JP2007177833A - 車両用無段変速機の変速制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車速が所定車速未満であるときにはプライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧とセカンダリプーリ側油圧シリンダ内の油圧との比率を予め定められた最大変速比を成立させる無段変速機の変速制御装置において、変速制御の目標変速比が最大変速比であるときにベルト滑りを防止しつつ変速比を最大変速比に到達させる。
【解決手段】油圧制御回路１００の閉じ込み制御が実行されているときの推力比τが最大変速比γ_ｍａｘとすることができる値とされ且つ変速制御の目標変速比γ^＊が最大変速比γ_ｍａｘであるときには、実車速Ｖが予め定められた所定車速Ｖ’以上であっても低車速用変速制御継続制御手段１６８により閉じ込み制御が継続されるので、最大変速比γ_ｍａｘを成立させる位置まで伝動ベルト４８が戻らずに車両が停止した場合であっても、車両発進の際には閉じ込み制御にてベルト滑りを防止しつつ変速比γを最大変速比γ_ｍａｘに到達させることができる。
【選択図】図７

Description

本発明は、車両用無段変速機の変速制御装置に係り、特に、低車速時の変速制御に関するものである。

車両用無段変速機の変速制御装置において、所定回転部材の実回転速度と目標回転速度との偏差に基づいて変速比のフィードバック制御を行う一方で、その所定回転部材の回転速度が検出不可能な低回転速度となる所定車速未満の低車速状態では、そのフィードバック制御を禁止する制御作動が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された車両用無段変速機の変速制御装置がそれである。この特許文献１には、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車両用無段変速機の変速制御装置において、プライマリプーリの実回転速度と目標回転速度との偏差に基づいて変速比のフィードバック制御を行う一方で、プライマリプーリの回転速度が検出不可能な低回転速度となる所定車速未満の低車速状態では、そのフィードバック制御を禁止し、プライマリプーリ側油圧シリンダへの作動油の給排を制限する所謂閉じ込み制御を実行して無段変速機の変速比を所定の状態に維持（保持または制御）する制御作動が記載されている。

しかし、特許文献１に記載された閉じ込み制御では、差圧を一定とするチェック弁がライン油路とプライマリプーリ側油圧シリンダとの間に設けられることによって行われているため、高アクセル開度となると、プライマリプーリ側油圧シリンダへの油圧が必要以上に高くなり過ぎて変速比が増速側へ変化する傾向となり、車両発進時に必要なトルクを得ることができないという問題があった。そこで、特許文献２には、プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧とセカンダリプーリ側油圧シリンダ内の油圧との比率を予め定められた関係とする閉じ込み制御を実行して変速比を最大変速比とすることが可能な油圧回路を備え、所定車速未満の低車速状態では閉じ込み制御により最大変速比を成立させて再発進時に変速比が増速側へ変化するのを防止し、良好な発進性能を実現することができる無段変速機の変速制御装置が提案されている。

特開２００１−３２４００７号公報 特開２００５−４２７９９号公報 特開２００１−３３０１２２号公報

ところで、車両の急停車やＡＢＳ（アンチロック・ブレーキ・システム）作動などにより、発進時の目標変速比である最大変速比を設定する位置までベルト位置が戻らずに停止する所謂ベルト戻り不良が生じる場合がある。このようなベルト戻り不良が生じた発進時に車速が上記所定車速を超えることに基づいて閉じ込み制御から変速比のフィードバック制御へ切り換えられると、変速比が速やかに最大変速比とされるようにプライマリプーリ側油圧シリンダの油圧指令値を求めるためのフィードバックゲインすなわち係数が大きくされてプライマリプーリ側油圧シリンダ内から作動油が急速に排出されることから、ベルトの緩みやそれに起因するベルト滑りなどが生じるおそれがある。そこで、特許文献３には、ベルト戻り不良後の発進時にはフィードバックゲインを小さくし、ベルト滑りを防止する技術が提案されている。

しかしながら、ベルト戻り不良が生じた車両発進の際にフィードバックゲインが小さくされると、変速比が最大変速比に到達せず発進性能が低下するという問題が発生する可能性があった。

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、プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧とセカンダリプーリ側油圧シリンダ内の油圧との比率を予め定められた関係とする油圧回路を備え、車速が所定車速未満であるときにはその比率を予め定められた関係とする車両用無段変速機の変速制御装置において、目標変速比が最大変速比であるときにベルト滑りを防止しつつ変速比をその最大変速比に到達させることにある。

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) 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に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無段変速機が配設された車両において、前記プライマリプーリの溝幅を可変するための推力を付与するプライマリプーリ側油圧シリンダと、前記セカンダリプーリの溝幅を可変するための推力を付与するセカンダリプーリ側油圧シリンダと、そのプライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧とそのセカンダリプーリ側油圧シリンダ内の油圧との比率を予め定められた関係とする油圧回路とを備え、車速が所定車速未満であることを条件として、所定回転部材の実回転速度と目標回転速度との偏差を解消するための変速比のフィードバック制御を行わず、前記比率を予め定められた関係とする低車速用の変速制御を行う車両用無段変速機の変速制御装置であって、(b) 前記低車速用の変速制御を実行しているときの前記プライマリプーリ側油圧シリンダによる推力と前記セカンダリプーリ側油圧シリンダによる推力との比率である推力比が前記変速比を最大変速比とすることができる推力比とされ且つ前記目標変速比が最大変速比であるときには、車速が前記所定車速以上であっても前記低車速用の変速制御を継続する低車速用変速制御継続制御手段を含むことにある。

