JP2007071160A - 車両の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両減速開始後における内燃機関のアイドル運転時に機関出力を増大させる際、内燃機関の燃費が悪化するのを抑制する。
【解決手段】自動車の減速開始後に次回の発進及び加速に備えて変速比を最もロー側の変速比となるようベルト式無段変速機４を変速動作させる際には、プライマリプーリ１８に作用する油圧を高くする必要があることからオイルポンプ１１の仕事量が増える。そして、同ポンプ１１の仕事量の増大分がエンジン１における同ポンプ１１の駆動負荷Ｔlossの増大に繋がる。自動車の減速開始後におけるエンジン１のアイドル運転時には、駆動負荷Ｔlossの増大に伴うエンジン回転速度ＮＥの落ち込み及びエンジン１のストールを抑制すべく、駆動負荷Ｔlossの大きさに応じた増加量だけエンジン出力が増加させられる。従って、このときに必要以上にエンジン出力が増加させられ、エンジン１の燃費が悪化するのを抑制することができる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、内燃機関により駆動されるオイルポンプの吐出圧を用いて変速動作させられる変速機を備えた車両の制御装置に係り、詳しくは同車両の減速開始後における内燃機関のアイドル運転時の出力制御の改良に関するものである。

自動車等の車両においては、内燃機関と車輪との間の回転伝達経路上に変速機が設けられ、内燃機関により駆動されるオイルポンプの吐出圧を利用して変速機を変速動作させることで、内燃機関側の回転速度と車輪側の回転速度との比である変速比を変更するようにしている。

こうした変速機の変速比については、アクセル操作量及び車速等に基づき変更される。例えば、アクセル操作量が「０（機関出力要求なし）」の状態で車両が車速「０」まで減速させられるときには、車両の次回の発進及び加速に備えて、変速比が最もロー側の変速比となるまで変更されることとなる。

そして、上記のような車両の減速開始後、アクセル操作量が「０」の状態で車速が「０」に近い所定値以下まで低下すると、内燃機関はアイドル運転に移行する。このアイドル運転時には、実際の機関回転速度と予め定められた目標アイドル回転速度との差に基づき機関出力の指令値が算出され、当該指令値が得られるよう機関出力を調整することで、実際の機関回転速度を目標アイドル回転速度とするアイドル回転速度制御が行われる。

ところで、高車速から急減速される場合においては、車両減速開始後の内燃機関のアイドル運転時、同機関におけるオイルポンプの駆動負荷に起因して機関回転速度が落ち込み、内燃機関がストールするおそれがある。

これは、上記車両減速開始後に内燃機関がアイドル運転に移行するとき、次回の発進及び加速に備えて、変速比を最もロー側の変速比とすべく、変速機がオイルポンプから吐出されるオイルの油圧を受けて変速動作することが関係している。すなわち、上述した変速機の変速動作を高車速からの急減速時に行おうとする場合、当該変速動作を速やかに行わなければならないため、オイルポンプの仕事量が増えて内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷が大きくなる。そして、このように内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷が大きくなると、上述したアイドル回転速度制御での機関出力の調整だけでは、機関回転速度を目標アイドル回転速度に維持することができずに機関回転速度の落ち込みが生じ、内燃機関のストールに繋がる。

こうした機関回転速度の落ち込み、及び、内燃機関のストールを抑制するため、例えば特許文献１に示されるように、機関回転速度の減少割合に基づき急減速状態にある旨判断されたとき、アイドル運転時の吸入空気量及び燃料噴射量を最大とすることが考えられる。この場合、アイドル運転時の機関出力が最大とされるため、上述した機関回転速度の落ち込み、及び、内燃機関のストールを的確に抑制することができる。
特許第２７２２８５６号公報（段落番号［００２０］）

上述したように、車両急減速開始後における内燃機関のアイドル運転時の機関出力を最大とすれば、内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷に起因した機関回転速度の落ち込みや内燃機関のストールを的確に抑制することはできる。ただし、上記機関回転速度の落ち込み及び内燃機関のストールを抑制するのに、必ずしもアイドル運転時の機関出力を最大とする必要はないため、機関出力を上記のように最大とした場合には必要以上に機関出力が高められる可能性が高い。また、アイドル運転時に機関出力を増大させると、その分だけ内燃機関の燃費が悪化することは避けられない。このため、アイドル運転時の機関出力を最大とすることで、必要以上に機関出力が高められた場合には、内燃機関の燃費悪化が無視できない問題となる。

本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、車両減速開始後における内燃機関のアイドル運転時に機関出力を増大させる際、内燃機関の燃費が悪化するのを抑制することのできる車両の制御装置を提供することにある。

以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
上記目的を達成するため、請求項１記載の発明では、内燃機関により駆動されるオイルポンプの吐出圧を用いて変速動作させられる変速機を備えた車両に適用され、その車両の減速過程にて前記変速機を変速比がロー側に変化するように変速動作させ、内燃機関のアイドル運転時には機関回転速度が目標アイドル回転速度となるよう機関出力を制御する車両の制御装置において、内燃機関における前記オイルポンプの駆動負荷の大きさを検出する検出手段と、車両減速開始後の内燃機関のアイドル運転時に機関出力を前記駆動負荷の大きさに応じた増加量だけ増加させる出力増加手段とを備えた。

同構成によれば、車両減速開始後の内燃機関のアイドル運転時、その内燃機関における前記オイルポンプの駆動負荷の大きさに応じた増加量だけ機関出力が増加させられるため、その駆動負荷に起因する機関回転速度の落ち込み及び内燃機関のストールを抑制するのに必要な分だけ機関出力を増加させることができる。従って、上記アイドル運転時に必要以上に機関出力が増加させられ、それに伴い内燃機関の燃費が悪化するのを抑制することができる。

請求項２記載の発明では、請求項１記載の発明において、前記変速機は、前記オイルポンプから吐出されるオイルの油圧を受けて可動させられるプーリと、そのプーリに巻き掛けられたベルトとを備え、前記プーリに作用する前記油圧の調整により前記ベルトに対するベルト挟圧を変更して同プーリの回転中心から前記ベルトまでの距離を変更することで、変速比の変更を行うベルト式無段変速機であることを要旨とした。

