(57)【要約】【課題】変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値を適切に算出して、変速ショックの発生を抑制する無段変速機の変速制御装置を提供する。【解決手段】出力流量算出手段１５６により算出された無段変速機１８の変速制御に必要な変速制御弁の出力流量ＱＦＦＦＢおよび下限ガード処理手段１６４により下限ガード処理が行われた後の下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgに基づいて、駆動指令値算出手段１６８により変速制御弁を駆動制御するためのDuty値（駆動指令値）が算出されるので、推定バルブ差圧ΔＰが極めて小さな値に誤って演算されたとしても、Duty値が急変したり必要以上の変速が行われたりすることが防止され、Duty値の急変や急変速に伴う変速ショックが抑制される。【選択図】図５
2008019889.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
変速比を連続的に変化させるために作動油の流入出によって駆動される油圧アクチュエータを有する無段変速機が配設された車両において、前記油圧アクチュエータに流入出する作動油量を調整する変速制御弁を駆動制御することにより変速を行う無段変速機の変速制御装置であって、
前記無段変速機の変速制御に必要な前記変速制御弁の出力流量を算出する出力流量算出手段と、
前記変速制御弁の上流側油圧と下流側油圧との差圧の推定値を算出する推定差圧算出手段と、
前記差圧の推定値の下限を制限する下限ガード処理を行う下限ガード処理手段と、
前記出力流量算出手段により算出された出力流量および前記下限ガード処理手段により下限ガード処理された後の差圧の推定値に基づいて前記変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値を算出する駆動指令値算出手段と
を、含むことを特徴とする無段変速機の変速制御装置。
【請求項２】
前記下限ガード処理手段は、前記差圧の推定値が所定の下限値以上であるときには該差圧の推定値を下限ガード処理後の差圧の推定値とする一方で、前記差圧の推定値が所定の下限値よりも小さいときには該所定の下限値を下限ガード処理後の差圧の推定値とするものである請求項１の無段変速機の変速制御装置。
【請求項３】
前記無段変速機は、固定シーブおよび可動シーブを備えた有効径が可変のプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、該両プーリに巻き掛けられたベルトとを有するベルト式無段変速機であり、
前記油圧アクチュエータは、前記プライマリプーリの可動シーブを駆動するものであり、
前記無段変速機を変速制御するための目標値として前記可動シーブの目標位置を設定し、該可動シーブの位置が該目標位置となるように変速を行うものであって、
前記出力流量算出手段は、前記可動シーブの位置を前記目標位置とするのに必要な前記変速制御弁の出力流量を算出するものである請求項１または２の無段変速機の変速制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、無段変速機の変速制御装置に係り、特に、無段変速機の変速を実行する際の指令値を算出する技術に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
変速比を連続的に変化させるために作動油の流入出によって駆動される油圧アクチュエータを有する無段変速機の変速制御装置において、油圧アクチュエータに流入出する作動油量を調整する変速制御弁を駆動制御することにより無段変速機の変速を実行することが良く知られている。
【０００３】
例えば、特許文献１に記載された無段変速機の制御装置がそれである。この特許文献には、固定シーブおよび可動シーブを備えた有効径が可変のプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、それら両プーリに巻き掛けられたベルトとを有するベルト式無段変速機の変速制御において、プライマリプーリの可動シーブの目標移動速度に基づいて変速制御に必要な変速制御弁の出力流量を算出すると共に、変速制御弁の上流側油圧と下流側油圧との差圧を求める一方で、この差圧を考慮した物理モデルを用いて上記出力流量が得られる変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値を算出することが記載されている。
【０００４】
【特許文献１】特開２００３−３４３７０９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、上記特許文献１に記載されるように、油圧センサを用いない場合には、上記差圧は推定値として算出することになる。このとき、推定値の算出に誤演算が生じるおそれがあり、その誤演算によって算出される駆動指令値が適切な値とならない可能性がある。例えば、実際の差圧よりも小さすぎる推定値が算出されると、適切な駆動指令値よりも過度に大きな駆動指令値が算出される。そうすると、駆動指令値が急変したり、必要以上の変速が行われたりして、変速ショックを招くという問題が生じる可能性があった。
【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、変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値を適切に算出して、変速ショックの発生を抑制する無段変速機の変速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】
【０００７】
かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a) 変速比を連続的に変化させるために作動油の流入出によって駆動される油圧アクチュエータを有する無段変速機が配設された車両において、前記油圧アクチュエータに流入出する作動油量を調整する変速制御弁を駆動制御することにより変速を行う無段変速機の変速制御装置であって、(b) 前記無段変速機の変速制御に必要な前記変速制御弁の出力流量を算出する出力流量算出手段と、(c) 前記変速制御弁の上流側油圧と下流側油圧との差圧の推定値を算出する推定差圧算出手段と、(d) 前記差圧の推定値の下限を制限する下限ガード処理を行う下限ガード処理手段と、(e) 前記出力流量算出手段により算出された出力流量および前記下限ガード処理手段により下限ガード処理された後の差圧の推定値に基づいて前記変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値を算出する駆動指令値算出手段とを、含むことにある。
【発明の効果】
【０００８】
このようにすれば、出力流量算出手段により算出された無段変速機の変速制御に必要な変速制御弁の出力流量および下限ガード処理手段により差圧の推定値の下限を制限する下限ガード処理が行われた後の差圧の推定値に基づいて、駆動指令値算出手段により変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値が算出されるので、差圧の推定値が極めて小さな値に誤って推定されたとしても、駆動指令値が急変したり必要以上の変速が行われたりすることが防止され、駆動指令値の急変や急変速に伴う変速ショックが抑制される。
【０００９】
ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の無段変速機の変速制御装置において、前記下限ガード処理手段は、前記差圧の推定値が所定の下限値以上であるときにはその差圧の推定値を下限ガード処理後の差圧の推定値とする一方で、前記差圧の推定値が所定の下限値よりも小さいときにはその所定の下限値を下限ガード処理後の差圧の推定値とするものである。このようにすれば、差圧の推定値が所定の下限値よりも小さいような極めて小さな値に誤って推定されたとしても、差圧の推定値に基づいて算出される駆動指令値が過度に大きく算出されることが防止される。
