりも高車速側の変速比で前記無段変速機構を制御する変速制御部を備えることを特徴とする車両の制御装置。
【請求項２】
前記無段変速機構の摩擦損失の推定値を算出する推定摩擦損失算出部と、
前記無段変速機構の慣性損失の推定値を算出する推定慣性損失算出部と、
前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値とに基づいて、前記無段変速機構の目標変速比を算出する目標変速比算出部とを更に備えており、
前記変速制御部は、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することを特徴とする請求項１に記載の車両の制御装置。
【請求項３】
前記目標変速比は、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値との合計を最小とする為の前記無段変速機構の変速比であることを特徴とする請求項２に記載の車両の制御装置。
【請求項４】
前記変速制御部は、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記第１動力伝達経路への切換えを判断するまで、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することを特徴とする請求項２又は３に記載の車両の制御装置。
【請求項５】
前記無段変速機構の回転部材における推力の源を供給する推力源供給装置の装置損失の推定値を算出する推定装置損失算出部を更に備えており、
前記目標変速比算出部は、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値と前記装置損失の推定値とに基づいて、前記無段変速機構の目標変速比を算出することを特徴とする請求項２乃至４の何れか１項に記載の車両の制御装置。
【請求項６】
前記入力回転部材の角加速度が小さい場合の方が大きい場合よりも、前記無段変速機構の摩擦損失と前記無段変速機構の慣性損失との合計を最小とする為の前記無段変速機構の変速比が高車速側となるように予め定められた関係から、前記入力回転部材の角加速度に基づいて前記無段変速機構の目標変速比を算出する目標変速比算出部を更に備えており、
前記変速制御部は、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することを特徴とする請求項１に記載の車両の制御装置。
【請求項７】
駆動力源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、無段変速機構及び１つ乃至複数のギヤ段が形成される伝動機構と、前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する動力伝達経路を前記無段変速機構を介した第１動力伝達経路と前記伝動機構を介した第２動力伝達経路とに選択的に切り換えるクラッチ機構とを備えた車両の、制御装置であって、
前記無段変速機構の摩擦損失の推定値を算出する推定摩擦損失算出部と、
前記無段変速機構の慣性損失の推定値を算出する推定慣性損失算出部と、
前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値とに基づいて、前記無段変速機構の目標変速比を算出する目標変速比算出部と、
前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御する変速制御部と
を、備えることを特徴とする車両の制御装置。
【請求項８】
前記目標変速比は、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値との合計を最小とする為の前記無段変速機構の変速比であることを特徴とする請求項７に記載の車両の制御装置。
【請求項９】
前記変速制御部は、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記第１動力伝達経路への切換えを判断するまで、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することを特徴とする請求項７又は８に記載の車両の制御装置。
【請求項１０】
前記無段変速機構の回転部材における推力の源を供給する推力源供給装置の装置損失の推定値を算出する推定装置損失算出部を更に備えており、
前記目標変速比算出部は、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値と前記装置損失の推定値とに基づいて、前記無段変速機構の目標変速比を算出することを特徴とする請求項７乃至９の何れか１項に記載の車両の制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、駆動力源と駆動輪との間に並列に設けられた無段変速機構及び伝動機構を備える車両の制御装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
駆動力源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、無段変速機構及び１つ乃至複数のギヤ段が形成される伝動機構を備えた車両が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された車両がそれである。この特許文献１には、入力回転部材と出力回転部材との間に、無段変速機を介した無段変速経路と、その無段変速経路における最ハイ変速比に近い固定変速比を有する直結駆動経路とを並列に備えた車両において、無段変速経路を用いて車両発進から加速走行を行うと共に、無段変速経路における変速比が直結駆動経路における変速比に達すると、直結駆動経路へ切り換えて走行を継続することが開示されている。加えて、この特許文献１には、直結駆動経路での走行中、無負荷状態で空転を続ける無段変速機の変速比を、最ハイ変速比よりも低車速側の最適変速比(例えば変速比が「１」の中間変速比)に制御して、空転時の無段変速機における損失トルクを低減することが開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開昭６３−２８７４０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、空転時における無段変速機構の総損失トルクを、仮に無段変速機構の摩擦損失と無段変速機構の慣性損失との合計とした場合、上述した中間変速比で空転時の無段変速機構を制御しても、総損失トルクが低減されないことがある。具体的には、上記摩擦損失は、一般的に、中間変速比で最小となり、最ハイ変速比側や最ロー変速比側程、単純に大きくなる。一方で、一般的に、無段変速機構の入力側の回転部材(例えばプライマリプーリ)の角加速度に対して変速比によって変化させられる、無段変速機構の出力側の回転部材(例えばセカンダリプーリ)の角加速度は、最ハイ変速比側程高くされる為、セカンダリプーリの慣性損失は、最ハイ変速比側で大きくなり、最ロー変速比側程単純に小さくなる。その為、特許文献１に記載されたように、無段変速機構と伝動機構との切換えが無段変速機構の最ハイ変速比側で行われる変速機では、空転時における無段変速機構の変速比を、切換えが行われる最ハイ変速比側とするよりも、中間変速比側とする方が総損失トルクが低減される。しかしながら、無段変速機構と伝動機構との切換えが無段変速機構の最ロー変速比側で行われる変速機では、空転時における無段変速機構の変速比を、切換えが行われる最ロー変速比側から中間変速比側へ変更すると、上記摩擦損失は小さくなる反面、上記慣性損失は大きくなるので、例えばプライマリプーリの角加速度に応じて変化する慣性損失の大きさによっては、中間変速比側へ変更することで必ずしも総損失トルクが低減されるとは限らない。従って、無段変速機構の総損失トルクを低減させることを考えた場合、空転時における無段変速機構をどのような変速比で制御するかについて、まだまだ改善の余地がある。尚、上述したような課題は未公知である。
