(57)【要約】      （修正有）【課題】ベルト式のＣＶＴに入力されるトルクＴｉｎ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の変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作のためのオイルポンプの駆動負荷の変動量を算出し（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６
2015081642.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、この変速動作のための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（以下、ポンプ駆動負荷ともいう）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、その流通抵抗が大きくなって、ポンプ駆動負荷が大きくなる。
【０００８】
そうしてポンプ駆動負荷が大きくなれば、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、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可及的に低減し、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）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、この変速動作のための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】
前記の如きＣＶＴにおいては、まず、車両の走行用の動力源から駆動側のプーリに入力するトルクの大きさが、例えば、その動力源の出力するトルクから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るため、油圧ポンプの駆動負荷（即ち駆動ロス）が大きくなる分、ＣＶＴへの入力トルクが小さくなるので、無端伝動部材の挟圧力をさらに小さくすることができる。
【００１４】
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ることにより、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における動力損失を低減できる。
【００１５】
ところで、そのように可及的に挟圧力を低減するためには、ＣＶＴの変速動作中に油圧ポンプの駆動負荷がどの程度、大きくなるのか正確に求めなくてはならない。駆動負荷の増分を多めに見積もってしまうと、これに応じて挟圧力を低減し過ぎることになって、無端伝動部材の滑りを生じる虞がある一方、少なめに見積もった場合には挟圧力を十分に低減できず、損失低減効果が低くなってしまう。
【００１６】
この点で好ましいのは、前記油圧ポンプの駆動負荷を、油圧および回転数を変数とする関数（以下、駆動負荷関数という）として表し、その変動量を、油圧の変化による駆動負荷の変動分と、回転数の変化による駆動負荷の変動分とを合算して算出することである。
【００１７】
そして、前記油圧の変化による駆動負荷の変動分は、前記駆動負荷関数の油圧による偏微分係数値と、油圧の変化量との積として算出することができる。また、同様に前記回転数の変化による駆動負荷の変動分は、前記駆動負荷関数の回転数による偏微分係数値と、回転数の変化量との積として算出することができる。
【００１８】
その場合に、前記駆動負荷関数の油圧や回転数による偏微分係数値を数値微分によって求めるようにすれば、駆動負荷関数を油圧制御回路の数式モデルから導出する必要がない。例えば、前述した従来技術においてポンプ駆動ロスを求めるための制御マップと同様に、油圧ポンプの駆動負荷をその動作状態（油圧および回転数）に対応づけて設定したマップを作成しておいて、このマップ上の或る動作点における駆動負荷の差分値を偏微分係数値として近似すればよい。
【発明の効果】
【００１９】
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、変速動作のための油圧ポンプの駆動負荷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可能になり、これにより、挟圧力を従来より一層、低減してＣＶＴの動力損失を低減できる。
【図面の簡単な説明】
【００２０】
【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】管路を流れる作動油にかかっている力を示す説明図であり、（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示す。
【図６】変速動作中のベルト挟圧力の制御の流れの一例を示すフローチャートである。
【図７】駆動負荷関数のライン圧による偏微分係数値を予め算出し設定したマップの一例を示すイメージ図である。
【図８】エンジン回転数による偏微分係数値を設定したマップの図７相当図である。
【図９】走行試験の際のエンジンの運転状態の分布を表すデータ図である。
【発明を実施するための形態】
【００２１】
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。
【００２２】
（パワートレインの概略構成）
図１には概略的に示すように、本実施形態のパワートレインは、走行用の動力源であるエンジン１、トルクコンバータ２、前後進切換機構３、無段変速機構４、減速歯車機構５、差動歯車機構６などを備えている。エンジン１のクランクシャフト１１はトルクコンバータ２に連結されており、その出力がトルクコンバータ２から前後進切換機構３、無段変速機構４および減速歯車機構５を介して差動歯車機構６に伝達され、左右の駆動輪７へ分配される。
