(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転駆動される入力軸と、
この入力軸に連動して回転する入力ディスクと、
入力ディスクに対向して設けられる出力ディスクと、
前記入力ディスクと出力ディスクとの間に挟まれ、入力ディスクの回転を出力ディスクに伝達するパワーローラと、
入力ディスクとパワーローラとの間の最大トラクション係数μｍａｘを、パワーローラ接点を、パワーローラの回転軸を入力ディスクの中心から外れる位置にオフセットさせる変速中においてパワーローラの回転方向である動力伝達方向のトラクション係数が下がることを因子の１つとして、最大トラクション係数μｍａｘを変速時において定常時に比べ小さく推定するμｍａｘ推定手段と、
この最大トラクション係数推定手段において推定された最大トラクション係数に基づいて、入力ディスク及び出力ディスクのうち少なくとも一方とパワーローラとの間の法線力を制御する法線力制御機構と、
を有する無段変速機を制御する無段変速機の制御装置。
【請求項２】
回転駆動される入力軸と、
この入力軸に連動して回転する入力ディスクと、
入力ディスクに対向して設けられる出力ディスクと、
前記入力ディスクと出力ディスクとの間に挟まれ、入力ディスクの回転を出力ディスクに伝達するパワーローラと、
入力ディスク及び出力ディスクのうち少なくとも一方とパワーローラとの間の法線力を制御する法線力制御機構と、
を有する無段変速機を制御する無段変速機の制御装置であって、
現在あるいは所定時刻先の使用状態における、入力ディスクとパワーローラ間のトラクション係数μを推定するμ推定手段と、
現在あるいは所定時刻先の使用状態における、入力ディスクとパワーローラ間の最大トラクション係数μｍａｘを、パワーローラ接点を、パワーローラの回転軸を入力ディスクの中心から外れる位置にオフセットさせる変速中においてパワーローラの回転方向である動力伝達方向のトラクション係数が下がることを因子の１つとして、最大トラクション係数μｍａｘを変速時において定常時に比べ小さく推定するμｍａｘ推定手段と、
推定されたμｍａｘおよびμに基づいて、μがμｍａｘに対し、一定比率または一定量小さくなるように、前記法線力制御機構による法線力を制御する法線力制御手段と、
を有する無段変速機の制御装置。
【請求項３】
請求項２に記載の装置において、
前記μｍａｘ推定手段は、変速比が増大するにつれて低下し、再び増加するようにμｍａｘを推定する無段変速機の制御装置。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれか１つに記載の装置において、
前記μｍａｘ推定手段は、入出力ディスクとパワーローラ間に介在する潤滑油の温度が高いほど小さくなるようにμｍａｘ推定する無段変速機の制御装置。
【請求項５】
請求項４に記載の装置において、
前記μｍａｘ推定手段は、前記潤滑油温に加えて、スラストベアリング発熱量及び接点部発熱量に基づいて、パワーローラのディスクとの接点温度を推定し、推定された接点温度から、予め定められている接点温度とμｍａｘの関係を用いて対応するμｍａｘを推定する無段変速機の制御装置。
【請求項６】
請求項４に記載の装置において、
前記μｍａｘ推定手段は、前記潤滑油温に加えて、トラニオン温度とスラストベアリング発熱量及び接点部発熱量に基づいて、パワーローラのディスクとの接点温度を推定し、推定された接点温度から、予め定められている接点温度とμｍａｘの関係を用いてμｍａｘを推定する無段変速機の制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、回転駆動される入力軸と、この入力軸に連動して回転する入力ディスクと、入力ディスクに対向して設けられる出力ディスクと、前記入力ディスクと出力ディスクとの間に挟まれ、入力ディスクの回転を出力ディスクに伝達するパワーローラと、入力ディスクと出力ディスクとを互いに近づける方向に所定の押圧力で押圧するエンドロード機構と、を有する無段変速機、いわゆるトロイダル式変速機の制御に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、無段変速機（ＣＶＴ）として、各種の形式のものが知られており、その中にトロイダル式ＣＶＴがある。このトロイダル式ＣＶＴは、入出力ディスクと、その中間で摩擦係合により入出力ディスク間の動力伝達を行うパワーローラを有している。
【０００３】
入出力ディスクは、全体として三角錐に近い形であり、その斜面は円弧状に切り取られた形状になっている。そして、入出力ディスクは突出する中央部が対向するように配置されており、入出力ディスクをあわせた断面は中間部分が半円状に切り取られた形になっている。従って、パワーローラが入力ディスクの周辺側および出力側ディスクの内側で接触することで、入力ディスクの軸から離れた部分の回転を出力ディスクの軸に近い側に伝達することができ、減速比が小さくなる。従って、パワーローラの傾きを変えることによりこの接触位置を変更することで、変速比を決定することができる。
【０００４】
そして、このパワーローラはトラニオンという部材で、回転可能かつ入出力ディスクに接触する位置が変更可能に支持されており、このトラニオンの軸周りの回転角がパワーローラの回転の入出力ディスクに対する傾き（傾転角）となっている。トロイダル式ＣＶＴでは、この傾転角によって変速比が決定される。
【０００５】
また、この傾転角を変更する際には、トラニオンを入出力ディスク回転軸と直行する方向に移動させる。すなわち、パワーローラの回転軸をパワーローラの回転軸と入出力ディスクの回転軸が直交する位置からオフセットさせる。このオフセット量をトラニオンストロークという。これによって、パワーローラには、傾転角を変更する方向の力が加わり、これによってパワーローラの傾転角が変更され変速比が変更される。
【０００６】
ここで、トロイダル式ＣＶＴでは、入出力ディスクとパワーローラの動力伝達は、摩擦によって行われる。従って、スリップを防止して、大きな動力伝達を行うためには、入出力ディスクとパワーローラ間の押圧力（エンドロード）を大きくする必要がある。そこで、入力トルク（伝達する動力）に応じて押圧力を制御している（例えば特許文献１参照）。
【０００７】
【特許文献１】
特開平１０−２８１２６９号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来技術においては、ディスクとローラ間の最大トラクション係数を考慮することなく、エンドロードを制御しているため、エンドロードが過大になり、動力伝達効率が低下するおそれがあった。すなわち、ローラに作用する法線力が過大になり、動力伝達効率が低下するおそれがあった。
【０００９】
本発明は、上記課題に鑑みなされたものであり、動力伝達における最大トラクション係数を考慮して適切な法線力設定が行える無段変速機の制御装置を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明は、回転駆動される入力軸と、この入力軸に連動して回転する入力ディスクと、入力ディスクに対向して設けられる出力ディスクと、前記入力ディスクと出力ディスクとの間に挟まれ、入力ディスクの回転を出力ディスクに伝達するパワーローラと、入力ディスクとパワーローラとの間の最大トラクション係数μｍａｘを、パワーローラ接点を、パワーローラの回転軸を入力ディスクの中心から外れる位置にオフセットさせる変速中においてパワーローラの回転方向である動力伝達方向のトラクション係数が下がることを因子の１つとして、最大トラクション係数μｍａｘを変速時において定常時に比べ小さく推定するμｍａｘ推定手段と、この最大トラクション係数推定手段において推定された最大トラクション係数に基づいて、入力ディスク及び出力ディスクのうち少なくとも一方とパワーローラとの間の法線力を制御する法線力制御機構と、を有することを特徴とする。
