JP2000310317A

JP2000310317A - 入力トルク推定装置

Info

Publication number: JP2000310317A
Application number: JP12013199A
Authority: JP
Inventors: Hiroki Asayama; 弘樹浅山; Kaoru Kondo; 薫近藤; Toru Hashimoto; 徹橋本
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 1999-04-27
Filing date: 1999-04-27
Publication date: 2000-11-07
Anticipated expiration: 2019-04-27
Also published as: JP3714024B2

Abstract

(57)【要約】【課題】入力トルク推定装置に関し、コスト抑制しな
がら、変速機のトルク入力部に入力されるトルクを精度
よく推定しつつ、トルク推定のための演算遅れがベルト
式無段変速機におけるベルト張力制御等に悪影響しない
ようにする。【解決手段】機関１の出力トルクを推定する出力トル
ク推定手段５１と、推定された出力トルクから変速機へ
の入力トルクを算出する第１算出手段５２と、推定され
た出力トルクに、機関の回転速度の時間微分値に応じた
補正を施して得られる値から変速機への入力トルクを算
出する第２算出手段５３と、第１算出手段５２で算出さ
れた入力トルクの絶対値と第２算出手段５３で算出され
た入力トルクの絶対値とのうちの大きい方の値を変速機
への入力トルクと推定する推定手段５４とから構成す
る。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、ベルト式無段変速
機の入力側プーリへ入力されるトルクを推定するのに用
いて好適の、入力トルク推定装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】無段変速機を連続的に制御することがで
き、変速ショックを回避でき、また燃料消費効率の優れ
た動力伝達装置として車両に用いられている。ベルト式
無段変速機の場合、機関（エンジン）で発生した動力が
ベルトを介して入力側プーリ（プライマリプーリ）から
出力側プーリ（セカンダリプーリ）へ伝達される。変速
比は、上述のように出力側プーリと入力側プーリとの回
転速度比であり、入力側プーリ及び出力側プーリの各可
動シーブを駆動して入力側プーリ及び出力側プーリの各
有効半径比を調整することにより制御される。

【０００３】具体的には、通常出力側プーリの油圧ピス
トンには伝達トルクなどの基本特性に合わせて設定され
た油圧（ライン圧）を作用させてベルトへのクランプ力
を与えておき、入力側プーリの油圧ピストンに作用させ
る油圧を調整することで変速を行なう。ところで、上記
のライン圧は、ベルトの滑りを回避して動力伝達性を確
保できる範囲で可能な限り低い圧力にすることが、オイ
ルポンプによるエネルギ損失の低減や変速機自体の耐久
性を高める上で重要である。ベルトの滑りは、ベルトと
各プーリとの間の伝達トルクと、このトルク伝達にかか
るベルト，プーリ間の接触面積（これはベルトの掛かり
半径に対応する）とに応じて生じる。

【０００４】ここで、変速機への入力トルクをＴinと変
速機の速度比ｅとすると、例えばベルトと出力側プーリ
との間の伝達トルクはＴin／ｅであり、ベルトの掛かり
半径は１／（１＋ｅ）に比例する。そこで、特開昭５６
−１３４６５８号公報に開示されているように、これら
の伝達トルクＴin／ｅ，ベルトの掛かり半径１／（１＋
ｅ）に基づいてベルト張力制御圧（ライン圧に対応する
圧力）Ｐout を設定し、このベルト張力制御圧Ｐout に
基づいて、調圧弁を制御してオイルポンプの吐出圧を調
圧することにより、ライン圧制御を行なうことができ
る。

【０００５】しかしながら、例えばエンジン駆動式オイ
ルポンプの場合、エンジン回転速度に対応して吐出圧が
変化するなど、オイルポンプの吐出圧は常に一定ではな
いため、調圧弁が一定開度でもライン圧は変化すること
がある。また、油圧ピストンに作用する油圧も出力側プ
ーリとともに回転して遠心油圧が発生するため、油圧ピ
ストンには、供給した油圧がそのまま作用するとは限ら
ない。