【００２３】
エンジン１は一例として多気筒ガソリンエンジンであって、エンジン回転数ｎｅを算出するためのエンジン回転数センサ１０１を備えている。また、図示の例では、エンジン１の吸気量を調整するスロットルバルブ１２は、スロットルモータ１３によって動作されるものであって、その開度（スロットル開度Ｔｈ）は、目標吸気量が得られるようにＥＣＵ（Electronic Control Unit）８によって制御される。なお、スロットル開度Ｔｈはスロットル開度センサ１０２によって検出される。
【００２４】
−トルクコンバータ−
トルクコンバータ２は、入力側のポンプインペラ２１と、出力側のタービンランナ２２と、トルク増幅機能を発現するステータ２３と、ワンウェイクラッチ２４とを備えており、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２との間で作動油（ＡＴＦ）によって動力伝達を行う。ポンプインペラ２１はエンジン１のクランクシャフト１１に連結されており、一方、タービンランナ２２はタービンシャフト２５を介して前後進切換機構３に連結されている。
【００２５】
また、トルクコンバータ２は、その入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチ２６も備えている。ロックアップクラッチ２６は、係合側油室内の油圧と解放側油室内の油圧との差圧（ロックアップ差圧）を制御することによって、完全係合、半係合（スリップ状態での係合）または解放のいずれかの状態に切り替えられる。
【００２６】
そして、ロックアップクラッチ２６の解放状態では、前記のように作動油（ＡＴＦ）によってポンプインペラ２１からタービンランナ２２に動力が伝達されるが、タービンランナ２２の回転数（タービン回転数Ｎｔ）がポンプインペラ２１の回転数（エンジン回転数ｎｅと同じ）よりも低い状態では、その回転差に応じてタービンシャフト２５への出力トルクが増幅される。
【００２７】
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。
【００２８】
−前後進切換機構−
前後進切換機構３は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構３０、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車機構３０のサンギヤ３１はトルクコンバータ２のタービンシャフト２５に連結されており、前進用クラッチＣ１の近傍にはタービンシャフト２５の回転数を検出するタービン回転数センサ１０４が配置されている。一方、遊星歯車機構３０のキャリア３３は無段変速機構４の入力軸４０に連結されている。
【００２９】
そして、前記キャリア３３とサンギヤ３１とが前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ３２は後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。すなわち、前進用クラッチＣ１が係合され、後進用ブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切換機構３が一体に回転するようになって前進用動力伝達経路が成立し、この状態で、前進方向の駆動力が無段変速機構４側へ伝達される。
【００３０】
一方、後進用ブレーキＢ１が係合され、前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換機構３によって後進用動力伝達経路が成立する。この状態で、入力軸４０はタービンシャフト２５に対して逆方向へ回転し、この後進方向の駆動力が無段変速機構４側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１がともに解放されると、前後進切換機構３は動力伝達を遮断するニュートラル状態になる。
【００３１】
−無段変速機構−
本実施形態の無段変速機構４は、前記のトルクコンバータ２および前後進切換機構３を介してエンジン１から入力する回転を、無段階に変速して出力可能なベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）であり、以下ではＣＶＴ４という。このＣＶＴ４は、入力側（駆動側）のプライマリプーリ４１、出力側（従動側）のセカンダリプーリ４２、および、これらプライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２との間に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト４３（無端伝動部材：チェーン式ベルトも含む）などを備えている。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
（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。
【００３８】
詳しくは図２に示すように油圧制御回路２０は、プライマリレギュレータバルブ２０１、セレクトバルブ２０２、ライン圧モジュレータバルブ２０３、ソレノイドモジュレータバルブ２０４、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６、変速コントロールバルブ２０７、および、ベルト挟圧力コントロールバルブ２０８などを備えている。
【００３９】