このようにすれば、低車速用の変速制御を実行しているときのプライマリプーリ側油圧シリンダによる推力とセカンダリプーリ側油圧シリンダによる推力との比率である推力比が変速比を最大変速比とすることができる推力比とされ且つ目標変速比が最大変速比であるときには、車速が所定車速以上であっても低車速用変速制御継続制御手段により低車速用の変速制御が継続されるので、目標変速比である最大変速比を設定する位置までベルト位置が戻らずに車両停止するベルト戻り不良が生じた場合であっても、車両発進時においてベルト戻り不良を防止するためにフィードバックゲインが小さくされて変速比が最大変速比に到達させることができなくなるおそれがあるフィードバック制御へ低車速用の変速制御から切り換えられることなく、車両発進の際には低車速用の変速制御にてベルト滑りを防止しつつ変速比を最大変速比に到達させることができて発進性能を向上させることができる。

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の車両用無段変速機の変速制御装置において、前記予め定められた関係とは、前記変速比を最大変速比とするための推力比を発生させるように予め設定されたものであり、前記油圧回路は、前記予め定められた関係とする推力比コントロールバルブを備えたものである。このようにすれば、最大変速比が保持可能なように推力比コントロールバルブが設定されている機構的構成とされるので、成り行きで変速比が最大変速比とされる。

また、請求項３にかかる発明は、請求項２に記載の車両用無段変速機の変速制御装置において、前記推力比コントロールバルブは、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポートを開閉してライン油圧をその入力ポートから出力ポートを経て推力比制御油圧を供給可能にするスプール弁子と、そのスプール弁子を開弁方向へ付勢する付勢手段と、そのスプール弁子に開弁方向の推力を付与するために挟圧力制御圧を受け入れる油室と、そのスプール弁子に閉弁方向の推力を付与するためにその出力ポートから出力された推力比制御油圧を受け入れるフィードバック油室とを備えたものであり、前記油室における挟圧力制御圧をＰ_BELT、その挟圧力制御圧の受圧面積をａ、前記フィードバック油室における推力比制御油圧をＰ_τ、推力比制御油圧の受圧面積をｂ、前記付勢手段の付勢力をＦ_Ｓとするとき、前記スプール弁子は、次式（１）を満足するように作動するものである。このようにすれば、最大変速比に対応する推力比より大きな推力比が可能なように挟圧力制御圧の受圧面積（ａ）、推力比制御油圧の受圧面積（ｂ）、および付勢手段の付勢力（Ｆ_Ｓ）が設定されると、変速比が最大変速比に保持可能となる。
Ｐ_τ×ｂ＝Ｐ_BELT×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）

ここで、好適には、前記無段変速機において、プライマリプーリの溝幅（有効径）を変化させるプライマリプーリ側油圧シリンダはプライマリプーリに一体的に設けられ、プライマリプーリ側油圧シリンダの油圧が油圧制御装置によって変化させられることにより前記ベルトの掛かり径（有効径）が変更されて変速比が連続的に変化させられる。また、セカンダリプーリの溝幅（有効径）を変化させるセカンダリプーリ側油圧シリンダはセカンダリプーリに一体的に設けられ、セカンダリプーリ側油圧シリンダの油圧がベルトが滑りを生じないように油圧制御装置によって調圧される。

無段変速機の通常の変速制御、すなわち回転速度センサによる所定回転部材の回転速度を検出可能な所定車速以上の通常走行時の変速制御は、例えば予め定められた変速条件に従って目標変速比を求め、実際の変速比が目標変速比になるようにプライマリプーリ側油圧シリンダの油圧をフィードバック制御したり、車速や出力回転速度（駆動輪側回転速度）などに応じて入力側（駆動源側）の目標回転速度を求め、実際の入力回転速度が目標回転速度になるようにプライマリプーリ側油圧シリンダの油圧をフィードバック制御したりするなど、種々の態様を採用できる。

上記予め定められた変速条件は、例えばアクセル操作量などの運転者の出力要求量（加速要求量）および車速（出力回転速度に対応）などの運転状態をパラメータとするマップや演算式などによって設定される。

所定車速未満の極低車速走行時のようなフィードバック制御が不可の時の油圧制御は、プライマリプーリ側油圧シリンダの油圧およびセカンダリプーリ側油圧シリンダの油圧をそれぞれ独立に制御して所定の推力比τ（＝セカンダリプーリ側油圧シリンダの油圧×セカンダリプーリ側油圧シリンダの断面積／プライマリプーリ側油圧シリンダの油圧×プライマリプーリ側油圧シリンダの断面積）となるようにプライマリプーリ側油圧シリンダの油圧を制御するものでも良いが、例えばセカンダリプーリ側油圧シリンダの油圧がパイロット圧として導入される推力比コントロールバルブを有し、その推力比コントロールバルブから出力されるコントロール圧に基づいてプライマリプーリ側油圧シリンダの油圧が制御されることにより、所定の推力比τとなるように構成することが望ましい。

また、好適には、前記走行用動力源としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジンが広く用いられる。さらに、補助的な走行用動力源として、電動機等が上記エンジンに加えて用いられても良い。或いは、走行用動力源として電動機のみが用いられてもよい。

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。

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。

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（油圧回路）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。

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。

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状態（動力伝達遮断状態）になる。

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、プライマリシーブ）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、セカンダリシーブ）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。