【０００６】そこで、例えば特公平６−６９７６号の技
術では、このような点を考慮して次式（１）によりベル
ト張力制御圧（ライン圧に対応する圧力）Ｐout を算出
して、調圧弁を制御するようにしている。Ｐout ＝Ｋ２・Ｔin・（１＋ｅ）／ｅ＋Ｋ３・Ｎout²＋Ｋ４・Ｎｅ＋Ｋ５・Δｘ＋ΔＰ・・・（１）ただし、Ｋ２，Ｋ３，Ｋ４，Ｋ５：定数Ｔin：入力側プーリへの入力トルクｅ：ベルト式ＣＶＴの速度比Ｎout ：出力側プーリの油圧シリンダの回転速度 Δｘ：出力側プーリの目標位置ｘ′と実際位置ｘとの差
（ｘ′−ｘ） ΔＰ：ライン圧に余裕をもたせるための上昇圧力量とする。

【０００７】また、入力側プーリへの入力トルクＴinは
次式（２）により算出する。Ｔin＝Ｔｅ＋ΔＴｅ＋Ｋ６・ｄＮｅ／dt＋Ｋ７・ｄＮin／dt ・・・（２）ただし、Ｔｅ：スロットル開度θに応じたエンジントル
ク ΔＴｅ：混合気の空燃比減少に対応するエンジントルク
の増大分Ｋ６，Ｋ７：定数ｄＮｅ／dt：エンジン回転数Ｎｅの時間微分値ｄＮin／dt：入力側プーリの回転速度Ｎinの時間微分値とする。

【０００８】式（１）の第１項は、ベルトと出力側プー
リとの間の伝達トルクＴin／ｅをベルトの掛かり半径１
／（１＋ｅ）で除した、基本ベルト張力制御圧であり、
式（１）の第２項以降がその補正項である。つまり、第
２項のＫ３・Ｎout²は油圧ピストンに作用する圧油に生
じる遠心油圧に対応した補正項であり、第３項のＫ４・
Ｎｅはエンジン駆動式オイルポンプの吐出圧に対応した
補正項であり、第４項のＫ５・Δｘは変速を速やかに行
なうための補正であり、第５項のΔＰはベルトの滑りを
確実に回避して動力伝達性を確保するための余裕圧であ
る。

【０００９】また、式（２）は、入力側プーリがエンジ
ンと直結状態の場合には入力側プーリへの入力トルクＴ
inがエンジンからの出力トルク（エンジントルク）と等
しくなるという点に基づいている。エンジントルクは直
接求められないが、エンジンの暖機中や加速時等を除い
た通常運転時には、エンジントルクはスロットル開度θ
に対応するため、式（２）の第１項のように、このスロ
ットル開度θに応じたエンジントルクＴｅを入力トルク
Ｔinの基本値としているのである。

【００１０】しかし、エンジンの暖機中や加速時等は、
通常時よりもエンジンへの燃料供給量を増大するためそ
の分エンジントルクも増大するので、式（２）の第２項
のように、燃料供給量の増大に伴うエンジントルク増大
分を加算している。また、エンジン回転速度Ｎｅの変動
時にはその時間変化ｄＮｅ／dtに応じて入力側プーリの
トルクＴinも変化するため、式（２）の第３項のＫ６・
ｄＮｅ／dtによる補正が施されている。つまり、エンジ
ン回転速度Ｎｅの増加時には、図３（ａ）に示すよう
に、エンジン発生トルクの一部は、エンジンの回転部分
の回転速度増加に使われてしまうので、エンジン出力ト
ルクはその分だけ減少することになる。また、エンジン
回転速度Ｎｅの減少時には、図３（ｂ）に示すように、
エンジン発生トルクに、エンジンの回転部分の慣性トル
クが付加されるため、エンジン出力トルクはその分だけ
増加することになる。

【００１１】ただし、この第３項は、「エンジン回転速
度Ｎｅの時間変化ｄＮｅ／dt＝入力側プーリの回転速度
Ｎinの時間変化ｄＮin／dt」を前提としたもので、機関
の出力軸と入力側プーリとの間にクラッチが介在すれ
ば、クラッチの滑りのために、ｄＮｅ／dt＝ｄＮin／dt
にはならず、ｄＮin／dtに伴う入力側プーリのトルクＴ
inの変化が生じる。そこで、式（２）の第４項のＫ７・
ｄＮin／dtによる補正が施されているのである。