ベルト式無段変速機においては、車両減速開始後に次回の発進及び加速に備えて変速比を最もロー側の変速比となるよう変速動作する際、プーリに作用する油圧をかなり高く設定する必要がある。従って、このときにはオイルポンプの仕事量の増大が顕著になり、その仕事量の増大分が内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷の増大に繋がるため、機関回転速度の落ち込み及び内燃機関のストールを招き易くなる。しかし、車両減速開始後の内燃機関のアイドル運転時には、こうした駆動負荷の大きさに応じた増加量だけ機関出力が増加させられるため、上記機関回転速度の落ち込み及び内燃機関のストールを的確に抑制することができるとともに、必要以上に機関出力が増加させられて内燃機関の燃費が悪化するのを抑制することができる。

請求項３記載の発明では、請求項２記載の発明において、前記検出手段は、前記プーリに作用する前記油圧の大きさを検出する油圧センサを備え、その油圧センサの検出値に基づき前記オイルポンプの駆動負荷の大きさを検出することを要旨とした。

変速比をロー側に変更すべくベルト挟圧を大とする際には、プーリに作用する油圧が大とされる。このようにベルト挟圧を大とすべく上記油圧を大とするほどオイルポンプの仕事量が増え、内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷が大となる。従って、上記油圧の大きさを検出する油圧センサの検出値に基づき、内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷の大きさを正確に検出することができる。そして、その駆動負荷の大きさに基づき、内燃機関のアイドル運転時における機関出力の増加量を適切な値に定めることができる。

請求項４記載の発明では、請求項２記載の発明において、前記ベルト式無段変速機は、変速動作時、前記ベルト挟圧が当該変速動作に必要な値である指示値となるよう、前記プーリに作用する前記油圧の調整が行われるものであり、前記検出手段は、前記ベルト挟圧の指示値に基づき前記オイルポンプの駆動負荷の大きさを検出するものとした。

変速比をロー側に変更すべくベルト挟圧を大とする際には、ベルト挟圧の指示値が大となり、その指示値が得られるようプーリに作用する油圧が大とされる。このようにベルト挟圧を大とすべく上記油圧を大とするほどオイルポンプの仕事量が増え、内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷が大となる。従って、ベルト挟圧の指示値に基づき内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷を正確に検出することができ、その駆動負荷の大きさに基づき内燃機関のアイドル運転時における機関出力の増加量を適切な値に定めることができる。また、上記指示値はプーリに作用する油圧の目標値に対応した値であるため、当該指示値に基づく駆動負荷の検出では、その検出を応答性よく行うことができる。従って、車両減速開始後の内燃機関のアイドル運転時、内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷の増大に伴い、機関出力を応答性よく増加させることができる。

請求項５記載の発明では、請求項１〜４のいずれか一項に記載の発明において、前記内燃機関は、アイドル運転時、機関回転速度を目標アイドル回転速度とするための機関出力の指令値を算出し、その指令値が得られるよう機関出力の制御が行われるものであり、前記出力増加手段は、前記駆動負荷の大きさに応じて前記指令値の補正量を算出し、その補正量分だけ当該指令値を補正するものとした。

内燃機関のアイドル運転時においては、機関回転速度を目標アイドル回転速度とするための機関出力の指令値が算出され、その指令値が得られるよう機関出力が制御されることとなる。従って、車両減速開始後のアイドル運転時、内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷の大きさに応じて上記指令値の補正量を算出し、その補正量の分だけ指令値を補正することにより、機関出力を的確に上記駆動負荷の分だけ増加させることができる。

請求項６記載の発明では、請求項１〜４のいずれか一項に記載の発明において、前記内燃機関は、アイドル運転時、実際の機関回転速度と目標アイドル回転速度とに基づき両者を一致させるための機関出力の指令値を算出し、その指令値が得られるよう機関出力の制御が行われるものであり、前記出力増加手段は、前記駆動負荷の大きさに応じて前記目標アイドル回転速度の補正量を算出し、その補正量分だけ当該目標アイドル回転速度を補正するものとした。

内燃機関のアイドル運転時においては、機関回転速度と目標アイドル回転速度とに基づき両者を一致させるための機関出力の指令値が算出され、その指令値が得られるよう機関出力が制御されることとなる。従って、車両減速開始後のアイドル運転時、内燃機関におけるオイルポンプの駆動負荷の大きさに応じて上記目標アイドル回転速度の補正量を算出し、その補正量の分だけ目標アイドル回転速度を補正することにより、機関出力の指令値が大となり、機関出力を的確に上記駆動負荷の分だけ増加させることができる。

［第１実施形態］
以下、本発明を、ガソリンエンジンを原動機として搭載する自動車に適用した第１実施形態について、図１〜図７に従って説明する。

図１に示されるように、自動車の駆動系においては、エンジン１の回転がトルクコンバータ２、前後進切換装置３、及びベルト式無段変速機（ＣＶＴ）４等を介して車輪に伝達される。

エンジン１においては、その吸気通路５に設けられたスロットルバルブ６の開度（スロットル開度）が、自動車の運転者によって操作されるアクセルペダル７の踏み込み量（アクセル踏込量）など、運転者のエンジン１に対する出力要求に応じて制御される。このスロットル開度制御によってエンジン１の吸入空気量が調整されるとともに、同吸入空気量に対応した量の燃料噴射が燃料噴射弁１３によって行われる。そして、エンジン１の燃焼室内に充填される燃料と空気とからなる混合気の量が調整され、これによりエンジン出力が変更される。従って、エンジン出力の制御は、スロットルバルブ６の開度制御を通じた吸入空気量の調整によって実現されることとなる。

トルクコンバータ２は、エンジン１の出力軸であるクランクシャフト１ａに連結されたポンプ翼車８と、前後進切換装置３及びベルト式無段変速機４にタービンシャフト９を介して連結されたタービン翼車１０とを備え、流体を介してポンプ翼車８とタービン翼車１０との間の回転伝達を行うようになっている。ポンプ翼車８にはオイルポンプ１１が連結されている。このオイルポンプ１１は、ポンプ翼車８の回転（エンジン回転）に基づき駆動され、ベルト式無段変速機４を油圧駆動したり前後進切換装置３を作動させたりするためのオイルを吐出する。なお、オイルポンプ１１のオイル吐出圧についてはエンジン回転速度が大となるほど高くなる。

前後進切換装置３は、ベルト式無段変速機４の入力軸４ａに対するタービンシャフト９からの入力回転の方向を正回転方向と逆回転方向との間で切り換えたり、当該入力軸４ａへのタービンシャフト９からの回転の入力を遮断したりするものである。こうした前後進切換装置３の作動は、自動車の運転者によるシフトレバー２８の操作に基づき、オイルポンプ１１のオイル吐出圧を元に行われる。このシフトレバー２８は、駐車用の「Ｐ」ポジション、後進走行用の「Ｒ」ポジション、エンジン側から車輪側への回転伝達を遮断する「Ｎ」ポジション、並びに、前進走行用の「Ｄ」ポジション及び「Ｌ」ポジションのいずれかに操作される。