【００１１】
このように、最大トラクション係数を考慮して入力ディスク及び出力ディスクの内少なくとも一方とパワーローラとの間の法線力を制御することができるため、適切な法線力（例えば、エンドロード）とすることができる。従って、法線力が過大になり、動力伝達効率が低下することを抑制することができる。
【００１２】
また、本発明は、回転駆動される入力軸と、この入力軸に連動して回転する入力ディスクと、入力ディスクに対向して設けられる出力ディスクと、前記入力ディスクと出力ディスクとの間に挟まれ、入力ディスクの回転を出力ディスクに伝達するパワーローラと、入力ディスク及び出力ディスクのうち少なくとも一方とパワーローラとの間の法線力を制御する法線力制御機構と、を有する無段変速機を制御する無段変速機の制御装置であって、現在あるいは所定時刻先の使用状態における、入力ディスクとパワーローラ間のトラクション係数μを推定するμ推定手段と、現在あるいは所定時刻先の使用状態における、入力ディスクとパワーローラ間の最大トラクション係数μｍａｘを、パワーローラ接点を、パワーローラの回転軸を入力ディスクの中心から外れる位置にオフセットさせる変速中においてパワーローラの回転方向である動力伝達方向のトラクション係数が下がることを因子の１つとして、最大トラクション係数μｍａｘを変速時において定常時に比べ小さく推定するμｍａｘ推定手段と、推定されたμｍａｘおよびμに基づいて、μがμｍａｘに対し、一定比率または一定量小さくなるように、前記法線力制御機構による法線力を制御する法線力制御手段と、を有することを特徴とする。
【００１３】
このように、使用中のトラクション係数μと、その状態における最大トラクション係数μｍａｘを推定し、μｍａｘがμに対し所定量大きくなるようにエンドロードを制御する。そこで、入力トルクのみに基づいてエンドロードを制御していた従来例に比べ精度のよいエンドロード制御が行え、無段変速機の効率的な運転が行える。例えば、最大トラクション係数に対する余裕度が一定になるようにエンドロードを制御することにより、過大なエンドロードによる動力伝達効率の低下を防止すると共に、トロイダル伝達部材の転動疲労による寿命の低下を防止して変速機構の小型化及び変速比幅の拡大を実現できる。
【００１４】
また、前記エンドロード制御手段は、μｍａｘがμに対し一定比率または一定量大きくなるように押圧力を制御することが好適である。
【００１５】
また、前記μｍａｘ推定手段は、変速比の変化状態を考慮してμｍａｘを推定することが好適である。変速比の変更は、パワーローラをシフトさせて傾転力を発生させて、パワーローラの傾転角を変更することで行う。従って、変速中は、パワーローラと入出力ディスクとの関係が通常の場合と異なる。変速比の変化状態を考慮して、最大トラクション係数μｍａｘを推定することで、変速中においても適切な最大トラクション係数μｍａｘを用いたエンドロード制御が行える。
【００１６】
また、前記μｍａｘ推定手段は、入出力ディスクとパワーローラ間に介在する潤滑油の温度を考慮してμｍａｘを推定することが好適である。
【００１７】
前記μｍａｘ推定手段は、入力ディスクとパワーローラ間に介在する潤滑油の温度を考慮してμｍａｘを推定することが好適である。
【００１８】
最大トラクション係数μｍａｘは、接点温度の影響を受ける。潤滑油温度に加えてトラニオン温度、スラストベアリング発熱量、接点部発熱量等を考慮して、最大トラクション係数μｍａｘを推定することで、適切な最大トラクション係数μｍａｘを用いたエンドロード制御が行える。
【００１９】
さらに、前記μｍａｘ推定手段は、前記潤滑油温に加えて、トラニオン温度とスラストベアリング発熱量及び接点部発熱量を考慮することが好適である。トラニオンの温度の計測は比較的容易であり、これを参照することでより正確なμｍａｘの推定が行える。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態について、図面に基づいて説明する。
【００２１】
（全体構成）
図１には、実施形態に係るトロイダル式ＣＶＴの全体構成が示されている。エンジンの回転に基づいて回転される入力軸１０には、噛み合わせ部１５、１６を介し入力軸１２が接続されており、入力軸１０の回転が入力軸１２に伝達される。また、ＣＶＴの機構全体は、変速機ケース２０で覆われている。
【００２２】
入力軸１２には、２つの入力ディスク４０が入力軸１２の軸方向移動自在に噛み合わせ接続されている。従って、２つの入力ディスク４０は、入力軸１２の軸方向に移動可能ではあるが、入力軸１２と共に回転する。
【００２３】
この２つの入力ディスク４０は、中央に開口が形成され、外側から中央側に向け徐々に突出する形状を有しており、斜面はその軸方向の断面がほぼ円弧状になっている。また、２つの入力ディスク４０の内の一方は、図における左側に位置し、他の入力ディスク４０は図における右側に位置し、両者とも突出する中央が内側に対向するように位置している。これら２つの入力ディスク４０のそれぞれには、同一形状の出力ディスク５０がそれぞれ対向するように配置されている。すなわち、入力ディスク４０と出力ディスク５０が対向配置されており、軸方向の断面では、入力ディスク４０と出力ディスク５０の斜面がそれぞれ一対の半円を形成している。
【００２４】
２つの入力ディスク４０と２つの出力ディスク５０との間にはそれぞれ２つのパワーローラ４５が挟持されている。すなわち、４つのパワーローラ４５はそれぞれ一方側が入力ディスク４０に接触し、他方側が出力ディスク５０に接触し、入力ディスク４０の回転トルクを出力ディスク５０に伝達する。また、４つのパワーローラ４５は、それぞれ対応するトラニオン４６によって支持されている。このトラニオン４６は、図における紙面に直角な方向に軸を有し、その軸方向に移動可能でかつその軸を中心として回動可能となっている。また、この４つのトラニオン４６の軸の半径方向位置が固定されており、パワーローラ４５が入出力ディスク４０、５０から離れないようになっている。
【００２５】
入力軸１２は、油圧押圧（エンドロード）機構２１に接続される。このエンドロード機構２１は、シリンダ３１と、左側の入力ディスク４０の間に形成された油圧室３０内に油圧を受け、２つの入力ディスク４０をそれぞれ２つの出力ディスク５０側に押圧することで、入出力ディスク４０、５０間にパワーローラ４５の狭圧力を生じさせ、これによって４つのパワーローラ４５をそれぞれ所定の圧力で２対の入出力ディスク４０、５０間に挟み込む。これによって、入出力ディスク４０、５０とパワーローラ４５間のスリップを防ぎ、トラクション状態を維持する。なお、油圧室３０の周囲である、シリンダ３１と入力ディスク４０の間、入力軸１２と入力ディスク４０の間、シリンダ３１と入力軸１２との間は、シール材３２、３３、３４によってそれぞれ密封されている。また、エンドロード機構としては電気的なアクチュエータ等を用いることもできる。
【００２６】
２つの出力ディスク５０は、入力軸１２に対して回転可能なようにベアリングを介し支持されている。この出力ディスク５０の間には、出力ギア６０が連結されており、出力ディスク５０と一緒に回転する。出力ギア６０には、カウンタギア６１がかみ合わされており、このカウンタギア６１に出力軸７０が連結されている。従って、２つの出力ディスク５０の回転に伴い、出力軸７０が回転する。
【００２７】