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４２ａおよび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４２ｂおよび４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を可変するための推力を付与する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の油圧（変速制御圧Ｐ_RATIO）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Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）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（挟圧力制御圧Ｐ_BELT）は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように油圧制御回路１００によって調圧制御される。

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。

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）Ａ_ＣＲ（°）およびエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅ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）Ｎ_Ｔ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）Ｎ_ＩＮ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）Ｎ_ＯＵＴすなわち出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ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θ_ＴＨ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Ｔ_Ｗ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Ｔ_ＣＶＴ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Ｂ_ＯＮ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）Ｐ_ＳＨを表す操作位置信号などが供給されている。

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Ｓ_Ｅ、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Ｓ_Ｔ例えば変速制御圧Ｐ_RATIOを制御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Ｓ_Ｂ例えば挟圧力制御圧Ｐ_BELTを制御するための指令信号、ロックアップクラッチ２６の係合、解放、スリップ量を制御させる為のロックアップ制御指令信号例えば油圧制御回路１００内の前記ロックアップコントロールバルブの弁位置を切り換える図示しないオンオフソレノイド弁ＤＳＵを駆動するための指令信号やロックアップクラッチ２６のトルク容量を調節するソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための指令信号、ライン油圧Ｐ_Ｌを制御するリニアソレノイド弁ＳＬＴやリニアソレノイド弁ＳＬＳ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。

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。

「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。

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部分を示す要部油圧回路図である。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の油圧である挟圧力制御圧Ｐ_BELTを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１０、リニアソレノイド弁ＳＬＴにより調圧された第１油圧としての制御油圧Ｐ_ＳＬＴを出力する第１位置とライン圧モジュレータNO.2バルブ１２２からの第２油圧としての出力油圧Ｐ_ＬＭ２を出力する第２位置とに切り換えられる切換弁として機能するクラッチアプライコントロールバルブ１１２、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の油圧である変速制御圧Ｐ_RATIOを調圧する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Ｐ_RATIOと挟圧力制御圧Ｐ_BELT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。

また、ライン油圧Ｐ_Ｌ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（図１参照）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（調圧弁）１２４によりリニアソレノイド弁ＳＬＴからの信号圧Ｐ_ＳＬＴ或いはリニアソレノイド弁ＳＬＳからの信号圧Ｐ_ＳＬＳに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧されるようになっている。上記出力油圧Ｐ_ＬＭ２は、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧として前記ライン圧モジュレータNO.2バルブ１２２によりリニアソレノイド弁ＳＬＴからの信号圧Ｐ_ＳＬＴ或いはリニアソレノイド弁ＳＬＳからの信号圧Ｐ_ＳＬＳに基づいて調圧されるようになっている。出力油圧Ｐ_ＬＭ３は、制御油圧（信号圧）Ｐ_ＳＬＴおよび信号圧Ｐ_ＳＬＳの元圧となるものであって、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてライン圧モジュレータNO.3バルブ１２６により一定圧に調圧されるようになっている。モジュレータ油圧Ｐ_Ｍは、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Ｐ_ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ２の元圧となるものであって、出力油圧Ｐ_ＬＭ３を元圧としてモジュレータバルブ１２８により一定圧に調圧されるようになっている。

前記マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａにはクラッチアプライコントロールバルブ１１２から出力された係合油圧Ｐ_Ａ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、係合油圧Ｐ_Ａ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。

また、シフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、係合油圧Ｐ_Ａ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。

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。

前記クラッチアプライコントロールバルブ１１２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより制御油圧Ｐ_ＳＬＴを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｓを経て係合油圧Ｐ_Ａとしてマニュアルバルブ１２０へ供給し且つ信号圧Ｐ_ＳＬＳを入力ポート１１２ｊから出力ポート１１２ｔを経てライン圧モジュレータNO.2バルブ１２２およびプライマリレギュレータバルブ１２４へ供給する第１の油路を構成する第１位置（ＣＯＮＴＲＯＬ位置）と出力油圧Ｐ_ＬＭ２を入力ポート１１２ｋから出力ポート１１２ｓを経て係合油圧Ｐ_Ａとしてマニュアルバルブ１２０へ供給し且つ制御油圧Ｐ_ＳＬＴを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｔを経てライン圧モジュレータNO.2バルブ１２２およびプライマリレギュレータバルブ１２４へ供給する第２の油路を構成する第２位置（ＮＯＲＭＡＬ位置）とに位置させられるスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを第２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１１２ｂと、スプール弁子１１２ａに第１位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１２ｃと、スプール弁子１１２ａに第１位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる径差部１１２ｄとを備えている。

このように構成されたクラッチアプライコントロールバルブ１１２において、例えば所定の低車速時や車両停止時等にシフトレバー７４が「Ｎ」ポジションから「Ｄ」ポジション或いは「Ｒ」ポジションへ操作されるガレージシフト（Ｎ→Ｄシフト或いはＮ→Ｒシフト）が行われ、所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ１が油室１１２ｃへ供給され且つ所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ２が径差部１１２ｄへ供給されると、中心線より右側半分に示す第１位置側に切り換えられて制御油圧Ｐ_ＳＬＴがマニュアルバルブ１２０を介して前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１に供給される。これにより、ガレージシフト時のクラッチＣ１やブレーキＢ１の係合過渡油圧が第１の電磁弁としてのリニアソレノイド弁ＳＬＴによって調圧される。例えば、制御油圧Ｐ_ＳＬＴは、Ｎ→Ｄシフト或いはＮ→ＲシフトにおいてクラッチＣ１やブレーキＢ１の過渡的な係合状態を制御するための油圧であって、クラッチＣ１或いはブレーキＢ１が滑らかに係合させられ、係合時のショックが抑制されるように、予め定められた規則に従って調圧される。

