(57)【要約】      （修正有）【課題】ベルト式のＣＶＴに入力されるトルクの大きさを従来よりも正確に推定し、これに基づいて制御するベルト挟圧力を可及的に低減することによって、動力損失のさらなる低減を図る。【解決手段】ベルト挟圧力を制御するための油圧制御回路において、エンジンから駆動側のプーリへの動力伝達経路にオイルポンプが介設されている場合に、ＣＶＴの変速比γが変化する変速動作の際に、この変速動作に伴う作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、これによりポンプ駆動負荷の変動量（負荷変動項ｄＴloss）を算出し（ステップＳＴ２）、この変動量も加味してベルト挟圧力を制御する（ステップＳＴ１０）。【選択図】図８
2015113940.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項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、
前記無端伝動部材の挟圧力を制御するための油圧制御回路は、車両の走行用の動力源から前記駆動側のプーリへの動力伝達経路に介設された油圧ポンプを有し、
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作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出し、この変動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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ベルトやチェーン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。
【背景技術】
【０００２】
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。
【０００３】
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。
【０００４】
この点について例えば特許文献１に記載のＣＶＴでは、エンジンの出力するトルクを間接的に検出し、このエンジントルクから油圧ポンプの駆動ロス分を減算して、ＣＶＴへの入力トルクを算出し、この入力トルクに応じてベルトの挟圧力（同文献ではＣＶＴの油圧制御回路のライン圧）を制御するようにしている。こうすれば、挟圧力が必要以上に大きくなることを抑制し、燃費の低減が図られる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開平２−２３６０５２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、前記従来の技術では、油圧ポンプの駆動ロス分として、予めエンジン回転数と油圧（同文献では目標セカンダリ圧）とに対応する油圧ポンプの駆動負荷を実験などによって求めて、制御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や油圧の検出値に基づいて、前記の制御マップを参照して算出した駆動負荷を、油圧ポンプの駆動ロスとしている。
【０００７】
しかしながら、前記のように制御マップに設定されているポンプ駆動負荷は、ＣＶＴの変速比が概ね一定に保たれている定常状態に対応したものであり、ＣＶＴの変速比が変化する変速動作中の過渡的なポンプ駆動負荷の変動について、従来技術には何ら考慮されていない。すなわち、一般に変速動作中は油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、その慣性抵抗および粘性抵抗が増大し、ポンプ駆動負荷が増大する。
【０００８】
そうしてポンプ駆動負荷が増大すれば、その分はＣＶＴへの入力トルクが低減されるので、ベルトの挟圧力を低下させることができるが、それにもかかわらず従来の技術では、そのようなＣＶＴの変速動作の際のポンプ駆動負荷の変動について考慮されていない。よって、従来の技術では挟圧力をさらに低減し、ＣＶＴにおける動力損失を低減する余地が残されている。
【０００９】
そこで、本発明の目的は、変速動作中にＣＶＴに入力するトルクの大きさを従来よりも正確に推定することによって、無端伝動部材の挟圧力を低減し、さらなる損失低減を図ることにある。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
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という）の制御装置を前提とする。
【００１１】
そして、前記無端伝動部材の挟圧力を制御するための油圧制御回路において、車両の走行用の動力源から前記駆動側のプーリへの動力伝達経路に油圧ポンプが介設されている場合に、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作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出し、この変動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。
【００１２】
前記の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油圧ポンプの駆動ロスを減算し、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。
