JP2007285510A - 車両用自動変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】自動変速機の入力トルクの伝達に必要な油圧が確保され且つ自動変速機の入力トルクの伝達のために過剰な油圧とならないような自動変速機の油圧制御の基になる入力トルクが得られる制御装置を提供する。
【解決手段】先読みエンジン回転速度算出手段１６６により差分トルクΔＴ_Ｅ（＝Ｔ_Ｅ０−Ｔ_Ｐｃ）、所定時間ｔ_ｄｆ、およびエンジンイナーシャＩ_Ｅに基づいて算出された先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆおよびトルクコンバータ１４の作動特性に基づいて、先読みトルコン出力トルク算出手段１７４により無段変速機１８の油圧制御の基になる先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆが算出されるので、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが入力されるタイミングで実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃに応じた無段変速機１８の油圧が発生させられて実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な油圧が確保され且つ実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達のために過剰な油圧とならない。
【選択図】図６

Description

本発明は、自動変速機の入力トルクに基づいて自動変速機の油圧を制御する車両用自動変速機の制御装置に係り、特に、その自動変速機の入力トルクの設定に関するものである。

車両用自動変速機の制御装置において、エンジンからトルクコンバータを介して自動変速機へ入力される入力トルクに基づいて自動変速機の油圧を制御するものが良く知られている。この自動変速機の油圧とは、例えば複数組の遊星歯車装置の要素を油圧式摩擦係合装置によって選択的に連結させることによりギヤ段を成立させる遊星歯車式多段変速機では、そのギヤ段を成立させるために作動させられる油圧式摩擦係合装置の係合圧すなわちその油圧式摩擦係合装置の油圧源であるライン油圧である。また、有効径が可変な一対の可変プーリに伝動ベルトが巻き掛けられたベルト式無段変速機では、例えば出力側の可変プーリに挟圧力を付与する出力側油圧シリンダの油圧すなわちベルト張力制御圧（挟圧力制御圧）である。このような自動変速機の油圧は、入力されたトルクをすべり無く伝達できる範囲で可及的に低い油圧に調圧されることが油圧ポンプを不要に駆動するための動力損失を少なくして燃費をよくするために必要であるため、その自動変速機の入力トルクに基づいて調圧される。このため、自動変速機の油圧制御に際して、自動変速機に入力される入力トルクを高い精度で推定することが望まれる。

例えば、特許文献１に記載された車両用自動変速機の制御装置では、エンジンからトルクコンバータを介して自動変速機に入力される入力トルクを、アクセルオンの車両走行状態等の車両の非安定状態ではスロットル開度や吸入空気量等のエンジン負荷に基づいて算出される推定エンジントルクにトルクコンバータのトルク比を掛けて算出する一方で、アクセルオフの車両停止状態等の車両の安定状態ではトルクコンバータの容量係数等の予め定められた作動特性に基づいて高い精度で推定している。

特開２００３−１３９２３９号公報

ところで、一般に、自動変速機の油圧制御回路においては、油圧指令に対して実際の油圧値にはある程度の油圧応答遅れが生じると考えられる。そうすると、自動変速機の入力トルクの推定値が高精度で得られたとしても、その自動変速機の入力トルクに基づいて自動変速機の油圧指令が出力された場合に実際の自動変速機の油圧に応答遅れが生じることから、自動変速機の入力トルクの伝達に必要な油圧（トルク容量、挟圧力制御圧）を保証することができない。この結果、摩擦係合装置の係合圧やベルト挟圧が不足した状態でトルクが自動変速機に入力されることにより、摩擦係合装置やベルトに滑りが過度に発生して耐久性が損なわれる可能性があった。

一方で、推定エンジントルクにトルクコンバータのトルク比を掛けて自動変速機の入力トルクを算出した場合は、スロットル開度等の変化に対して実際のエンジントルクの発生に応答遅れが生じることにより自動変速機の入力トルクに基づいた油圧指令値が過剰となることから、自動変速機の入力トルクの伝達のために必要以上の油圧（トルク容量、挟圧力制御圧）を発生することになる。この結果、その油圧発生のために油圧ポンプを必要以上に駆動することにより、動力損失が増えて燃費が悪化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、エンジンからの動力がトルクコンバータを介して入力される車両用自動変速機において、自動変速機の入力トルクに基づいて自動変速機の油圧を制御するときに、その入力トルクの伝達に必要な油圧が確保され且つ自動変速機の入力トルクの伝達のために過剰な油圧とならないような自動変速機の入力トルクが得られる制御装置を提供することにある。