また、例えばガレージシフト後のクラッチＣ１やブレーキＢ１が係合させられた定常時等に、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２のうち少なくとも一方の供給が停止させられると、中心線より左側半分に示す第２位置側に切り換えられて出力油圧Ｐ_ＬＭ２がマニュアルバルブ１２０を介して前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１に供給される。これにより、ガレージシフト後のクラッチＣ１やブレーキＢ１の係合が出力油圧Ｐ_ＬＭ２によって保持される。例えば、出力油圧Ｐ_ＬＭ２は、クラッチＣ１やブレーキＢ１を完全係合状態とするための所定油圧であって、少なくとも予め定められた一定圧に調圧されると共に信号圧Ｐ_ＳＬＴに応じた油圧分を加えて調圧される。

このように、クラッチアプライコントロールバルブ１１２は、クラッチＣ１或いはブレーキＢ１への油圧の供給油路を、ガレージシフト時には前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の過渡的な係合状態を制御するために制御油圧Ｐ_ＳＬＴを供給する第１油路と、定常時にはクラッチＣ１或いはブレーキＢ１を完全係合状態とするために出力油圧Ｐ_ＬＭ２を供給する第２油路とのいずれかに、第２の電磁弁としてのソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２からの制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２に基づいて切り換える切換弁として機能する。

尚、本実施例では、リニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧を制御油圧Ｐ_ＳＬＴと信号圧Ｐ_ＳＬＴとで２通りの記載をしているが、ガレージシフト時の係合過渡油圧を制御油圧Ｐ_ＳＬＴとし、ライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するためのパイロット圧を信号圧Ｐ_ＳＬＴとして明確に区別して用いる。すなわち、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、クラッチアプライコントロールバルブ１１２が第１位置に切り換えられているときには前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の過渡的な係合状態を制御するために制御油圧Ｐ_ＳＬＴを出力し、クラッチアプライコントロールバルブ１１２が第２位置に切り換えられているときにはライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するために信号圧Ｐ_ＳＬＴを出力する。また、この信号圧Ｐ_ＳＬＴはプライマリレギュレータバルブ１２４によりライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するためのパイロット圧であり、クラッチＣ１或いはブレーキＢ１を係合するために直接的にそれら係合装置の油圧アクチュエータに供給される油圧でないことから、上記出力油圧Ｐ_ＬＭ２よりも小さな油圧とされている。

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Ｐ_Ｌ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Ｐ_ＤＳ２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Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１４ｄとを備えている。

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Ｐ_ＤＳ１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Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。

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Ｐ_τが入出力ポート１１４ｋへ流通することが許容される。

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１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Ｐ_ＤＳ１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Ｐ_Ｌが制御油圧Ｐ_ＤＳ１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、変速制御圧Ｐ_RATIOが高められ、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。

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ２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Ｐ_ＤＳ２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Ｐ_ＤＳ２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、変速制御圧Ｐ_RATIOが低められ、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。

このように、制御油圧Ｐ_ＤＳ１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Ｐ_Ｌが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速制御圧Ｐ_RATIOが連続的にアップシフトされ、制御油圧Ｐ_Ｓ２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Ｐ_RATIOが連続的にダウンシフトされる。

例えば図４に示すようにアクセル開度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Ｎ_ＩＮ ^＊との予め記憶された関係（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設定される目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の入力軸回転速度（以下、実入力軸回転速度という）Ｎ_ＩＮとが一致するように、それ等の回転速度差（偏差）ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）に応じて無段変速機１８の変速がフィードバック制御により実行される、すなわち入力側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の供給および排出により変速制御圧Ｐ_RATIOが調圧されて変速比γがフィードバック制御により連続的に変化させられる。

図４の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル開度Ａccが大きい程大きな変速比γになる目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が設定されるようになっている。また、車速Ｖは出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応するため、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標値である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊は目標変速比に対応し、無段変速機１８の最小変速比γ_ｍｉｎと最大変速比γ_ｍａｘの範囲内で定められる。

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１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Ｐ_ＤＳ２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Ｐ_ＤＳ２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Ｐ_ＤＳ１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Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないときはもちろんであるが、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２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Ｐ_ＤＳ１または制御油圧Ｐ_ＤＳ２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。

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Ｐ_Ｌ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へ挟圧力制御圧Ｐ_BELT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Ｐ_ＳＬＳ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から出力された挟圧力制御圧Ｐ_BELT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Ｐ_Ｍを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。

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Ｐ_ＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔから挟圧力制御圧Ｐ_BELTが出力される。

例えば図５に示すように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と必要油圧Ｐ_BELT ^＊（ベルト挟圧力に相当）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（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決定された必要油圧Ｐ_BELT ^＊が得られるように出力側油圧シリンダ４６ｃの挟圧力制御圧Ｐ_BELTが制御され、この挟圧力制御圧Ｐ_BELTに応じてベルト挟圧力すなわち可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力が増減させられる。

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Ｐ_Ｌ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Ｐ_τ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挟圧力制御圧Ｐ_BELT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Ｐ_τを受け入れるフィードバック油室１１８ｄとを備えている。