【００１２】

【発明が解決しようとする課題】ところで、式（２）に
より入力トルクＴinを求めようとする場合、第３項や第
４項の時間微分項によりトルク推定の精度を向上させる
ことが可能になるが、演算負担が増大するため、演算遅
れが生じたり演算精度の悪化が生じたりする。もちろ
ん、ＣＰＵを十分に高性能のものにすれば解決しうる
が、大きなコスト増を招いてしまう。

【００１３】特に、エンジン出力トルクが正の時（エン
ジンからトルクが出力されている時）において、時間微
分項によりトルクを負側に補正する場合には、演算遅れ
により推定トルクが過少となるため、このような推定ト
ルクによりライン圧制御（ベルト張力制御）を行なう
と、ベルト保持力が不足してベルトスリップを招き、ト
ランスミッションの耐久性を悪化させる原因となる。

【００１４】また、エンジン出力トルクが負の時（エン
ジンが負荷となる。エンジンブレーキ状態の時）におい
て、時間微分項によりトルクを正側に補正する場合に、
演算遅れにより推定トルクの絶対値が過少となるため、
このような推定トルクによりライン圧制御（ベルト張力
制御）を行なうと、上述同様に、ベルト保持力不足によ
るベルトスリップを招き、トランスミッションの耐久性
悪化の原因となる。

【００１５】本発明は、上述の課題に鑑み創案されたも
ので、大きなコスト増を招くことなく、変速機のトルク
入力部に入力されるトルクを精度よく推定しつつ、トル
ク推定のための演算遅れが例えばベルト式無段変速機に
おけるベルト張力制御等に悪影響しないようにした、入
力トルク推定装置を提供することを目的とする。

【００１６】

【課題を解決するための手段】このため、本発明の入力
トルク推定装置は、推定された機関出力トルクに基づい
て変速機への入力トルクを算出する第１算出手段と、推
定された出力トルクを機関の回転速度の時間微分値で補
正した値から変速機への入力トルクを算出する第２算出
手段とをそなえる。そして、入力トルク推定手段が、第
１算出手段で算出された入力トルクの絶対値と第２算出
手段で算出された入力トルクの絶対値とのうちの大きい
方の値を変速機に入力されるトルクであると推定する。

【００１７】第２算出手段では、時間微分値に応じた補
正により推定精度は高まる一方で、補正に時間がかかり
推定遅れが生じることがあり、特に、トルクが過少に推
定されるとこの推定トルクに基づく制御に悪影響を与え
やすいが、第１算出手段では、時間微分値に応じた補正
をしない分だけ精度は低いものの制御遅れが少ないた
め、トルク値が過剰に小さく推定されることがなく、第
２算出手段でトルクが過少に推定された場合には、この
第１算出手段によるトルク値が採用され、演算遅れの悪
影響を回避しうるようになる。

【００１８】好ましくは、変速機は、入出力プーリとベ
ルトとからなるベルト式無段変速機とする。この場合、
入力トルク推定手段が、機関からベルト式無段変速機の
トルク入力部である入力側プーリに入力されるトルクを
適切に推定するため、入力側プーリ及び出力側プーリに
おける有効径の調整時に、入力側プーリから出力側プー
リへ機関の動力を伝達するベルトの張力を適正に制御す
ることが可能になる。

【００１９】

【発明の実施の形態】以下、図面により、本発明の実施
の形態について説明する。図１，図２は本発明の一実施
形態について示すもので、図１は本入力トルク推定装置
の構成を示すブロック図、図２は本入力トルク推定装置
を有する車両の動力伝達系を説明するための模式図であ
る。なお、本実施形態では、変速機としてベルト式無段
変速機（ＣＶＴ）が用いられている。

【００２０】まず、本実施形態の入力トルク推定装置に
かかる動力伝達機構について説明すると、図２（ａ），
（ｂ）に示すように、本動力伝達機構では、エンジン
（内燃機関）１から出力された回転は、トルクコンバー
タ（トルコン）２を介してベルト式無段変速機（ＣＶ
Ｔ）２０に伝達され、さらにカウンタシャフト２７から
フロントデフ３１へ伝達されるようになっている。