【００１３】
これに加えてＣＶＴの変速動作中には、そのために油圧ポンプの駆動負荷が増大することも加味して前記挟圧力の制御が行われる。すなわち、ＣＶＴの変速動作中には、油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなって、その慣性抵抗および粘性抵抗が増大することになるので、この慣性抵抗および粘性抵抗の増分を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出する。
【００１４】
そして、そのポンプ駆動負荷の増大によってＣＶＴへの入力トルクが小さくなることを考慮して、その分、さらに無端伝動部材の挟圧力を小さく制御することができる。つまり、前記の特定事項によれば、ＣＶＴの変速動作によるポンプ駆動負荷の変動分まで反映させて、無端伝動部材の挟圧力を従来より一層、低減することができ、これにより、ＣＶＴにおける動力損失のさらなる低減が図られる。
【００１５】
好ましくは、油圧制御回路において前記の変速動作中に作動油の流通する油路を、断面が一様で直線的に延びる油路とみなし、言い換えると、複雑な形状の油路を作動油の慣性抵抗および粘性抵抗について概ね等価な直線状の油路で置き換えて、変速動作に伴う流速の変化から慣性抵抗および粘性抵抗の変動を算出すればよい。この場合に作動油の流速の代表的な値、例えば油路の断面における最高値や平均値などは、油圧ポンプの吐出量を油路の断面積で除算して求めることができる。
【００１６】
また、好ましくは、前記油路の断面形状を円形として、作動油の流速が楕円面状に（油路の軸線を中心とする楕円体の表面状に）分布していると仮定すればよい。こうすれば、油路の周壁においては流速が零になり、ここから油路の断面中心に向かって徐々に流速が高くなる様子を好適に模擬することができる。
【００１７】
そうして求めた作動油の流速分布に基づいて、その慣性抵抗および粘性抵抗を算出する場合には、油路の周壁から断面中心までを半径方向に複数の環状領域に分割し、これらの各環状領域においては流速が一定値であると仮定して、それぞれ慣性抵抗および粘性抵抗を算出すればよい。
【発明の効果】
【００１８】
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、変速動作に伴う作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出する。そして、このポンプ負荷の変動も加味することによって、入力トルクを従来よりも正確に推定することができるようになり、ベルト挟圧力の低減によってＣＶＴの動力損失を低減できる。
【図面の簡単な説明】
【００１９】
【図１】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。
【図２】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。
【図３】ＣＶＴの変速比制御マップの一例を示す図である。
【図４】オイルポンプの駆動負荷（駆動ロス）をライン圧およびエンジン回転数に対応づけて設定したポンプ駆動ロスのマップの一例を示す図である。
【図５】油路を流れる作動油にかかっている力を表した説明図であり、（ａ）は定常流れの場合を、（ｂ）は非定常流れの場合をそれぞれ表す。
【図６】二次元の流れ場において楕円で近似した作動油の流速分布を表すイメージ図である。
【図７】変速前後の慣性抵抗および粘性抵抗の分布を表した図６相当図であり、（ａ）は変速前を、（ｂ）は変速後をそれぞれ表す。
【図８】変速動作中のベルト挟圧力制御の流れの一例を示すフローチャートである。
【図９】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。
【発明を実施するための形態】
【００２０】
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。
【００２１】
−パワートレインの構成−
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の他に、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。
【００２２】
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。
【００２３】
トルクコンバータ２は、エンジン１のクランクシャフト１１に連結された入力側のポンプインペラ２１と、タービンシャフト２５を介して前後進切換機構３に連結された出力側のタービンランナ２２と、トルク増幅機能を有するステータ２３と、ワンウェイクラッチ２４と、ロックアップクラッチ２６とを備えている。このトルクコンバータ２は周知の構造であるから、その説明は省略する。
【００２４】
また、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。
【００２５】
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。
【００２６】
この前後進切換機構３の構造も周知なので、その説明は省略するが、前進用クラッチＣ１が係合され、かつ後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換機構３が一体に回転するようになって、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、かつ前進用クラッチＣ１が解放されると、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が共に解放されると、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。