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における挟圧力制御圧Ｐ_BELT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Ｐ_τの受圧面積をｂ、スプリング１１８ｂの付勢力をＦ_Ｓとすると、次式（１）で平衡状態となる。
Ｐ_τ×ｂ＝Ｐ_BELT×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）
従って、推力比制御油圧Ｐ_τは、次式（２）で表され、挟圧力制御圧Ｐ_BELTに比例する。
Ｐ_τ＝Ｐ_BELT×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（２）

そして、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないか、或いは所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ１および所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ２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Ｐ_τ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Ｐ_RATIOが推力比制御油圧Ｐ_τ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Ｐ_RATIOと挟圧力制御圧Ｐ_BELTとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Ｐ_τすなわち変速制御圧Ｐ_RATIOが出力される。

例えば、入力軸回転速度センサ５６の精度上所定車速Ｖ’未満の低車速状態では入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの検出精度が劣ることから、このような所定車速Ｖ’未満の低車速走行時や発進時には回転速度差（偏差）ΔＮ_ＩＮを解消するための変速比γのフィードバック制御に替えて、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２を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、車両発進時には変速制御圧Ｐ_RATIOと挟圧力制御圧Ｐ_BELTとの比率を予め定められた関係とするようにＰ_BELTに比例するＰ_RATIO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γ_ｍａｘに対応する推力比τ（＝出力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＯＵＴ／入力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＩＮ；Ｗ_ＯＵＴは挟圧力制御圧Ｐ_BELT×出力側油圧シリンダ４６ｃの断面積、Ｗ_ＩＮは変速制御圧Ｐ_RATIO×入力側油圧シリンダ４２ｃの断面積）より大きな推力比τが可能なように上記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ）やＦ_Ｓ／ｂが設定されていると、最大変速比γ_ｍａｘ又はその近傍の変速比γ_ｍａｘ’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Ｎ_ＩＮ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フィードバック制御を実行可能な下限の車速であって、例えば２km/h程度に設定されている。

図６は、車速Ｖをパラメータとして変速比γと推力比τとの予め求められて記憶された関係であって、最大変速比γ_ｍａｘに対応する推力比τより大きな推力比τが可能なように上記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ）が設定された場合の一例を示す図である。図６の一点鎖線で示した車速Ｖのパラメータは入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ４６ｃにおける遠心油圧を考慮して算出した推力比τであり、実線との交点（例えばＶ_０、Ｖ_２０、Ｖ_５０）にて閉じ込み制御時に保持可能な所定の変速比としての変速比γが求められる。例えば、この図６においては、車速Ｖが２０km/h以下であれば閉じ込み制御時に所定の変速比として最大変速比γ_ｍａｘが保持可能である。

図７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。図７において、目標入力回転設定手段１５０は、例えば図４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で示される車両状態に基づいて入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を逐次設定する。

変速制御手段１５２は、実入力軸回転速度Ｎ_ＩＮが前記目標入力回転設定手段１５０によって設定された目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と一致するように、回転速度差ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）に基づいて無段変速機１８の変速をフィードバック制御する。すなわち、入力側油圧シリンダ４２ｃの変速制御圧Ｐ_RATIOを制御する通常の変速制御のための変速指令信号（油圧指令）Ｓ_Ｔ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。

ベルト挟圧力設定手段１５４は、例えば図５に示すような予め実験的に求められて記憶された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必要油圧Ｐ_BELT ^＊を設定する。

ベルト挟圧力制御手段１５６は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定された必要油圧Ｐ_BELT ^＊が得られるように出力側油圧シリンダ４６ｃの挟圧力制御圧Ｐ_BELTを制御する挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂを油圧制御回路１００へ出力してベルト挟圧力を増減させる。

油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号Ｓ_Ｔ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或いはソレノイド弁ＤＳ２を作動させて変速制御圧Ｐ_RATIOを調圧すると共に、上記挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂに従ってベルト挟圧力が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させて挟圧力制御圧Ｐ_BELTを調圧する。

また、変速制御手段１５２は、前述の機能に加え、車速Ｖが前記所定車速Ｖ’未満であることを条件として、例えば車速Ｖが所定車速Ｖ’未満であるか否かを判定する車速判定手段１５８により車速Ｖが所定車速Ｖ’未満であると判定されたときには、通常の変速制御としての回転速度差ΔＮ_ＩＮを解消するための変速比γのフィードバック制御を行わず、推力比コントロールバルブ１１８により変速制御圧Ｐ_RATIOと挟圧力制御圧Ｐ_BELTとの比率を予め定められた関係に保つ閉じ込み制御を実行する。すなわち、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を閉じ状態とする低車速用の変速制御のための変速指令信号Ｓ_Ｔ’を油圧制御回路１００へ出力して所定の変速比を成立させる。

油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号Ｓ_Ｔ’に従っ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が閉じ状態とされるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させず、推力比コントロールバルブ１１８から変速制御圧Ｐ_RATIOと挟圧力制御圧Ｐ_BELTとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Ｐ_τを出力する。

エンジン出力制御手段１６０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Ｓ_Ｅ、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１６０は、アクセル開度Ａccに応じたスロットル開度θ_ＴＨ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Ｔ_Ｅを制御する動力源出力制御手段として機能する。