そして、シフトレバー２８が「Ｄ」ポジション又は「Ｌ」ポジションに操作されると、前後進切換装置３の作動によってベルト式無段変速機４の入力軸４ａが正回転方向に回転する。また、シフトレバー２８が「Ｒ」ポジションに操作されると、前後進切換装置３によってベルト式無段変速機４の入力軸４ａが逆回転方向に回転する。更に、シフトレバー２８が「Ｐ」ポジション又は「Ｎ」ポジションに操作されると、前後進切換装置３の作動によって入力軸４ａへのタービンシャフト９からの回転の入力が遮断され、同入力軸４ａが回転することはなくなる。

ベルト式無段変速機４は、入力軸４ａに設けられたプライマリプーリ１８と、出力軸４ｂに設けられたセカンダリプーリ１９と、それらプーリ１８，１９に巻き掛けられたベルト２０とを備えている。プライマリプーリ１８は、その回転中心からベルト２０までの距離を変更してベルト式無段変速機４の変速比を変更すべく、入力軸４ａの軸方向に所定の可動力でもって変位させられる。このプライマリプーリ１８の変位による変速比の調整は、油圧制御回路２１を通じてプライマリプーリ１８に作用する油圧を調整することで実現される。また、セカンダリプーリ１９は、プーリ１８，１９に対するベルト２０の滑りが生じないようベルト挟圧を調整すべく出力軸４ｂの軸方向に変位させられる。このセカンダリプーリ１９の変位によるベルト挟圧の調整は、油圧制御回路２１を通じてセカンダリプーリ１９に作用する油圧を調整することで実現される。

上記油圧制御回路２１は、オイルポンプ１１のオイル吐出圧をベルト式無段変速機４や前後進切換装置３の駆動に用いられる油圧であるライン圧へと調圧し、更に当該ライン圧を元にしてプライマリプーリ１８及びセカンダリプーリ１９に作用する油圧を調圧するものである。

ここで、油圧制御回路２１におけるベルト式無段変速機４の駆動を行う部分の詳細について図２を参照して説明する。
油圧制御回路２１においては、オイルポンプ１１から吐出されたオイルが油路３１に供給される。この油路３１は、ベルト式無段変速機４のプライマリプーリ１８にオイルを供給して同プーリ１８に油圧を作用させるとともに、ベルト式無段変速機４のセカンダリプーリ１９にオイルを供給して同プーリ１９に対し油圧を作用させるためのものである。

油圧制御回路２１には、オイルポンプ１１のオイル吐出圧をベルト式無段変速機４の油圧駆動等に用いられる油圧であるライン圧に調圧するプライマリレギュレータバルブ３２が設けられている。更に、油圧制御回路２１には、上記ライン圧を元にしてプライマリプーリ１８に作用する油圧を調圧するプライマリプーリコントロールバルブ３５と、同じくライン圧を元にしてセカンダリプーリ１９に作用する油圧を調圧するセカンダリプーリコントロールバルブ３３とが設けられている。プライマリプーリコントロールバルブ３５はリニアソレノイドバルブ３６により油圧を利用して駆動制御され、セカンダリプーリコントロールバルブ３３はリニアソレノイドバルブ３４により油圧を利用して駆動制御される。

そして、ベルト式無段変速機４の変速比を変更する際には、プライマリプーリ１８によるベルト挟圧が当該変速比の変更動作に必要な値となるよう、リニアソレノイドバルブ３６の駆動制御を通じてプライマリプーリ１８に作用する油圧が調整される。例えば、変速比をロー側に変更しようとする際には、プライマリプーリ１８によるベルト挟圧が大となるよう、リニアソレノイドバルブ３６の駆動制御を通じてプライマリプーリ１８に作用する油圧が大とされる。また、このようにプライマリプーリ１８に作用する油圧を大とすべくリニアソレノイドバルブ３６を駆動する際には、それに伴いプライマリレギュレータバルブ３２が駆動されて上記ライン圧も大とされるようになる。従って、ライン圧は、プライマリプーリ１８に作用する油圧の大きさ、言い換えればプライマリプーリ１８によるベルト挟圧の大きさに対応して増減することとなる。

なお、ベルト式無段変速機４の変速動作中等には、セカンダリプーリ１９によるベルト挟圧がベルト２０とプーリ１８，１９との間に滑りが生じることのない値となるよう、リニアソレノイドバルブ３４の駆動制御を通じてセカンダリプーリ１９に作用する油圧が調整される。

次に、本実施形態における自動車の制御装置の電気的構成について、図１を参照して説明する。
この制御装置は、エンジン１の運転制御を行うエンジンコントロールコンピュータ２５を備えている。このエンジンコントロールコンピュータ２５には、前後進切換装置３の制御を行うとともに油圧制御回路２１を制御してベルト式無段変速機４を油圧駆動するトランスミッションコントロールコンピュータ２６が互いに通信可能に接続されている。

エンジンコントロールコンピュータ２５には、アクセルペダル７の踏み込み量（アクセル踏込量）を検出するアクセルポジションセンサ２７からの検出信号が入力される。エンジンコントロールコンピュータ２５は、アクセル踏込量等に基づきスロットルバルブ６を開度制御することによってエンジン１の吸入空気量を調整するとともに、吸入空気量に対応した量の燃料が噴射されるよう燃料噴射弁１３を駆動して燃料噴射量制御を行う。エンジン１においては、こうしたスロットルバルブ６の開度制御による吸入空気量の調整を通じてエンジン出力が調整されるようになる。

また、エンジンコントロールコンピュータ２５には、クランクシャフト１ａの回転に対応した信号を出力するクランクポジションセンサ１４、及びエンジン１の冷却水温を検出する水温センサ１５といった各種センサからの検出信号が入力される。

一方、トランスミッションコントロールコンピュータ２６には、シフトレバー２８の操作位置に対応した位置情報、自動車の車速を検出する車速センサ２９からの検出信号、及びプライマリプーリ１８に作用する油圧の大きさを検出する油圧センサ１６等が入力される。トランスミッションコントロールコンピュータ２６は、油圧制御回路２１の制御を通じて、ベルト式無段変速機４の変速及び前後進切換装置３の駆動を行う。