なお、油圧制御回路２０には、前記したようにエンジン１からの駆動力によって駆動される機械式オイルポンプ９の他に、電動機９１を動力源とする電動オイルポンプ９０が備えられている。電動オイルポンプ９０は機械式オイルポンプ９と並列に配設されており、例えばエンジン１のアイドルストップの際に動作する。
【００４０】
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（アイドルストップ時は電動オイルポンプ９０）により生成された油圧が、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。一例としてプライマリレギュレータバルブ２０１には、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６から出力される制御油圧がセレクトバルブ２０２を介して供給され、その制御油圧をパイロット圧として作動するようになっている。
【００４１】
そうしてプライマリレギュレータバルブ２０１により調圧されたライン圧ＰＬは、ライン圧モジュレータバルブ２０３に供給されて一段、低いモジュレートライン圧ＬＰＭ２に調圧される他に、変速コントロールバルブ２０７およびベルト挟圧力コントロールバルブ２０８には、そのままライン圧ＰＬとして供給される。変速コントロールバルブ２０７およびベルト挟圧力コントロールバルブ２０８については後述する。
【００４２】
一方、ライン圧モジュレータバルブ２０３によって調圧されたモジュレートライン圧ＬＰＭ２は、図２に示すように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およびベルト挟圧力コントロールバルブ２０８などに供給する。
【００４３】
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、図の例ではノーマルオープンタイプの電磁ソレノイドバルブであって（ノーマルクローズタイプであってもよい）、それぞれ、ＥＣＵ８から送信される制御信号のデューティ比に応じて作動されて、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。
【００４４】
こうして出力される制御油圧は、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、ベルト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。また、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧は、上述したようにプライマリレギュレータバルブ２０１にも供給される。
【００４５】
−変速比制御部−
次に、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について詳細に説明する。図２示すようにＣＶＴ４のプライマリプーリ４１の油圧アクチュエータ４１３（以下、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３ともいう）には、その油圧を制御する変速コントロールバルブ２０７が接続されている。
【００４６】
変速コントロールバルブ２０７は、一例として円筒状のスプール弁からなり、軸方向に移動可能なスプール２７１を備えていて、その一端側（図２の下端側）には、圧縮コイルばね２７２が圧縮状態で配置されているとともに、制御油圧ポート２７３が設けられている。この制御油圧ポート２７３には、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が印加される。
【００４７】
また、変速コントロールバルブ２０７には、ライン圧ＰＬが供給される入力ポート２７４、および、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３に接続される出力ポート２７５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からプライマリ側油圧アクチュエータ４１３へ供給する。
【００４８】
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、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３に供給される。これにより、プライマリ側油圧アクチュエータ４１３の油圧Ｐｉｎ（以下、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎともいう）が調圧され、ＣＶＴ４の変速比γが制御される。
【００４９】
具体的には、プライマリ側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からの制御油圧が増大すると、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）。
【００５０】
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）。
【００５１】
前記のような変速比制御部２０ａの制御はＥＣＵ８によって行われる。すなわち、例えば後述する制御マップ（図３参照）に従って、ＥＣＵ８によりＣＶＴ４の目標変速比（本例では目標入力回転数Ｎｉｎｔ）が算出され、この目標変速比と実際の変速比γとの偏差に応じて制御信号が生成される。この制御信号を受けて前記のようにリニアソレノイドバルブ（ＳＬＰ）２０５からの制御油圧が調圧され、ＣＶＴ４のプライマリシーブ油圧Ｐｉｎが制御される。
【００５２】
−挟圧力制御部−