係合制御手段１６２は、ガレージシフト時には、クラッチアプライコントロールバルブ１１２を第１位置側へ切り換えると共に、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の過渡的な係合状態を制御するために係合ショックが抑制されるように係合油圧を緩やかに上昇させるための制御油圧Ｐ_ＳＬＴを出力し且つライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するために信号圧Ｐ_ＳＬＳを出力する制御指令信号Ｓ_Ａを油圧制御回路１００へ出力する。例えば、係合制御手段１６２は、リニアソレノイド弁ＳＬＴをデューティー制御するための指令信号SLTDUTYとして係合過渡油圧指令圧pcltexcを油圧制御回路１００へ出力する。

油圧制御回路１００は、ガレージシフト時には上記制御指令信号Ｓ_Ａに従って、クラッチアプライコントロールバルブ１１２が第１位置側へ切り換えられるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ１および所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ２を出力すると共に、予め定められた規則に従って前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１が係合されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＴを作動させて制御油圧Ｐ_ＳＬＴを出力し且つエンジン負荷等に応じてライン油圧Ｐ_Ｌが調圧されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させて信号圧Ｐ_ＳＬＳを出力する。

また、係合制御手段１６２は、ガレージシフト後例えばガレージシフト開始から所定時間経過後や制御油圧Ｐ_ＳＬＴが所定の係合油圧以上となった後等の定常時には、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１へ出力油圧Ｐ_ＬＭ２を供給して完全係合状態とするためにクラッチアプライコントロールバルブ１１２を第２位置側へ切り換えると共に、ライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するために信号圧Ｐ_ＳＬＴを出力する制御指令信号Ｓ_Ａを油圧制御回路１００へ出力する。例えば、係合制御手段１６２は、リニアソレノイド弁ＳＬＴをデューティー制御するための指令信号SLTDUTYとしてライン圧指令圧plctgtを油圧制御回路１００へ出力する。

油圧制御回路１００は、定常時には上記制御指令信号Ｓ_Ａに従って、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１へ出力油圧Ｐ_ＬＭ２が供給されて完全係合状態とされるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を同時に作動させずにクラッチアプライコントロールバルブ１１２を第２位置側へ切り換えると共に、エンジン負荷等に応じてライン油圧Ｐ_Ｌが調圧されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＴを作動させて信号圧Ｐ_ＳＬＴを出力する。

このように、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、ガレージシフト時にはクラッチアプライコントロールバルブ１１２の第１位置において、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１が係合されるように制御油圧Ｐ_ＳＬＴを出力する（クラッチ圧モードという）。また、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、定常時にはクラッチアプライコントロールバルブ１１２の第２位置において、ライン油圧Ｐ_Ｌが調圧されるように信号圧Ｐ_ＳＬＴを出力する（ライン圧モードという）。また、このクラッチ圧モードにおいては、所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ１および所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ２が出力されていることから、前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１へ制御油圧Ｐ_ＳＬＴが供給されると同時に、所定の変速比となるように推力比コントロールバルブ１１８による閉じ込み制御が行われる。

ところで、車両の急停車やＡＢＳ（アンチロック・ブレーキ・システム）作動などにより、車両発進時の目標変速比γ^＊である最大変速比γ_ｍａｘを成立させる位置まで伝動ベルト４８が戻らずに停止する所謂ベルト戻り不良が生じる場合がある。このようなベルト戻り不良が生じた発進時に所定車速Ｖ’以上となって閉じ込み制御から変速比γのフィードバック制御へ切り換えられると、変速比γが速やかに最大変速比γ_ｍａｘとされるように入力側油圧シリンダ４２ｃ内から作動油が急速に排出されることから、伝動ベルト４８の緩みやそれに起因するベルト滑りなどが生じる可能性がある。このようなベルト戻り不良が生じた車両発進の際のベルト滑りを防止するために入力側油圧シリンダ４２ｃ内の作動油を緩やかに排出させることも考えられるが、変速比γが最大変速比γ_ｍａｘに到達せず発進性能が低下するという相反する問題が発生する可能性がある。

そこで、以下に詳述するように、ベルト戻り不良が生じたような場合であってもベルト滑りを防止しつつ変速比γを最大変速比γ_ｍａｘに到達させるために、閉じ込み制御が実行されているときの推力比τが所定の変速比を最大変速比γ_ｍａｘとすることができる推力比τとされ且つ目標変速比γ^＊が最大変速比γ_ｍａｘであるときには、車速Ｖが所定車速Ｖ’以上であっても閉じ込み制御から変速比γのフィードバック制御である通常の変速制御へ切り換えず、その閉じ込み制御すなわち低車速用の変速制御が継続されるようになっている。

具体的には、目標変速比判定手段１６４は、目標変速比γ^＊が最大変速比γ_ｍａｘであるか否かを判定する。例えば、目標変速比判定手段１６４は、前記目標入力回転設定手段１５０により設定された目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が目標変速比γ^＊を最大変速比γ_ｍａｘとする目標値であるか否かに基づいて、目標変速比γ^＊が最大変速比γ_ｍａｘであるか否かを判定する。例えば、前記図４の変速マップに示されるように、低車速領域（例えば９km/h程度以下の車速Ｖ）や高アクセル開度領域において設定される目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が目標変速比γ^＊を最大変速比γ_ｍａｘとする目標値となる。

最大変速比保持可否判定手段１６６は、前記変速制御手段１５２により閉じ込み制御が実行されているときの実際の推力比τが所定の変速比を最大変速比γ_ｍａｘに保持することができる推力比τであるか否か、すなわち推力比コントロールバルブ１１８により最大変速比γ_ｍａｘに保持可能であるか否かを以下のように判定する。