【０００５】
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、入力回転部材と出力回転部材との間に並列に無段変速機構及び伝動機構が備えられた車両において、空転時における無段変速機構の損失を適切に低減することができる車両の制御装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
前記目的を達成する為の第１の発明の要旨とするところは、(a) 駆動力源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、無段変速機構及び１つ乃至複数のギヤ段が形成される伝動機構と、前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する動力伝達経路を前記無段変速機構を介した第１動力伝達経路と前記伝動機構を介した第２動力伝達経路とに選択的に切り換えるクラッチ機構とを備えた車両の、制御装置であって、(b) 前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記入力回転部材の角加速度が小さい場合の方が大きい場合よりも高車速側の変速比で前記無段変速機構を制御する変速制御部を備えることにある。
【発明の効果】
【０００７】
このようにすれば、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときの前記無段変速機構の変速比を、前記入力回転部材の角加速度に応じて変化する無段変速機構の慣性損失を考慮した変速比に制御することができる。よって、入力回転部材と出力回転部材との間に並列に無段変速機構及び伝動機構が備えられた車両において、空転時における無段変速機構の損失を適切に低減することができる。
【０００８】
ここで、第２の発明は、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記無段変速機構の摩擦損失の推定値を算出する推定摩擦損失算出部と、前記無段変速機構の慣性損失の推定値を算出する推定慣性損失算出部と、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値とに基づいて、前記無段変速機構の目標変速比を算出する目標変速比算出部とを更に備えており、前記変速制御部は、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することにある。このようにすれば、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときの前記無段変速機構の変速比を、無段変速機構の摩擦損失と無段変速機構の慣性損失とを考慮した目標変速比に制御することができる。
【０００９】
また、第３の発明は、前記第２の発明に記載の車両の制御装置において、前記目標変速比は、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値との合計を最小とする為の前記無段変速機構の変速比である。このようにすれば、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときに、空転中の無段変速機構の摩擦損失と無段変速機構の慣性損失との合計ができるだけ小さくされるので、燃費が向上させられる。
【００１０】
また、第４の発明は、前記第２の発明又は第３の発明に記載の車両の制御装置において、前記変速制御部は、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記第１動力伝達経路への切換えを判断するまで、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することにある。このようにすれば、前記第１動力伝達経路への切換えが判断された場合は、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することを禁止し、前記第１動力伝達経路への切換えの実行に備えて、前記第１動力伝達経路とされているときと同様の変速比で無段変速機２４を制御することができ、燃費よりも、切換えショックを抑制するなどのドライバビリティを優先することができる。
【００１１】
また、第５の発明は、前記第２の発明乃至第４の発明の何れか１つに記載の車両の制御装置において、前記無段変速機構の回転部材における推力の源を供給する推力源供給装置の装置損失の推定値を算出する推定装置損失算出部を更に備えており、前記目標変速比算出部は、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値と前記装置損失の推定値とに基づいて、前記無段変速機構の目標変速比を算出することにある。このようにすれば、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときの前記無段変速機構の変速比を、無段変速機構の摩擦損失と無段変速機構の慣性損失と推力源供給装置の装置損失とを考慮した目標変速比に制御することができる。よって、空転時における無段変速機構の損失を一層適切に低減することができる。
【００１２】
また、第６の発明は、前記第１の発明に記載の車両の制御装置において、前記入力回転部材の角加速度が小さい場合の方が大きい場合よりも、前記無段変速機構の摩擦損失と前記無段変速機構の慣性損失との合計を最小とする為の前記無段変速機構の変速比が高車速側となるように予め定められた関係から、前記入力回転部材の角加速度に基づいて前記無段変速機構の目標変速比を算出する目標変速比算出部を更に備えており、前記変速制御部は、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することにある。このようにすれば、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときに、空転中の前記無段変速機構の変速比が、無段変速機構の摩擦損失と無段変速機構の慣性損失との合計ができるだけ小さくなる目標変速比に制御されるので、燃費が向上させられる。
【００１３】
また、前記目的を達成する為の第７の発明の要旨とするところは、(a) 駆動力源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、無段変速機構及び１つ乃至複数のギヤ段が形成される伝動機構と、前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する動力伝達経路を前記無段変速機構を介した第１動力伝達経路と前記伝動機構を介した第２動力伝達経路とに選択的に切り換えるクラッチ機構とを備えた車両の、制御装置であって、(b) 前記無段変速機構の摩擦損失の推定値を算出する推定摩擦損失算出部と、(c) 前記無段変速機構の慣性損失の推定値を算出する推定慣性損失算出部と、(d) 前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値とに基づいて、前記無段変速機構の目標変速比を算出する目標変速比算出部と、(e) 前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御する変速制御部とを、備えることにある。