次に、前記変速比制御部２０ａと同様に挟圧力制御部２０ｂについて詳細に説明すると、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３（以下、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３ともいう）には、その油圧を制御するためにベルト挟圧力コントロールバルブ２０８が接続されている。
【００５３】
このベルト挟圧力コントロールバルブ２０８も前記変速コントロールバルブ２０７と同じくスプール弁からなり、軸方向に移動可能なスプール２８１を備えていて、その一端側（図２の下端側）には、圧縮コイルばね２８２が圧縮状態で配置されているとともに、制御油圧ポート２８３が設けられている。この制御油圧ポート２８３に前記のリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６からの制御油圧が印加される。
【００５４】
また、ベルト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、および、セカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に接続される出力ポート２８５が形成されている。そして、ベルト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が出力す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からセカンダリプーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に供給する。
【００５５】
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ベルト挟圧力コントロールバルブ２０８の出力油圧が、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３に供給され、これにより、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の油圧Ｐｄ（以下、セカンダリシーブ油圧Ｐｄともいう）が調圧されて、ＣＶＴ４のベルト挟圧力が制御される。
【００５６】
具体的には、セカンダリ側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、ベルト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、ベルト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。
【００５７】
前記のような挟圧力制御部２０ｂの制御はＥＣＵ８によって行われる。すなわち、一例としては後述する演算式に従ってＥＣＵ８により、所要のベルト挟圧力を得るためのセカンダリシーブ油圧Ｐｄの目標値（ベルト挟圧指示値Ｐｄｉ）が算出され、この目標油圧を出力するようにリニアソレノイドバルブ（ＳＬＳ）２０６が制御される。これにより、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の油圧Ｐｄを前記のように好適に制御することができる。
【００５８】
なお、前記の如くプライマリシーブ油圧Ｐｉｎとセカンダリシーブ油圧Ｐｄとを独立に制御する場合には、推力比τ（τ＝［セカンダリシーブ油圧Ｐｄ×セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の受圧面積Ａｏｕｔ］／［プライマリシーブ油圧Ｐｉｎ×プライマリ側油圧アクチュエータ４１３の受圧面積Ａｉｎ］）を保持できるよう、プライマリシーブ油圧Ｐｉｎおよびセカンダリシーブ油圧Ｐｄを制御している。
【００５９】
前述した油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａおよび挟圧力制御部２０ｂによる制御は、それぞれＥＣＵ８からの制御信号を受けて各制御部２０ａ，２０ｂのリニアソレノイドバルブ２０７，２０８が前記の如く動作し、ＣＶＴ４の油圧アクチュエータ４１３，４２３などの油圧を好適に制御することで、実現する。つまり、本実施形態では、ＥＣＵ８によって後述のように実行される所定のプログラムと、油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂ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。
【００６０】
（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。
【００６１】
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。
【００６２】
例えばエンジン１の運転制御としては、スロットルモータ１３、燃料噴射装置、点火装置等に制御信号が出力されて、吸気量や燃料噴射量、点火時期などが制御される。トルクコンバータ２についてはロックアップクラッチ２６の係合および解放が制御され、前後進切換機構３については前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合および解放が制御される
そして、ＣＶＴ４の制御としてＥＣＵ８は、一例として図３に示す変速比制御マップを参照して目標回転数Ｎｉｎｔを算出し、実際の入力軸回転数Ｎｉｎが目標回転数Ｎｉｎｔになるように変速比γの制御を行う。ＥＣＵ８は、目標回転数Ｎｉｎｔの制御信号を油圧制御回路２０の変速比制御部２０ａに出力し、上述したようにプライマリ側油圧アクチュエータ４１３の油圧を制御して、ＣＶＴ４の変速比γを連続的に変更させる。
【００６３】