【００１０】
また、請求項３にかかる発明は、請求項１または２に記載の無段変速機の変速制御装置において、前記無段変速機は、固定シーブおよび可動シーブを備えた有効径が可変のプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、その両プーリに巻き掛けられたベルトとを有するベルト式無段変速機であり、前記油圧アクチュエータは、前記プライマリプーリの可動シーブを駆動するものであり、前記無段変速機を変速制御するための目標値として前記可動シーブの目標位置を設定し、その可動シーブの位置がその目標位置となるように変速を行うものであって、前記出力流量算出手段は、前記可動シーブの位置を前記目標位置とするのに必要な前記変速制御弁の出力流量を算出するものである。このようにすれば、ベルト式無段変速機の変速が適切に実行される。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
【実施例】
【００１２】
図１は、本発明が適用された車両用駆動装置１０の構成を説明する骨子図である。この車両用駆動装置１０は横置き型自動変速機であって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源としてエンジン１２を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、エンジン１２のクランク軸、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ分配される。
【００１３】
トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、およびトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３４を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、油圧制御回路１００（図２、図３参照）内の図示しないロックアップコントロールバルブ（L/C制御弁）などによって係合側油室および解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６を係合解放制御したり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧をエンジン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２８が連結されている。
【００１４】
前後進切換装置１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置を主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３４はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３６はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒ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。前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は断続装置に相当するもので、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。
【００１５】
そして、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８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、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。
【００１６】
無段変速機１８は、入力軸３６に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ（プライマリプーリ）４２と、出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ（セカンダリプーリ）４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。
【００１７】
可変プーリ４２および４６は、入力軸３６および出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体である入力側固定シーブ４２ａおよび出力側固定シーブ４６ａと、入力軸３６および出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた可動回転体である入力側可動シーブ４２ｂおよび出力側可動シーブ４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）４２ｃおよび出力側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されており、入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給排出流量が油圧制御回路１００によって制御されることにより、両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比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。また、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧（ベルト挟圧Ｐd）が油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。このような制御の結果として、入力側油圧シリンダ４２ｃの油圧（変速制御圧Ｐin）が生じるのである。
【００１８】
図２は、図１の車両用駆動装置１０などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。電子制御装置５０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、エンジン１２の出力制御や無段変速機１８の変速制御およびベルト挟圧力制御やロックアップクラッチ２６のトルク容量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や無段変速機１８およびロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。
【００１９】
電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸回転角度（位置）ＡＣＲ（°）およびエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）ＮＥに対応するクランク軸回転速度を表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３４の回転速度（タービン回転速度）ＮＴを表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度）ＮＩＮを表す信号、車速センサ（出力軸回転速度センサ）５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）ＮＯＵＴすなわち出力軸回転速度ＮＯＵＴに対応する車速Ｖを表す車速信号、スロットルセンサ６０により検出されたエンジン１２の吸気配管３２（図１参照）に備えられた電子スロットル弁３０のスロットル弁開度θＴＨを表すスロットル弁開度信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温ＴＷを表す信号、ＣＶＴ油温センサ６４により検出された無段変速機１８等の油圧回路の油温ＴＣＶＴを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出されたアクセルペダル６８の操作量であるアクセル開度Ａccを表すアクセル開度信号、フットブレーキスイッチ７０により検出された常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無ＢＯＮを表すブレーキ操作信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバー７４のレバーポジション（操作位置）ＰＳＨを表す操作位置信号などが供給されている。