【００１４】
このようにすれば、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときの前記無段変速機構の変速比を、無段変速機構の摩擦損失と無段変速機構の慣性損失とを考慮した目標変速比に制御することができる。よって、入力回転部材と出力回転部材との間に並列に無段変速機構及び伝動機構が備えられた車両において、空転時における無段変速機構の損失を適切に低減することができる。
【００１５】
また、第８の発明は、前記第７の発明に記載の車両の制御装置において、前記目標変速比は、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値との合計を最小とする為の前記無段変速機構の変速比である。このようにすれば、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときに、空転中の無段変速機構の摩擦損失と無段変速機構の慣性損失との合計ができるだけ小さくされるので、燃費が向上させられる。
【００１６】
また、第９の発明は、前記第７の発明又は第８の発明に記載の車両の制御装置において、前記変速制御部は、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記第１動力伝達経路への切換えを判断するまで、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することにある。このようにすれば、前記第１動力伝達経路への切換えが判断された場合は、前記目標変速比で前記無段変速機構を制御することを禁止し、前記第１動力伝達経路への切換えの実行に備えて、前記第１動力伝達経路とされているときと同様の変速比で前記無段変速機構を制御することができ、燃費よりも、切換えショックを抑制するなどのドライバビリティを優先することができる。
【００１７】
また、第１０の発明は、前記第７の発明乃至第９の発明の何れか１つに記載の車両の制御装置において、前記無段変速機構の回転部材における推力の源を供給する推力源供給装置の装置損失の推定値を算出する推定装置損失算出部を更に備えており、前記目標変速比算出部は、前記摩擦損失の推定値と前記慣性損失の推定値と前記装置損失の推定値とに基づいて、前記無段変速機構の目標変速比を算出することにある。このようにすれば、前記動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときの前記無段変速機構の変速比を、無段変速機構の摩擦損失と無段変速機構の慣性損失と推力源供給装置の装置損失とを考慮した目標変速比に制御することができる。よって、空転時における無段変速機構の損失を一層適切に低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１８】
【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】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】車両における各種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４】変速比をパラメータとして、入力軸角加速度と無段変速機の総損失トルクとの関係を示す図である。
【図５】入力軸角加速度と総損失を最小にする変速比との関係を示す図である。
【図６】電子制御装置の制御作動の要部すなわち空転時における無段変速機の損失を適切に低減する為の制御作動を説明するフローチャートである。
【図７】図６のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１９】
以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。
【実施例】
【００２０】
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に連結された入力軸２２、入力軸２２に連結された無段変速機構としての公知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。
【００２１】
このように、動力伝達装置１６は、エンジン１２(ここではエンジン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、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する動力伝達経路を、上記第１動力伝達経路と上記第２動力伝達経路とで選択的に切り換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続する第１クラッチ機構としての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続する第２クラッチ機構としての前進用クラッチ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公知の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。
【００２２】
トルクコンバータ２０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、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び入力軸に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、無段変速機２４を変速制御したり、無段変速機２４におけるベルト挟圧力を発生させたり、前記クラッチ機構の各々の作動を切り換えたり、動力伝達装置１６の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ４１が連結されている。
【００２３】
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のサンギヤ２６ｓ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のキャリヤ２６ｃ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、遊星歯車装置２６ｐが一体回転させられて小径ギヤ４２は入力軸２２と同回転速度で回転させられ、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。
【００２４】
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つのギヤ段(変速段)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不能に設けられている。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５０と噛み合っている。出力ギヤ５０は、出力軸３０と同じ回転軸心回りにその出力軸３０に対して相対回転可能に設けられている。
【００２５】