また、４つのトラニオン４６のトラニオン軸方向の変位の制御によって、変速比の変更が行われる。
【００２８】
（変速比の変更）
ここで、この変速比の変更について、図２に基づいて説明する。なお、この図２は、入力ディスク４０を出力ディスク５０の側から見た図であり、入力ディスク４０とパワーローラ４５をそれぞれ１つだけ示している。図２（ａ）は、パワーローラ４５が変位していない場合を示しており、パワーローラ４５の回転軸は、入力ディスク４０の中心を通る。そして、変速する場合には、トラニオン４６をその軸方向にオフセットさせる。例えば、図２（ｂ）に示すように、入力ディスク４０が回転してくる方向（図における上側）にオフセットさせる。これによって、パワーローラ４５には、移動した場所における入力ディスク４０の円周方向の力がかかり、パワーローラ４５は入力ディスク４０の周辺側に移動する力（傾転の力）がかかる。そして、パワーローラ４５がオフセット量０の位置に戻ったときには、パワーローラ４５の入力ディスク４０と接触する位置が半径方向外側に変位している。これによって、パワーローラ４５の出力ディスク５０との接触位置は半径方向内側に変位し、変速比が変化する（アップシフトする）。なお、図における下方向（入力ディスクが遠ざかる側）にトラニオン４６をオフセットさせることで、トラニオン４６は反対方向に傾転し、ダウンシフトが行われる。
【００２９】
（トラニオンの移動機構）
図３には、この変速比制御のための構成（トラニオン移動機構）が示されている。なお、図３においては、１つの入力ディスク４０と、２つのパワーローラ４５−１、４５−２と、２つのトラニオン４６−１、４６−２を示している。
【００３０】
このように、油圧回路８０は、トラニオン４６−１、４６−２に相補的な動作をさせるために一対のピストン室８０−１、８０−２を有している。そして、このピストン室８０−１、８０−２には、油圧制御弁８２が接続されており、この油圧制御弁８２の制御によって油圧ピストン室８０−１、８０−２への供給油圧が制御され、トラニオン４６−１、４６−２のストローク（パワーローラオフセット量）を制御する。なお、一対のトラニオン４６−１、４６−２のストロークは同一である。
【００３１】
そして、トラニオン４６−２の傾転角θを傾転角センサ４７で検出し、ストロークｘをストロークセンサ４８で検出し、コントローラ９０に供給する。
【００３２】
コントローラ９０には、アクセル開度、車速についての情報も供給されており、コントローラ９０は、アクセル開度、車速から目標変速比を決定し、この目標変速比と傾転角センサ４７によって検出した傾転角θに対応する変速比との偏差に基づいて目標ストロークを決定する。そして、この目標ストロークに基づいて、油圧制御弁５２を制御して、トラニオン４６のストロークｘを制御する。これによって、傾転角から求められるそのときの変速比が目標変速比に一致したことで、変速比制御を終了する。
【００３３】
（法線力Ｆｃと伝達力Ｆｔの関係）
ここで、パワーローラ４５と、入力ディスク４０または出力ディスク５０との動力の伝達は、摩擦によって行われる。従って、図４に示すように、パワーローラ４５と入出力ディスク４０、５０との伝達力（ディスクローラ間の接線力）Ｆｔは、パワーローラ４５が入出力ディスク４０、５０に押しつけられる法線力Ｆｃと、トラクション係数μを乗算したものであり、Ｆｔ＝μ・Ｆｃである。
【００３４】
（滑り率とトラクション係数μの関係）
そして、入出力ディスク４０、５０とパワーローラ４５との間の滑り率とトラクション係数には、図５のような関係があり、最大トラクション係数μｍａｘが存在する。そして、ＣＶＴにおいて、所期の動力の伝達を行うためには、伝達力Ｆｔがμｍａｘ・Ｆｃ以下になるように、法線力Ｆｃを決定する必要がある。そこで、従来より、入力トルクに応じてエンドロードを制御して、法線力Ｆｃを所定値に制御している。
【００３５】
（最大トラクション係数μｍａｘ）
ところが、最大トラクション係数μｍａｘは、一定ではなく変化する。そこで、このμｍａｘを正しく推定することで、より適切なエンドロード制御が行える。
【００３６】
例えば、変速は、上述のようにパワーローラ４５をオフセットさせて行う。すなわち、パワーローラ４５をオフセットさせることで、パワーローラ４５の接線速度方向と入出力ディスク４０、５０の接線速度方向にずれが生じ、これによりパワーローラ４５を傾転させる力が発生する。このとき、動力を伝達するのは接線力の内、パワーローラ回転方向を向いた成分であるので、変速中（パワーローラ接点のオフセットがある場合）は、動力伝達方向のトラクション係数が下がる。
【００３７】
また、入出力ディスク４０、５０とパワーローラ４５の間には、摩擦力の印加に応じて固化する潤滑油が介在されるが、この潤滑油の性状も含め、入出力ディスク４０、５０とパワーローラ４５との動力伝達におけるトラクション係数は、温度の影響を受ける。
【００３８】
従って、エンドロードのより適切な制御を行うためには、変速状態や、温度のトラクション係数への影響を考慮することが必要となる。
【００３９】
（エンドロード制御のための構成）
図６には、エンドロード制御のための構成が示されている。ここで、図中、ωｉ：入力ディスク回転角速度（ｒａｄ／ｓ）、ωｏ：出力ディスク回転角度速度（ｒａｄ／ｓ）、θ：パワーローラ傾転角（°）、Ｆａ：エンドロード（Ｎ）、ｒｅｆ（Ｆａ）：必要エンドロード（Ｎ）、ｘｔ：トラニオンストローク（ｍ）、ｘｏ：接点部オフセット量（ｍ）、Ｔｉｎ：入力トルク（Ｎｍ）、Ｔｒ：潤滑油温度（℃）、Ｔｃ：接点温度（℃）、μｍａｘ：最大トラクション係数、μ：使用トラクション係数、ｕ：エンドロード制御指令値である。
【００４０】
（入出力ディスク回転速度計測部１０２）
入出力ディスク回転速度計測部１０２は、入出力ディスク４０、５０の回転角度速度ωｉ、ωｏを検出する。この回転角速度の検出には、各種の回転センサを利用することができる。検出した回転角速度ωｉ、ωｏは、パワーローラ傾転角推定部１０４に供給される。
【００４１】
（パワーローラ傾転角推定部１０４）
パワーローラ傾転角推定部１０４は、入出力ディスク４０、５０の回転角速度の比から変速比、すなわちパワーローラの傾転角θを推定算出する。
【００４２】
すなわち、速度比ωo／ωi＝１の時をパワーローラ傾転角θ＝０として、速度比ωo／ωi＞１（増速）の時θ＞０、速度比ωo／ωi＜１（減速）の時θ＜０と定義する。この時、ディスク・パワーローラ間の滑りを無視すると、速度比ωo／ωiと傾転角θの間には次式の関係がある。
ωｏ／ωｉ
＝（１＋ｋ０−ｃｏｓ（φ＋θ））／（１＋ｋ０−ｃｏｓ（φ−θ））  (1.1)
【００４３】
ここで、本実施形態のＣＶＴにおいて、変速機構の幾何学的形状は、図７に示すとおりであり、ｋ0はキャビティアスペクト比（定数）といい、ディスクの描く仮想最小長さｅ0をキャビティ半径ｒ0で除したものである。
ｋ0＝ｅ0／ｒ0                              ・・・(1.2)
【００４４】
また、φは半頂角（定数：パワーローラの中心と法線力Ｆｃとの間の角度）である。入力ディスクとパワーローラの接点の半径がｒ１、出力ディスクとパワーローラの接点の半径がｒ３である。
【００４５】
パワーローラ傾転角推定部１０４では、以下の４つの方法の何れかにより傾転角θを求める。
【００４６】
１）速度比ωo／ωiと傾転角θの関係式からマップを作成し、速度比でマップを参照することにより、傾転角θを求める。
【００４７】
２）速度比ωo／ωiと傾転角θの関係式を対数式で近似し、速度比から傾転角を算出する。
【００４８】
近似式の形：θ＝ａ・log(ωo／ωi)＋ｂ    ・・・(1.3)
また、ａ，ｂは定数である。