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) エンジンからの動力がトルクコンバータを介して入力される自動変速機を備え、その自動変速機の入力トルクに基づいてその自動変速機の油圧を制御する車両用自動変速機の制御装置であって、(b) エンジン負荷に基づいて前記エンジンの推定出力トルクを算出する推定エンジントルク算出手段と、(c) 前記トルクコンバータの実際の入力トルクを算出する実トルコン入力トルク算出手段と、(d) 前記エンジンの推定出力トルクと前記トルクコンバータの実際の入力トルクとの差分トルクおよび前記自動変速機の油圧を制御する際の油圧応答遅れ時間に対応する所定時間に基づいて、その自動変速機の入力トルクに対応するその所定時間後の前記トルクコンバータの実際の出力トルクを先読みした先読みトルコン出力トルクを算出する先読みトルコン出力トルク算出手段とを、含み前記先読みトルコン出力トルクを基にして前記自動変速機の油圧制御を実行することにある。

このようにすれば、推定エンジントルク算出手段によりエンジン負荷に基づいて算出されたエンジンの推定出力トルクと実トルコン入力トルク算出手段により算出されたトルクコンバータの実際の入力トルクとの差分トルクおよび自動変速機の油圧を制御する際の油圧応答遅れ時間に対応する所定時間に基づいて、自動変速機の入力トルクに対応する所定時間後のトルクコンバータの実際の出力トルクを先読みした先読みトルコン出力トルクが先読みトルコン出力トルク算出手段により算出され、その先読みトルコン出力トルクを基にして前記自動変速機の油圧制御が実行されるので、実際に自動変速機の入力トルクが入力されるタイミングでその自動変速機の入力トルクに応じた自動変速機の油圧が発生することから、油圧応答遅れによる自動変速機の油圧不足が回避されると共に、必要以上の油圧発生が回避される。よって、自動変速機の入力トルクの伝達に必要な油圧が確保され且つ自動変速機の入力トルクの伝達のために過剰な油圧とならないような自動変速機の入力トルクが得られる。

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の車両用自動変速機の制御装置において、前記実トルコン入力トルク算出手段は、前記トルクコンバータの予め定められた作動特性に基づいてそのトルクコンバータの実際の入力トルクを算出するものである。このようにすれば、高い精度でトルクコンバータの実際の入力トルクが算出される。

また、請求項３にかかる発明は、請求項１または２に記載の車両用自動変速機の制御装置において、前記差分トルク、前記油圧応答遅れ時間に対応する所定時間、およびエンジン回転部慣性モーメントに基づいて、その所定時間後の前記エンジンの回転速度を先読みして算出する先読みエンジン回転速度算出手段を備え、前記先読みトルコン出力トルク算出手段は、前記先読みエンジン回転速度算出手段により算出された所定時間後のエンジン回転速度および前記トルクコンバータの予め定められた作動特性に基づいて前記先読みトルコン出力トルクを算出するものである。このようにすれば、高い精度で先読みトルコン出力トルクが算出される。

また、請求項４にかかる発明は、請求項１乃至３のいずれかに記載の車両用自動変速機の制御装置において、駆動輪から前記自動変速機へ入力される駆動輪側入力トルクが大きいか或いは大きくなると予想される運転状態であるか否かを判断する運転状態判断手段と、前記運転状態であると判断されるときには、前記自動変速機の油圧制御を実行する際の基になる前記自動変速機の入力トルクを前記先読みトルコン出力トルクよりも大きなトルクとする駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段とを、更に含むものである。このようにすれば、駆動輪側入力トルクが大きくなるときであっても、自動変速機の入力トルクの伝達に必要な油圧を保証することが可能となって、自動変速機の耐久性を向上することができる。

また、請求項５にかかる発明は、請求項４に記載の車両用自動変速機の制御装置において、前記駆動輪側入力トルクの推定値を算出する推定駆動輪側入力トルク算出手段を更に含み、前記駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段は、前記駆動輪側入力トルクの推定値に基づいて前記先読みトルコン出力トルクを補正するものである。このようにすれば、駆動輪側入力トルクに基づいて適正に増大補正された先読みトルコン出力トルクを基にして自動変速機の油圧制御を実行することができるので、過剰な油圧の発生を抑制することができて燃費悪化を抑制することができる。