出力軸３０回りには、更に、出力軸３０と出力ギヤ５０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第３クラッチ機構として機能する。具体的には、噛合式クラッチＤ１は、出力軸３０に形成された第１ギヤ５２と、出力ギヤ５０に形成された第２ギヤ５４と、これら第１ギヤ５２及び第２ギヤ５４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５６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５６がこれら第１ギヤ５２及び第２ギヤ５４と嵌合することで、出力軸３０と出力ギヤ５０とが接続される。又、噛合式クラッチＤ１は、第１ギヤ５２と第２ギヤ５４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(不図示)を備えている。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、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５０を順次経由して出力軸３０に伝達される、第２動力伝達経路が成立(接続)させられる。
【００２６】
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の回転部材である有効径が可変のプライマリプーリ５８と、出力軸３０と同軸心の回転軸６０に設けられた出力側の回転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。
【００２７】
プライマリプーリ５８では、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９６(図３参照)によって調圧制御されることにより、各シーブ間の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９６によって調圧制御されることにより、各シーブ間の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、伝動ベルト６４の滑りが防止されつつ、一対の可変プーリ５８，６２のＶ溝幅が変化させられて伝動ベルト６４の掛かり径(有効径)が変更される。油圧制御回路９６によって調圧制御されるプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの元圧を発生させる油圧源はオイルポンプ４１である。このように、オイルポンプ４１は、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutの源を供給する推力源供給装置として機能する。
【００２８】
無段変速機２４では、伝動ベルト６４の掛かり径が変更されることで、変速比(ギヤ比)γ(＝入力軸回転速度Ｎi／出力軸回転速度Ｎo)が連続的に変化させられる。例えば、プライマリプーリ５８のＶ溝幅が狭くされると、変速比γが小さくされる(すなわち無段変速機２４がアップシフトされる)。又、プライマリプーリ５８のＶ溝幅が広くされると、変速比γが大きくされる(すなわち無段変速機２４がダウンシフトされる)。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、無段変速機２４よりも駆動輪１４側に設けられており(すなわちセカンダリプーリ６２と出力軸３０との間に設けられており)、セカンダリプーリ６２(回転軸６０)と出力軸３０との間を選択的に断接する。このＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、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動力伝達経路が成立(接続)させられる。
【００２９】
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。
【００３０】
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動力伝達経路に切り換えられた走行パターン)であるギヤ走行(ギヤ伝達ともいう)について説明する。このギヤ走行では、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。
【００３１】
具体的には、前進用クラッチＣ１が係合されると、遊星歯車装置２６ｐが入力軸２２と同回転速度で一体回転させられるので、機械的に連結された、ギヤ機構２８、ギヤ機構カウンタ軸４４、アイドラギヤ４８、出力ギヤ５０も回転させられる。更に、噛合式クラッチＤ１の係合によって出力ギヤ５０と第１ギヤ５２とが接続されているので、第１ギヤ５２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、及びギヤ機構２８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。
【００３２】
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動力伝達経路に切り換えられた走行パターン)であるＣＶＴ走行(ＣＶＴ伝達ともいう)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。
【００３３】
具体的には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、回転軸６０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。
【００３４】
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。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(すなわち最も低車速側の変速比である最ロー変速比)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。その為、例えばギヤ走行とＣＶＴ走行とは、公知の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、公知の手法を用いて、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。ここで、ギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)、或いはＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換える際には、図２に示すように、ＣＶＴ走行(中車速)を過渡的に経由して切り換えられる。
【００３５】
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換える変速(例えばクラッチツゥクラッチ変速(以下、ＣtoＣ変速という))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。
【００３６】
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のキャリヤ２６ｃ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換える変速(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。
【００３７】
図３は、車両１０における各種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る車両１０の制御装置を含む電子制御装置８０が備えられている。よって、図３は、電子制御装置８０の入出力系統を示す図であり、又、電子制御装置８０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。電子制御装置８０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８０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。