【００２７】
−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軸４４から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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
−油圧制御回路−
次に、前記トルクコンバータ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について説明する。本実施形態の油圧制御回路２０は、前記のように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。なお、油圧制御回路２０は、図１には示さないが、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。
【００３４】
詳しくは図２に一例を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。
【００３５】
この油圧制御回路２０においては、まず、機械式オイルポンプ９により生成された油圧が、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、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に供給されるとともに、ライン圧モジュレータバルブ２０３にも供給されて一段、低いモジュレートライン圧ＬＰＭ２に調圧される。
【００３６】
こうして調圧されたモジュレートライン圧ＬＰＭ２は、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。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。
【００３７】
また、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動作され、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。この制御油圧が以下に説明するように変速コントロールバルブ２０７に供給されて、ＣＶＴ４の変速比制御に供されるとともに、挟圧力コントロールバルブ２０８に供給されて挟圧力制御に供される。
【００３８】
なお、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧は、セレクトバルブ２０２を介してプライマリレギュレータバルブ２０１にも供給される。この制御油圧をパイロット圧としてプライマリレギュレータバルブ２０１が前記のように動作し、機械式オイルポンプ９からの油圧を調圧して、ライン圧ＰＬを生成する。
【００３９】
−変速比制御部−
次に変速比制御部２０ａについて詳細に説明すると、図２示すようにプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３には、スプール弁である変速コントロールバルブ２０７が接続されていて、そのスプール２７１の移動方向の一端側（図２の下端側）には、圧縮コイルばね２７２が配置されているとともに、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５から制御油圧の印加される制御油圧ポート２７３が設けられている。
【００４０】
また、前記変速コントロールバルブ２０７には、ライン圧ＰＬの供給される入力ポート２７４と、油圧アクチュエータ４１３に接続される出力ポート２７５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から出力される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から油圧アクチュエータ４１３へ供給する。
【００４１】
つまり、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧に応じて調圧された変速コントロールバルブ２０７の出力油圧が、油圧アクチュエータ４１３に供給されて、その油圧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が制御されるようになっている。
【００４２】
具体的には、油圧アクチュエータ４１３に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が高くなると、変速コントロールバルブ２０７のスプール２７１が図２の上側に変位して出力油圧が増大し、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎも増大する。その結果、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）。
【００４３】
反対にリニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が低下すれば、変速コントロールバルブ２０７のスプール２７１は図２の下側に変位して出力油圧が低下し、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎも低下する。これによりプライマリプーリ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）。