次に、エンジン出力の調整のために行われるスロットルバルブ６の開度制御について説明する。
スロットルバルブ６は、エンジンコントロールコンピュータ２５を通じてスロットル開度指令値ＴＡｔに基づき開度制御される。このスロットル開度指令値ＴＡｔは、以下の式（１）を用いて算出される。

ＴＡｔ＝ＴＡbase＋Ｑcal ・ｋｔ …（１）
ＴＡbase：基本スロットル開度
Ｑcal ：ＩＳＣ補正量
ｋｔ ：変換係数
上記式（１）において、基本スロットル開度ＴＡbaseは、アクセルポジションセンサ２７からの検出信号に基づき求められるアクセル踏込量、及び、クランクポジションセンサ１４からの検出信号に基づき求められるエンジン回転速度等に基づき算出される値である。そして、エンジン回転速度一定の条件下では、アクセル踏込量が大となってエンジン１に対する出力要求が大となるほど、基本スロットル開度ＴＡbase（スロットル開度指令値ＴＡｔ）が大とされるようになる。その結果、スロットル開度指令値ＴＡｔに基づき開度制御されるスロットルバルブ６の開度が大となり、エンジン１の吸入空気量が増量されてエンジン出力が高められる。

上記基本スロットル開度ＴＡbaseについては、エンジン１のアイドル運転時には例えば「０」とされる。従って、アイドル運転時のスロットル開度指令値ＴＡｔは、式（１）における「Ｑcal ・ｋｔ」という項によって決定されることになる。この「Ｑcal ・ｋｔ」という項において、ＩＳＣ補正量Ｑcal はアイドル回転速度制御でのエンジン回転速度の調整を行うべく増減する無次元のパラメータであり、変換係数ｋｔは当該ＩＳＣ補正量Ｑcal をスロットル開度というパラメータに変換するためのものである。

そして、アイドル回転速度制御中においては、ＩＳＣ補正量Ｑcal の増減を通じてスロットルバルブ６の開度調整、言い換えればアイドル運転時の吸入空気量の調整が行われ、エンジン出力が変更されるようになる。具体的には、ＩＳＣ補正量Ｑcal が大とされるほど、スロットルバルブ６の開度が大となってエンジン出力が高められ、エンジン回転速度が上昇させられる。逆に、ＩＳＣ補正量Ｑcal が小とされるほど、スロットルバルブ６の開度が小となってエンジン出力が低下させられ、エンジン回転速度が低下させられる。従って、ＩＳＣ補正量Ｑcal については、エンジン１のアイドル運転時、エンジン回転速度ＮＥを目標アイドル回転速度ＮＥｉとするためのエンジン出力の指令値と言い換えることもできる。

次に、アイドル回転速度制御に用いられる上記ＩＳＣ補正量Ｑcal の算出手順について説明する。
ＩＳＣ補正量Ｑcal は、暖機完了状態でのエンジン１のアイドル運転中であることを条件に、フィードバック項ｑｉ、ＩＳＣ学習値ｑｇ、及び、その他の補正項Ａに基づき、以下の式（２）を用いて算出される。

Ｑcal ＝ｑｉ＋ｑｇ＋Ａ …（２）
Ｑcal ：ＩＳＣ補正量
ｑｉ ：フィードバック項
ｑｇ ：ＩＳＣ学習値
Ａ ：その他の補正項
式（２）のフィードバック項ｑｉは、クランクポジションセンサ１４からの検出信号に基づき求められる実際のエンジン回転速度ＮＥ、及び、エンジン１のアイドル時の負荷状態等に応じて予め設定される目標アイドル回転速度ＮＥｉに基づき、以下の式（３）を用いて算出される。

ｑｉ＝（ＮＥｉ−ＮＥ）・ｋｆｂ …（３）
ｑｉ ：フィードバック項
ＮＥｉ：目標アイドル回転速度
ＮＥ ：エンジン回転速度
ｋｆｂ：係数
このように算出されるフィードバック項ｑｉは、実際のエンジン回転速度ＮＥを目標アイドル回転速度ＮＥｉに近づけるべく増減することとなる。すなわち、エンジン回転速度ＮＥが目標アイドル回転速度ＮＥｉよりも小さい場合には、フィードバック項ｑｉが大きくされてＩＳＣ補正量Ｑcal が大きくされる。これにより、スロットル開度指令値ＴＡｔが大となってスロットルバルブ６が開き側に制御され、アイドル運転時のエンジン１の吸入空気量が増量される。その結果、エンジン出力が増加し、エンジン回転速度ＮＥが上昇して目標アイドル回転速度ＮＥｉに近づくようになる。また、エンジン回転速度が目標アイドル回転速度ＮＥｉよりも大きい場合には、フィードバック項ｑｉが小さくされてＩＳＣ補正量Ｑcal が小さくされる。これにより、スロットル開度指令値ＴＡｔが小となってスロットルバルブ６が閉じ側に制御され、アイドル運転時のエンジン１の吸入空気量が減量される。その結果、エンジン出力が低下し、エンジン回転速度ＮＥが低下して目標アイドル回転速度ＮＥｉに近づくようになる。

式（２）のＩＳＣ学習値ｑｇは、エンジン１の吸気系におけるデポジットの付着など当該吸気系の経時変化による吸入空気量の適正値からの定常的なずれを補償するための値である。このＩＳＣ学習値ｑｇは、エンジン運転状態の安定し易いエンジン１の温間時、例えば水温センサ１５によって検出される冷却水温が７０℃以上のとき、フィードバック項ｑｉを所定範囲内に収束させるよう増減される。そして、フィードバック項ｑｉを上記所定範囲内に収束させた状態でのＩＳＣ学習値ｑｇ（学習完了したＩＳＣ学習値ｑｇ）は、上記定常的なずれに対応した値となり、このときのＩＳＣ学習値ｑｇ分のスロットル開度（吸入空気量）の調整により当該定常的なずれが補償されるようになる。

次に、ベルト式無段変速機４の変速比を変更する変速制御について説明する。
ベルト式無段変速機４の変速比の変更は、トランスミッションコントロールコンピュータ２６による油圧制御回路２１の駆動制御を通じて行われる。詳しくは、シフトレバー２８の位置、アクセル踏込量、及び車速等に基づきベルト式無段変速機４の変速比が設定され、その変速比を得るためのプライマリプーリ１８のベルト挟圧の指示値が設定される。そして、この指示値（ベルト挟圧）が得られるよう、油圧制御回路２１におけるプライマリプーリコントロールバルブ３５（リニアソレノイドバルブ３４）の駆動制御を通じて、プライマリプーリ１８に作用する油圧が調整される。これにより、ベルト式無段変速機４が変速動作して、同変速機４の変速比がシフトレバー２８の位置、アクセル踏込量、及び車速等に基づき設定される変速比へと変更される。