【００３８】
電子制御装置８０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８２，８４，８６，８８、アクセル開度センサ９０、スロットル弁開度センサ９２、Ｇセンサ９４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、入力軸角速度ωiに対応する入力軸２２(プライマリプーリ５８)の回転速度である入力軸回転速度Ｎi、出力軸角速度ωoに対応する回転軸６０(セカンダリプーリ６２)の回転速度である出力軸回転速度Ｎo、車速Ｖに対応する駆動輪１４の回転速度である車輪速Ｎw、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、車両１０の前後加速度Ｇなど）が、それぞれ供給される。
【００３９】
又、電子制御装置８０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Ｓcvt、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Ｓswt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、スロットル駆動信号や燃料噴射信号や点火時期信号などが出力される。又、油圧制御指令信号Ｓcvtとして、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、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９６へ出力される。又、油圧制御指令信号Ｓswt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、ハブスリーブ５６を作動させるアクチュエータなどに供給される各油圧を制御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９６へ出力される。
【００４０】
電子制御装置８０は、エンジン出力制御手段すなわちエンジン出力制御部１００、及び変速制御手段すなわち変速制御部１０２を備えている。
【００４１】
エンジン出力制御部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。エンジン出力制御部１００は、例えば予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された(すなわち予め定められた)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。前記駆動要求量としては、駆動輪１４における要求駆動力Ｆdem[Ｎ]の他に、駆動輪１４における要求駆動トルク[Ｎｍ]、駆動輪１４における要求駆動パワー[Ｗ]、出力軸３０における要求出力トルク[Ｎｍ]、及び要求エンジントルク[Ｎｍ]等を用いることもできる。又、前記駆動要求量として、単にアクセル開度θacc[％]やスロットル弁開度θth[％]やエンジン１２の吸入空気量[g/sec]等を用いることもできる。
【００４２】
変速制御部１０２は、ＣＶＴ走行において、アクセル開度θacc、車速Ｖなどに基づいて算出される目標変速比γtgtとなるように無段変速機２４の変速比γを制御する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路９６へ出力する。具体的には、無段変速制御部１０２は、無段変速機２４のベルト滑りが発生しないようにしつつエンジン１２の動作点が所定の最適ライン(例えばエンジン最適燃費線)上となる無段変速機２４の目標変速比γtgtを達成する予め定められた関係(例えばＣＶＴ変速マップ、ベルト挟圧力マップ)を有しており、その関係からアクセル開度θacc及び車速Ｖなどに基づいて、プライマリ圧Ｐinの指令値としてのプライマリ指示圧Ｐintgtとセカンダリ圧Ｐoutの指令値としてのセカンダリ指示圧Ｐouttgtとを決定し、プライマリ指示圧Ｐintgt及びセカンダリ指示圧Ｐouttgtを油圧制御回路９６へ出力して、ＣＶＴ変速を実行する。
【００４３】
又、変速制御部１０２は、ギヤ走行とＣＶＴ走行とを切り換える切換制御を実行する。具体的には、変速制御部１０２は、車両走行中の走行パターンを切り換えるか否かを判定する。例えば、変速制御部１０２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とを切り換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(変速比の切換え)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換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。
【００４４】
変速制御部１０２は、走行パターンの切換えを判定すると、走行パターンの切換えを実行する。例えば、変速制御部１０２は、ギヤ走行中にアップシフトを判断すると、ギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)へ切り換える。変速制御部１０２は、ギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)へ切り換える場合、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。この状態は、図２の過渡的に切り換えられる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換えられる。次いで、変速制御部１０２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５６を作動させる指令を出力して、ＣＶＴ走行(高車速)へ切り換える。ハブスリーブ５６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油圧によってハブスリーブ５６への押圧力が調整される。
【００４５】
又、変速制御部１０２は、ＣＶＴ走行(高車速)中にダウンシフトを判断すると、ＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換える。変速制御部１０２は、ＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り換える場合、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５６を作動させる指令を出力して、ＣＶＴ走行(中車速)へ切り換える。次いで、変速制御部１０２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。この状態は、図２のギヤ走行に対応しており、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換えられる。このように、変速制御部１０２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換える場合には、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。
【００４６】
上述したような過渡的にＣＶＴ走行(中車速)の状態へ切り換える制御では、ＣtoＣ変速によるトルクの受け渡しを行うだけで第１動力伝達経路と第２動力伝達経路とが切り換えられるので、切換えショックが抑制される。