【００２０】
また、電子制御装置５０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、例えば電子スロットル弁３０の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータ７６を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置７８から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号や点火装置８０によるエンジン１２の点火時期を制御するための点火時期信号などが出力される。また、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号ＳＴ例えば入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための指令信号、伝動ベルト４８の挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号ＳＢ例えばベルト挟圧Ｐdを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号、ライン油圧ＰＬを制御させる為のライン油圧制御指令信号ＳＰＬ例えばライン油圧ＰＬを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動するための指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。
【００２１】
シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、および「Ｌ」（図３参照）のうちの何れかへ手動操作されるようになっている。
【００２２】
「Ｐ」ポジション（レンジ）は車両用駆動装置１０の動力伝達経路を解放しすなわち車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態（中立状態）とし且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力軸４４の回転を阻止（ロック）するための駐車ポジション（位置）であり、「Ｒ」ポジションは出力軸４４の回転方向を逆回転とするための後進走行ポジション（位置）であり、「Ｎ」ポジションは車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態とするための中立ポジション（位置）であり、「Ｄ」ポジションは無段変速機１８の変速を許容する変速範囲で自動変速モードを成立させて自動変速制御を実行させる前進走行ポジション（位置）であり、「Ｌ」ポジションは強いエンジンブレーキが作用させられるエンジンブレーキポジション（位置）である。このように、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションは車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであり、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジションおよび「Ｌ」ポジションは車両を走行させるときに選択される走行ポジションである。
【００２３】
図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバー７４の操作に伴う前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３において、油圧制御回路１００は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるベルト挟圧Ｐdを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１０、変速比γが連続的に変化させられるように入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御する変速制御弁としての変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６、変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とする推力比コントロールバルブ１１８、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ１２０等を備えている。
【００２４】
ライン油圧ＰＬは、エンジン１２により回転駆動される機械式のオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１２２によりリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＴに基づいてエンジン負荷や変速制御圧Ｐinやベルト挟圧Ｐd等に応じた値に調圧されるようになっている。
【００２５】
より具体的には、プライマリレギュレータバルブ１２２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１２２ｉを開閉してオイルポンプ２８から発生される作動油圧を出力ポート１２２ｔを経て吸入油路１２４へ排出するスプール弁子１２２ａと、そのスプール弁子１２２ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２２ｂと、そのスプリング１２２ｂを収容し且つスプール弁子１２２ａに閉弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＴを受け入れる油室１２２ｃと、スプール弁子１２２ａに開弁方向の推力を付与するためにオイルポンプ２８から発生される作動油圧を受け入れる油室１２２ｄとを備えている。
【００２６】
このように構成されたプライマリレギュレータバルブ１２２において、スプリング１２２ｂの付勢力をＦＳ、油室１２２ｃにおける制御油圧ＰＳＬＴの受圧面積をａ、油室１２２ｄにおけるライン油圧ＰＬの受圧面積差をｂとすると、次式（１）で平衡状態となる。
ＰＬ×ｂ＝ＰＳＬＴ×ａ＋ＦＳ  ・・・（１）
従って、ライン油圧ＰＬは、次式（２）で表され、制御油圧ＰＳＬＴに比例する。
ＰＬ＝ＰＳＬＴ×（ａ／ｂ）＋ＦＳ／ｂ  ・・・（２）
【００２７】
このように、プライマリレギュレータバルブ１２２とリニアソレノイド弁ＳＬＴとは、油圧指令値としてのライン油圧制御指令信号ＳＰＬに基づいてオイルポンプ２８から吐出される作動油をライン油圧ＰＬに調圧する調圧装置として機能する。
【００２８】
例えば、図４に示すようなライン油圧制御指令信号ＳＰＬとライン油圧ＰＬとの予め実験的に求められて記憶された関係（ライン油圧特性）からエンジン負荷等に応じた必要なライン油圧ＰＬが得られるように電子制御装置５０により算出され且つ出力されたライン油圧制御指令信号ＳＰＬ（制御電流）に基づいてオイルポンプ２８から吐出される作動油をライン油圧ＰＬに調圧する。
【００２９】