例えば、前記図６の予め記憶された関係に示されるように車速Ｖが２０km/h以下の推力比τであれば閉じ込み制御時の変速比として最大変速比γ_ｍａｘが保持可能なように推力比コントロールバルブ１１８（前記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ））が設定されている機構的構成とされているような油圧制御回路１００である場合には、ベルト戻り不良が生じて最大変速比γ_ｍａｘより変速比γが小さな点ａの状態で車両停止したとしても再発進時には車速Ｖが略２０km/h以下までは閉じ込み制御により成り行きで（自動的に）最大変速比γ_ｍａｘとされることから、最大変速比保持可否判定手段１６６は、車速Ｖが２０km/h以下であるときには推力比コントロールバルブ１１８により最大変速比γ_ｍａｘに保持可能であると判定する。この点ａの状態から最大変速比γ_ｍａｘに到達させられる場合には、前記式（２）を満足させるようにすなわち変速制御圧Ｐ_RATIOと挟圧力制御圧Ｐ_BELTとの比率を予め定められた関係に保つように推力比コントロールバルブ１１８により推力比制御油圧Ｐ_τが出力されるので、変速比γのフィードバック制御により点ａの状態から最大変速比γ_ｍａｘに到達させる場合と異なり、ベルト滑りを防止しつつ変速比γを最大変速比γ_ｍａｘに到達させることができる。

低車速用変速制御継続制御手段１６８は、車両発進の際の前記変速制御手段１５２による閉じ込み制御時に、前記目標変速比判定手段１６４により目標変速比γ^＊が最大変速比γ_ｍａｘであると判定され、且つ推力比コントロールバルブ１１８により最大変速比γ_ｍａｘに保持可能であると前記最大変速比保持可否判定手段１６６により判定されたときには、最大変速比γ_ｍａｘを保持するように或いは変速比γを最大変速比γ_ｍａｘに到達させるように、車速Ｖが所定車速Ｖ’以上となっても閉じ込み制御から変速比γのフィードバック制御へ切り換えず、変速比γのフィードバック制御を禁止し、閉じ込み制御を継続する指令を前記変速制御手段１５２に出力する。

変速制御手段１５２は、前記低車速用変速制御継続制御手段１６８による指令に従って、前記車速判定手段１５８により車速Ｖが所定車速Ｖ’以上であると判定されたときでも、変速比γのフィードバック制御を行うための変速指令信号Ｓ_Ｔを出力せず、その変速指令信号Ｓ_Ｔに替えて閉じ込み制御を継続するための変速指令信号Ｓ_Ｔ’を油圧制御回路１００へ出力する。

図８は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち目標変速比γ^＊が最大変速比γ_ｍａｘであるときに変速比γをその最大変速比γ_ｍａｘに保持或いは到達させ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。

先ず、前記目標変速比判定手段１６４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、目標変速比γ^＊が最大変速比γ_ｍａｘであるか否かが、例えば目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が目標変速比γ^＊を最大変速比γ_ｍａｘとする目標値であるか否かに基づいて判定される。

上記Ｓ１の判断が肯定される場合は前記最大変速比保持可否判定手段１６６に対応するＳ２において、閉じ込み制御が実行されているときの実際の推力比τが所定の変速比を最大変速比γ_ｍａｘに保持することができる推力比τであるか否か、すなわち推力比コントロールバルブ１１８により最大変速比γ_ｍａｘに保持可能であるか否かが判定される。

前記Ｓ１の判断が否定されるか或いは前記Ｓ２の判断が否定される場合は前記車速判定手段１５８に対応するＳ３において、車速Ｖが所定車速Ｖ’例えば２km/h未満であるか否かが判定される。

前記Ｓ２の判断が肯定されるか或いは前記Ｓ３の判断が肯定される場合は前記低車速用変速制御継続制御手段１６８および前記変速制御手段１５２に対応するＳ４において、車両発進の際の閉じ込み制御時に最大変速比γ_ｍａｘが保持されるように或いは変速比γが最大変速比γ_ｍａｘに到達させられるように、車速Ｖが所定車速Ｖ’以上となっても変速比γのフィードバック制御を禁止して閉じ込み制御を継続する指令が出力され、閉じ込み制御を継続するための変速指令信号Ｓ_Ｔ’が油圧制御回路１００へ出力される。

前記Ｓ３の判断が否定される場合は前記変速制御手段１５２に対応するＳ５において、回転速度差ΔＮ_ＩＮに基づいて変速比γのフィードバック制御を実行するための変速指令信号（油圧指令）Ｓ_Ｔが油圧制御回路１００へ出力される。

上述のように、本実施例によれば、閉じ込み制御が実行されているときの推力比τが変速比を最大変速比γ_ｍａｘとすることができる推力比τとされ且つ目標変速比γ^＊が最大変速比γ_ｍａｘであるときには、車速Ｖが所定車速Ｖ’以上であっても低車速用変速制御継続制御手段１６８により閉じ込み制御から変速比γのフィードバック制御へ切り換えられず、閉じ込み制御が継続されるので、目標変速比γ^＊である最大変速比γ_ｍａｘを成立させる位置まで伝動ベルト４８が戻らずに車両停止するベルト戻り不良が生じた場合であっても、車両発進の際には閉じ込み制御にてベルト滑りを防止しつつ変速比γを最大変速比γ_ｍａｘに到達させることができて発進性能を向上させることができる。