こうしたベルト式無段変速機４の変速動作の一例として、自動車の減速中から停止にかけては変速比がロー側に変更されるようになる。これは、自動車の減速中から停止にかけて、次回の自動車の発進及び加速に備えて、変速比を最もロー側の変速比としておくためである。従って、例えば高車速状態にあってアクセル踏込量が「０」とされるとともにブレーキ操作がなされ、自動車が車速「０」に近い所定値以下まで急速に低下してエンジン１がアイドル運転に移行するような場合にも、変速比が最もロー側の変速比となるようベルト式無段変速機４が変速動作することとなる。

しかしながら、上記のように高車速から急減速される場合には、自動車の減速開始後のエンジン１のアイドル運転時、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷に起因してエンジン回転速度ＮＥが落ち込み、エンジン１がストールするおそれがある。ここで、こうした不具合が生じる理由について、図３のタイムチャートを参照して詳しく説明する。なお、図３において、（ａ）〜（ｇ）はそれぞれ、自動車の減速時における車速、プライマリプーリ１８によるベルト挟圧、同プーリ１８に作用する油圧、変速比、エンジンにおけるオイルポンプ１１の駆動負荷、エンジン回転速度ＮＥ、及び、エンジン出力の推移を示している。

高車速状態にあってアクセル踏込量が「０（アクセルオフ）」とされるとともにブレーキ操作がなされると（タイミングＴ１）、図３（ａ）に示されるように車速が急速に低下する。そして、アクセル踏込量が「０」の状態で車速が「０」に近い値まで低下すると、エンジン１がアイドル運転に移行する（タイミングＴ２）。このように自動車の減速開始後にエンジン１がアイドル運転に移行するときには、次回の自動車の発進及び加速に備えて、ベルト式無段変速機４の変速比が最もロー側の変速比に向けて変更される。

このように変速比を最もロー側とするため、プライマリプーリ１８によるベルト挟圧の指示値が図３（ｂ）の破線で示されるように大きくされる。そして、上記ベルト挟圧の指示値が大きくされると、当該指示値（ベルト挟圧）が得られるよう、プライマリプーリコントロールバルブ３５の駆動制御を通じて、プライマリプーリ１８に作用する油圧が図３（ｃ）に示されるように大きくされる。なお、このときには、上記油圧の上昇に対応して、ライン圧も上昇することとなる。

そして、プライマリプーリ１８に作用する油圧を上述したように上昇させることで、プライマリプーリ１８によるベルト挟圧が図３（ｂ）に実線で示されるように指示値（破線）に向けて上昇させられる。これにより、図３（ｄ）に示されるように変速比が最もロー側の変速比となるよう、ベルト式無段変速機４が変速動作させられる。その後、車速が「０」になると（タイミングＴ３）、指示値が変速比を最もロー側に維持するのに必要な値（ベルト挟圧）に設定され、その値が得られるようプライマリプーリ１８に作用する油圧が調整される。

ところで、高車速状態からの急減速が行われる場合には、変速比が最もロー側となるようベルト式無段変速機４を変速動作させる際、その変速動作を速やかに行わなければならない。このため、プライマリプーリ１８によるベルト挟圧の指示値（図３（ｂ）の破線）が急速に大きくされ、それに合わせてプライマリプーリ１８に作用する油圧（図３（ｃ））も急速に上昇させられる。このようにプライマリプーリ１８に作用する油圧を急速に上昇させようとすると、エンジン１によって駆動されるオイルポンプ１１の仕事量が増え、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷が図３（ｅ）に示されるように急速に大きくなる。そして、上記のようにエンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷が大きくなると、上述したＩＳＣ補正量Ｑcal を用いたアイドル回転速度制御でのエンジン出力の調整だけでは、エンジン回転速度ＮＥを目標アイドル回転速度ＮＥｉに維持できなくなる。その結果、図３（ｆ）に破線で示されるようなエンジン回転速度ＮＥの落ち込みが生じ、エンジン１がストールするおそれがある。

こうした問題に対処するため、［背景技術］の欄に記載したように、自動車が急減速状態にある旨判断されたとき、その後のアイドル運転時における吸入空気量及び燃料噴射量を最大とすることが考えられる。この場合、アイドル運転時のエンジン出力を最大となるため、上述したエンジン回転速度ＮＥの落ち込み、及び、エンジン１のストールを的確に抑制することはできる。ただし、アイドル運転時のエンジン出力を最大にすると、必要以上にエンジン出力が高められる可能性があり、エンジン１の燃費悪化に繋がることは［発明が解決しようとする課題］の欄に記載したとおりである。

そこで本実施形態では、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷の大きさを検出し、自動車の減速開始後におけるエンジン１のアイドル運転時にエンジン出力を上記駆動負荷の大きさに応じた増加量だけ増加させる。

この場合、エンジン出力の増加量は、図３（ｇ）の矢印で示される大きさとなり、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷が大となるほど大きくされるようになる。その結果、エンジン出力については、上記駆動負荷が大となるほど大きくされ、図中の実線で示されるように推移する。これにより、自動車の減速開始後におけるエンジン１のアイドル運転時、エンジン回転速度ＮＥが図３（ｆ）に実線で示されるように目標アイドル回転速度ＮＥｉに維持されることとなる。このことは、言い換えれば上記駆動負荷に起因するエンジン回転速度ＮＥの落ち込み及びエンジン１のストールを抑制するのに必要な分だけエンジン出力が増加されていることを意味する。従って、このようにエンジン出力を増加させることで、上記アイドル運転時に必要以上にエンジン出力が増加させられ、それに伴いエンジン１の燃費が悪化するのを抑制することができる。

次に、自動車の減速開始後におけるエンジン１のアイドル運転時にエンジン出力を増大させる際の具体的な手順について説明する。
アイドル運転時のエンジン出力は、アイドル回転速度制御に用いられるＩＳＣ補正量Ｑcal によって定められる。このＩＳＣ補正量Ｑcal については、アイドル運転時におけるエンジン出力の指令値と言い換えることが可能なのは上述したとおりである。この実施形態では、ＩＳＣ補正量Ｑcal を算出するための式として、上記式（２）の右辺に補正量Ｈ１を加算した以下の式（４）が用いられる。