図４のライン油圧特性は、ライン油圧制御指令信号ＳＰＬとそのライン油圧制御指令信号ＳＰＬに基づいて駆動させられるノーマルオープン型のリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＴとの関係、および制御油圧ＰＳＬＴとその制御油圧ＰＳＬＴに基づいてプライマリレギュレータバルブ１２２により調圧されるライン油圧ＰＬとの関係を、ライン油圧制御指令信号ＳＰＬとライン油圧ＰＬとの関係で表したものでもある。
【００３０】
モジュレータ油圧ＰＭは、制御油圧ＰＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＳの元圧となるものであると共に、電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧ＰＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧ＰＤＳ２の元圧となるものであって、ライン油圧ＰＬを元圧としてモジュレータバルブ１２６により一定圧に調圧されるようになっている。
【００３１】
出力油圧ＰＬＭ２は、ライン油圧ＰＬを元圧としてライン圧モジュレータNO.2バルブ１２８により制御油圧ＰＳＬＴに基づいて調圧されるようになっている。
【００３２】
前記マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａには出力油圧ＰＬＭ２が供給される。そして、シフトレバー７４が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、出力油圧ＰＬＭ２が前進走行用出力圧として前進用出力ポート１２０ｆを経て前進用クラッチＣ１に供給され且つ後進用ブレーキＢ１内の作動油が後進用出力ポート１２０ｒから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放させられる。
【００３３】
また、シフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、出力油圧ＰＬＭ２が後進走行用出力圧として後進用出力ポート１２０ｒを経て後進用ブレーキＢ１に供給され且つ前進用クラッチＣ１内の作動油が前進用出力ポート１２０ｆから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放させられる。
【００３４】
また、シフトレバー７４が「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１２０ａから前進用出力ポート１２０ｆへの油路および入力ポート１２０ａから後進用出力ポート１２０ｒへの油路がいずれも遮断され且つ前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１内の作動油が何れもマニュアルバルブ１２０からドレーンされるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放させられる。
【００３５】
前記変速比コントロールバルブＵＰ１１４は、軸方向へ移動可能に設けられることによりライン油圧ＰＬを入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側可変プーリ４２へ供給可能且つ入出力ポート１１４ｋを閉弁するアップシフト位置と入力側可変プーリ４２が入出力ポート１１４ｊを介して入出力ポート１１４ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１４ａと、そのスプール弁子１１４ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１４ｂと、そのスプリング１１４ｂを収容し且つスプール弁子１１４ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ２を受け入れる油室１１４ｃと、スプール弁子１１４ａにアップシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ１を受け入れる油室１１４ｄとを備えている。
【００３６】
また、変速比コントロールバルブＤＮ１１６は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１６ｊが排出ポートＥＸと連通させられるダウンシフト位置と入出力ポート１１６ｊが入出力ポート１１６ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１６ｂと、そのスプリング１１６ｂを収容し且つスプール弁子１１６ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ１を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａにダウンシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧ＰＤＳ２を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。
【００３７】
このように構成された変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６において、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがスプリング１１４ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通させられ、入力側可変プーリ４２（入力側油圧シリンダ４２ｃ）の作動油が入出力ポート１１６ｊへ流通することが許容される。また、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがスプリング１１６ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１６ｊと入出力ポート１１６ｋとが連通させられ、推力比コントロールバルブ１１８からの推力比制御油圧Ｐτが入出力ポート１１４ｋへ流通することが許容される。
【００３８】
また、制御油圧ＰＤＳ１が油室１１４ｄへ供給されると、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがその制御油圧ＰＤＳ１に応じた推力によりスプリング１１４ｂの付勢力に抗してアップシフト位置側へ移動させられ、ライン油圧ＰＬが制御油圧ＰＤＳ１に対応する流量で入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されると共に、入出力ポート１１４ｋが遮断されて変速比コントロールバルブＤＮ１１６側への作動油の流通が阻止される。これにより、入力側油圧シリンダ４２ｃ内の流量が増大させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃにより入力側可動シーブ４２ｂのシーブ位置Ｘが入力側固定シーブ４２ａ側へ移動させられ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。なお、このとき出力側可変プーリ４６のＶ溝幅が広くされるが、後述するように挟圧力コントロールバルブ１１０により伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが調圧させられる。
【００３９】