また、本実施例によれば、変速制御圧Ｐ_RATIOと挟圧力制御圧Ｐ_BELTとの比率を変速比γを最大変速比γ_ｍａｘとするための推力比τを発生させる予め定められた関係とするように、推力比コントロールバルブ１１８が予め設定されている機構的構成とされている油圧制御回路１００であるので、ベルト戻り不良が生じて最大変速比γ_ｍａｘより変速比γが小さな状態で車両停止したとしても再発進に際して閉じ込み制御により成り行きで（自動的に）最大変速比γ_ｍａｘとすることができる。

また、本実施例によれば、推力比コントロールバルブ１１８のスプール弁子１１８ａは、前記式（１）（変換すれば前記式（２））を満足するように作動するので、最大変速比γ_ｍａｘに対応する推力比τより大きな推力比τが可能なように（ａ／ｂ）やＦ_Ｓ／ｂが設定されると、変速比γが最大変速比γ_ｍａｘに保持可能となり良好な発進が行われる。

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。

例えば、前述の実施例において、最大変速比保持可否判定手段１６６は、推力比コントロールバルブ１１８により最大変速比γ_ｍａｘに保持可能であるか否かを図６の予め記憶された関係から実際の車速Ｖに基づいて判定したが、入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ４６ｃのそれぞれの回転速度から算出した遠心油圧、推力比コントロールバルブ１１８の油圧設定、およびスプリング１１８ｂの付勢力Ｆ_Ｓから閉じ込み制御時の実際の推力比τを算出し、最大変速比γ_ｍａｘを保持可能な推力比τであるか否かを判断しても良い。

例えば、前述の実施例における入力軸回転速度Ｎ_ＩＮやそれに関連する目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊などは、それら入力軸回転速度Ｎ_ＩＮなどに替えて、エンジン回転速度Ｎ_Ｅやそれに関連する目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊など、或いはタービン回転速度Ｎ_Ｔやそれに関連する目標タービン回転速度Ｎ_Ｔ ^＊などであっても良い。従って、入力軸回転速度センサ５６等の回転速度センサは、制御する必要がある回転速度に合わせて適宜備えられれば良い。

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。

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。

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。 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部分を示す要部油圧回路図である。 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。 無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じて必要油圧を求める必要油圧マップの一例を示す図である。 車速をパラメータとして変速比と推力比との予め求められて記憶された関係であって、最大変速比に対応する推力比より大きな推力比が可能なように設定された場合の一例を示す図である。 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２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち目標変速比が最大変速比であるときに変速比をその最大変速比に保持或いは到達させ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

１２：エンジン（走行用動力源）
１８：無段変速機
２４：駆動輪
４２：入力側可変プーリ（プライマリプーリ）
４６：出力側可変プーリ（セカンダリプーリ）
４８：伝動ベルト（ベルト）
４２ｃ：入力側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）
４６ｃ：出力側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）
５０：電子制御装置（変速制御装置）
１００：油圧制御回路（油圧回路）
１６８：低車速用変速制御継続制御手段

Claims (3)

1. 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に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無段変速機が配設された車両において、前記プライマリプーリの溝幅を可変するための推力を付与するプライマリプーリ側油圧シリンダと、前記セカンダリプーリの溝幅を可変するための推力を付与するセカンダリプーリ側油圧シリンダと、該プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧と該セカンダリプーリ側油圧シリンダ内の油圧との比率を予め定められた関係とする油圧回路とを備え、車速が所定車速未満であることを条件として、所定回転部材の実回転速度と目標回転速度との偏差を解消するための変速比のフィードバック制御を行わず、前記比率を予め定められた関係とする低車速用の変速制御を行う車両用無段変速機の変速制御装置であって、
   前記低車速用の変速制御を実行しているときの前記プライマリプーリ側油圧シリンダによる推力と前記セカンダリプーリ側油圧シリンダによる推力との比率である推力比が前記変速比を最大変速比とすることができる推力比とされ且つ前記目標変速比が最大変速比であるときには、車速が前記所定車速以上であっても前記低車速用の変速制御を継続する低車速用変速制御継続制御手段を含むことを特徴とする車両用無段変速機の変速制御装置。
2. 前記予め定められた関係とは、前記変速比を最大変速比とするための推力比を発生させるように予め設定されたものであり、
   前記油圧回路は、前記予め定められた関係とする推力比コントロールバルブを備えたものである請求項１の車両用無段変速機の変速制御装置。
3. 前記推力比コントロールバルブは、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポートを開閉してライン油圧を該入力ポートから出力ポートを経て推力比制御油圧を供給可能にするスプール弁子と、該スプール弁子を開弁方向へ付勢する付勢手段と、該スプール弁子に開弁方向の推力を付与するために挟圧力制御圧を受け入れる油室と、該スプール弁子に閉弁方向の推力を付与するために該出力ポートから出力された推力比制御油圧を受け入れるフィードバック油室とを備えたものであり、
   前記油室における挟圧力制御圧をＰ_BELT、該挟圧力制御圧の受圧面積をａ、前記フィードバック油室における推力比制御油圧をＰ_τ、推力比制御油圧の受圧面積をｂ、前記付勢手段の付勢力をＦ_Ｓとするとき、
   前記スプール弁子は、次式（１）を満足するように作動するものである請求項２の車両用無段変速機の変速制御装置。
   Ｐ_τ×ｂ＝Ｐ_BELT×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）

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