また、請求項６にかかる発明は、請求項１乃至５のいずれかに記載の車両用自動変速機の制御装置において、前記自動変速機は、有効径が可変な一対のプーリとその一対のプーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機であり、前記自動変速機の油圧は、前記一対のプーリの何れかに挟圧力を付与するための油圧シリンダの油圧である。このようにすれば、先読みトルコン出力トルクに基づいて油圧シリンダの油圧が制御されるときに、無段変速機の入力トルクの伝達に必要な挟圧制御圧が確保され且つ無段変速機の入力トルクの伝達のために過剰な挟圧制御圧とならない。

ここで、好適には、前記自動変速機は、複数組の遊星歯車装置の回転要素が油圧式摩擦係合装置によって選択的に連結されることにより複数のギヤ段が択一的に達成される例えば前進４段、前進５段、前進６段、更にはそれ以上の変速段を有する等の種々の遊星歯車式多段変速機、動力伝達部材として機能する伝動ベルトが有効径が可変である一対の可変プーリに巻き掛けられ変速比が無段階に連続的に変化させられる形式のベルト式無段変速機などにより構成される。

また、好適には、前記自動変速機の車両に対する搭載姿勢は、その自動変速機の軸線が車両の幅方向となるＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車両などの横置き型でも、その自動変速機の軸線が車両の前後方向となるＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車両などの縦置き型でも良い。

また、好適には、上記遊星歯車式多段変速機における油圧式摩擦係合装置としては、油圧アクチュエータによって係合させられる多板式、単板式のクラッチやブレーキ、或いはベルト式のブレーキ等の油圧式摩擦係合装置が広く用いられる。この油圧式摩擦係合装置を係合させるための作動油を供給するオイルポンプは、例えばエンジンにより駆動されて作動油を吐出するものでも良いが、エンジンとは別に配設された専用の電動モータなどで駆動されるものでも良い。

また、好適には、前記エンジン負荷は、エンジンに対する要求負荷であって、例えばアクセルペダルの踏込量を示すアクセル操作量（アクセル開度）、そのアクセル開度に応じた開き角とされるスロットル弁開度、吸入空気量、燃料噴射量、または目標スロットル弁開度から求められる吸入空気量や燃料噴射量などが用いられる。

また、好適には、前記エンジンとしては、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、電動機等がこのエンジンに加えて用いられても良い。

なお、この明細書で「油圧を供給する」という場合は、「油圧を作用させ」或いは「その油圧に制御された作動油を供給する」ことを意味する。

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１００（図２、図３参照）内の図示しない切換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（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溝幅を可変とする推力を付与する入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ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の踏込操作量であるアクセル操作量（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、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内の図示しないオンオフソレノイド弁やロックアップクラッチ２６のトルク容量を調節するリニアソレノイド弁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。

このライン油圧Ｐ_Ｌは、例えば無段変速機１８へ入力される変速機入力トルクＴ_ＩＮに応じた値が得られるように出力された上記指令信号に従って駆動されるリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいて、油圧制御回路１００内の図示しない例えばリリーフ型調圧弁（レギュレータバルブ）によってエンジン１２により回転駆動される機械式オイルポンプ２８から発生する油圧を元圧として調圧される。

シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、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。

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、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ＵＰ１１６および変速比コントロールバルブＤＮ１１８、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を備えている。

上記マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａにはライン油圧Ｐ_Ｌを元圧として図示しないモジュレータバルブによって調圧された一定圧のモジュレータ油圧Ｐ_Ｍが供給される、すなわちモジュレータバルブによってモジュレータ油圧Ｐ_Ｍに調圧された作動油が供給される。

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、モジュレータ油圧Ｐ_Ｍ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、モジュレータ油圧Ｐ_Ｍ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共に解放させられる。

変速比コントロールバルブＵＰ１１６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１１６ｔおよび入出力ポート１１６ｉを開閉するスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを入出力ポート１１６ｔと入出力ポート１１６ｉとが連通する方向へ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、スプール弁子１１６ａに入出力ポート１１６ｔと入出力ポート１１６ｉとが連通する方向の推力を付与するために電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_Ｓ２を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａに入出力ポート１１６ｉを閉弁する方向の推力を付与するために電子制御装置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Ｐ_Ｓ１を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。

また、変速比コントロールバルブＤＮ１１８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１１８ｔを開閉するスプール弁子１１８ａと、そのスプール弁子１１８ａを閉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、スプール弁子１１８ａに閉弁方向の推力を付与するために電子制御装置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Ｐ_Ｓ１を受け入れる油室１１８ｃと、スプール弁子１１８ａに開弁方向の推力を付与するために電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_Ｓ２を受け入れる油室１１８ｄとを備えている。