また、制御油圧ＰＤＳ２が油室１１６ｄへ供給されると、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがその制御油圧ＰＤＳ２に応じた推力によりスプリング１１６ｂの付勢力に抗してダウンシフト位置側へ移動させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が制御油圧ＰＤＳ２に対応する流量で入出力ポート１１４ｊから入出力ポート１１４ｋさらに入出力ポート１１６ｊを経て排出ポートＥＸから排出される。これにより、入力側油圧シリンダ４２ｃ内の流量が減少させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃにより入力側可動シーブ４２ｂのシーブ位置Ｘが入力側固定シーブ４２ａとは反対側へ移動させられ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。なお、このとき出力側可変プーリ４６のＶ溝幅が狭くされ、後述するように挟圧力コントロールバルブ１１０により伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが調圧させられる。
【００４０】
このように、ライン油圧ＰＬは変速制御圧Ｐinの元圧となるものであって、制御油圧ＰＤＳ１が出力されると変速比コントロールバルブＵＰ１１４に入力されたライン油圧ＰＬが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速制御圧Ｐinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧ＰＳ２が出力されると入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出されて変速制御圧Ｐinが低められて連続的にダウンシフトされる。
【００４１】
前記シーブ位置Ｘは、変速比γが１であるときの入力側可動シーブ４２ｂの位置を基準位置すなわちシーブ位置Ｘ＝０として、軸と平行方向におけるその基準位置からの入力側可動シーブ４２ｂの絶対位置を表すものである。例えば、入力側固定シーブ４２ａ側を正（＋）とし、入力側固定シーブ４２ａとは反対側を負（−）とする（図１参照）。
【００４２】
また、制御油圧ＰＤＳ１は変速比コントロールバルブＤＮ１１６の油室１１６ｃに供給され、制御油圧ＰＤＳ２に拘らずその変速比コントロールバルブＤＮ１１６を閉じ状態としてダウンシフトを制限する一方、制御油圧ＰＤＳ２は変速比コントロールバルブＵＰ１１４の油室１１４ｃに供給され、制御油圧ＰＤＳ１に拘らずその変速比コントロールバルブＵＰ１１４を閉じ状態としてアップシフトを禁止するようになっている。つまり、制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２が共に供給されないときはもちろんであるが、制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２が共に供給されるときにも、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６は何れも原位置に保持されている閉じ状態とされる。これにより、電気系統の故障などでソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２の一方が機能しなくなり、制御油圧ＰＤＳ１または制御油圧ＰＤＳ２が最大圧で出力され続けるオンフェール時となった場合でも、急なアップシフトやダウンシフトが生じたり、その急変速に起因してベルト滑りが発生したりすることが防止される。
【００４３】
前記挟圧力コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経て出力側可変プーリ４６および推力比コントロールバルブ１１８へベルト挟圧Ｐdを供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＳを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１０ｔから出力されたベルト挟圧Ｐdを受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧ＰＭを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。
【００４４】
このように構成された挟圧力コントロールバルブ１１０において、伝動ベルト４８が滑りを生じないように制御油圧ＰＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧ＰＬが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔからベルト挟圧Ｐdが出力される。このように、ライン油圧ＰＬはベルト挟圧Ｐdの元圧となるものである。なお、出力ポート１１０ｔと出力側油圧シリンダ４６ｃとの間の油路には油圧センサ１３０が設けられており、この油圧センサ１３０によりベルト挟圧Ｐdが検出される。
【００４５】
前記推力比コントロールバルブ１１８は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１８ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１８ｉから出力ポート１１８ｔを経て変速比コントロールバルブＤＮ１１６へ推力比制御油圧Ｐτを供給可能にするスプール弁子１１８ａと、そのスプール弁子１１８ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１８ｂと、そのスプリング１１８ｂを収容し且つスプール弁子１１８ａに開弁方向の推力を付与するためにベルト挟圧Ｐdを受け入れる油室１１８ｃと、スプール弁子１１８ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１８ｔから出力された推力比制御油圧Ｐτを受け入れるフィードバック油室１１８ｄとを備えている。
【００４６】
このように構成された推力比コントロールバルブ１１８において、油室１１８ｃにおけるベルト挟圧Ｐdの受圧面積をａ、フィードバック油室１１８ｄにおける推力比制御油圧Ｐτの受圧面積をｂ、スプリング１１８ｂの付勢力をＦＳとすると、次式（３）で平衡状態となる。
Ｐτ×ｂ＝Ｐd×ａ＋ＦＳ  ・・・（３）
従って、推力比制御油圧Ｐτは、次式（４）で表され、ベルト挟圧Ｐdに比例する。
Ｐτ＝Ｐd×（ａ／ｂ）＋ＦＳ／ｂ  ・・・（４）
【００４７】
そして、制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２が共に供給されないか、或いは所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ１および所定圧以上の制御油圧ＰＤＳ２がともに供給されて、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６が何れも原位置に保持されている閉じ状態とされたときには、推力比制御油圧Ｐτが入力側油圧シリンダ４２ｃに供給されることから、変速制御圧Ｐinが推力比制御油圧Ｐτと一致させられる。つまり、推力比コントロールバルブ１１８により変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Ｐτすなわち変速制御圧Ｐinが出力される。
【００４８】
例えば、入力軸回転速度センサ５６や車速センサ５８の精度上所定車速Ｖ’以下の低車速状態では入力軸回転速度ＮＩＮや車速Ｖの検出精度が劣ることから、このような低車速走行時や発進時には、例えば制御油圧ＰＤＳ１および制御油圧ＰＤＳ２を共に供給せず変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６を何れも閉じ状態とする所謂閉じ込み制御を実行する。これにより、低車速走行時や発進時には変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とするようにベルト挟圧Ｐdに比例する変速制御圧Ｐinが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて、車両停車時から極低車速時における伝動ベルト４８のベルト滑りが防止されると共に、このとき例えば最大変速比γmaxに対応する推力比τ（＝出力側油圧シリンダ推力ＷＯＵＴ／入力側油圧シリンダ推力ＷＩＮ；ＷＯＵＴはベルト挟圧Ｐd×出力側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積ＳＯＵＴ、ＷＩＮは変速制御圧Ｐin×入力側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積ＳＩＮ）より大きな推力比τが可能なように上記式（４）の右辺第１項の（ａ／ｂ）やＦＳ／ｂが設定されていると、最大変速比γmax又はその近傍の変速比γmax’にて良好な発進が行われる。また、上記所定車速Ｖ’は、所定回転部材の回転速度例えば入力軸回転速度ＮＩＮが検出不可能な回転速度となる車速Ｖとして予め定められた下限の車速であって、例えば２km/h程度に設定されている。