Ｑcal ＝ｑｉ＋ｑｇ＋Ａ＋Ｈ１ …（４）
Ｑcal ：ＩＳＣ補正量
ｑｉ ：フィードバック項
ｑｇ ：ＩＳＣ学習値
Ａ ：その他の補正項
Ｈ１ ：補正量
式（４）の補正量Ｈ１は、アイドル運転時におけるエンジン出力の指令値であるＩＳＣ補正量Ｑcal を、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷Ｔlossの大きさに応じて補正するためのものである。従って、式（４）を用いてＩＳＣ補正量Ｑcal を算出することにより、算出されたＩＳＣ補正量Ｑcal には補正量Ｈ１分の補正が加えられることになる。そして、こうして算出されたＩＳＣ補正量Ｑcal （スロットル開度指令値ＴＡｔ）に基づきアイドル運転時におけるスロットルバルブ６の開度制御を行い、エンジン１の吸入空気量を調整することで、アイドル運転時におけるエンジン出力が上記駆動負荷Ｔlossの大きさに応じて増加させられる。

ここで、上記駆動負荷Ｔloss及び補正量Ｈ１の算出手順について説明する。
図４は、駆動負荷Ｔlossを算出するための駆動負荷算出ルーチンを示すフローチャートである。この駆動負荷算出ルーチンは、トランスミッションコントロールコンピュータ２６を通じて、例えば所定時間毎の時間割り込みにて実行される。

同ルーチンにおいて、ステップＳ１０１〜Ｓ１０３の処理は、油圧センサ１６によって検出される油圧、すなわちプライマリプーリ１８に作用する油圧に基づき、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷Ｔlossを検出するためのものである。

具体的には、まずプライマリプーリ１８によるベルト挟圧Ｐが、油圧センサ１６によって検出される油圧に基づき求められる（Ｓ１０１）。続いて、求められたベルト挟圧Ｐに基づき、プライマリプーリ１８に作用する油圧の元圧であるライン圧ＰＬが算出される（Ｓ１０２）。このようにベルト挟圧Ｐに基づきライン圧ＰＬを算出することができるのは、ライン圧ＰＬがプライマリプーリ１８によるベルト挟圧の大きさに対応して増減するものであるためである。その後、ライン圧ＰＬに基づき駆動負荷Ｔlossが算出される（Ｓ１０３）。こうして算出された駆動負荷Ｔlossについては、図５に示されるようにライン圧ＰＬが大となるほど大きい値となる。

以上のステップＳ１０１〜Ｓ１０３の処理により、油圧センサ１６によって検出される油圧に基づき、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷Ｔlossが検出されることとなる。この駆動負荷Ｔlossについては、油圧センサ１６によって検出される油圧、すなわちプライマリプーリ１８に作用する油圧が大となり、オイルポンプ１１の仕事量が大となるほど大きい値になる。そして、このように算出された駆動負荷Ｔlossは、エンジンコントロールコンピュータ２５に出力される（Ｓ１０４）。

図６は、補正量Ｈ１を算出するための補正量算出ルーチンを示すフローチャートである。この補正量算出ルーチンは、エンジンコントロールコンピュータ２５を通じて、例えば所定時間毎の時間割り込みにて実行される。

同ルーチンにおいては、トランスミッションコントロールコンピュータ２６から出力される駆動負荷Ｔlossを取り込み（Ｓ２０１）、その駆動負荷Ｔlossの大きさに基づき補正量Ｈ１が算出される（Ｓ２０２）。こうして算出される補正量Ｈ１については、図７に示されるように駆動負荷Ｔlossが大となるほど大きい値となる。従って、駆動負荷Ｔlossが大となるほど補正量Ｈ１によってＩＳＣ補正量Ｑcal の増加側に大きく補正され、アイドル運転時におけるエンジン出力が上記駆動負荷Ｔlossの大きさに応じた分だけ増加させられる。

以上詳述した本実施形態によれば、以下に示す効果が得られるようになる。
（１）ベルト式無段変速機４については、自動車の減速開始後、次回の発進及び加速に備えて変速比を最もロー側の変速比となるよう変速動作させられる。その際、プライマリプーリ１８に作用する油圧をかなり高くする必要があることから、オイルポンプ１１の仕事量の増大が顕著になる。そして、そのオイルポンプ１１の仕事量の増大分がエンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷Ｔlossの増大に繋がり、エンジン回転速度ＮＥの落ち込み及びエンジン１のストールを招き易くなる。しかし、自動車の減速開始後におけるエンジン１のアイドル運転時には、こうした駆動負荷Ｔlossの大きさに応じた増加量だけエンジン出力が増加させられるため、その駆動負荷Ｔlossに起因するエンジン回転速度ＮＥの落ち込み及びエンジン１のストールを抑制するのに必要な分だけエンジン出力を増加させることができる。従って、このアイドル運転時のエンジン出力の増加により、エンジン回転速度ＮＥの落ち込み及びエンジン１のストールを的確に抑制することができるとともに、必要以上にエンジン出力が増加させられてエンジン１の燃費が悪化するのを抑制することができる。

（２）ベルト式無段変速機４の変速比をロー側に変更すべく、プライマリプーリ１８によるベルト挟圧を大とする際には、プライマリプーリ１８に作用する油圧が大とされる。このようにベルト挟圧を大とすべく上記油圧を大とするほど、オイルポンプ１１の仕事量が増え、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷Ｔlossが大となる。従って、上記油圧の大きさを検出する油圧センサ１６の検出値に基づき、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷Ｔlossを検出することで、その駆動負荷Ｔlossの大きさを正確なものとすることができる。そして、自動車の減速開始後におけるアイドル運転時にエンジン出力を増加させる際、その増加量を上記駆動負荷Ｔlossの大きさに応じて適切に定めることができる。

（３）エンジン１のアイドル運転時においては、エンジン回転速度ＮＥを目標アイドル回転速度ＮＥｉとするためのエンジン出力の指令値、すなわちＩＳＣ補正量Ｑcal が算出される。そして、そのＩＳＣ補正量Ｑcal に対応したエンジン出力が得られるよう、アイドル運転時のスロットルバルブ６の開度（エンジン１の吸入空気量）の調整を通じて、エンジン出力が制御されることとなる。従って、自動車の減速開始後におけるエンジン１のアイドル運転時、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷Ｔlossの大きさに応じてＩＳＣ補正量Ｑcal の補正量Ｈ１を算出し、その補正量Ｈ１の分だけＩＳＣ補正量Ｑcal を補正することにより、エンジン出力を的確に上記駆動負荷Ｔlossの分だけ増加させることができる。