ソレノイド弁ＤＳ１は、入力側油圧シリンダ４２ｃへ作動油を供給してその油圧（変速制御圧Ｐ_RATIO）を高め入力側可変プーリ４２のＶ溝幅を小さくして変速比γを小さくする側すなわちアップシフト側へ制御するために制御油圧Ｐ_Ｓ１を出力する。また、ソレノイド弁ＤＳ２は、入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油を排出して変速制御圧Ｐ_RATIOを低め入力側可変プーリ４２のＶ溝幅を大きくして変速比γを大きくする側すなわちダウンシフト側へ制御するために制御油圧Ｐ_Ｓ２を出力する。

具体的には、制御油圧Ｐ_Ｓ１が出力されると変速比コントロールバルブＵＰ１１６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が連続的に制御され、制御油圧Ｐ_Ｓ２が出力されると入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が入出力ポート１１６ｔから入出力ポート１１６ｉさらに入出力ポート１１８ｔを経て排出ポート１１８ｘから排出されて変速制御圧Ｐ_RATIOがな連続的に制御される。

例えば図４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γmin と最大変速比γmax の範囲内で定められる。

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出力ポート１１０ｔを開閉するスプール弁子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、スプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために電子制御装置５０によってデューティ制御されるリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴ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した挟圧力制御圧Ｐ_BELTを受け入れるフィードバック油室１１０ｄとを備えており、リニアソレノイド弁ＳＬＴからの制御油圧Ｐ_ＳＬＴをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌを連続的に調圧制御して挟圧力制御圧Ｐ_BELTを出力する。

例えば図５に示すような伝達トルクに対応する変速機入力トルクＴ_ＩＮ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記憶された関係（挟圧力マップ）から例えば所定の手順で設定された変速機入力トルクＴ_ＩＮおよび実際の変速比γ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が調圧され、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。

図６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６において、変速制御手段１５０は、例えば図４に示すような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Ｎ_ＩＮ ^＊を設定し、実入力軸回転速度Ｎ_ＩＮがその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）に応じて無段変速機１８の変速比γ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を調圧する変速制御指令信号（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。

ベルト挟圧力制御手段１５２は、例えば図５に示すような挟圧力マップから実際の変速比γおよび所定の手順で設定された変速機入力トルクＴ_ＩＮに基づいて伝動ベルト４８のベルト挟圧力すなわち出力側油圧シリンダ４６ｃの必要油圧Ｐ_BELT ^＊を設定し、その必要油圧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を調圧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およびソレノイド弁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ＳＬＴを作動させて挟圧力制御圧Ｐ_BELTを調圧する。

エンジン出力制御手段１５４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１５４は、アクセル開度Ａccが大きくなる程大きな開き角とされるように予め定められたスロットル開度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２８へ出力し、スロットル開度θ_ＴＨに対応する吸入空気量Ａおよび燃料噴射量Ｆ（すなわち空燃比Ａ／Ｆ）となるように噴射信号を燃料噴射装置７８へ出力してエンジン１２の出力トルク（以下エンジントルクという）Ｔ_Ｅを制御する。

ところで、油圧制御回路１００においては、上記変速制御指令信号Ｓ_Ｔや上記挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂに対して実際の油圧値例えばライン圧や変速制御圧Ｐ_RATIOや挟圧力制御圧Ｐ_BELT等にはある程度の油圧応答遅れが生じることが良く知られている。

例えば、ベルト挟圧力制御手段１５２において、所定の手順で設定された変速機入力トルクＴ_ＩＮとして実際の変速機入力トルク（以下実変速機入力トルクという）Ｔ_ＩＮｃを用い、その実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃに基づいて設定した必要油圧Ｐ_BELT ^＊が得られるように挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂが油圧制御回路１００へ出力されると、油圧制御回路１００の応答遅れにより実際の挟圧力制御圧Ｐ_BELTは必要油圧Ｐ_BELT ^＊に対して小さくなる。そうすると、必要油圧Ｐ_BELT ^＊が不足した状態ですなわち実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な挟圧力制御圧Ｐ_BELTが不足した状態で実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが無段変速機１８へ入力されることになり、ベルト滑りが過度に発生して耐久性が損なわれる可能性がある。