【００４９】
図５は、電子制御装置５０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。
【００５０】
図５において、目標シーブ位置設定手段１５０は、無段変速機１８を変速制御するための目標値として目標シーブ位置Ｘtを設定する。具体的には、目標シーブ位置設定手段１５０は、入力軸回転速度ＮＩＮの目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊を設定する目標入力回転設定手段１５２と、目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊を目標変速比γ＊に変換する目標変速比算出手段１５４とを備え、目標変速比γ＊をシーブ位置Ｘに変換して目標シーブ位置Ｘtを設定する。
【００５１】
例えば、前記目標入力回転設定手段１５２は、図６に示すようなアクセル開度Ａccをパラメータとして車速Ｖと無段変速機１８の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊との予め定められて記憶された関係（変速マップ）から実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて入力軸回転速度ＮＩＮの目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊を設定する。
【００５２】
また、前記目標変速比算出手段１５４は、前記目標入力回転設定手段１５２により設定された目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊に基づいて目標変速比γ＊（＝ＮＩＮ＊／ＮＯＵＴ）を算出する。
【００５３】
また、前記目標シーブ位置設定手段１５０は、変速比γとその変速比γに対して一義的に定まるシーブ位置Ｘとの予め定められて記憶された図示しない関係（シーブ位置マップ）から前記目標変速比算出手段１５４により算出された目標変速比γ＊に基づいて目標シーブ位置Ｘtを設定する。
【００５４】
ここで、本実施例の変速制御においては、シーブ位置Ｘが目標シーブ位置Ｘtとなるように変速を行うものであって、目標シーブ位置Ｘtとシーブ位置Ｘとの偏差（＝Ｘt−Ｘ）に基づくフィードバック制御に加え、目標シーブ位置Ｘtの変化量（以下、目標シーブ位置変化量という）ΔＸtに基づくフィードフォワード制御が実行される。つまり、フィードフォワード制御の実行に必要なフィードフォワード制御量とフィードバック制御の実行に必要なフィードバック制御量とに基づいて無段変速機１８の変速が行われる。なお、本明細書においては、変化量は、単位時間当たりの変化量を示すものであり、また繰り返し実行される制御作動にて用いられることから実質的に変化速度と同義である。
【００５５】
出力流量算出手段１５６は、フィードフォワード制御量としてのフィードフォワード流量ＱＦＦとフィードバック制御量としてのフィードバック流量ＱＦＢとをそれぞれ算出して、無段変速機１８の変速制御に必要な変速制御量としての変速制御弁（変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６）の出力流量ＱＦＦＦＢ（＝ＱＦＦ＋ＱＦＢ）を算出する。なお、この出力流量ＱＦＦＦＢは、基本的にはアップシフトの際には正の値となり、ダウンシフト時には負の値となる。
【００５６】
例えば、出力流量算出手段１５６は、次式（５）に従ってフィードフォワード流量ＱＦＦを算出し、次式（６）に従ってフィードバック流量ＱＦＢを算出して、シーブ位置Ｘを目標シーブ位置Ｘtとするのに必要な出力流量ＱＦＦＦＢを算出する。
ＱＦＦ＝（Ｘt(ｉ)−Ｘt(ｉ−１)）×ＳＩＮ  ・・・（５）
ＱＦＢ＝Ｃ×（Ｘt(ｉ)−Ｘ(ｉ)）＋Ｃ×∫d（Ｘt(ｉ)−Ｘ(ｉ)）dt  ・・・（６）
【００５７】
尚、Ｘt(ｉ)は繰り返し実行される制御作動（図９参照）におけるｉ回目の目標シーブ位置Ｘtであり、Ｘt(ｉ−１)は（ｉ−１）回目の目標シーブ位置Ｘtであり、Ｘ(ｉ)はｉ回目の実際のシーブ位置Ｘであり、Ｃはフィードバックゲインである。上記実際のシーブ位置Ｘは例えば前記シーブ位置マップから実際の変速比γに基づいて算出される。
【００５８】
推定差圧算出手段１５８は、変速制御弁（変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６）の上流側油圧であるライン油圧ＰＬと下流側油圧である変速制御圧Ｐinとのバルブ差圧の推定値（以下、推定バルブ差圧という）ΔＰを算出する。具体的には、推定差圧算出手段１５８は、変速制御圧Ｐinの推定値（以下、推定Ｐin圧という）を算出する推定Ｐin算出手段１６０と、実際のライン油圧ＰＬの推定値（以下、推定ライン油圧という）を算出する推定ＰＬ算出手段１６２とを備え、その推定Ｐin圧と推定ライン油圧とに基づいて推定バルブ差圧ΔＰを算出する。
【００５９】
例えば、前記推定Ｐin算出手段１６０は、次式（７）〜（９）に従って推定Ｐin圧を算出する。
推定Ｐin圧＝（ＷＩＮ−ｋＩＮ×ＮＩＮ２）／ＳＩＮ  ・・・（７）
ＷＩＮ＝ＷＯＵＴ／（ａ＋ｂ×log１０γ＋ｃ×ＴＩＮ＋ｄ×ＮＩＮ）  ・・・（８）
ＷＯＵＴ＝Ｐd×ＳＯＵＴ＋ｋＯＵＴ×ＮＯＵＴ２  ・・・（９）
【００６０】
尚、ｋＩＮは入力側油圧シリンダ４２ｃの遠心油圧係数、ａ、ｂ、ｃ、ｄは実験的に求められた係数、ＴＩＮは無段変速機１８への入力トルク、Ｐdは油圧センサ１３０により検出されたベルト挟圧、ｋＯＵＴは出力側油圧シリンダ４６ｃの遠心油圧係数である。
【００６１】
また、上記入力トルクＴＩＮは、エンジントルク推定値ＴＥ０、トルクコンバータ１４のトルク比ｔ、および入力慣性トルク等から算出される。このエンジントルク推定値ＴＥ０はスロットル弁開度θＴＨをパラメータとしてエンジン回転速度ＮＥとエンジントルク推定値ＴＥ０との予め実験的に求めて記憶された図示しない関係（エンジントルクマップ）から実際のエンジン回転速度ＮＥおよびスロットル弁開度θＴＨに基づいて算出され、トルク比ｔは（ＮＩＮ／ＮＥ）の関数であり、入力慣性トルクは入力軸回転速度ＮＩＮの時間変化量から算出される。
【００６２】
また、前記推定ＰＬ算出手段１６２は、前記図４に示すような予め記憶されたライン油圧特性から電子制御装置５０により出力されているライン油圧制御指令信号ＳＰＬに基づいて推定ライン油圧を算出する。
【００６３】
また、前記推定差圧算出手段１５８は、前記推定ＰＬ算出手段１６２により算出された推定ライン油圧と前記推定Ｐin算出手段１６０により算出された推定Ｐin圧とに基づいて推定バルブ差圧ΔＰ（＝推定ライン油圧−推定Ｐin圧）の演算値を算出する。
【００６４】
この推定バルブ差圧ΔＰは、前記出力流量算出手段１５６により算出された出力流量ＱＦＦＦＢが得られる変速制御弁を駆動制御するための変速制御指令信号ＳＴを求める際に用いられるものである。
【００６５】
下限ガード処理手段１６４は、前記推定差圧算出手段１５８により算出された推定バルブ差圧ΔＰの演算値の下限を制限する下限ガード処理を行う。
【００６６】