【００４７】
ところで、ギヤ走行中、無段変速機２４は、回転軸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。この空転中における無段変速機２４の損失の低減は、燃費の向上に繋がる。ギヤ走行からＣＶＴ走行(中車速)への切換え中において、ＣＶＴ走行での連続性という観点では、無段変速機２４の変速比γを例えばＣＶＴ走行中のときと同様に算出される目標変速比γtgtとした状態で行うことが望ましい。しかしながら、ギヤ走行中に無段変速機２４をＣＶＴ走行中のときと同様の目標変速比γtgtで制御することが、無段変速機２４の損失の低減とはならない場合もある。そこで、変速制御部１０２は、ギヤ走行からＣＶＴ走行(中車速)への切換えは、例えば無段変速機２４の変速比γをＣＶＴ走行中のときと同様に算出される目標変速比γtgtとした状態で行うものの、ギヤ走行中は、無段変速機２４の損失ができるだけ低減される変速比γとする。
【００４８】
その為、電子制御装置８０は、損失算出手段すなわち損失算出部１０４、目標変速比算出手段すなわち目標変速比算出部１０６とを、更に備えている。
【００４９】
損失算出部１０４は、無段変速機２４の摩擦損失Ｔlf[Ｎｍ]の推定値である推定摩擦損失Ｔlfpを算出する推定摩擦損失算出手段すなわち推定摩擦損失算出部１０８と、無段変速機構２４の慣性損失Ｔli[Ｎｍ]の推定値である推定慣性損失Ｔlipを算出する推定慣性損失算出手段すなわち推定慣性損失算出部１１０とを備えている。摩擦損失Ｔlfは、例えば無段変速機２４における伝動ベルト６４と各プーリ５８，６２との間の各々の摩擦損失トルクであり、伝動ベルト６４を構成するリングとエレメントとの間の摩擦によるベルト内部損失トルクを含めても良い。又、慣性損失Ｔliは、例えばギヤ走行中における空転状態での無段変速機２４の空転部材の慣性モーメントにより加速時に発生させられる慣性損失トルクである。特に、セカンダリプーリ６２については、無段変速機２４の変速比γによって慣性損失が変化するので、本実施例では、無段変速機２４の損失ができるだけ低減される変速比γを求めるにあたり、慣性損失Ｔliとして、変速比γに依存するセカンダリプーリ６２の慣性損失を取り挙げるものとする。
【００５０】
推定摩擦損失算出部１０８は、次式(１)に示すような無段変速機２４の摩擦損失Ｔlfを算出する為の予め定められた概略式から無段変速機２４の変速比γに基づいて推定摩擦損失Ｔlfpを算出する。次式(１)において、Ｃは、予め定められた摩擦損失算出用係数であり、例えば一定の値でも良いし、又、無段変速機２４の入力トルクＴiが大きい程大きな値に変化させられる値でも良い。
Ｔlfp ＝ Ｃ×|logγ|  …(１)
【００５１】
推定慣性損失算出部１１０は、次式(２)に示すようなセカンダリプーリ６２の慣性損失を算出する為の予め定められた演算式から無段変速機２４の変速比γ及び入力軸２２の角加速度(入力軸角加速度)dωi/dt[rad/s２]に基づいて推定慣性損失Ｔlipを算出する。次式(２)において、Ｉsは、予め定められたセカンダリプーリ６２の慣性モーメントである。尚、入力軸角加速度dωi/dtは、入力軸２２の回転速度時間変化率であり、図面においては時間微分すなわち時間変化率をドットで示している(以下の説明において同じ)。
Ｔlip ＝ Ｉs×(１÷γ)２×(dωi/dt)  …(２)
【００５２】
損失算出部１０４は、次式(３)に示すように、推定摩擦損失Ｔlfpと推定慣性損失Ｔlipとの合計にて、ギヤ走行時における無段変速機２４の総損失Ｔltを算出する。
Ｔlt ＝ Ｔlfp＋Ｔlip  …(３)
【００５３】
前記式(３)において、右辺の第１項である推定摩擦損失Ｔlfpは、変速比γが無段変速機２４により形成される最小変速比(すなわち最も高車速側の変速比である最ハイ変速比)γminから「１」までの間においては変速比γが大きくなる程単純減少となる。又、その推定摩擦損失Ｔlfpは、変速比γが「１」から最ロー変速比γmaxまでの間においては変速比γが大きくなる程単純増加となる。一方で、右辺の第２項である推定慣性損失Ｔlipは、変速比γが大きくなる程単純減少となる。従って、最ハイ変速比γminから「１」までの間においては、無段変速機２４の総損失Ｔltを最小とする変速比γは「１」である。これに対して、変速比γが「１」から最ロー変速比γmaxまでの間においては、入力軸角加速度dωi/dtの値によって、無段変速機２４の総損失Ｔltを最小とする変速比γの値が変化することになる。
【００５４】
図４は、前記式(３)を反映させるように、「１」から最ロー変速比γmaxまでの間における変速比γをパラメータとして、入力軸角加速度dωi/dtと、無段変速機２４の総損失Ｔltとの関係を示す図である。図４において、入力軸角加速度dωi/dtが小さい側では、変速比γが高車速側となる「１」側の方が総損失Ｔltが小さくなり、入力軸角加速度dωi/dtが大きい側では、変速比γが低車速速側となる最ロー変速比γmax側の方が総損失Ｔltが小さくなる傾向を示している。
【００５５】
そして、目標変速比算出部１０６は、例えば入力軸角加速度dωi/dtに基づいて、無段変速機２４の総損失Ｔlt(すなわち無段変速機２４の推定摩擦損失Ｔlfpと無段変速機２４の推定慣性損失Ｔlipとの合計)を最小とする為の無段変速機２４の変速比γを、空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtとする。このように、目標変速比算出部１０６は、推定摩擦損失Ｔlfpと推定慣性損失Ｔlipとに基づいて、空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtを算出する。
【００５６】
ここで、電子制御装置８０への実装上、損失算出部１０４と目標変速比算出部１０６とを備えて、損失算出部１０４により算出された総損失Ｔltに基づいて、目標変速比算出部１０６により目標変速比γtgtを算出する、という上述したような実施態様を採用することに替えて、損失算出部１０４を備えず、目標変速比算出部１０６により予め定められた関係(マップ)を用いて目標変速比γtgtを算出するという別の実施態様を採用することもできる。以下に、その別の実施態様を説明する。
【００５７】
図５は、図４において総損失Ｔltが最小となる変速比γを選んでプロットした図である。つまり、図５は、入力軸角加速度dωi/dtと、総損失Ｔltを最小にする変速比γとの関係を示す図である。図５において、入力軸角加速度dωi/dtが小さい側の方が大きい側よりも、総損失Ｔltを最小にする変速比γが小さくなる傾向を示している。尚、次式(１)における摩擦損失算出用係数Ｃが無段変速機２４の入力トルクＴiに応じて変化させられる値であるなら、図５に示す関係図も入力トルクＴiに応じて変化させられる。
【００５８】
目標変速比算出部１０６は、入力軸角加速度dωi/dtが小さい場合の方が大きい場合よりも、無段変速機２４の総損失Ｔltを最小とする為の無段変速機２４の変速比γが高車速側となるように予め定められた図５に示すような関係から、入力軸角加速度dωi/dtに基づいて、空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtを算出する。目標変速比算出部１０６は、例えば次式(４)に示すような予め定められた演算式から、無段変速機２４の入力トルクＴiの推定値である推定入力トルクＴipに基づいて、入力軸角加速度dωi/dtを算出する。次式(４)において、Ｉeqは、回転部材の慣性系を含む、車両１０の等価慣性モーメントである。又、目標変速比算出部１０６は、例えば予め定められた所定の関係(例えばエンジントルクマップ)からエンジン回転速度Ｎe及びスロットル弁開度θth等に基づいてエンジントルクＴeの推定値(推定エンジントルク)Ｔepを算出し、その推定エンジントルクＴepにトルクコンバータ２０のトルク比(＝タービントルク／ポンプトルク)ｔを乗算して推定入力トルクＴipを算出する。このトルク比ｔは、トルクコンバータの速度比ｅ(＝タービン回転速度(入力軸回転速度Ｎi)／ポンプ回転速度(エンジン回転速度Ｎe))の関数であり、目標変速比算出部１０６は、例えば速度比ｅとトルク比ｔとの予め定められた関係(マップ)から実際の速度比ｅに基づいてトルク比ｔを算出する。