【００４９】
３）速度比ωo／ωiと傾転角θの関係式を多項式で近似し、速度比から傾転角を算出する。
【００５０】
近似式の形：θ＝ａ・(ωo／ωi)3＋ｂ・(ωo／ωi)2＋ｃ・(ωo／ωi)＋ｄ                 ・・・(1.4)
また、ａ，ｂ，ｃ，ｄは定数である。
【００５１】
４）パワーローラを保持するトラニオンの傾転角を計測し、パワーローラ傾転角θとする。
【００５２】
これらの方法によって、パワーローラ傾転角推定部１０４において、傾転角θが推定される。なお、上述の１）〜３）の方法により推定した傾転角と、速度比（ωｏ／ωｉ）との関係を図８に示す。いずれの推定によっても、かなりよい精度で傾転角の推定が行える。
【００５３】
（エンドロード推定部１０６）
また、入出力ディスク回転速度計測部１０２において検出した入力ディスク４０の回転角速度ωｉは、エンドロード推定部１０６に供給される。エンドロード推定部１０６は、エンドロードの制御指令値ｕと、入力ディスク４５の回転角速度ωｉから算出される遠心油圧とからエンドロードを推定する。
【００５４】
このエンドロードＦａは、次式で算出する。
Ｆａ＝Ａ・Ｐ＋（π／４）ρ（Ｒｏ2−Ｒｉ2）2  ωｉ2  ・・・(2.1)
【００５５】
ここで、Ａ：油圧室受圧面積、Ｐ：静油圧、ρ：作動油（潤滑油）密度、Ｒi：受圧部内半径、Ｒo：受圧部外半径、ωi：入力ディスク回転角速度であり、右辺第１項が静油圧力を、右辺第２項が遠心油圧力を表す。
【００５６】
また、静油圧Ｐは、以下の３方法のいずれかで求める。
【００５７】
１）油圧指令値ｕと静油圧Ｐの関係を伝達関数表現し、油圧指令値から静油圧Ｐを算出する。
【００５８】
２）油圧指令値ｕと静油圧Ｐの定常時の関係をマップ化し、動的な遅れは１次遅れ関数等の伝達関数で表現する。
【００５９】
３）油圧センサにより計測する。
【００６０】
（接点部オフセット量推定部１０８）
エンドロード推定部１０６からのエンドロードの推定値Ｆａは、接点部オフセット量推定部１０８に供給される。この接点部オフセット量推定部１０８には、パワーローラ傾転角推定部１０４から傾転角θと、トラニオンストローク計測部１１０で計測されたトラニオンストロークｘｔも供給されている。
【００６１】
ここで、基本的に接点部オフセット量ｘo はトラニオンストローク量ｘt と同じになる。しかし、エンドロードにより機構が変形するため、エンドロードにより両者の間にずれが生じる。また、そのずれかたはパワーローラ傾転角θにより異なる。
【００６２】
よって、次式のように、トラニオンストローク量ｘt をエンドロードＦaとパワーローラ傾転角θで索引される補正マップＨ(Ｆa,θ)で補正して接点部オフセット量ｘo を求める。
ｘo＝ｘt＋Ｈ(Ｆa,θ)          ・・・(4.1)
【００６３】
（トラニオンストローク計測部１１０）
トラニオンストローク計測部１１０は、図３におけるストロークセンサ４８に対応し、トラニオンストロークを検出する。
【００６４】
（入力トルク推定部１１２）
また、入力トルク推定部１１２は、入力トルクＴinを次式で算出する。
Ｔin＝（Ｔe−Ｔh）・τ−Ｔp−Ｉ・ｄωｉ／ｄｔ      ・・・(3.1)
【００６５】
ここで、Ｔe：エンジン出力トルクであり、エンジントルク特性マップから導出する。なお、エンジントルク特性マップは、例えばエンジン回転速度、スロットル開度、点火時期で索引されるマップ構造を持つ。また、Ｔh：オルタネータとエアコン用コンプレッサの消費トルクであり、電流モニターによるトルク推定、あるいは制御指令値で推定する。τ：トルクコンバータのトルク比であり、トルクコンバータのトルク増幅比とする。ロックアップクラッチを締結している場合はτ＝１とする。Ｔp：トランスミッションの潤滑油ポンプ駆動トルクであり、ライン圧とエンジン回転速度によるマップから導出する。また、右辺第３項は慣性トルクの補正項であり、Ｉは変速機入力ディスクより上流の回転慣性質量（イナーシャ）である。ロックアップクラッチを開放している場合は、Ｉは、トルクコンバータのタービンから変速機入力ディスクまでの回転慣性質量であり、ロックアップクラッチを締結している場合は、エンジンから変速機入力ディスクまでの回転慣性質量である。
【００６６】
（接点温度推定部１１４）
入力トルク推定部１１２からの入力トルクＴｉｎは、接点温度推定部１１４に供給される。この接点温度推定部１１４には、接点部オフセット量推定部１０８および潤滑油温度計測部１１６からの潤滑油温度Ｔｒも供給される。なお、この潤滑油温度計測部１１６は通常の温度センサで潤滑油温度を計測すればよい。
【００６７】
そして、接点温度推定部１１４は、接点温度Ｔc は、以下の何れかの方法で推定する。（接点温度の推定においては、潤滑油温度に代えて、トラニオン付近、ディスク付近、接点付近の少なくとも一つにおける転動面温度を利用する事もできる）。
【００６８】
１）接点温度マップを実験とシミュレーションにより作成し、マップから接点温度を求める。この接点温度マップは以下の情報から索引される。入力トルクＴin、入力ディスク回転速度ωi、パワーローラ傾転角θ、エンドロードＦa、接点部オフセット量ｘo、潤滑油温度Ｔrである。
【００６９】
２）以下の接点温度予測式で算出する。
【００７０】
実施に当っては、オンライン計算しても良いし、オフラインであらかじめ計算した結果をマップ化して、マップから接点温度を求めても良い。マップ化した場合、接点温度マップは以下の情報から索引される。入力トルクＴin、入力ディスク回転速度ωi、パワーローラ傾転角θ、エンドロードＦa、接点部オフセット量ｘo、潤滑油温度Ｔrである。
Ｔc＝Ｔr＋(ａ1a・Ｑb＋ａ2a・Ｑc)・ａ3      ・・・(5.1)
Ｔｃ＝(ａr・Ｔr＋ａt・Ｔt)＋(ａ1a・Ｑb＋ａ2a・Ｑc)・ａ3    ・・・(5.1)’
【００７１】
ここで、Ｔc：接点温度、Ｔr：潤滑油温度（計測値）、Ｔt：トラニオン温度（計測値）、ａ1a，ａ2a：伝熱係数（冷却法、冷却油量によって決まる実験定数であり、冷却法が決まれば冷却流量の関数あるいはマップで表される）、ａ3：パワーローラ寸法とパワーローラ傾転角θの影響係数（実験定数。パワーローラ寸法が決まれば、パワーローラ傾転角θの関数あるいはマップで表される。）、ａr，ａt：影響係数、Ｑb：スラスト軸受部での発熱量(式(5.2))、Ｑc：ディスク・パワーローラ接点部での発熱量(式(5.33))。Ｑb，Ｑcは以下のように求める。
【００７２】
［Ｑbの求め方］
Ｑbは、次式により算出する。
Ｑb＝(2/3)ｎ・ωr・μb・Ｐmaxth・ａth・ｂth2・Ｃth        ・・・(5.2)
【００７３】
ここで、ｎ：スラスト軸受の玉数（定数）、μb：スラスト軸受ボール・レース間のトラクション係数（式(5.19))、Ｐmaxth：スラスト軸受ボール・レース（ボール受け溝）間の最大Hertz応力（式(5.25))、ａth：スラスト軸受ボール・レース間の接触楕円半径（転がり方向）（式(5.23))、ｂth：スラスト軸受ボール・レース間の接触楕円半径（転がり直交方向）（式(5.24))、Ｃth：接点でのパワーロスを無次元化したもの（定数）（式(5.32))、ωr：パワーローラ回転角速度(式(5.3))である。
ωｒ＝（Ｋ・ｒ１・ωｉ＋ｒ３・ωｏ）／ｒ２・（１＋Ｋ）    (5.3)
ωｉ：入力ディスク回転角速度、ωｏ：出力ディスク回転角速度、
ｒ１：入力ディスク接点回転半径ｒ１＝ｒ0（１＋ｋ0−cos（φ＋θ））(5.4)
ｒ２：パワーローラ接点回転半径ｒ２＝ｒ0sinφ  (5.5)
ｒ３：出力ディスク接点回転半径ｒ３＝ｒ0（１＋ｋ0−cos（φ−θ））(5.6)