例えば、前記下限ガード処理手段１６４は、上記推定バルブ差圧ΔＰの演算値が所定の下限値としての差圧下限値Ｐminより小さいか否かを判断し、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐmin以上であるときにはその推定バルブ差圧ΔＰの演算値をそのまま下限ガード処理後の推定バルブ差圧（以下、下限ガード後推定バルブ差圧という）ΔＰgとする一方で、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐminよりも小さいときにはその差圧下限値Ｐminを下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgとする。
【００６７】
この差圧下限値Ｐminは、推定ライン油圧と推定Ｐin圧とが共に推定値として算出されるが為に誤演算により推定バルブ差圧ΔＰの演算値が小さくなり過ぎて出力流量ＱＦＦＦＢが得られるための変速制御指令信号ＳＴが過度に大きな値が算出されることを防止するように、その演算値の下限を制限する下限ガード処理する為の予め実験的に求められて定められた判定値である。
【００６８】
変速制御手段１６６は、前記出力流量算出手段１５６により算出された出力流量ＱＦＦＦＢが得られる為の変速制御指令信号ＳＴを油圧制御回路１００へ出力して無段変速機１８の変速を実行する。具体的には、変速制御手段１６６は、変速制御指令信号ＳＴを算出する駆動指令値算出手段１６８を備え、その変速制御指令信号ＳＴを油圧制御回路１００へ出力する。
【００６９】
例えば、前記駆動指令値算出手段１６８は、図７に示すような流量Ｑをパラメータとして推定バルブ差圧ΔＰと変速制御指令信号ＳＴとしてのDuty値（駆動指令値）との予め実験的に求められて記憶された関係（逆変換流量マップ）から前記出力流量算出手段１５６により算出された出力流量ＱＦＦＦＢおよび前記下限ガード処理手段１６４により下限ガード処理された下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgに基づいてDuty値を算出する。
【００７０】
また、前記変速制御手段１６６は、前記駆動指令値算出手段１６８により算出されたDuty値を油圧制御回路１００へ出力して変速比γを連続的に変化させる。
【００７１】
ベルト挟圧力設定手段１７０は、例えば図８に示すような伝達トルクに対応するアクセル開度Ａccをパラメータとして変速比γとベルト挟圧力Ｐd＊とのベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された関係（ベルト挟圧力マップ）から実際の変速比γおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいてベルト挟圧力Ｐd＊を設定する。つまり、ベルト挟圧力設定手段１７０は、ベルト挟圧力Ｐd＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを設定する。
【００７２】
ベルト挟圧力制御手段１７２は、前記ベルト挟圧力設定手段１７０により設定されたベルト挟圧力Ｐd＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdに調圧する挟圧力制御指令信号ＳＢを油圧制御回路１００へ出力してベルト挟圧力Ｐd＊すなわち可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を増減させる。
【００７３】
油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号ＳＴに従って無段変速機１８の変速が実行されるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給・排出量を制御すると共に、上記挟圧力制御指令信号ＳＢに従ってベルト挟圧力Ｐd＊が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてベルト挟圧Ｐdを調圧する。
【００７４】
エンジン出力制御手段１７４は、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、例えばスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などをそれぞれスロットルアクチュエータ７６や燃料噴射装置７８や点火装置８０へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１７４は、アクセル開度Ａccに応じたスロットル開度θＴＨとなるように電子スロットル弁３０を開閉するスロットル信号をスロットルアクチュエータ７６へ出力してエンジントルクＴＥを制御する。
【００７５】
図９は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち変速制御弁を駆動制御するための変速制御指令信号ＳＴ（Duty値）を適切に算出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ものである。
【００７６】
先ず、前記目標シーブ位置設定手段１５０および前記出力流量算出手段１５６に対応する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、例えば図６に示すような予め記憶された変速マップから実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccに基づいて目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊が設定され、その目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊に基づいて目標変速比γ＊（＝ＮＩＮ＊／ＮＯＵＴ）が算出され、変速比γとシーブ位置Ｘとの予め定められて記憶されたシーブ位置マップから上記目標変速比γ＊に基づいて目標シーブ位置Ｘtが設定される。さらに、  ＱＦＦ＝（Ｘt(ｉ)−Ｘt(ｉ−１)）×ＳＩＮ  に従ってフィードフォワード流量ＱＦＦが算出され、  ＱＦＢ＝Ｃ×（Ｘt(ｉ)−Ｘ(ｉ)）＋Ｃ×∫d（Ｘt(ｉ)−Ｘ(ｉ)）dt  に従ってフィードバック流量ＱＦＢが算出されて、シーブ位置Ｘを目標シーブ位置Ｘtとするのに必要な出力流量ＱＦＦＦＢ（＝ＱＦＦ＋ＱＦＢ）が算出される。
【００７７】
次いで、前記推定Ｐin算出手段１６０に対応するＳ２において、  推定Ｐin圧＝（ＷＩＮ−ｋＩＮ×ＮＩＮ２）／ＳＩＮ  に従って推定Ｐin圧が算出される。
【００７８】
次いで、前記推定ＰＬ算出手段１６２に対応するＳ３において、例えば図４に示すような予め記憶されたライン油圧特性からライン油圧制御指令信号ＳＰＬに基づいて推定ライン油圧が算出される。
【００７９】
次いで、前記推定差圧算出手段１５８に対応するＳ４において、前記Ｓ２にて算出された推定Ｐin圧と前記Ｓ３にて算出された推定ライン油圧とに基づいて推定バルブ差圧ΔＰの演算値が算出される。
【００８０】
次いで、前記下限ガード処理手段１６４に対応するＳ５において、前記Ｓ４にて算出された推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐminより小さいか否かが判断される。
【００８１】
前記Ｓ５の判断が肯定される場合は前記下限ガード処理手段１６４に対応するＳ６において、差圧下限値Ｐminが下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgとされる。
【００８２】
前記Ｓ５の判断が否定される場合は前記下限ガード処理手段１６４に対応するＳ７において、前記Ｓ４にて算出された推定バルブ差圧ΔＰの演算値がそのまま下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgとされる。
【００８３】