一方で、同じくベルト挟圧力制御手段１５２において、所定の手順で設定された変速機入力トルクＴ_ＩＮとしてスロットル弁開度θ_ＴＨやそのスロットル弁開度θ_ＴＨから求まる吸入空気量Ａ等のエンジン負荷に基づいて算出された推定エンジントルクＴ_Ｅ０にトルクコンバータ１４のトルク比（＝トルクコンバータ１４の出力トルク（以下トルコン出力トルクという）Ｔ_Ｔ／トルクコンバータ１４の入力トルク（以下トルコン入力トルクという）Ｔ_Ｐ）ｔを掛けて算出された推定変速機入力トルクＴ_ＩＮ０を用い、その推定変速機入力トルクＴ_ＩＮ０に基づいて設定した必要油圧Ｐ_BELT ^＊が得られるように挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂが油圧制御回路１００へ出力されると、特にスロットル弁開度θ_ＴＨが増加する加速操作中である場合にはスロットル弁開度θ_ＴＨ等の増大に対して実際のエンジントルク（以下実エンジントルクという）Ｔ_Ｅｃの発生に応答遅れが生じることにより実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃにも応答遅れが生じて必要油圧Ｐ_BELT ^＊は実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃに対して大きくなる。つまり、推定エンジントルクＴ_Ｅ０に基づいた必要油圧Ｐ_BELT ^＊が実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃに対して過剰となる。そうすると、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達のために必要以上の挟圧力制御圧Ｐ_BELTを発生することになり、挟圧力制御圧Ｐ_BELT発生のためのオイルポンプ２８駆動による動力損失が増えて燃費が悪化する可能性がある。

そこで、本実施例では、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な無段変速機１８の油圧が確保され且つ実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達のために過剰な油圧とならないように、無段変速機１８の油圧制御の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを所定の手順で設定する。以下に、その変速機入力トルクＴ_ＩＮを設定する所定の手順を詳細に説明する。

なお、前進走行時には、前進用クラッチＣ１の係合によりタービン軸３４が入力軸３６に直結されて変速機入力トルクＴ_ＩＮがトルコン出力トルクＴ_Ｔに等しくなることから、前進走行時と後進走行時とを特に区別しない場合にはトルコン出力トルクＴ_Ｔは変速機入力トルクＴ_ＩＮを表すものとする。本実施例では、前進走行時を前提として変速機入力トルクＴ_ＩＮの設定を説明するが、後進走行時の場合にはトルコン出力トルクＴ_Ｔに前後進切換装置１６の所定の変速比を掛けることにより変速機入力トルクＴ_ＩＮとなる。また、トルクコンバータ１４の入力回転速度はエンジン回転速度Ｎ_Ｅに等しいので、エンジン回転速度Ｎ_Ｅで表す。

図６に戻り、推定エンジントルク算出手段１５６は、スロットル弁開度θ_ＴＨ、吸入空気量Ａ、燃料噴射量Ｆ、空燃比Ａ／Ｆなどのエンジン１２に要求される負荷（出力）すなわちエンジン負荷に基づいて推定エンジントルクＴ_Ｅ０を算出（推定）する。例えば、推定エンジントルク算出手段１５６は、図７に示すようなスロットル弁開度θ_ＴＨ（或いは吸入空気量Ａ）をパラメータとしてエンジン回転速度Ｎ_Ｅと推定エンジントルク（エンジントルク推定値）Ｔ_Ｅ０との予め実験的に求められて記憶された関係（エンジントルクマップ）から実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅおよびスロットル弁開度θ_ＴＨ（或いは吸入空気量Ａ）に基づいて推定エンジントルクＴ_Ｅ０を求める。或いは、推定エンジントルク算出手段１５６は、よく知られた式からエンジン１２の吸入負圧に基づいてエンジン負荷率を算出し、そのエンジン負荷率により推定エンジントルクＴ_Ｅ０を算出する。

実トルコン入力トルク算出手段１５８は、実際のトルコン入力トルク（以下実トルコン入力トルクという）Ｔ_Ｐｃを算出する。例えば、実トルコン入力トルク算出手段１５８は、トルクコンバータ１４の容量係数Ｃなどの予め定められた作動特性に基づいて実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃを算出する。

より具体的には、図８に示すように、実トルコン入力トルク算出手段１５８は、エンジン回転速度Ｎ_Ｅおよびタービン回転速度Ｎ_Ｔに基づいてトルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝Ｎ_Ｔ／Ｎ_Ｅ）を算出する速度比演算部１６０、図９に示すような速度比ｅに対するトルク比ｔ、効率η、および容量係数Ｃがそれぞれ定められている予め記憶された関係（トルクコンバータ特性曲線）から、速度比演算部１６０で算出された実際の速度比ｅに基づいてトルクコンバータ１４の容量係数Ｃを算出する容量係数演算部１６２、次式（１）に示す関係からその容量係数Ｃおよびエンジン回転速度Ｎ_Ｅに基づいて実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃを算出する実トルコン入力トルク演算部１６４を備え、トルクコンバータ１４の予め定められた作動特性に基づいて実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃを算出する。
Ｔ_Ｐｃ＝Ｃ×Ｎ_Ｅ ^２ ・・・（１）