dωi/dt ＝ Ｔip÷Ｉeq  …(４)
【００５９】
そして、損失算出部１０４を備える実施態様、及び損失算出部１０４を備えない別の実施態様の何れの実施態様においても、変速制御部１０２は、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、目標変速比算出部１０６により算出された空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtで無段変速機２４を制御する。従って、変速制御部１０２は、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、入力軸角加速度dωi/dtが小さい場合の方が大きい場合よりも高車速側の変速比γで無段変速機２４を制御する。
【００６０】
又、変速制御部１０２は、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記第１動力伝達経路への切換えを判断するまで、前記空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtで無段変速機２４を制御する。一方で、変速制御部１０２は、例えば前記第１動力伝達経路への切換えを判断した場合、ＣＶＴ走行中のときと同様にアクセル開度θacc、車速Ｖなどに基づいて算出される目標変速比γtgtで無段変速機２４を制御する。変速制御部１０２による前記第１動力伝達経路への切換え判断は、実際にその切換えが実行されるよりも前に為されるものであるので、例えば前記第２動力伝達経路から前記第１動力伝達経路への切換え予告(ギヤ走行からＣＶＴ走行への切換え予告)に相当するものである。
【００６１】
図６は、電子制御装置８０の制御作動の要部すなわち空転時における無段変速機２４の損失を適切に低減する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。図７は、図６のフローチャートに示す制御作動を実行した場合のタイムチャートの一例であって、減速、停止、発進、加速時の一例である。
【００６２】
図６において、先ず、変速制御部１０２に対応するステップ(以下、ステップを省略する)Ｓ１０において、例えば動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているか否か、すなわちギヤ伝達が選択されて確定中であるか否かが、油圧制御回路９６への指令信号に基づいて判定される。このＳ１０の判断が肯定される場合は変速制御部１０２に対応するＳ２０において、例えばギヤ走行からＣＶＴ走行への切換え予告が有るか否かが、前記第２動力伝達経路から前記第１動力伝達経路への切換えが判断されたか否かに基づいて判定される。このＳ２０の判断が否定される場合は目標変速比算出部１０６に対応するＳ３０において、例えば無段変速機２４の総損失Ｔltを最小とする為の無段変速機２４の変速比γが、空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtに設定される。具体的には、前記式(４)から入力軸角加速度dωi/dtの推定値が算出される。そして、予め定められた図５に示すような関係から、入力軸角加速度dωi/dtの推定値に基づいて無段変速機２４の総損失Ｔltを最小とする為の無段変速機２４の変速比γが算出され、その変速比γが空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtに設定される。一方で、上記Ｓ１０の判断が否定される場合は、或いは上記Ｓ２０の判断が肯定される場合は変速制御部１０２に対応するＳ４０において、例えば車両走行上の要求に基づいて(すなわちアクセル開度θacc、車速Ｖなどに基づいて)、目標変速比γtgtが算出(設定)される。尚、上記Ｓ１０の判断が否定される場合とは、例えばＣＶＴ伝達が確定中、ＣＶＴ走行からギヤ伝達への切換中、ニュートラル状態、後退選択中などである。
【００６３】
図７において、車両１０の減速中には車両停止前までに、ＣＶＴ伝達からギヤ伝達へ切り換えられる。ｔ１時点は、その切換えが完了した時点を示している。又、ギヤ伝達にて車両発進した後、走行状態に基づいてギヤ伝達からＣＶＴ伝達へ切り換えられる。ｔ２時点は、その切換えが判断(予告)された時点を示している。図６のフローチャートに示したように、ギヤ伝達確定中且つギヤ伝達からＣＶＴ伝達への切換予告が無い場合は、無段変速機２４の総損失Ｔltを最小とする為の無段変速機２４の変速比γに基づき、無段変速機２４の目標変速比γtgtが設定される(ｔ１時点乃至ｔ２時点参照)。この場合以外の場合は、車両走行上の要求に基づいて算出される目標変速比γtgtに基づき、無段変速機２４の目標変速比γtgtが設定される(ｔ１時点以前、ｔ２時点以降参照)。
【００６４】
上述のように、本実施例によれば、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、入力軸角加速度dωi/dtが小さい場合の方が大きい場合よりも高車速側の変速比γで無段変速機２４が制御されるので、前記第２動力伝達経路とされているときの無段変速機２４の変速比γを、入力軸角加速度dωi/dtに応じて変化する無段変速機２４の慣性損失Ｔliを考慮した変速比γに制御することができる。よって、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に無段変速機２４及びギヤ機構２８が備えられた車両１０において、空転時における無段変速機２４の損失を適切に低減することができる。
【００６５】
また、本実施例によれば、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、推定摩擦損失Ｔlfpと推定慣性損失Ｔlipとに基づいて算出された目標変速比γtgtで空転時の無段変速機２４が制御されるので、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときの無段変速機２４の変速比γを、無段変速機２４の摩擦損失Ｔlfと無段変速機２４の慣性損失Ｔliとを考慮した目標変速比γtgtに制御することができる。
【００６６】
また、本実施例によれば、空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtは、推定摩擦損失Ｔlfpと推定慣性損失Ｔlipとの合計である総損失Ｔltを最小とする為の無段変速機２４の変速比γであるので、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときに、空転中の無段変速機２４の総損失Ｔltができるだけ小さくされて燃費が向上させられる。
【００６７】