【００７４】
ここで、φ：半頂角（定数）、θ：パワーローラ傾転角、ｋ０：キャビティアスペクト比、（定数）（式（1.2））、Ｋ：中間変数（式（5.7））である。
Ｋ＝ｂo・ωso（ak1・κo2＋ak2・κo＋ak3）
／ｂi・ωsi（ak1・κi2＋ak2・κi＋ak3）    ・・・(5.7)
【００７５】
ここで、ak1,ak2,ak3：トラクション特性により決まる定数（例えば、ak1=0.0294,ak2=0.2224,ak3=0.747）、ωsi：入力ディスク側接点のスピン角速度（式(5.8)）、ωso：出力ディスク側接点のスピン角速度（式(5.9)）である。
ωsi＝ωi・(sin(φ＋θ)−(１＋ｋ0−cos(φ＋θ))/tanφ)      ・・・(5.8)
ωso＝ωo・(sin(φ−θ)−(１＋ｋ0−cos(φ−θ))/tanφ)      ・・・(5.9)
【００７６】
ここで、ａi：入力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり方向）（式(5.10)）、ａo：出力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり方向）（式(5.10)）、ｂi：入力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり直交方向）（式(5.11)）、ｂo：出力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり直交方向）（式(5.11)）であり、それぞれHertzの接触理論の近似式である。κi：入力ディスク側接触楕円の楕円半径比（式(5.13)、ａi/ｂiと同じ）、κo：出力ディスク側接触楕円の楕円半径比（式(5.13)、ａo/ｂoと同じ）である。
【数１】
0004272861.tif 000002
【００７７】
Ｔin：入力トルク、ｒ1：入力ディスク上の接点回転半径(式(5.4))、Ｆc：ディスク・パワーローラ間法線力(式(5.18))、ｒ0：キャビティ半径（定数）、ｋ0：キャビティアスペクト比（定数）（式(1.2)）、φ：半頂角（定数）θ：パワーローラ傾転角、ｎr：１キャビティ中のパワーローラ個数（定数）、Ｆa：エンドロード、ωi：入力ディスク回転角速度、ωo：出力ディスク回転角速度、ξi，ξo：形状係数(式(5.12))、ｒxi：入力ディスク・パワーローラ間の等価曲率半径（パワーローラ転がり方向）(式(5.14))、ｒxo：出力ディスク・パワーローラ間の等価曲率半径（パワーローラ転がり方向）(式(5.14))、ｒy：ディスク・パワーローラ間の等価曲率半径（パワーローラ転がり直交方向）（定数）(式(5.15))、ｆ0：ディスク・パワーローラ間曲率半径比（定数）(式(5.15))、ｒ22：パワーローラ接点の傾転方向曲率半径（定数）、Ｒi：入力ディスク・パワーローラ間の等価曲率半径(式(5.16))、Ｒo：出力ディスク・パワーローラ間の等価曲率半径(式(5.16))、Ｅ'：式(5.17)で定義される等価弾性係数（定数）、Ｅ1：ディスク材の縦弾性係数、ν1：ディスク材のPoisson比、Ｅ2：パワーローラ材の縦弾性係数、ν2：パワーローラ材のPoisson比である。なお、式（5.13）における２つ式の右辺の指数は０．６３６である。
【００７８】
（μbの求め方）
スラスト軸受ボール・レース間のトラクション係数は次式で算出する。
μb＝ｋb・μL＋(１−ｋb)・μE                    ・・・(5.19)
【００７９】
ここで、ｋb：接触楕円内でフルードが固化している面積割合であり、フルードの圧力粘度係数αと最大Hertz応力Ｐmaxthの積の関数で表される。α：フルードの圧力粘度係数は、フルード固有の特性であり、スラストレース接点温度Ｔfの関数で表される。
【００８０】
ｋb は、接触楕円内の任意の圧力Ｐに対してα・Ｐ＞２５となる面積割合を表し、スラストレース接点温度Ｔfと最大Hertz応力Ｐmaxthの関数あるいはマップとして与えることが出来る。
【００８１】
Ｔf：スラストレース接点温度は、次式で与えられる。
Ｔf＝Ｔr＋(ａ1b・Ｑb＋ａ2b・Ｑc)・ａ3        ・・・(5.20)
【００８２】
ここで、Ｔc：接点温度、Ｔr：潤滑油温度（計測値）、ａ1b，ａ2b：伝熱係数（冷却法、冷却油量によって決まる実験定数であり、冷却法が決まれば冷却流量の関数あるいはマップで表される）、ａ3：パワーローラ寸法とパワーローラ傾転角θの影響係数（実験定数。パワーローラ寸法が決まれば、パワーローラ傾転角θの関数あるいはマップで表される。）、Ｑb：スラスト軸受部での発熱量、Ｑc：ディスク・パワーローラ接点部での発熱量であり、一連の接点温度予測式をオンライン計算する場合は、収束反復計算を防ぐために式(5.20)で用いるＱb に１制御周期前の値を用いる。なお、制御周期は温度変化に対して十分短いので問題を生じない。また、Ｑcの求め方は後述。
【００８３】
μL：フルード固化域の摩擦係数  μL＝Ｃ1・Ｔf＋Ｃ2       ・・・(5.21)
μE：フルード粘性域の摩擦係数  μE＝Ｃ3・Ｔf＋Ｃ4       ・・・(5.22)
ここで、係数Ｃ1，Ｃ2，Ｃ3，Ｃ4 はフルードで決まる定数である。
【００８４】
（Ｐmaxth,ａth，ｂth，Ｃthの求め方）
Ｐmaxth,ａth，ｂth はHertzの接触理論より近似的に以下の式で求める。
【数２】
0004272861.tif 000003
【００８５】
ここで、ａth：スラスト軸受ボール・レース間の接触楕円半径（転がり方向）（式(5.23)）、ｂth：スラスト軸受ボール・レース間の接触楕円半径（転がり直交方向）（式(5.24)）、Ｐmaxth：スラスト軸受ボール・レース間の最大Hertz応力（式(5.25)）、Ｗ：ボール１個当りの荷重、Ｆa：エンドロード、ξ：式(5.26)で定義される形状係数（定数）、κth：接触楕円半径比（定数）（式(5.27)）、Ｒ：式(5.28)で定義される等価曲率半径（定数）、rx：転がり方向の等価曲率半径（定数）（式(5.28)）、ry：転がりと直交方向の等価曲率半径（定数）（式(5.28)）、rb：ボール半径（定数）、rr：レース曲率半径（定数）、ｎ：１スラスト軸受中のボール個数（定数）、ｎr：１キャビティ中のパワーローラ数（定数）、Ｅb'：式(5.29)で定義される等価弾性係数（定数）、Ｅ1：ボール材の縦弾性係数、ν1：ボール材のPoisson比、Ｅ2：レース材の縦弾性係数、ν2：レース材のPoisson比である。なお、式(5.27)における右辺の指数は０．６３６である。
【００８６】
［Ｃthの求め方］
Ｃthは接点でのパワーロスを無次元化したものであり、以下の楕円内積分で求められ、スラストベアリング形状が決まれば定数となる。
【数３】
0004272861.tif 000004
【００８７】
ここで、Ｘ：ボール転がり方向無次元変位、ボール転がり方向変位をｘとしてＸ＝ｘ／ａth、Ｙ：ボール転がり直交方向無次元変位であり、ボール転がり直交方向変位をｙとしてＹ＝ｙ／ｂthである。
【００８８】
なお、Ｃthの算出は理論的には式(5.31)によるが、式(5.32)のように、式(5.27)で定義される接触楕円半径比κthの関数で近似できるので、実際のＣthの算出には式(5.32)を用いる。
Ｃth ＝ ａ・κth2＋ｂ・κth＋ｃ                 ・・・(5.32)
【００８９】
ここで、ａ，ｂ，ｃは式(5.31)から決まる定数であり、例えば、ａ＝0.2，ｂ＝0.28，ｃ＝0.75と置ける。
【００９０】
［Ｑcの求め方］
次式により算出する。