【００２１】そして、トルコン２の出力軸７とベルト式
無段変速機２０の入力軸２４との間には、正転反転切換
機構４が配設されており、エンジン１からトルコン２を
介して入力される回転は、この正転反転切換機構４を介
して無段変速機構２０に入力されるようになっている。
次に、無段変速機構２０を説明すると、無段変速機構２
０は、プライマリプーリ（入力側プーリ）２１とセカン
ダリプーリ（出力側プーリ）２２とベルト２３とから構
成されており、正転反転切換機構４からプライマリシャ
フト２４に入力された回転は、プライマリシャフト２４
と同軸一体のプライマリプーリ２１からベルト２３を介
してセカンダリプーリ２２へ入力されるようになってい
る。

【００２２】プライマリプーリ２１，セカンダリプーリ
２２はそれぞれ一体に回転する２つのシーブ２１ａ，２
１ｂ，２２ａ，２２ｂから構成されている。それぞれ一
方のシーブ２１ａ，２２ａは軸方向に固定された固定シ
ーブであり、他方のシーブ２１ｂ，２２ｂは油圧アクチ
ュエータ（油圧ピストン）２１ｃ，２２ｃによって軸方
向に可動する可動シーブになっている。

【００２３】油圧ピストン２１ｃ，２２ｃには、オイル
タンク６１内の作動油をオイルポンプ６２で加圧して得
られる制御油圧が供給され、これに応じて可動シーブ２
１ｂ，２２ｂの固定シーブ２１ａ，２２ａ側への押圧力
が調整されるようになっている。セカンダリプーリ２２
の油圧ピストン２２ｃには、調圧弁６３により調圧され
たでライン圧が加えられ、プライマリプーリ２１の油圧
ピストン２１ｃには、調圧弁６３により調圧された上で
流量制御弁６４により流量調整された作動油が供給さ
れ、この作動油が変速比調整用油圧として作用するよう
になっている。

【００２４】なお、ライン圧は、ベルト２３の滑りを回
避して動力伝達性を確保できる範囲で可能な限り低い圧
力にすることが、オイルポンプ６２によるエネルギ損失
の低減や変速機自体の耐久性を高める上で重要であり、
伝達トルクＴin／ｅ，セカンダリプーリ２２のベルトの
掛かり半径と対応する値１／（１＋ｅ）に基づいてベル
ト張力制御圧（ライン圧に対応する圧力）Ｐout を設定
し、このベルト張力制御圧Ｐout に基づいて、調圧弁６
３を制御してオイルポンプ６２の吐出圧を調圧すること
により、ライン圧制御を行なうようになっている。

【００２５】また、セカンダリプーリ２２の油圧ピスト
ン２２ｃに与えられるライン圧Ｐ₁及びプライマリプー
リ２１の油圧ピストン２１ｃに与えられる変速比調整用
油圧Ｐ₂は、コントローラ（電子制御コントロールユニ
ット＝ＥＣＵ）５０の指令信号により、それぞれ行なわ
れるようになっている。つまり、ＥＣＵ５０には、エン
ジン回転数センサ（クランク角センサ又はカム角セン
サ）４１，スロットル開度センサ４６，プライマリプー
リ２１の回転速度を検出する第１回転速度センサ４３，
セカンダリプーリ２２の回転速度を検出する第２回転速
度センサ４４，ライン圧を検出するライン圧センサ４
５，Ａ／Ｆセンサ（リニアＯ₂センサ）４７等の各検出
信号が入力されるようになっており、ＥＣＵ５０では、
これらの検出信号に基づいて各プーリ２１，２２への油
圧供給系にそなえられた調圧弁６３や流量制御弁６４を
制御するようになっている。

【００２６】ところで、上記のライン圧は、ベルトの滑
りを回避して動力伝達性を確保できる範囲で可能な限り
低い圧力にすることが、オイルポンプによるエネルギ損
失の低減や変速機自体の耐久性を高める上で重要であ
る。そこで、前述のように、ベルトの滑りは、ベルトと
各プーリとの間の伝達トルクと、このトルク伝達にかか
るベルト，プーリ間の接触面積（これはベルトの掛かり
半径に対応する）とに応じて生じるため、ライン圧は、
変速機への入力トルク（即ち、プライマリプーリ２１へ
の入力トルク）Ｔinと、ベルトの掛かり半径に対応する
変速比ｅとに基づいて、前記の式（１）により、設定す
るようになっている。