［第２実施形態］
次に、本発明の第２実施形態について図８及び図９を参照して説明する。
この実施形態は、ＩＳＣ補正量Ｑcal を補正量Ｈ１により補正する代わりに、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷の大きさに応じて目標アイドル回転速度ＮＥｉを補正することで、アイドル運転時のエンジン出力を上記駆動負荷に対応する分だけ増加させるものである。

具体的には、上記駆動負荷の大きさに応じて算出される補正量Ｈ２を目標アイドル回転速度ＮＥｉに加えた値（「ＮＥｉ＋Ｈ２」）に基づきフィードバック項ｑｉを算出し、そのフィードバック項ｑｉを用いてＩＳＣ補正量Ｑcal を算出することで、アイドル運転時のエンジン出力を上記駆動負荷に対応する分だけ増加させる。この場合、ＩＳＣ補正量Ｑcal は上記式（２）を用いて算出され、フィードバック項ｑｉは上記式（３）に代えて以下の式（５）を用いて算出される。

ｑｉ＝｛（ＮＥｉ＋Ｈ２）−ＮＥ｝・ｋｆｂ …（５）
ｑｉ ：フィードバック項
ＮＥｉ：目標アイドル回転速度
ＮＥ ：エンジン回転速度
ｋｆｂ：係数
Ｈ２ ：補正量
式（５）の補正量Ｈ２は、目標アイドル回転速度ＮＥｉを、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷の大きさに応じて補正するためのものである。従って、式（５）を用いてフィードバック項ｑｉを算出し、更に式（２）を用いてＩＳＣ補正量Ｑcal を算出することで、そのＩＳＣ補正量Ｑcal は、エンジン回転速度ＮＥを補正量Ｈ２による補正後の目標アイドル回転速度ＮＥｉとするためのエンジン出力の指令値ということになる。そして、こうして算出されたＩＳＣ補正量Ｑcal （スロットル開度指令値ＴＡｔ）に基づきアイドル運転時におけるスロットルバルブ６の開度制御を行い、エンジン１の吸入空気量を調整することで、アイドル運転時におけるエンジン出力が上記駆動負荷の大きさに応じて増加させられる。

なお、この実施形態では、上記駆動負荷としてライン圧ＰＬに基づき算出される駆動負荷Ｔlossを用いる代わりに、同ライン圧ＰＬをそのまま上記駆動負荷に対応する値として用いるようにしている。

ここで、上記補正量Ｈ２の算出手順について、補正量算出ルーチンを示す図８のフローチャートを参照して説明する。この補正量算出ルーチンは、エンジンコントロールコンピュータ２５を通じて、例えば所定時間毎の時間割り込みにて実行される。

同ルーチンにおいては、まずプライマリプーリ１８によるベルト挟圧Ｐが取り込まれる（Ｓ３０１）。このベルト挟圧Ｐは、トランスミッションコントロールコンピュータ２６にて油圧センサ１６からの検出信号に基づき求められ、エンジンコントロールコンピュータ２５に出力されたものである。そして、ベルト挟圧Ｐが所定値α以上であるか否か、すなわちエンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷がエンジン回転速度ＮＥの落ち込み及びエンジン１のストールを招く可能性があるほど高いか否かが判断される（Ｓ３０２）。

ここで肯定判定であれば、ベルト挟圧Ｐに基づき上記駆動負荷の代用値であるライン圧ＰＬが算出され（Ｓ３０３）、続いてライン圧ＰＬに基づき補正量Ｈ２が算出される（Ｓ３０４）。こうして算出される補正量Ｈ２については、図９に示されるようにライン圧ＰＬが大になるほど、言い換えれば上記駆動負荷が大になるほど、大きい値とされるようになる。従って、上記駆動負荷が大となるほど、補正量Ｈ２による補正を通じて目標アイドル回転速度ＮＥｉが大きくされる。その結果、上記補正量Ｈ２の分だけフィードバック項ｑｉ及びＩＳＣ補正量Ｑcal が大きくなり、アイドル運転時におけるエンジン出力が上記駆動負荷の大きさに応じた分だけ増加させられる。

以上詳述した本実施形態によれば、第１実施形態の（１）及び（２）と同等の効果に加え、以下に示す効果が得られるようになる。
（４）自動車の減速開始後におけるエンジン１のアイドル運転時、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷の大きさに応じて目標アイドル回転速度ＮＥｉの補正量Ｈ２が算出され、その補正量Ｈ２の分だけ目標アイドル回転速度ＮＥｉが補正されることとなる。このように目標アイドル回転速度ＮＥｉを補正することにより、フィードバック項ｑｉ及びＩＳＣ補正量Ｑcal が大となり、エンジン出力を的確に上記駆動負荷の分だけ増加させることができる。

（５）補正量算出ルーチンにおいて、補正量Ｈ２を算出するためのステップＳ３０３，Ｓ３０４の処理は、プライマリプーリ１８のベルト挟圧Ｐが所定値α以上であるとき、すなわちエンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷がエンジン回転速度ＮＥの落ち込み及びエンジン１のストールを招く可能性があるほど高いときのみ実行される。従って、無駄に補正量Ｈ２を算出するための処理が行われ、エンジンコントロールコンピュータ２５の演算負荷が増すのを抑制することができる。

［その他の実施形態］
なお、上記各実施形態は、例えば以下のように変更することもできる。
・プライマリプーリ１８によるベルト挟圧Ｐについては油圧センサ１６によって検出される油圧に基づき算出する代わりに、同プーリ１８によるベルト挟圧の指示値をそのままベルト挟圧Ｐとして用いることも可能である。この場合、当該指示値に基づきエンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷の大きさが検出されることとなる。上記指示値はプライマリプーリ１８に作用する油圧の目標値に対応した値であるため、こうした指示値に基づく駆動負荷の検出では、その検出を応答性よく行うことができる。従って、自動車における減速開始後のエンジン１のアイドル運転時、エンジン１におけるオイルポンプの駆動負荷の増大に伴い、エンジン出力を応答性よく増加させることができる。

・第１実施形態においては、ライン圧ＰＬに基づき駆動負荷Ｔlossを算出したが、これに代えて第２実施形態と同じようにライン圧ＰＬをエンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷の代用値として用いてもよい。