Ｑc＝(2/3)μ・ωsi・ａi・ｂi2・Ｐmaxi・Ｃqi
＋(2/3)μ・ωso・ａo・ｂo2・Ｐmaxo・Ｃqo         ・・・(5.33)
【００９１】
ここで、μ：現在使用中のトラクション係数（式(5.34)）、ωsi：入力ディスク側接点のスピン角速度（式(5.8)）、ωso：出力ディスク側接点のスピン角速度（式(5.9)）、ａi：入力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり方向）（式(5.10)）、ａo：出力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり方向）（式(5.10)）、ｂi：入力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり直交方向）（式(5.11)）、ｂo：出力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり直交方向）（式(5.11)）、Ｐmaxi：入力ディスク・パワーローラ接点の最大Hertz応力（式(5.35)）、Ｐmaxo：出力ディスク・パワーローラ接点の最大Hertz応力（式(5.35)）、Ｃqi：入力ディスク・パワーローラ接点でのパワーロスを無次元化したもの（式(5.36)）、Ｃqo：出力ディスク・パワーローラ接点でのパワーロスを無次元化したもの（式(5.37)）である。
【数４】
0004272861.tif 000005
【００９２】
ここで、Ｔin：入力トルク、ｒ1：入力ディスク上の接点回転半径(式(5.4))、Ｆc：ディスク・パワーローラ間の法線力(式(5.18))、ｒ0：キャビティ半径（定数）、ｋ0：キャビティアスペクト比（定数）（式(1.2)）、φ：半頂角（定数）、θ：パワーローラ傾転角、ｎr：１キャビティ中のパワーローラ個数（定数）、ａi：入力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり方向）（式(5.10)）、ａo：出力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり方向）（式(5.10)）、ｂi：入力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり直交方向）（式(5.11)）、ｂo：出力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり直交方向）（式(5.11)）である。
【数５】
0004272861.tif 000006
【００９３】
ここで、Ｘi＝ｘi／ａi，  Ｘo＝ｘo／ａo ・・・(5.38)
Ｘi：入力ディスク側接触楕円内のパワーローラ転がり方向無次元変位、ｘi：接触楕円内のパワーローラ転がり方向変位、Ｘo：出力ディスク側接触楕円内のパワーローラ転がり方向無次元変位、ｘo：接触楕円内のパワーローラ転がり方向変位、
Ｙi＝ｙi／ｂi，Ｙo＝ｙo／ｂo ・・・(5.39)
Ｙi：入力ディスク側接触楕円内のパワーローラ転がり直交方向無次元変位、ｙi：接触楕円内のパワーローラ転がり直交方向変位、Ｙi：出力ディスク側接触楕円内のパワーローラ転がり直交方向無次元変位、ｙo：接触楕円内のパワーローラ転がり直交方向変位、
κi：入力ディスク側接触楕円の楕円半径比（式(5.12)）、κo：出力ディスク側接触楕円の楕円半径比（式(5.12)）、
【数６】
0004272861.tif 000007
【００９４】
Δi：入力ディスク側無次元オフセット量、Δo：出力ディスク側無次元オフセット量、Δsi：入力ディスク側でのパワーローラ傾転速度の影響係数、Δso：出力ディスク側でのパワーローラ傾転速度の影響係数、ｘo：パワーローラオフセット量、θ：パワーローラ傾転角速度、ωi：入力ディスク回転角速度、ωo：出力ディスク回転角速度、λi，λo：中間変数（式(5.42),(5.43)）、βi：入力ディスク側でのスピン存在下での等価滑り率（式(5.44)）、βo：出力ディスク側でのスピン存在下での等価滑り率（式(5.44)）である。
【数７】
0004272861.tif 000008
【００９５】
ωsi：入力ディスク側接点のスピン角速度（式(5.8)）、ωso：出力ディスク側接点のスピン角速度（式(5.9)）、ｂi：入力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり直交方向）（式(5.11)）、ｂo：出力ディスク・パワーローラ接点の接触楕円半径（パワーローラ転がり直交方向）（式(5.11)）、Ｕmi：入力ディスク側接点の平均転がり速度（式(5.45)）、Ｕmo：出力ディスク側接点の平均転がり速度（式(5.46)）、Ｓi：入力ディスク側接点の滑り率（式(5.47)）、Ｓo：出力ディスク側接点の滑り率（式(5.48)）である。
Ｕmi＝(1/2)(ｒ1・ωi＋ｒ2・ωr)  ・・・(5.45)
Ｕmo＝(1/2)(ｒ3・ωo−ｒ2・ωr)  ・・・(5.46)
Ｓi＝(ｒ1・ωi−ｒ2・ωr)／Ｕmi  ・・・(5.47)
Ｓo＝(ｒ2・ωr−ｒ3・ωo)／Ｕmo  ・・・(5.48)
ωi：入力ディスク回転角速度、ωo：出力ディスク回転角速度、ωr：パワーローラ回転角速度 (式(5.3))、ｒ1：入力ディスク接点回転半径 (式(5.4)）、ｒ2：パワーローラ接点回転半径 (式(5.5)）、ｒ3：出力ディスク接点回転半径 (式(5.6)）である。
【００９６】
なお、ＣqiとＣqoの積分式（式(5.36),(5.37)）は、それぞれ（κi，Δi，Δsi，βi）、（κo，Δo，Δso，βo）の２〜４次の多項式で近似できるのでこれを用いる。Ｃqi（式(5.36)）の近似式(5.49)、Ｃqo（式(5.37)）の近似式(5.50)を示す。
【数８】
0004272861.tif 000009
【００９７】
ここで、ni,nj,nk：近似モデル次数（それぞれ２〜４の整数）、ｃｑｉijk，ｃｑｏijk：定数（ｉ＝０〜ｎｉ，ｊ＝０〜ｎｊ，ｋ＝０〜ｎｋ）である。
【００９８】
以上の接点温度予測をオンライン計算する場合、定数は事前に計算しておくことで、図９〜図１１のようなフローチャートとなる。
【００９９】
すなわち、入力ディスク接点回転半径算出（式(5.4)(5.6)）、ディスク・ローラ接点の等価曲率半径算出（式(5.14)(5.16)）、ディスクローラ接点形状係数ξ、楕円半径比κ算出（式(5.12)(5.13)）、ディスク・ローラ間法線力Ｆｃ算出（式(5.18)）、ディスク・ローラ接触楕円半径ａ，ｂ算出（式(5.10)(5.11)）、ディスク・ローラ間スピン角速度ωｓ算出（式(5.8)(5.9)）、パワーローラ回転角速度算出（式(5.7)(5.3)）、現在使用中のトラクション係数μ算出（式(5.34)）、入出力ディスク・ローラ接点最大Ｈｅｒｔｚ応力Ｐｍａｘ算出（式(5.35)）、中間変数λ算出（式(5.42)(5.43)）、無次元オフセット量Δ算出（式(5.40)）、ローラ傾転角速度の影響係数Δｓ算出（式(5.41)）、ディスク・ローラ接点の平均転がり速度Ｕｍ、滑り率Ｓ算出（式(5.45)(5.46)(5.47)(5.48)）、ディスク・ローラ接点のスピン存在下での等価滑り率β算出（式(5.44)）、ディスク・ローラ接点での無次元パワーロスＣｑ算出（式(5.49)(5.49)）、ディスク・ローラ接点での発熱量Ｑｃ算出（式(5.33)）、スラスト軸受けボール１個当たりの荷重Ｗ算出（式(5.30)）、スラスト軸受けボール・レースの接触楕円変形ａｔｈ、ｂｔｈ算出（式(5.23)(5.24)）、スラスト軸受けボール・レース間接点の最大Ｈｅｒｔｚ応力Ｐｍａｘｔｈ算出（式(5.25)）、スラストレース温度Ｔｆに対する傾転角θの影響係数ａ３決定（θによる１次元マップによりａ３を索引）、スラストレース接点温度Ｔｆ算出（１制御周期前のスラスト軸受け部発熱量Ｑｂを用いて算出。Ｑｂの初期値は０とする。（式(5.20)）、フルード（潤滑油）摩擦係数μＬ、μＥ算出（式(5.21)(5.22)）、フルード圧力粘度指数α決定（Ｔｆによる１次元マップによるαを索引）、フルード固化面積割合ｋｂの決定（α・Ｐｍａｘによる１次元マップよりｋｂを索引）、スラスト軸受けボール・レース間のトラクション係数μｂ算出（式(5.19)）、スラスト軸受け部発熱量Ｑｂ算出（式(5.2)）、ディスク・ローラ間接点温度Ｔｃ算出（式(5.1)）、の手順で、ディスク・ローラ間接点温度Ｔｃが算出される。