また、本実施例によれば、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、前記第１動力伝達経路への切換えが判断されるまで、空転時の目標変速比γtgtで無段変速機２４が制御されるので、前記第１動力伝達経路への切換えが判断された場合は、空転時の目標変速比γtgtで無段変速機２４を制御することを禁止し、前記第１動力伝達経路への切換えの実行に備えて、ＣＶＴ走行中のときと同様に算出される目標変速比γtgtで無段変速機２４を制御することができ、燃費よりも、切換えショックを抑制するなどのドライバビリティを優先することができる。
【００６８】
また、本実施例によれば、予め定められた図５に示すような関係から、入力軸角加速度dωi/dtの推定値に基づいて無段変速機２４の総損失Ｔltを最小とする為の無段変速機２４の変速比γが算出され、その変速比γが空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtに設定され、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているとき、空転時の目標変速比γtgtで無段変速機２４が制御されるので、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときに、空転中の無段変速機２４の変速比γが、無段変速機２４の総損失Ｔltができるだけ小さくなる目標変速比γtgtに制御されるので、燃費が向上させられる。
【００６９】
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
【００７０】
例えば、前述の実施例において、無段変速機２４の変速比γによって変化させられる損失としては、摩擦損失Ｔlfや慣性損失Ｔliの他に、変速比γによって変化させられるプライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutの源を供給するオイルポンプ４１の装置損失Ｔlpがある。その為、損失算出部１０４は、図３に示すように、オイルポンプ４１の装置損失Ｔlpの推定値である推定装置損失Ｔlppを算出する推定装置損失算出手段すなわち推定装置損失算出部１１２を更に備えても良い。このような場合、目標変速比算出部１０６は、推定摩擦損失Ｔlfpと推定慣性損失Ｔlipと推定装置損失Ｔlppとに基づいて、空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtを算出する。或いは、図５に示すような、入力軸角加速度dωi/dtと、総損失Ｔltを最小にする変速比γとの関係において、装置損失Ｔlpを取り込んでも良い。このようにすれば、動力伝達装置１６の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているときの無段変速機２４の変速比γを、無段変速機２４の摩擦損失Ｔlfと無段変速機２４の慣性損失Ｔliとオイルポンプ４１の装置損失Ｔlpとを考慮した目標変速比γtgtに制御することができる。よって、空転時における無段変速機２４の損失を一層適切に低減することができる。
【００７１】
また、前述の実施例では、変速制御部１０２による前記第１動力伝達経路への切換え判断を、ギヤ走行からＣＶＴ走行への切換え予告に相当するものとした。この切換え予告は、上記切換え判断の他に、例えば変速制御部１０２による切換え判断が行われるような走行状態に近い走行状態の判定でも良い。例えば、このまま走行を継続すれば車速Ｖの上昇などによって切換え判断が為される走行状態となると判断される予め定められた走行状態となったときに、切換え予告が為されても良い。
【００７２】
また、前述の実施例では、ギヤ伝達確定中にギヤ伝達からＣＶＴ伝達への切換予告が有りとなった場合、車両走行上の要求に基づき無段変速機２４の目標変速比γtgtが設定されたが、この態様に限らない。例えば、その場合の無段変速機２４の目標変速比γtgtは、ギヤ走行における変速比に最も近い最ロー変速比γmaxやその最ロー変速比γmaxに近い変速比γなどの一定値に設定されても良い。或いは、ギヤ伝達確定中には、ギヤ伝達からＣＶＴ伝達への切換えが実際に実行されるまで、無段変速機２４の総損失Ｔltを最小とする為の無段変速機２４の変速比γが空転時の無段変速機２４の目標変速比γtgtに設定されても良い。このような場合には、図６のフローチャートにおけるＳ２０は実行されない。その為、図６のフローチャートにおいてＳ２０を除いても良いなど、各ステップは差し支えのない範囲で適宜変更することができる。
【００７３】
また、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、これに限らない。例えば、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良い。
【００７４】
また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、変速比γで見れば、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxよりもロー側の変速比ＥＬを形成する伝動機構であったが、これに限らない。例えば、ギヤ機構２８は、無段変速機２４の最ハイ変速比minよりもハイ側の変速比ＥＨを形成する伝動機構であっても良いし、ロー側の変速比ＥＬ及びハイ側の変速比ＥＨを形成する伝動機構であっても良い。このようなギヤ機構２８であっても、本発明は適用され得る。これについては、ギヤ機構２８が複数のギヤ段が形成される伝動機構である場合も同様である。
【００７５】
また、前述の実施例では、動力伝達装置１６の走行パターンを、所定の変速マップを用いて切り換えたが、これに限らない。例えば、車速Ｖとアクセル開度θaccに基づいて運転者の駆動要求量(例えば要求トルク)を算出し、その要求トルクを満たすことができる変速比を設定することで、動力伝達装置１６の走行パターンを切り換えても良い。
【００７６】
また、前述の実施例では、前記駆動力源として、エンジン１２を例示したが、この態様に限らない。例えば、前記駆動力源は、内燃機関等のガソリンエンジンやディーゼルエンジン等が用いられるが、電動機等の他の原動機を単独で或いはエンジン１２と組み合わせて採用することもできる。又、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０を介して、無段変速機２４及びギヤ機構２８へ伝達されたが、この態様に限らない。例えば、トルクコンバータ２０に替えて、トルク増幅作用のない流体継手(フルードカップリング)などの他の流体式伝動装置が用いられても良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。
【００７７】
尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【符号の説明】
【００７８】
１０：車両
１２：エンジン(駆動力源)
１４：駆動輪
２２：入力軸(入力回転部材)
２４：ベルト式無段変速機(無段変速機構)
２８：ギヤ機構(伝動機構)
３０：出力軸(出力回転部材)
４１：オイルポンプ(推力源供給装置)
５８：プライマリプーリ(無段変速機構の回転部材)
６２：セカンダリプーリ(無段変速機構の回転部材)
８０：電子制御装置(制御装置)
１０２：変速制御部
１０６：目標変速比算出部
１０８：推定摩擦損失算出部
１１０：推定慣性損失算出部
１１２：推定装置損失算出部
Ｂ１：後進用ブレーキ(クラッチ機構)
Ｃ１：前進用クラッチ(クラッチ機構)
Ｃ２：ＣＶＴ走行用クラッチ(クラッチ機構)
【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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