・第２実施形態においては、ライン圧ＰＬを上記駆動負荷の代用値として用いたが、これに代えて第１実施形態と同じようにライン圧ＰＬに基づき駆動負荷Ｔlossを算出してもよい。

・第１実施形態において、ベルト挟圧Ｐが所定値α以上であるときのみ、補正量Ｈ１を算出するための処理を実行するようにしてもよい。この場合、第２実施形態における（５）の効果と同等の効果が得られるようになる。

・第２実施形態において、ベルト挟圧Ｐが所定値α以上であるか否かに関係なく、補正量Ｈ２を算出するための処理を実行してもよい。この場合、ベルト挟圧Ｐが所定値α未満であるときには、補正量Ｈ２が「０」となるように算出されることとなる。

・上記各実施形態においては、エンジン１におけるオイルポンプ１１の駆動負荷が大となるほどアイドル運転時のエンジン出力をリニアに増加させたが、上記駆動負荷の増大に伴いアイドル運転時のエンジン出力を段階的に増大させてもよい。

・ベルト式無段変速機４を搭載した自動車に本発明を適用したが、遊星歯車機構を備える自動変速機を搭載した自動車に本発明を適用してもよい。
・スロットルバルブを迂回するように吸気通路に接続されるバイパス通路を設け、そのバイパス通路の空気流通面積を可変とするアイドルスピードコントロールバルブの開度調整を通じて、アイドル運転時におけるエンジン出力制御（アイドル回転速度制御）を実施するエンジンに本発明を適用してもよい。

・アイドル運転時等のエンジン出力制御を燃料供給量によって行うディーゼルエンジンに本発明を適用してもよい。この場合、自動車の減速開始後におけるエンジンのアイドル運転時、エンジンにおけるオイルポンプの駆動負荷の大きさに応じてエンジンの燃料供給量が増量され、エンジン回転速度の落ち込み及びエンジンのストールが生じないよう、エンジン出力が増加させられる。

第１実施形態の制御装置が適用される自動車の駆動系を示す概略図。 油圧制御回路におけるベルト式無段変速機を駆動する部分の油圧回路図。 （ａ）〜（ｇ）は、自動車の減速時における車速、プライマリプーリによるベルト挟圧、同プーリに作用する油圧、変速比、エンジンにおけるオイルポンプの駆動負荷、エンジン回転速度、及び、エンジン出力の推移を示すタイムチャート。 駆動負荷Ｔlossの算出手順を示すフローチャート。 ライン圧ＰＬの変化に対する駆動負荷Ｔlossの変化態様を示すグラフ。 第１実施形態における補正量Ｈ１の算出手順を示すフローチャート。 駆動負荷Ｔloss の変化に対する補正量Ｈ１の変化態様を示すグラフ。 第２実施形態における補正量Ｈ２の算出手順を示すフローチャート。 ライン圧ＰＬの変化に対する補正量Ｈ２の変化態様を示すグラフ。

符号の説明

１…エンジン、１ａ…クランクシャフト、２…トルクコンバータ、３…前後進切換装置、４…ベルト式無段変速機、４ａ…入力軸、４ｂ…出力軸、５…吸気通路、６…スロットルバルブ、７…アクセルペダル、８…ポンプ翼車、９…タービンシャフト、１０…タービン翼車、１１…オイルポンプ、１３…燃料噴射弁、１４…クランクポジションセンサ、１５…水温センサ、１６…油圧センサ（検出手段）、１８…プライマリプーリ、１９…セカンダリプーリ、２０…ベルト、２１…油圧制御回路、２５…エンジンコントロールコンピュータ（検出手段、出力増加手段）、２６…トランスミッションコントロールコンピュータ（検出手段）、２７…アクセルポジションセンサ、２８…シフトレバー、２９…車速センサ、３１…油路、３２…プライマリレギュレータバルブ、３３…セカンダリプーリコントロールバルブ、３４…リニアソレノイドバルブ、３５…プライマリプーリコントロールバルブ、３６…リニアソレノイドバルブ。

Claims (6)

1. 内燃機関により駆動されるオイルポンプの吐出圧を用いて変速動作させられる変速機を備えた車両に適用され、その車両の減速過程にて前記変速機を変速比がロー側に変化するように変速動作させ、内燃機関のアイドル運転時には機関回転速度が目標アイドル回転速度となるよう機関出力を制御する車両の制御装置において、
   内燃機関における前記オイルポンプの駆動負荷の大きさを検出する検出手段と、
   車両減速開始後の内燃機関のアイドル運転時に機関出力を前記駆動負荷の大きさに応じた増加量だけ増加させる出力増加手段と、
   を備えることを特徴とする車両の制御装置。
2. 前記変速機は、前記オイルポンプから吐出されるオイルの油圧を受けて可動させられるプーリと、そのプーリに巻き掛けられたベルトとを備え、前記プーリに作用する前記油圧の調整により前記ベルトに対するベルト挟圧を変更して同プーリの回転中心から前記ベルトまでの距離を変更することで、変速比の変更を行うベルト式無段変速機である
   請求項１記載の車両の制御装置。
3. 前記検出手段は、前記プーリに作用する前記油圧の大きさを検出する油圧センサを備え、その油圧センサの検出値に基づき前記オイルポンプの駆動負荷の大きさを検出する
   請求項２記載の車両の制御装置。
4. 前記ベルト式無段変速機は、変速動作時、前記ベルト挟圧が当該変速動作に必要な値である指示値となるよう、前記プーリに作用する前記油圧の調整が行われるものであり、
   前記検出手段は、前記ベルト挟圧の指示値に基づき前記オイルポンプの駆動負荷の大きさを検出するものである
   請求項２記載の車両の制御装置。
5. 前記内燃機関は、アイドル運転時、機関回転速度を目標アイドル回転速度とするための機関出力の指令値を算出し、その指令値が得られるよう機関出力の制御が行われるものであり、
   前記出力増加手段は、前記駆動負荷の大きさに応じて前記指令値の補正量を算出し、その補正量分だけ当該指令値を補正するものである
   請求項１〜４のいずれか一項に記載の車両の制御装置。
6. 前記内燃機関は、アイドル運転時、実際の機関回転速度と目標アイドル回転速度とに基づき両者を一致させるための機関出力の指令値を算出し、その指令値が得られるよう機関出力の制御が行われるものであり、
   前記出力増加手段は、前記駆動負荷の大きさに応じて前記目標アイドル回転速度の補正量を算出し、その補正量分だけ当該目標アイドル回転速度を補正するものである
   請求項１〜４のいずれか一項に記載の車両の制御装置。

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