【００４４】
−挟圧力制御部−
次に、前記挟圧力制御部２０ｂについても詳細に説明すると、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に接続された挟圧力コントロールバルブ２０８も、前記の変速コントロールバルブ２０７と同じくスプール弁からなる。この挟圧力コントロールバルブ２０８におけるスプール２８１の移動方向の一端側（図２の下端側）には、圧縮コイルばね２８２が配置されているとともに、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６から制御油圧の印加される制御油圧ポート２８３が設けられている。
【００４５】
また、挟圧力コントロールバルブ２０８には、ライン圧ＰＬの供給される入力ポート２８４と、油圧アクチュエータ４２３に接続される出力ポート２８５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から出力される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から油圧アクチュエータ４２３に供給する。
【００４６】
つまり、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧に応じて調圧された挟圧力コントロールバルブ２０８の出力油圧が、油圧アクチュエータ４２３に供給されて、その油圧Ｐｄ（以下、セカンダリシーブ油圧Ｐｄともいう）が調圧され、ＣＶＴ４のベルト挟圧力が制御されるようになっている。
【００４７】
具体的には、油圧アクチュエータ４２３に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が増大すると、挟圧力コントロールバルブ２０８のスプール２８１が図２の上側に変位して出力油圧Ｐｄが増大し、セカンダリシーブ油圧Ｐｄも増大する。これによりベルト挟圧力も増大する。反対にリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が低下すれば、挟圧力コントロールバルブ２０８のスプール２８１は図２の下側に変位し、セカンダリシーブ油圧Ｐｄが低下する結果としてベルト挟圧力が低減される。
【００４８】
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。
【００４９】
−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。
【００５０】
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。
【００５１】
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
また、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変速比を算出する。こ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、変速比制御マップにおいては目標変速比として、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。
【００５２】
そして、ＥＣＵ８は、前記の目標回転数Ｎｉｎｔと、プライマリプーリ回転数センサ１０５の出力信号から算出される実際の入力軸回転数Ｎｉｎと、の偏差に応じて制御信号を生成し、これを油圧制御回路２０に出力する。この制御信号を受けて油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａでは、上述の如くリニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５の制御油圧が調圧され、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎが調圧される。これによりＣＶＴ４の変速比γは、入力軸回転数Ｎｉｎが前記目標回転数Ｎｉｎｔになるように制御される。
【００５３】
−ベルト挟圧力の制御−
前記のような変速比の制御とともに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、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）を算出し、このベルト挟圧指示値Ｐｄｉに対応する制御信号を油圧制御回路２０に出力する。
【００５４】
この制御信号を受けて油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂでは、上述の如くリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６の制御油圧が調圧され、セカンダリシーブ油圧Ｐｄが調圧される。これによりＣＶＴ４においてベルト挟圧力は伝動ベルト４３の滑りを抑制するように制御される。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。
【００５５】
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り、Ａｏｕｔは油圧アクチュエータ４２３の受圧面積である。
【００５６】