【００２７】このライン圧設定時に必要なプライマリプ
ーリ２１への入力トルクＴinを推定するために、本入力
トルク推定装置は図１に示すように構成されている。つ
まり、図１に示すように、ＥＣＵ５０内には、エンジン
の出力トルクＴｅを推定する機能（出力トルク推定手
段）５１と、出力トルク推定手段５１により推定された
出力トルクＴｅから変速機への入力トルク（プライマリ
プーリ２１への入力トルク）Ｔin₁，Ｔin₂を算出する
２つの算出機能（第１算出手段５２，第２算出手段５
３）と、これらの第１，第２算出手段５２，５３で算出
された各入力トルクＴin₁，Ｔin₂の絶対値のうちの大
きい方の値を変速機への入力トルクであると推定する機
能（入力トルク推定手段）５４とがそなえられ、これら
の手段５１〜５４等により本入力トルク推定装置が構成
される。

【００２８】出力トルク推定手段５１では、エンジン通
常運転時の出力トルクＴｅを推定する機能（通常運転時
出力トルク推定手段）５１Ａと、エンジンの暖機中や加
速時等のように、通常時よりもエンジンへの燃料供給量
を増大した際にその分増大するエンジントルク（増大分
出力トルク）ΔＴｅを推定する機能（増大出力トルク推
定手段）５１Ｂとをそなえている。

【００２９】通常運転時出力トルク推定手段５１Ａで
は、エンジン回転数センサ４１で検出されたエンジン回
転速度Ｎｅと、スロットル開度センサ４６で検出された
スロットル開度θとから、エンジンの定常回転時の出力
トルクＴｅを推定するが、ここでは、エンジン回転速度
Ｎｅ，スロットル開度θに対して出力トルクＴｅを対応
させたマップを用いて出力トルクＴｅを求めるようにな
っている。なお、出力トルクＴｅは、このほか、エンジ
ン回転速度Ｎｅと吸気充填効率Ａ／Ｎｅとから求めても
よく、エンジン回転数Ｎｅと平均有効圧（トルク／排気
量；目標Ｐｅ）とから求めてもよく、エンジン回転数Ｎ
Ｅとブースト圧とから求めてもよい。

【００３０】増大出力トルク推定手段５１Ｂでは、燃料
供給量の増大は混合気の空燃比減少に対応するので、こ
こでは、排気通路にそなえたＡ／Ｆセンサ４７の空燃比
検出情報に基づいて、エンジントルク増大分ΔＴｅを求
めるようになっている。なお、Ａ／Ｆセンサ４７をそな
えない場合には、エンジン空燃比制御にかかる目標空燃
比の情報に基づいて、エンジントルク増大分ΔＴｅを求
めてもよい。

【００３１】第１算出手段５２では、次式（３）により
変速機への入力トルクＴin₁を算出する。Ｔin₁＝（Ｔｅ＋ΔＴｅ）×ｔ・・・（３）なお、ｔはトルコン２のトルク比であり、エンジン出力
トルク（Ｔｅ＋ΔＴｅ）は、このトルク比ｔに応じて無
段変速機構２０のプライマリプーリ２１に入力するため
に、このトルク比ｔを乗算している。このトルク比ｔ
は、トルコン２の入出力速度比〔トルコン２の出力回転
速度（＝無段変速機構２０のプライマリプーリ２１の回
転速度Ｎinをトルコン２の入力回転速度（＝エンジン１
の回転速度Ｎｅ）で除算した値（Ｎin／Ｎｅ）〕に基づ
いて算出することができる。