【０１００】
（必要エンドロード算出部１１８）
入力トルク推定部１１２で推定した入力トルクＴｉｎ、入出力ディスク回転速度計測部で計測した入出力ディスク回転角速度ωｉ、ωｏ、エンドロード推定部１０６で推定したエンドロードＦａ、接点部オフセット量推定部１０８で得たオフセット量ｘ０、接点温度推定部１１４で推定された接点温度Ｔｃおよび現在使用中のトラクション係数μ、パワーローラ傾転角推定部１０４で推定された傾転角θは最大トラクション係数推定による必要エンロード算出部１１８に供給される。
【０１０１】
この最大トラクション係数推定による必要エンドロード算出部１１８は、現在使用中のトラクション係数μと最大トラクション係数μmaxを推定し、μmax／μ＝ＳＦ、あるいはμmax−μ＝Δμとなるエンドロードref(Ｆa)を算出する。
【０１０２】
ここで、ＳＦはトラクション係数の希望余裕率でありＳＦ＞１とする。また、Δμは希望する余裕トラクション係数でありΔμ＞０とする。なお、現在使用中のトラクション係数μは、接点温度予測部で式(5.34)により算出された値を用いる。
【０１０３】
（最大トラクション係数μmaxの算出）
最大トラクション係数μmaxは、接点のスピン角速度ωs＝０、接点のオフセット量ｘo＝０、パワーローラ傾転角θ＝０における最大トラクション係数をμmax0として、次式で与えられる。
μmax＝Ｃ・μmax0                      ・・・(6.1)
ここで、係数Ｃは、
【数９】
0004272861.tif 000010
【０１０４】
Ｘi：入力ディスク側接触楕円内のパワーローラ転がり方向無次元変位（式(5.38))、Ｙi：入力ディスク側接触楕円内のパワーローラ転がり直交方向無次元変位（式(5.39))、κi：入力ディスク側接触楕円の楕円半径比（式(5.12)）、βi：入力ディスク側でのスピン存在下での等価滑り率（式(5.44)）、Δi：入力ディスク側無次元オフセット量（式(5.40)）、Δsi：入力ディスク側でのパワーローラ傾転速度の影響係数（式(5.41)）であり、式(6.2)の楕円積分は、κi，Δi，Δsi，βiの２〜４次の多項式（式(6.3)）で近似できるのでこれを用いる。
【数１０】
0004272861.tif 000011
【０１０５】
ｎｉ，ｎｊ，ｎｋ：近似モデル次数（それぞれ２〜４の整数）、ｃijk：定数（ｉ＝０〜ｎｉ，ｊ＝０〜ｎｊ，ｋ＝０〜ｎｋ）
式(6.1)におけるμmax0は次式で求める。
μmax0＝ｋ・μL＋(１−ｋ)・μE                          ・・・(6.4)
【０１０６】
ここで、ｋ：接触楕円内でフルードが固化している面積割合であり、フルードの圧力粘度係数αと最大Hertz応力Ｐmaxiの積の関数で表される。α：フルードの圧力粘度係数であり、フルード固有の特性であり、ディスク・パワーローラ接点温度Ｔcの関数で表される。
【０１０７】
また、ｋは接触楕円内の任意の圧力Ｐに対して、α・Ｐ＞２５となる面積割合とし、ディスク・パワーローラ接点温度Ｔcと最大Hertz応力Ｐmaxiの関数あるいはマップとして与えることが出来る。
【０１０８】
Ｔc：ディスク・パワーローラ接点温度（接点温度推定部の結果を用いる）、
μL：フルード固化域の摩擦係数  μL＝Ｃ1・Ｔc＋Ｃ2       ・・・(6.5)
μE：フルード粘性域の摩擦係数  μE＝Ｃ3・Ｔc＋Ｃ4       ・・・(6.6)
また、係数Ｃ1，Ｃ2，Ｃ3，Ｃ4 はフルードで決まる定数である。
【０１０９】
ここで、目標エンドロードref(Ｆa)は、図１２に示す手順で算出できる。
【０１１０】
（ステップ１）次制御ステップでの入力トルク、傾転角、傾転角速度、接点オフセット、接点温度設定
現在の観測地及び推定値に、アクセル操作などにより予測される入力トルクや傾転角の目標値変化を加味した時制御ステップでの値を設定する。
【０１１１】
（ステップ２）係数Ｃの算出
式（６．３）を用いて係数Ｃを算出する。
【０１１２】
（ステップ３）μL，μEの算出
μL＝Ｃ1・Ｔc＋Ｃ2                         ・・・(6.5)
μE＝Ｃ3・Ｔc＋Ｃ4                         ・・・(6.6)
【０１１３】
（ステップ４）μmax0の算出
μmax0＝ｋ・μＬ＋（１−ｋ）・μE        ・・・(6.4)
【０１１４】
（ステップ５）最大トラクション係数算出
μmax＝Ｃ・μmax0                        ・・・(6.1)
【０１１５】
（ステップ６）トラクション係数目標値μの算出
以下の何れかの方法で算出する。
【０１１６】
（１）安全係数ＳＦを用いる方法（０＜ＳＦ＜１）
μ＝μmax・ＳＦ                            ・・・(6.7)
（２）余裕トラクション係数Δμを用いる方法（０＜Δμ）
μ＝μmax−Δμ                          ・・・(6.8)
【０１１７】
（ステップ７）目標エンロードの算出
式(5.18)、(5.34)を逆算から求まる次式で算出する。
ref(Ｆa)＝｛Ｔin・ｎr・ｓｉｎ(Φ＋θ)｝／ｒ1・μ    ・・・(6.9)
【０１１８】
（ステップ８）計算収束判断
エンドロードの値のよって、最大トラクション係数μｍａｘが変わるので、目標エンドロード値ｒｅｆ（Ｆａ）の値が収束するまで、ステップ４からステップ７の計算を繰り返す。
【０１１９】
（ステップ９）目標エンドロードの下限値設定
目標エンドロードref(Ｆa)が所定値ＦaL以下の場合、ref(Ｆa)＝ＦaLとする。
【０１２０】
実際には、入力ディスク側と出力軸ディスク側で最大トラクション係数は違うが、その差はわずかであるため、入力ディスク側で代表させて最大トラクション係数を予測し、目標エンドロードを算出している。
【０１２１】
より予測精度を高めるためには、出力ディスク側でも同じ計算を行い、どちらか高い目標エンドロードを採用すれば良い。
【０１２２】
１制御周期での目標エンドロードの変化に伴う最大トラクション係数μmaxの変化が十分小さいと考えられる場合は、図１２のフローチャートで行っている収束計算は１回再計算をするのみに止めるか、あるいは再計算を実施しなくてもよい。
【０１２３】
（エンドロード制御部１２０）
このようにして、算出された目標エンドロードは、エンドロード制御部１２０に供給され、ここから、エンドロード制御指令値ｕが算出出力される。
【０１２４】
すなわち、エンドロード制御部１２０は、エンドロード推定式（式(2.1)）の逆算式（式(7.1)）より、目標油圧ref(Ｐ)を算出する。
【数１１】
0004272861.tif 000012
【０１２５】
ここで、Ａ：油圧室受圧面積、ρ：作動油（潤滑油）密度、ωi：入力ディスク回転角速度、Ｒi：受圧部内半径、Ｒo：受圧部外半径である。