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、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。
【００５７】
なお、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。
【００５８】
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。
【００５９】
例えばオイルポンプ９の駆動ロスの大きさはその駆動負荷によって決まり、油圧制御回路２０を流れる作動油にかかっている力（以下、説明する慣性抵抗および粘性抵抗）から算出できるが、本実施形態では一例として図４に示すように、油圧制御回路２０におけるライン圧ＰＬとエンジン回転数ｎｅとに対応するポンプ駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションによって調べて、駆動ロスのマップとして設定しておく。
【００６０】
図４に示す例では、ポンプ駆動ロスＴlossが、エンジン回転数ｎｅの上昇に連れて緩やかに増大するとともに、ライン圧ＰＬの上昇に対してはより急な増大変化を示している。なお、オイルポンプ９の駆動負荷は、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅの他に油温によっても変化するので、図４のようなポンプ駆動ロスのマップは少なくとも未暖機および暖機後の二つ以上、用意している。
【００６１】
−変速動作中のポンプ駆動負荷の変動−
ところで、前記図４のようなマップに設定してあるポンプ駆動ロスＴlossは、ＣＶＴ４の変速比γが概ね一定の定常状態に対応するものである。これに対し、ＣＶＴ４の変速比γが変化する変速動作中には、油圧制御回路２０の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、慣性抵抗や粘性抵抗が増大することになり、その分、オイルポンプ９の駆動負荷は増大する。
【００６２】
こうして変速動作中にポンプ駆動負荷が増大すれば、その分はＣＶＴ４への入力トルクが小さくなるので、伝動ベルト４３の滑りを抑えるために必要なベルト挟圧力も小さくなる。このことに着目して本実施形態では、変速動作中のオイルポンプ９の駆動負荷の変動も加味して、より正確に入力トルクＴｉｎを推定し、これに基づいて、より好適にベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出するようにしている。
【００６３】
以下に、まず、前記のポンプ駆動負荷の変動について説明すると、図５に模式的に示すように、油路を流れる作動油（非圧縮性の粘性流体）にかかっている力Ｆは、同図（ａ）に示す定常流れの場合は、流体を押し流そうとする動圧ｆ1（慣性抵抗分）と、これに対する摩擦抵抗ｆ2（粘性抵抗分）とに分けて考えることができ、作動油の密度をρとし、油路の断面積をＳとすれば以下の（式２）のように表される。
【００６４】
Ｆ ＝ (ｆ1 − ｆ2)×Ｓ
＝｛(１／２)ρｕ2 − μ(∂ｕ／∂ｙ)｝×Ｓ   … （式２）
そして、ＣＶＴ４の変速動作中に流速ｕが高くなってｕ'になるときには、図５（ｂ）に示すように動圧ｆ1も摩擦抵抗ｆ2も増大するので（ｆ1→ｆ'1、ｆ2→ｆ'2）、作動油にかかっている力の増分ｄＦは、以下の（式３）によって表される。
【００６５】
ｄＦ ＝ ［(１／２)(ρｕ'2 −ρｕ2)＋
μ｛(∂ｕ'／∂ｙ)−(∂ｕ／∂ｙ)｝］×Ｓ   … （式３）
この（式３）のｄＦを油圧制御回路２０内の各所において算出して、油路全体に亘って合算すれば、オイルポンプ９の駆動負荷の増分を求めることができるが、そもそも油圧制御回路２０の各部位における流速ｕ，ｕ'や油路の摩擦抵抗μおよび断面積Ｓを全て求めることは困難であり、ＣＶＴ４の変速動作中に前記の計算を行うことは現実的でないと考えられていた。
【００６６】
この点について本願の発明者は、計算を簡略化してポンプ駆動負荷の増分を見積もるために、以下の方法を考えた。すなわち、まず、油圧制御回路２０において変速動作中に作動油が流通する油路を、一様な円形断面を有し直線的に延びる油路（以下、等価油路ともいう）とみなし、かつ、この等価油路の任意の断面において作動油の流速が楕円面状に、即ち楕円体の表面状に分布していると仮定する。
【００６７】
具体的には、一例を図６に示すように二次元の流れ場で表すと、等価油路の壁面において流速は零（ｕ＝０）であり、ここから油路の断面中心に向かって徐々に高くなってゆくので、この流速ｕと、流れに直行する方向の位置（ｙ座標）とを変数として、以下の（式４）のような二次元の楕円の方程式が満たされるとする。
【００６８】
ｕ2／ｕmax2  ＋  （ｙ−ｒenkan）／ｒenkan2  ＝  １    … （式４）
なお、（式４）においてｕmaxは、油路の断面中心における流速であって、この断面における流速の最高値であり、オイルポンプ９の１回転当たりの吐出量Ｑ（cc）と、エンジン回転数ｎｅ（rpm）と、油路の断面積Ｓとを用いて、ｕmax＝Ｑ×ｎｅ/60/Ｓ/100  として算出できる。また、ｒenkanは油路の半径を表している。
【００６９】
この（式４）を用いて（式２）や（式３）を計算すれば、作動油にかかっている力Ｆやその増分ｄＦを求めることができる。すなわち、前記のようにオイルポンプ９の吐出量Ｑなどから流速ｕmax，ｕ'maxが求まり、（式４）からｕ，ｕ' が求まれば、（式３）の右辺第１項、即ち慣性抵抗の増分を計算できる。また、（式４）からは∂ｕ／∂ｙ，∂ｕ'／∂ｙも求まるので、（式３）の右辺第２項、即ち粘性抵抗の増分も計算できる。