【００３２】第２算出手段５３では、次式（４）により
変速機への入力トルクＴin₂を算出する。Ｔin₂＝（Ｔｅ＋ΔＴｅ−Ｋ６′・ｄＮｅ／dt）×ｔ −Ｋ７′・ｄＮin／dt ・・・（４）ただし、Ｋ６′，Ｋ７′：定数ｄＮｅ／dt：エンジン回転数Ｎｅの時間微分値ｄＮin／dt：入力側プーリの回転速度Ｎinの時間微分値式（４）の第３項のＫ６′・ｄＮｅ／dtは微分項演算部
５２Ａにより算出され、この微分項Ｋ６′・ｄＮｅ／dt
による補正は、エンジン回転速度Ｎｅの変動時にその時
間変化ｄＮｅ／dtに応じて入力側プーリのトルクＴinも
変化する点に鑑みたものである。つまり、エンジン回転
速度Ｎｅの増加時には、図３（ａ）に示すように、エン
ジン発生トルクの一部は、エンジンの回転部分の回転速
度増加に使われてしまうため、その分だけ出力トルクは
減少することになり、また、エンジン回転速度Ｎｅの減
少時には、図３（ｂ）に示すように、エンジン発生トル
クにエンジンの回転部分の慣性トルクが付加されるた
め、その分だけ出力トルクは増加することになり、これ
らを考慮したものである。

【００３３】また、式（４）の第４項のＫ７′・ｄＮin
／dtは微分項演算部５２Ｂにより算出され、この微分項
Ｋ７′・ｄＮin／dtによる補正は、機関の出力軸と入力
側プーリとの間に介在するトルコン２の滑りのために、
ｄＮin／dtに伴う入力側プーリのトルクＴinの変化が生
じる点を考慮したものである。入力トルク推定手段５４
には、第１算出手段５２で算出された入力トルクＴin ₁
の絶対値｜Ｔin₁｜を算出する機能（絶対値算出手段）
５４Ａと、第２算出手段５３で算出された入力トルクＴ
in₂の絶対値｜Ｔin₂｜を算出する機能（絶対値算出手
段）５４Ｂと、これらの絶対値｜Ｔin₁｜，｜Ｔin₂｜
のうちの大きい方の値を選択する機能（選択手段）５４
Ｃとがそなえられ、入力トルク推定手段５４では、第１
算出手段５２で算出された入力トルクの絶対値｜Ｔin₁
｜と第２算出手段５３で算出された入力トルクの絶対値
｜Ｔin₂｜とを比較してこれらのうちの大きい方の値を
選択して変速機への入力トルクＴinとする。

【００３４】なお、各入力トルクＴin₁，Ｔin₂の絶対
値を求めているのは、入力トルクＴin₁，Ｔin₂の無段
変速機への影響は、入力トルクの方向に関係なく入力ト
ルクの大きさに依存するためである。つまり、入力トル
クはエンジンによる駆動時の方向が正でエンジンによる
制動時の方向が負となっているが、例えばライン圧の設
定にかかるような無段変速機に作用するトルク（入力ト
ルク）は、駆動時であれ制動時でなれ、その作用方向は
関係なく、その大きさ（つまり、絶対値処理したもの）
のみが効いてくるためである。

【００３５】本発明の一実施形態としての入力トルク推
定装置は、上述のように構成されているので、出力トル
ク推定手段５１で、エンジン回転速度Ｎｅとスロットル
開度θとからエンジンの出力トルクＴｅ及び増大分出力
トルクΔＴｅを推定すると、第１算出手段５２では、上
式（３）により、変速機への入力トルクＴin₁を算出
し、第２算出手段５３では、上式（４）により、変速機
への入力トルクＴin₂を算出する。そして、入力トルク
推定手段５４で、第１算出手段５２による入力トルクの
絶対値｜Ｔin₁｜と第２算出手段５３による入力トルク
の絶対値｜Ｔin₂｜とのうちの大きい方の値を選択して
変速機への入力トルクＴinとする。

【００３６】第２算出手段５３で算出される入力トルク
Ｔin₂は、その第３項や第４項の時間微分項によりトル
ク推定の精度を向上させているが、演算遅れが生じた場
合には、本来は図３（ａ），（ｂ）において、実線で示
すように変化する入力トルクが、破線で示すようになっ
てしまう。このため、正のトルクの増加時（車両の駆動
時における駆動トルクの増加時）に図３（ａ）に示すよ
うに演算遅れが生じた場合や、負のトルクの減少時（車
両の制動時における制動トルクの減少時）に図３（ｂ）
に示すように演算遅れが生じた場合には、実際の出力ト
ルク（実線）よりも推定した出力トルク（破線）の方が
大きさ（絶対値）が過小になってしまい、この推定出力
トルクに基づいてライン圧を設定すると、ライン圧を過
小に設定することになる。