図６に戻り、先読みエンジン回転速度算出手段１６６は、前記推定エンジントルクＴ_Ｅ０と前記実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃとの差分トルクΔＴ_Ｅ、無段変速機１８の油圧を制御する際の油圧応答遅れ時間ｔ_ｄに対応する所定時間ｔ_ｄｆ、およびエンジン回転部慣性モーメント（エンジンイナーシャ）Ｉ_Ｅに基づいて、所定時間ｔ_ｄｆ後のエンジン回転速度Ｎ_Ｅを先読みした先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆを算出する。つまり、トルコン入力トルクＴ_Ｐの増分値である差分トルクΔＴ_ＥとエンジンイナーシャＩ_Ｅとから油圧応答遅れ分を先読みした先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆを算出する。

ここで、油圧応答遅れ時間ｔ_ｄは予め実験的に求められて記憶された定数（実験値）であり、エンジンイナーシャＩ_Ｅは設計的にもしくは予め実験的に求められて記憶された定数（実験値）である。また、所定時間ｔ_ｄｆは、現時点から油圧応答遅れ時間ｔ_ｄ分だけ経過した時点の車両状態を現時点にて油圧応答遅れ時間ｔ_ｄを考慮して算出するための先読み時間であって、油圧応答遅れ時間ｔ_ｄと同程度の時間が設定される。例えば、所定時間ｔ_ｄｆは、０．１秒程度に設定される。

より具体的には、図１０に示すように、先読みエンジン回転速度算出手段１６６は、推定エンジントルクＴ_Ｅ０および実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃに基づいて差分トルクΔＴ_Ｅ（＝Ｔ_Ｅ０−Ｔ_Ｐｃ）を算出するトルコン入力トルク増分演算部１６８、次式（２）を基本式とする次式（３）に示す関係からその差分トルクΔＴ_Ｅ、エンジンイナーシャＩ_Ｅ、および所定時間ｔ_ｄｆに基づいてトルクコンバータ１４の出力増分回転速度としてのエンジン回転速度増分ΔＮ_Ｅを算出するエンジン回転速度増分演算部１７０、現在のエンジン回転速度Ｎ_Ｅおよびそのエンジン回転速度増分ΔＮ_Ｅに基づいて先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆ（＝Ｎ_Ｅ＋ΔＮ_Ｅ）を算出する先読みエンジン回転速度演算部１７２を備え、差分トルクΔＴ_Ｅ、所定時間ｔ_ｄｆ、およびエンジンイナーシャＩ_Ｅに基づいて先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆを算出する。
Ｉ_Ｅ×（ｄＮ_Ｅ／ｄｔ）＝ΔＴ_Ｅ ・・・（２）
ΔＮ_Ｅ＝ΔＴ_Ｅ／Ｉ_Ｅ×ｔ_ｄｆ ・・・（３）

図６に戻り、先読みトルコン出力トルク算出手段１７４は、前記先読みエンジン回転速度算出手段１６６により差分トルクΔＴ_Ｅおよび所定時間ｔ_ｄｆに基づいて算出された先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆ、およびトルクコンバータ１４の容量係数Ｃ、トルク比ｔなどの予め定められた作動特性に基づいて、変速機入力トルクＴ_ＩＮに対応する所定時間ｔ_ｄｆ後の実際のトルコン出力トルク（以下実トルコン出力トルクという）Ｔ_Ｔｃを先読みした先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを算出する。つまり、先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆとトルクコンバータ１４の予め定められた作動特性とから油圧応答遅れ分を先読みした先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを算出する。

より具体的には、図１１に示すように、先読みトルコン出力トルク算出手段１７４は、先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆおよびタービン回転速度Ｎ_Ｔに基づいて所定時間ｔ_ｄｆ後のトルクコンバータ１４の速度比ｅを先読みした先読み速度比ｅ_ｆ（＝Ｎ_Ｔ／Ｎ_Ｅｆ）を算出する先読み速度比演算部１７６、前記図９に示すような予め記憶されたトルクコンバータ特性曲線からその先読み速度比ｅ_ｆに基づいて所定時間ｔ_ｄｆ後のトルクコンバータ１４の容量係数Ｃを先読みした先読み容量係数Ｃ_ｆを算出する先読み容量係数演算部１７８、前記図９に示すような予め記憶されたトルクコンバータ特性曲線からその先読み速度比ｅ_ｆに基づいて所定時間ｔ_ｄｆ後のトルクコンバータ１４のトルク比ｔを先読みした先読みトルク比ｔ_ｆを算出する先読みトルク比演算部１８０、次式（４）に示す関係からその先読み容量係数Ｃ_ｆ、先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆ、および先読みトルク比ｔ_ｆに基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを算出する先読みトルコン出力トルク演算部１８２を備え、先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆおよびトルクコンバータ１４の予め定められた作動特性に基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを算出する。
Ｔ_Ｔｆ＝Ｃ_ｆ×Ｎ_Ｅｆ ^２×ｔ_ｆ ・・・（４）