【００７０】
但し、図６に表れているように流速ｕ（破線），ｕ'（実線）は油路の断面において一様ではなく、その周壁から離れるに連れて高くなるので、本実施形態では図６に模式的に示すように油路の断面を輪切りにして、それぞれ力の増分ｄＦを求めるようにしている。すなわち、油路の断面を複数の環状領域Ｒi（ｉ＝１〜ｎ）に分割し、これら各環状領域Ｒi内では流速ｕは一定値ｕiであるとすれば、それら各環状領域Ｒiの面積をΔＳiとして、（式３）から各環状領域Ｒiにおける力の増分ｄＦi は以下の（式５）のように表される。
【００７１】
ｄＦi ＝ ［(１／２)(ρｕ'2i −ρｕ2i)＋
μ｛(∂ｕ'i／∂ｙ)−(∂ｕi／∂ｙ)｝］×ΔＳi   … （式５）
また、前記のように作動油にかかっている力Ｆの増大に伴い増大するオイルポンプ９の駆動負荷が、オイルポンプ９を駆動する軸（本実施形態ではクランクシャフト１１）の駆動ロスであることを考慮して、変速動作中のポンプ駆動ロスの増分（以下、ロストルクともいう）ｄＴloss は、前記の力の増分ｄＦにこの力による作動油の流動距離ΔＬを掛け合わせて、  ｄＴloss ＝ ｄＦ×ΔＬ  と表される。
【００７２】
そこで、ロストルクｄＴloss をその慣性抵抗分ｄＴloss1 と粘性抵抗分ｄＴloss2 とに分けて書き直すと、前記（式５）から以下の（式６）（式７）が導き出される。なお、これらの式においてΣは、ｕi ，ΔＳi などの変数の添え字ｉをｉ＝１〜ｎのように変化させて総和をとることを意味する。
【００７３】
ｄＴloss1 ＝ Σ［｛μ(∂ｕ'i／∂ｙ)−μ(∂ｕi／∂ｙ)｝×ΔＳi］×ΔＬ
…（式６）
ｄＴloss2 ＝ Σ［｛(１／２)(ρｕ'2i −ρｕ2i)×ΔＳi｝×ΔＬ        
…（式７）
また、（式６）（式７）において環状領域Ｒiの面積ΔＳiは、その外周の円の半径ｒiを用いて、  ΔＳ ＝ π×（ｒ2i−ｒ2i-1 ）  と表される。但しｒ0＝０である。さらに、作動油の流動距離ΔＬは、変速動作にかかる時間Δｔと、変速時の流れの加速度αとを用いて、  ΔＬ ＝ ｕ×Δｔ＋１／２（α×Δｔ2 ）  と表される。
【００７４】
前記したように（式３）の右辺第１項（慣性抵抗増分）および第２項（粘性抵抗増分）は（式４）から計算できるので、前記の（式６）（式７）も計算できる。そして、これらの式からロストルクの慣性抵抗分ｄＴloss1 および粘性抵抗分ｄＴloss2 を算出して、合算することによって、変速動作中のロストルク、即ち過渡的なポンプ駆動ロスの増分ｄＴloss を算出することができる。
【００７５】
一例としてダウンシフト変速によってエンジ回転数ｎｅが上昇する場合の計算結果について説明すると、図７（ａ）は、変速前のエンジン回転数ｎｅ１（例えばｎｅ＝１５００ｒｐｍ）におけるポンプ駆動ロス慣性抵抗分および粘性抵抗分をそれぞれ前記（式６）（式７）によって計算したものである。同図に示すように、慣性抵抗は流速の高い油路の断面中心で大きくなっており、一方、粘性抵抗は油路の周壁付近で大きくなっている。
【００７６】
同様に、変速後のエンジン回転数ｎｅ２（例えばｎｅ＝２０００ｒｐｍ）の場合については、図７（ｂ）に実線で示すようになっていて、慣性抵抗が油路の断面中心で大きく、粘性抵抗が油路の周壁付近で大きいという傾向は変速前と同じである。しかし、同図に破線で示す変速前の状態（図７（ａ）と同じ）と比較すると、慣性抵抗が油路の断面全体で増大しているのに対し、粘性抵抗は、油路の周壁付近では増大する一方、油路の断面中心ではむしろ小さくなっていることが分かる。
【００７７】
−変速動作中の挟圧力の制御−
以下に、前述のようにして変速動作中のポンプ駆動ロスの増分ｄＴloss を算出し、これを反映することによってＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを推定するようにしたベルト挟圧力制御の流れを、図８を参照して具体的に説明する。なお、図８のフローチャートに示すルーチンは、ＥＣＵ８において所定のタイミングで繰り返し実行される。
【００７８】
図８のフローにおける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。
【００７９】
続いてステップＳＴ２において、入力トルクＴｉｎに含まれるポンプ負荷変動項を算出する。例えば、前述したようにエンジン回転数ｎｅ１においてＣＶＴ４のダウンシフト変速動作が開始され、エンジン回転数がｎｅ２まで上昇する場合に、これによって生じるポンプ駆動負荷の変動分（ポンプ負荷変動項）を、（式６）（式７）などを用いて算出する。これにより、変速動作によりエンジン回転数が上昇するときのポンプ駆動負荷の変動量（増分）が算出される。
【００８０】
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基づいて、ＣＶＴ４の変速動作がアップシフト変速か否か判定し、否定判定（ＮＯ）であれば後述のステップＳＴ７に進む一方、肯定判定（ＹＥＳ）であればステップＳＴ４に進んで、安全率ＳＦを変更するか否か判定する。この判定については例えば車種によって予め変更するか否かが設定され、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。
【００８１】