【００３７】しかし、第１算出手段５２で算出される入
力トルクＴin₁は、時間微分項による補正が施されない
ため、トルク推定の精度は低いが、図３（ａ），（ｂ）
に一点鎖線で示すように、第２算出手段５３による推定
出力トルクが過小になった場合には、その大きさ（絶対
値）が実際の出力トルク（実線）の大きさよりも大きく
なるため、この第１算出手段５２で算出された入力トル
クＴin₁の方が、変速機への入力トルクＴinとして採用
される。したがって、推定した出力トルクの大きさ（絶
対値）が、実際の出力トルクの大きさ（絶対値）よりも
小さくなってしまうような事態が回避される。

【００３８】これにより、本入力トルク推定装置により
推定した変速機への入力トルクＴinを用いてライン圧を
設定すれば、演算遅れが生じたとしても、ライン圧が過
小になるようなことはなく、したがって、ベルト保持力
が不足することはなく、変速機の耐久性を向上させるこ
とができるようになる。もちろん、演算遅れによって第
２算出手段５３による推定入力トルクの絶対値が過小と
ならない状況では、入力トルクＴinを精度よく推定で
き、この入力トルクＴinを用いたライン圧制御を適切に
行なうことができる。

【００３９】なお、本実施形態では、推定した入力トル
クをライン圧制御に用いる場合を説明したが、本入力ト
ルク推定装置で推定した入力トルクは、これに限定され
るものではなく他の制御に用いてもよい。また、本実施
形態では、本入力トルク推定装置をベルト式無段変速機
に適用した例を説明したが、他の無段変速機（例えばト
ロイダル式無段変速機）や有段変速機への適用も考えら
れる。

【００４０】

【発明の効果】以上詳述したように、本発明の入力トル
ク推定装置によれば、大きなコスト増を招くことなく、
変速機のトルク入力部に入力されるトルクを精度よく、
特に、過小とならないように推定することができるよう
になる。したがって、特に、ベルト式無段変速機に適用
した場合、ベルト張力制御をベルトの滑りが生じないよ
うに適切に行なうことができるようになり、変速機の耐
久性の向上に寄与する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施形態としての入力トルク推定装
置を示すブロック図である。

【図２】本発明の一実施形態にかかる入力トルク推定装
置を有する車両の動力伝達系を説明するための模式図で
あり、（ａ）はその無段変速機を含んだ駆動系の模式的
構成図、（ｂ）はその無段変速機の構成図である。

【図３】入力トルクの推定にかかる課題及び本発明の一
実施形態としての入力トルク推定装置の作用を説明する
図であり、（ａ）は車両の駆動時、（ｂ）は車両の制動
時を示す。

【符号の説明】

１エンジン（内燃機関）２トルクコンバータ（トルコン）２０変速機としてのベルト式無段変速機（ＣＶＴ）２１入力側プーリ（プライマリプーリ）２２出力側プーリ（セカンダリプーリ）２３ベルト５１出力トルク推定手段５２第１算出手段５３第２算出手段５４入力トルク推定手段

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者橋本徹東京都港区芝五丁目33番８号三菱自動車工業株式会社内Ｆターム(参考） 3J052 AA01 CA21 FB31 GC23 GC44 GC51 HA11 LA01

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】機関から変速機のトルク入力部に入力さ
れるトルクを推定する入力トルク推定装置において、該機関の出力トルクを推定する出力トルク推定手段と、該出力トルク推定手段により推定された該出力トルクか
ら該変速機への入力トルクを算出する第１算出手段と、該出力トルク検出手段により推定された該出力トルク
に、該機関の回転速度の時間微分値に応じた補正を施し
て得られる値から該変速機への入力トルクを算出する第
２算出手段と、該第１算出手段で算出された該入力トルクの絶対値と該
第２算出手段で算出された該入力トルクの絶対値とのう
ちの大きい方の値を該変速機に入力されるトルクである
と推定する入力トルク推定手段とから構成されているこ
とを特徴とする、入力トルク推定装置。