前記Ｓ６或いはＳ７に続いて前記駆動指令値算出手段１６８に対応するＳ８において、例えば図７に示すような予め記憶された逆変換流量マップから前記Ｓ１にて算出された出力流量ＱＦＦＦＢおよび前記Ｓ５乃至Ｓ７にて下限ガード処理された下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgに基づいてDuty値（駆動指令値）が算出される。
【００８４】
上述のように、本実施例によれば、出力流量算出手段１５６により算出された無段変速機１８の変速制御に必要な変速制御弁の出力流量ＱＦＦＦＢおよび下限ガード処理手段１６４により下限ガード処理が行われた後の下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgに基づいて、駆動指令値算出手段１６８により変速制御弁を駆動制御するためのDuty値（駆動指令値）が算出されるので、推定バルブ差圧ΔＰが極めて小さな値に誤って演算されたとしても、Duty値が急変したり必要以上の変速が行われたりすることが防止され、Duty値の急変や急変速に伴う変速ショックが抑制される。
【００８５】
また、本実施例によれば、下限ガード処理手段１６４により、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐmin以上であるときにはその推定バルブ差圧ΔＰの演算値がそのまま下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgとされる一方で、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐminよりも小さいときにはその差圧下限値Ｐminが下限ガード後推定バルブ差圧ΔＰgとされるので、推定バルブ差圧ΔＰが差圧下限値Ｐminよりも小さいような極めて小さな値に誤って演算されたとしても、Duty値（駆動指令値）が過度に大きく算出されることが防止される。
【００８６】
また、本実施例によれば、無段変速機１８はベルト式無段変速機であり、入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ４６ｃはそれぞれ入力側可動シーブ４２ｂおよび出力側可動シーブ４６ｂを駆動するものであり、無段変速機１８を変速制御するための目標値として目標シーブ位置Ｘtを設定し、シーブ位置Ｘがその目標シーブ位置Ｘtとなるように変速を行うものであって、出力流量算出手段１５６によりシーブ位置Ｘを目標シーブ位置Ｘtとするのに必要な変速制御弁の出力流量ＱＦＦＦＢが算出されるので、無段変速機１８の変速が適切に実行される。
【００８７】
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。
【００８８】
例えば、前述の実施例では、無段変速機としてベルト式無段変速機を用いたが、共通の軸心まわりに回転させられる一対のコーン部材とその軸心と交差する回転中心回転可能な複数個のローラがそれら一対のコーン部材の間で挟圧されそのローラの回転中心と軸心との交差角が変化させられることによって変速比が連続的に変化させられる形式のトロイダル型無段変速機を用いても、本発明は適用され得る。
【００８９】
また、前述の実施例では、目標シーブ位置Ｘtが無段変速機１８を変速制御するための目標値として設定されたが、目標シーブ位置Ｘtと一対一に対応する目標変速比γ＊や出力軸回転速度ＮＯＵＴ（車速Ｖ）を考慮した目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊等が目標値として設定されても良い。
【００９０】
また、前述の実施例では、フィードバック制御とフィードフォワード制御とにより無段変速機１８の変速が行われる変速制御装置を説明したが、フィードバック制御およびフィードフォワード制御のいずれか一方の制御により無段変速機１８の変速が行われる変速制御装置であっても良い。
【００９１】
また、前述の実施例では、推定Ｐin算出手段１６０による推定Ｐin圧の算出に際して、ベルト挟圧Ｐdとして、油圧センサ１３０により検出されるベルト挟圧Ｐdを用いたが、ベルト挟圧力設定手段１７０により設定されたベルト挟圧Ｐdを用いてもよい。なお、ベルト挟圧Ｐdとして、油圧センサ１３０により検出されるベルト挟圧Ｐdを用いない場合には、この油圧センサ１３０は必ずしも備えられなくとも良い。
【００９２】
また、前述の実施例における入力軸回転速度ＮＩＮやそれに関連する目標入力軸回転速度ＮＩＮ＊などは、それら入力軸回転速度ＮＩＮなどに替えて、エンジン回転速度ＮＥやそれに関連する目標エンジン回転速度ＮＥ＊など、或いはタービン回転速度ＮＴやそれに関連する目標タービン回転速度ＮＴ＊などであっても良い。
【００９３】
また、前述の実施例において、流体伝動装置としてロックアップクラッチ２６が備えられているトルクコンバータ１４が用いられていたが、ロックアップクラッチ２６は必ずしも設けられなくてもよく、またトルクコンバータ１４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）などの他の流体式動力伝達装置が用いられてもよい。
【００９４】
なお、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。
【図面の簡単な説明】
【００９５】
【図１】本発明が適用された車両用駆動装置を説明する骨子図である。
【図２】図１の車両用駆動装置などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。
【図３】油圧制御回路のうち無段変速機のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバーの操作に伴う前進用クラッチ或いは後進用ブレーキの係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。
【図４】ライン油圧制御指令信号とそのライン油圧制御指令信号に基づいて調圧されるライン油圧との予め記憶された関係（ライン油圧特性）の一例を示す図である。
【図５】図２の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６】無段変速機の変速制御において目標入力回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。
【図７】出力流量に基づいて変速制御弁を駆動するためのDuty値を設定する際に用いられる逆変換流量マップの一例を示す図である。
【図８】無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じてベルト挟圧力を求めるベルト挟圧力マップの一例を示す図である。
【図９】図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち変速制御弁を駆動制御するための変速制御指令信号（Duty値）を適切に算出する為の制御作動を説明するフローチャートである。
【符号の説明】
【００９６】
１８：無段変速機
４２：入力側可変プーリ（プライマリプーリ）
４２ａ：入力側固定シーブ（固定シーブ）
４２ｂ：入力側可動シーブ（可動シーブ）
４２ｃ：入力側油圧シリンダ（油圧アクチュエータ）
４６：出力側可変プーリ（セカンダリプーリ）
４６ａ：出力側固定シーブ（固定シーブ）
４６ｂ：出力側可動シーブ（可動シーブ）
４８：伝動ベルト（ベルト）
５０：電子制御装置（変速制御装置）
１１４：変速比コントロールバルブＵＰ（変速制御弁）
１１６：変速比コントロールバルブＤＮ（変速制御弁）
１５６：出力流量算出手段
１５８：推定差圧算出手段
１６４：下限ガード処理手段
１６８：駆動指令値算出手段
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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