図１２は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち無段変速機１８の油圧制御の基になる先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを設定するため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、ステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、エンジン回転速度Ｎ_Ｅ、タービン回転速度Ｎ_Ｔ、スロットル弁開度θ_ＴＨ、所定時間ｔ_ｄｆ、エンジンイナーシャＩ_Ｅなどが読み込まれる。

続いて、前記推定エンジントルク算出手段１５６に対応するＳ２において、例えば図７に示すようなエンジントルクマップから実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅおよびスロットル弁開度θ_ＴＨ（或いは吸入空気量Ａ）に基づいて推定エンジントルクＴ_Ｅ０（＝エンジントルクマップ（エンジン回転速度Ｎ_Ｅ、スロットル弁開度θ_ＴＨ））が求められる。

続いて、前記実トルコン入力トルク算出手段１５８に対応するＳ３において、トルクコンバータ１４の容量係数Ｃなどの予め定められた作動特性に基づいて実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃが算出される。具体的には、前記速度比演算部１６０に対応するＳ３１において、エンジン回転速度Ｎ_Ｅおよびタービン回転速度Ｎ_Ｔに基づいてトルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝Ｎ_Ｔ／Ｎ_Ｅ）が算出される。次いで、前記容量係数演算部１６２に対応するＳ３２において、例えば図９に示すようなトルクコンバータ特性曲線から上記Ｓ３１にて算出された速度比ｅに基づいてトルクコンバータ１４の容量係数Ｃ（＝トルクコンバータ特性曲線（速度比ｅ））が算出される。さらに、前記実トルコン入力トルク演算部１６４に対応するＳ３３において、上記Ｓ３２にて算出された容量係数Ｃおよびエンジン回転速度Ｎ_Ｅに基づいて実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃ（＝Ｃ×Ｎ_Ｅ ^２）が算出される。

続いて、前記先読みエンジン回転速度算出手段１６６に対応するＳ４において、トルコン入力トルクＴ_Ｐの増分トルクである差分トルクΔＴ_Ｅ、油圧応答遅れ時間ｔ_ｄに対応する所定時間ｔ_ｄｆ、およびエンジンイナーシャＩ_Ｅに基づいて先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆが算出される。具体的には、前記トルコン入力トルク増分演算部１６８に対応するＳ４１において、前記Ｓ２にて算出された推定エンジントルクＴ_Ｅ０および前記Ｓ３にて算出された実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃに基づいて差分トルクΔＴ_Ｅ（＝Ｔ_Ｅ０−Ｔ_Ｐｃ）が算出される。次いで、前記エンジン回転速度増分演算部１７０に対応するＳ４２において、上記Ｓ４１にて算出された差分トルクΔＴ_Ｅ、エンジンイナーシャＩ_Ｅ、および所定時間ｔ_ｄｆに基づいてエンジン回転速度増分ΔＮ_Ｅ（＝ΔＴ_Ｅ／Ｉ_Ｅ×ｔ_ｄｆ）が算出される。さらに、前記先読みエンジン回転速度演算部１７２に対応するＳ４３において、現在のエンジン回転速度Ｎ_Ｅおよび上記Ｓ４２にて算出されたエンジン回転速度増分ΔＮ_Ｅに基づいて先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆ（＝Ｎ_Ｅ＋ΔＮ_Ｅ）が算出される。