前記図３の変速比制御マップは、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Ｔｈ（アクセル開度でもよい）および車速ｓｐｄをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した変速比γを設定したものであって、ＥＣＵ８のＲＯＭに記憶されている。車速ｓｐｄは出力軸回転数Ｎｏｕｔに対応するため、制御マップにおいては目標変速比γとして、入力軸回転数Ｎｉｎの目標値である目標回転数Ｎｉｎｔを設定している。
【００６４】
（ベルト挟圧力の制御）
前記のような変速比制御とともにＥＣＵ８は、以下に説明するように、ＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎなどに応じて、伝動ベルト４３の滑りを抑制するためのベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出し、これに相当する制御信号を油圧制御回路２０の挟圧力制御部２０ｂに出力する。具体的にはＥＣＵ８は、入力トルクＴｉｎに所定の安全率ＳＦを加えた上で、以下の（式１）によりベルト挟圧指示値Ｐｄｉを算出する。
【００６５】
Ｐｄi ＝ （Ｔin＋ＳＦ）×cosα／（２×μ×Ｒin×Ａout） … （式１）
なお、（式１）においてＲｉｎは、プライマリプーリ４１の有効径（伝動ベルト４３の巻き掛け半径）であって、変速比γの関数である。また、αは、プライマリプーリ４１およびセダンダリプーリ４２のシーブ角であり、μはプーリ４１，４２と伝動ベルト４３との間の摩擦係数である。Ａｏｕｔは上述したとおり、セカンダリ側油圧アクチュエータ４２３の受圧面積である。
【００６６】
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。
【００６７】
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。
【００６８】
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。
【００６９】
例えばオイルポンプ９の駆動負荷は、油圧制御回路２０における作動油圧の代表値、即ちライン圧ＰＬと、ポンプ回転数（本実施形態ではエンジン回転数ｎｅ）とによって概ね決まるので、一例を図４に示すように、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅ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、ポンプ駆動ロスのマップとして設定しておく。
【００７０】
この図４に示す例では、ポンプ駆動負荷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、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、用意する。
【００７１】
（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（ポンプ駆動負荷）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。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、慣性抵抗や粘性損失が増大しており、その分、オイルポンプ９の駆動負荷は増大する。
【００７２】
このため変速動作中にはポンプ駆動ロスが増大し、その分はＣＶＴ４への入力トルクが低減されるので、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は小さくなる。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の駆動ロス（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。
【００７３】
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、管路を流れる作動油（非圧縮性の粘性流体）にかかっている力Ｆは、同図（ａ）に示す一次元の定常流れの場合は、流体を押し流す動圧ｆ1（慣性抵抗分）、これに対する壁面抵抗ｆ2（粘性損失分）とに分けて考えることができ、作動油の密度をρとし、流路の断面積をＡfとすれば以下の（式２）のように表される。
【００７４】
Ｆ ＝ (ｆ1 − ｆ2)×Ａf 
＝｛(１／２)ρｕ2 − μ(∂ｕ／∂ｙ)｝×Ａf   … （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も壁面抵抗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。この（式３）は、マクローリン展開して高次の項を無視すれば、以下の（式４）に近似される。
【００７５】
ｄＦ ＝ ［(１／２)(ρｕ'2 −ρｕ2)＋
μ｛(∂ｕ'／∂ｙ)−(∂ｕ／∂ｙ)｝］×Ａf   … （式３）
ｄＦ ≒ ｛ρｕ(∂ｕ／∂ｘ)ｄｘ ＋ μ(∂2ｕ／∂ｙ2)ｄｙ｝×Ａf …（式４）
前記（式４）のｄＦを油圧制御回路２０内の各所において算出し、作動油の流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'や管路摩擦抵抗μおよび流路断面積Ａf を全て求めることが困難であり、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。
【００７６】