そして、安全率ＳＦを変更する車種であればステップＳＴ５に進んで、予め設定されている小さめの安全率ＳＦdownに変更した後に、後述のステップＳＴ９に進んでＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを算出する。一方、安全率ＳＦを変更しない車種であればステップＳＴ６に進んで、ポンプ負荷変動項の値を零（０）にした上で、後述のステップＳＴ９に進む。
【００８２】
一方、前記のステップＳＴ３でアップシフトではない、と否定判定（ＮＯ）して進んだステップＳＴ７では、今度はＣＶＴ４の変速動作がダウンシフト変速か否か判定する。そして否定判定（ＮＯ）であれば変速動作中ではないので、ポンプ負荷変動項の値を零（０）にしてステップＳＴ９に進む一方、肯定判定（ＹＥＳ）であれば、そのままでステップＳＴ９に進む。
【００８３】
ステップＳＴ９では、前述のステップＳＴ１で読み込んだエンジントルクＴｅから補機の駆動ロスや定常状態でのポンプ駆動ロス（図４のマップを参照して算出）を減算して、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た上で、ステップＳＴ２で算出したポンプ負荷変動項も含めてＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎ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。
【００８４】
つまり、ＣＶＴ４の変速動作中にはオイルポンプ９の駆動ロスが変動することも加味して、ＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを従来よりも正確に推定することができる。そうして推定した入力トルクＴｉｎを用いて、ステップＳＴ１０においては、前述した（式１）により、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。
【００８５】
したがって、本実施形態に係るＣＶＴ４においては、ダウンシフト変速の際に油圧制御回路２０における作動油の流速が高くなって、オイルポンプ９の駆動負荷が増大する分、入力トルクＴｉｎが小さくなることを好適に反映させて、その分、ベルト挟圧力を小さく制御することができる。これによって、ＣＶＴ４における動力損失を従来よりも低減し、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。
【００８６】
また、アップシフト変速の際には計算上、オイルポンプ９の駆動負荷が低減されることになるので、図８のフローのステップＳＴ６のようにポンプ負荷変動項の値を零（０）にするか、或いは同ステップＳＴ５のように、安全率ＳＦを小さめの値に変更する。安全率ＳＦはもともと、ＣＶＴ４の変速動作中も伝動ベルト４３の滑りが発生しないよう大きめの値に設定しているので、前記のように計算上、オイルポンプ９の駆動負荷が低減されてその分、入力トルクＴｉｎの値が大きくなっても、ベルト挟圧指示値Ｐｄｉは小さくすることができる。
【００８７】
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。
【００８８】
図には符号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、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Ｔとして破線で囲んで示すようにＣＶＴ４が変速動作中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。
【００８９】
−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。
【００９０】
さらに、本発明は前記実施形態のようなベルト式のＣＶＴ４にも限定されず、例えばトロイダル式の無段変速機にも適用できるし、無段変速機にも限定されず、動力源からの入力によって油圧ポンプを駆動するものであれば、多段式の自動変速機に適用することも可能である。
【００９１】
また、前記実施形態では、ＣＶＴ４のアップシフトおよびダウンシフトの両方の変速動作中において、入力トルクＴｉｎの算出の際にオイルポンプ９の負荷変動項を含めるようにしているが、これにも限定されず、例えば、ダウンシフト変速のときにだけ負荷変動項を含めるようにしてもよい。
【産業上の利用可能性】
【００９２】
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、特に変速動作中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ものであるから、乗用車などにおいて高い効果を奏する。
【符号の説明】
【００９３】
１          エンジン（走行用の動力源）
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      伝動ベルト（無端伝動部材）
８          ＥＣＵ（制御装置）
９          オイルポンプ（油圧ポンプ）
２０        油圧制御回路（制御装置）
【図１】
2015113940.tif 000003
【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】
2015113940.tif 000009
【図８】
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【図９】
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