【０１２６】
油圧制御弁への指令値ｕは、以下の何れかの方法あるいは併用で算出する。
【０１２７】
１）油圧指令値ｕと静油圧Ｐの定常時の関係をマップ化し、動的な遅れは１次遅れ関数等の伝達関数Ｇ(s)として表現し、逆伝達関数Ｇ-1(s)と油圧の目標応答特性Ｋ(s)の積を用いて油圧指令値ｕを算出する。
【０１２８】
ｕ＝Ｋ(s)・Ｇ-1(s)・Map(ref(Ｐ))                   ・・・(7.2)
２）油圧センサでエンドロード油圧を計測している場合は、目標油圧ref(Ｐ)と計測油圧Ｐの偏差を０にするようにフィードバック制御を掛ける。
【０１２９】
このとき、フィードバックコントローラＣ(s)は、ＰＩＤ制御を用いても、Ｈ∞制御等を用いても良い。
ｕ＝Ｃ(s)・(ref(Ｐ)−Ｐ)                           ・・・(7.3)
【０１３０】
このようにして、生成された制御指令値ｕが油圧回路に供給され、エンドロードが制御される。なお、制御指令値ｕは、上述のように、エンドロード推定部１０６にも供給される。
【０１３１】
（本実施形態の効果）
図１３に変速比γによるトラクション係数μの変化について示す。このように、μｍａｘは、変速比γが小さい領域および大きい領域において、大きくなる。本実施形態によれば、最大トラクション係数μｍａｘが使用トラクション係数μに対し、一定の余裕度（一定量の減算または一定の係数の乗算）を持つように、エンドロードが設定される。従って、常に適切なエンドロードの設定が行える。
【０１３２】
また、図１４には、接点温度と最大トラクション係数μｍａｘの関係が示してある。このように、温度が高いほど最大トラクション係数μｍａｘは小さくなる。本実施形態では、使用トラクション係数μは、最大トラクション係数μｍａｘに対し一定の余裕度を持つように適切なエンドロードの設定が可能になる。従来例では、温度を考慮しておらず、常に一定のトラクション係数μを利用する。従って、接点温度が最も高い時のμｍａｘに応じてトラクション係数μを設定することになり、温度が低いときにはトラクション係数の余裕度が大きすぎ過大なエンドロードを印加することになっている。
【０１３３】
このように、本実施形態によれば、最大トラクション係数μｍａｘを推定し、これに対し一定の余裕度で、トラクション係数μを設定し、このトラクション係数μを用いて、エンドロードを制御する。従って、常に適切なエンドロードを設定することができる。これによって、トルク容量を一定で、サイズ（入出力ディスクの接点中心間距離）一定の場合において、得られる変速比幅を従来例に比べ大きくすることができる。また、同一の変速比幅の場合には、サイズを小さくすることができる。
【０１３４】
本実施形態によれば、最大トラクション係数推定による必要エンドロード算出部１１８において、接点部オフセット量推定部１０８において得たオフセット量ｘ０を考慮して最大トラクション係数μｍａｘを算出する。そこで、変速中においても適切なμｍａｘを利用して、エンドロードを制御することができる。また、接点温度推定部１１４においては、パワーローラと入出力ディスクとの接点の温度Ｔｃおよび現在トラクション係数μを推定し、最大トラクション係数推定による必要エンドロード算出部１１８がこれらに基づいて最大トラクション係数μｍａｘを推定する。従って、温度の影響を考慮してより正確な最大トラクション係数μｍａｘの推定が行える。
【０１３５】
ここで、温度の推定の際に、潤滑油温度計測部１１６により計測した潤滑油温度Ｔｒを利用しているが、これに代えてトラニオンの温度を測定することも好適である。この場合、計測したトラニオン温度は接点温度にかなり近いため、そのまま接点温度の推定値として使用してもよいが、より正確な接点温度の推定のためには、動力伝達におけるエネルギーロスを考慮するとよい。すなわち、温度上昇量は、基本的に動力伝達におけるエネルギーロスに対応するはずである。そこで、入出力トルク、入出力回転数、変速比を入力とするＣＶＴにおけるエネルギー効率マップを予め作成しておき、このエネルギー効率マップを利用してエネルギーロスを算出し、このエネルギーロスによる温度変化分をトラニオン温度に加算して、接点温度を推定することができる。
【０１３６】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、最大トラクション係数を考慮して入力ディスク及び出力ディスクの内少なくとも一方とパワーローラとの間の法線力を制御することができるため、適切な法線力（例えば、エンドロード）とすることができる。従って、法線力が過大になり、動力伝達効率が低下することを抑制することができる。
【０１３７】
また、使用中のトラクション係数μと、その状態における最大トラクション係数μｍａｘを推定し、μｍａｘがμに対し所定量大きくなるようにエンドロードを制御する。そこで、入力トルクのみに基づいてエンドロードを制御していた従来例に比べ精度のよいエンドロード制御が行え、無段変速機の効率的な運転が行える。例えば、最大トラクション係数に対する余裕度が一定になるようにエンドロードを制御することにより、過大なエンドロードによる動力伝達効率の低下を防止すると共に、トロイダル伝達部材の転動疲労による寿命の低下を防止して変速機構の小型化を実現できる。
【０１３８】
また、変速比の変化状態を考慮してμｍａｘを推定することで、変速中においても適切な最大トラクション係数μｍａｘを用いたエンドロード制御が行える。
【０１３９】
また、入力ディスクとパワーローラ間に介在する潤滑油の温度を考慮してμｍａｘを推定することで、適切な最大トラクション係数μｍａｘを用いたエンドロード制御が行える。
【図面の簡単な説明】
【図１】  一実施形態に係る無段変速機の構成を示す図である。
【図２】  定常時および変速時におけるパワーローラの位置を説明する図である。
【図３】  トラニオンの駆動を説明する図である。
【図４】  伝達力Ｆｔと法線力Ｆｃの関係を示す図である。
【図５】  ディスクローラ間滑り率とトラクション係数μの関係を示す図である。
【図６】  エンドロード制御のための構成を示す図である。
【図７】  入出力ディスクとパワーローラの幾何学的関係を示す図である。
【図８】  傾転角推定のための各手法の推定結果を示す図である。
【図９】  接点温度予測の処理手順を示すフローチャートである。
【図１０】  接点温度予測の処理手順を示すフローチャートである。
【図１１】  接点温度予測の処理手順を示すフローチャートである。
【図１２】  エンドロード算出の処理手順を示すフローチャートである。
【図１３】  変速比とトラクション係数の関係を示す図である。
【図１４】  接点温度とトラクション係数の関係を示す図である。
【符号の説明】
１０，１２  入力軸、１５，１６  噛み合わせ部、２０  変速機ケース、３０油圧室、３１  シリンダ、３２，３３，３４  シール材、３６  ストッパ、４０  入力ディスク、４５  パワーローラ、４６  トラニオン、５０  出力ディスク、６０  出力ギア、６１  カウンタギア、７０  出力軸、８０  油圧回路。
【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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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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