ここで、前述したようにオイルポンプ９の駆動負荷は、定常状態であればライン圧ＰＬとエンジン回転数ｎｅとによって表すことができる。そこで、オイルポンプ９の駆動負荷を、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅを変数とする関数（以下、駆動負荷関数という）Ｔloss(PL,ne)として表し、その差分ｄＴlossを以下のように算出する。
【００７７】
ｄＴloss ＝(∂Ｔloss／∂PL)×ｄPL＋(∂Ｔloss／∂ne)×ｄne   …（式５）
すなわち、本実施形態ではポンプ駆動負荷の変動量を、ライン圧ＰＬの変化による変動分と、エンジン回転数ｎｅの変化による変動分とに分けて、それぞれ駆動負荷関数Ｔloss(PL,ne)から算出し、両者を合算している。ライン圧ＰＬの変化による変動分は、駆動負荷関数Ｔloss(PL,ne)のライン圧ＰＬによる偏微分係数値(∂Ｔloss／∂PL)と、ライン圧の変化量ｄPLとの積として算出でき、同様にエンジン回転数ｎｅの変化による変動分は、エンジン回転数ｎｅによる偏微分係数値(∂Ｔloss／∂ne)と、エンジン回転数の変化量ｄneとの積として算出できる。
【００７８】
そして、前記駆動負荷関数Ｔloss(PL,ne)の偏微分係数値は、数値微分によって求めればよい。すなわち、図４のポンプ駆動ロスマップにおいて、ＣＶＴ４の動作状態が変化するときに、或る動作点（ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅによって決まる点）における駆動負荷関数Ｔloss(PL,ne)の差分値を偏微分係数値とみなすことができる。例えば図４の動作点Ｔ１（PL1，ne1）において急なダウンシフト変速が開始され、ライン圧ＰＬが増大しかつエンジン回転数ｎｅが上昇して、動作点Ｔ２（PL2，ne2）へ移行する場合について説明する。
【００７９】
この場合に、前記動作点Ｔ１から動作点Ｔ２に向かってエンジン回転数ｎｅが僅かに変化するときのポンプ駆動負荷の変動は、図示の矢印ａの傾きとして表れており、動作点Ｔ１(PL1,ne1)における駆動負荷関数Ｔloss(PL,ne)のエンジン回転数ｎｅによる偏微分係数値として、以下の（式６）のように算出される。なお、Δneは数値微分の刻み幅であって予め設定されている。また、Ｔmap(PL,ne)は駆動負荷マップを参照して算出した駆動負荷関数Ｔloss(PL,ne)の値である。
【００８０】
(∂Ｔloss／∂ne)＝｛Ｔloss(PL1，ne1+Δne)−Ｔloss(PL1，ne1)｝／(ne1+Δne−ne1)
＝｛Ｔmap(PL1，ne1+Δne)−Ｔmap(PL1，ne1)｝／Δne   …（式６）  同様に、前記動作点Ｔ１からライン圧ＰＬが僅かに変化するときのポンプ駆動負荷の変動は、動作点Ｔ１(PL1,ne1)における駆動負荷関数Ｔloss(PL,ne)のライン圧ＰＬによる偏微分係数値として、以下の（式７）のように算出される。
【００８１】
(∂Ｔloss／∂PL)＝｛Ｔloss(PL1+ΔPL，ne1)−Ｔloss(PL1，ne1)｝／(PL1+ΔPL−PL1)
＝｛Ｔmap(PL1+ΔPL，ne1)−Ｔmap(PL1，ne1)｝／ΔPL   …（式７）
このようにして、前記の図４に示すような定常状態のポンプ駆動ロスのマップを参照し、数値計算によって変速動作中のポンプ駆動ロスの変動量を求めることができる。これにより、ＣＶＴ４への入力トルクＴｉｎを、変速動作中の過渡的なポンプ駆動ロスの変動も反映して正確に推定することができ、以下に説明するようにベルト挟圧力を好適に制御できるようになる。
【００８２】
−変速動作中の挟圧力制御−
以下、前記のようなＣＶＴ４のベルト挟圧力制御について、図６〜８を参照して具体的に説明する。なお、図６のフローチャートに示すルーチンは、ＥＣＵ８において所定の時間（例えば数十ミリ秒）間隔で繰り返し実行される。
【００８３】
図６のフローにおいてスタート後のステップＳＴ１では、まず、エンジントルクＴｅなど必要なデータを読み込む。前述したようにエンジントルクＴｅは、スロットル開度Ｔｈおよびエンジン回転数ｎｅに基づいてエンジン制御マップから算出され、ＥＣＵ８のＲＡＭに記憶されている。また、エンジン補機やオイルポンプ９の駆動ロスはマップを参照して算出される。これらのデータは、後述する入力トルクＴｉｎの算出に用いられる。
【００８４】
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。すなわち、ＣＶＴ４の動作状態の変化によって生じるポンプ駆動負荷の変動分を、前記の（式６）（式７）を用いて算出する。具体的には例えば動作点Ｔ１(PL1＝1MPa，ne1＝1500rpm) においてダウンシフト変速が開始され、動作点Ｔ２（PL2＝1.25MPa，ne2＝2000rpm）へ移行する場合、ポンプ負荷変動項は以下のようにして算出される。
【００８５】
まず、数値微分の刻み幅をΔPL＝0.001、Δne＝1とすれば、前記（式７）によって、 (∂Ｔloss／∂PL)＝｛Ｔmap(1.001，1500)−Ｔmap(1.00，1500)｝／0.001 ＝2.25 となる。動作点Ｔ１〜Ｔ２におけるライン圧の変化量ｄPLは、 1.25−1.00＝0.25 なので、ライン圧ＰＬの変化によるポンプ駆動負荷の変動分は、 2.25×0.25 ＝ 0.56  となる。
【００８６】
同様にエンジン回転数ｎｅの変化によるポンプ駆動負荷の変動分は、前記（式６）より (∂Ｔloss／∂ne)＝｛Ｔmap(1.00，1501)−Ｔmap(1.00，1500)｝／1 ＝ 4.0×10-4 となり、動作点Ｔ１〜Ｔ２におけるエンジン回転数の変化量ｄneは、 2000−1500＝500 なので、 4.0×10-4×500 ＝ 0.20  となる。よって、前記（式５）よりポンプ負荷変動項は、  ｄＴloss ＝0.56＋0.20＝0.76 として算出される。
【００８７】
但し、本実施形態のフローでは前記のような計算をステップＳＴ２において行うのではなく、図４のようなポンプ駆動ロスのマップを参照して、予め複数の動作点における偏微分係数値を算出し、ライン圧ＰＬおよびエンジン回転数ｎｅに対応づけてマップとして設定しておく。そして、前記ステップＳＴ２においては、そのマップを参照してポンプ負荷変動項を算出する。
【００８８】
一例として図７は、図４のマップの複数の動作点においてそれぞれ前記（式７）によって算出した偏微分係数値（∂Ｔloss／∂PL）、即ち、ライン圧ＰＬの変化によって発生するポンプ負荷変動の勾配を設定したマップのイメージ図である。図示のグラフはそれぞれ、ライン圧ＰＬが０．５，１，２，３，４，５ (MPa) のときのものである。このマップを参照して図に矢印で示すように動作点Ｔ１（PL1＝1MPa，ne1＝1500rpm）の偏微分係数値（∂Ｔloss／∂PL）を算出し、これにライン圧の変化分ｄPLを乗算すればよい。
【００８９】
同様に図８には、前記（式６）によって算出した偏微分係数値（∂Ｔloss／∂ne）、即ちエンジン回転数ｎｅの変化によって発生するポンプ負荷変動の勾配を設定したマップのイメージ図を示す。このマップを参照して、図に矢印で示すように動作点Ｔ１（PL1＝1MPa，ne1＝1500rpm）の偏微分係数値（∂Ｔloss／∂ne）を算出し、これにエンジン回転数ｎｅの変化分ｄneを乗算すればよい。
【００９０】
前記のステップＳＴ２に続いてステップＳＴ３では、例えば変速比制御部２０ａに出力する制御信号によって、ＣＶＴ４の変速動作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。
【００９１】
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。
【００９２】
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。
【００９３】
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分や定常状態でのポンプ駆動ロス分（図４のマップを参照して算出）を減算し、トルクコンバータ２によるトルク増幅や前後進切換機構３などのイナーシャも考慮した上で、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。
【００９４】
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。
【００９５】
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において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、ベルト挟圧力を可及的に小さくすることができる。これによって、ＣＶＴ４における動力損失を従来より一層、低減することができ、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。
【００９６】
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６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。
【００９７】
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）の際に、エンジントルクＴｅおよびエンジン回転数ｎｅによって規定されるエンジン１の運転状態の分布を表すデータである。プロットした点の平均値は、実線のグラフＥで示すように燃費最適ラインに近くなるが、仮想線で示す従来例（ベルト挟圧指示値Ｐｄｉの算出にポンプ負荷変動項を含まないもの）と比べて、図には誇張して示すが全体にエンジントルクＴｅが低下している。
【００９８】
−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。
【００９９】
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。
【０１００】
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の負荷変動分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分を含めるようにしてもよい。
【産業上の利用可能性】
【０１０１】
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可及的に小さくすることによって、燃費の低減が図られるので、乗用車などにおいて高い効果を奏する。
【符号の説明】
【０１０２】
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      ベルト（無端伝動部材）
８          ＥＣＵ
９          オイルポンプ（油圧ポンプ）
２０        油圧制御回路
２０ｂ      挟圧力制御部
【図１】
2015081642.tif 000003
【図２】
2015081642.tif 000004
【図３】
2015081642.tif 000005
【図４】
2015081642.tif 000006
【図５】
2015081642.tif 000007
【図６】
2015081642.tif 000008
【図７】
2015081642.tif 000009
【図８】
2015081642.tif 000010
【図９】
2015081642.tif 000011