続いて、前記先読みトルコン出力トルク算出手段１７４に対応するＳ５において、先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆ、およびトルクコンバータ１４の容量係数Ｃ、トルク比ｔなどの予め定められた作動特性に基づいて、無段変速機１８の油圧制御の基になる先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆが算出される。具体的には、前記先読み速度比演算部１７６に対応するＳ５１において、前記Ｓ４にて算出された先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆおよびタービン回転速度Ｎ_Ｔに基づいて先読み速度比ｅ_ｆ（＝Ｎ_Ｔ／Ｎ_Ｅｆ）が算出される。次いで、前記先読み容量係数演算部１７８に対応するＳ５２において、例えば図９に示すようなトルクコンバータ特性曲線から上記Ｓ５１にて算出された先読み速度比ｅ_ｆに基づいてトルクコンバータ１４の先読み容量係数Ｃ_ｆ（＝トルクコンバータ特性曲線（先読み速度比ｅ_ｆ））が算出される。また、前記先読みトルク比演算部１８０に対応するＳ５３において、例えば図９に示すようなトルクコンバータ特性曲線から上記Ｓ５１にて算出された先読み速度比ｅ_ｆに基づいてトルクコンバータ１４の先読みトルク比ｔ_ｆ（＝トルクコンバータ特性曲線（先読み速度比ｅ_ｆ））が算出される。さらに、前記先読みトルコン出力トルク演算部１８２に対応するＳ５４において、上記Ｓ５２にて算出された先読み容量係数Ｃ_ｆ、前記Ｓ４にて算出された先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆ、および上記Ｓ５３にて算出された先読みトルク比ｔ_ｆに基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆ（＝Ｃ_ｆ×Ｎ_Ｅｆ ^２×ｔ_ｆ）が算出される。

図１３は、アクセルペダル６８が定常状態のときにｔ_０時点にてアクセルペダル６８が踏み込み操作された場合のトルコン出力トルクＴ_Ｔの模式図である。

図１３において、一点鎖線は、前記実トルコン入力トルク算出手段１５８（図１２のＳ３）により容量係数Ｃなどの予め定められた作動特性に基づいて算出された実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃ（＝Ｃ×Ｎ_Ｅ ^２）にトルク比ｔ（＝トルクコンバータ特性曲線（速度比ｅ））を掛けて算出された実トルコン出力トルクＴ_Ｔｃすなわち実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃである。この実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが必要伝達トルク容量となる。

また、破線は、この実トルコン出力トルクＴ_Ｔｃに基づいて無段変速機１８の油圧指令が出力される従来例の場合の伝達トルク容量であって、油圧応答遅れが生じたために無段変速機１８に入力される実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃのトルク伝達に必要なトルク容量を保証することができないことを示している。

また、二点鎖線は、前記推定エンジントルク算出手段１５６（図１２のＳ２）により算出された推定エンジントルクＴ_Ｅ０（＝エンジントルクマップ（エンジン回転速度Ｎ_Ｅ、スロットル弁開度θ_ＴＨ））にトルク比ｔ（＝トルクコンバータ特性曲線（速度比ｅ））を掛けて算出された推定トルコン出力トルクＴ_Ｔ０すなわち推定変速機入力トルクＴ_ＩＮ０である。前述したように、この推定トルコン出力トルクＴ_Ｔ０に基づいて無段変速機１８の油圧指令が出力されると、実エンジントルクＴ_Ｅｃの発生に応答遅れが生じる分指令油圧が過剰となり、油圧発生のためのオイルポンプ２８駆動等による動力損失が増えて燃費を悪化させる可能性がある。

そこで、油圧の応答遅れ時間分だけ実トルコン出力トルクＴ_Ｔｃ（実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃ）を先読みすることによって、変速機入力トルクＴ_ＩＮに基づいて無段変速機１８の油圧を制御するときに実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な油圧が確保され且つ実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達のために過剰な油圧とならないような先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを演算する。実線は、電子制御装置５０の制御作動により設定された（図１２のフローチャート）無段変速機１８の油圧制御の基になるその先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆである。

上述のように、本実施例によれば、推定エンジントルク算出手段１５６によりエンジン負荷に基づいて算出された推定エンジントルクＴ_Ｅ０と実トルコン入力トルク算出手段１５８により算出された実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃとの差分トルクΔＴ_Ｅ、無段変速機１８の油圧を制御する際の油圧応答遅れ時間ｔ_ｄに対応する所定時間ｔ_ｄｆ、およびエンジンイナーシャＩ_Ｅに基づいて先読みエンジン回転速度算出手段１６６により算出された先読みエンジン回転速度Ｎ_Ｅｆ、およびトルクコンバータ１４の容量係数Ｃ、トルク比ｔなどの予め定められた作動特性に基づいて、先読みトルコン出力トルク算出手段１７４により先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆが算出され、その先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに基づいて無段変速機１８の油圧が制御されるので、実トルコン出力トルクＴ_Ｔｃ（実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃ）が入力されるタイミングでその実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃに応じた無段変速機１８の油圧が発生させられることから、油圧応答遅れによる無段変速機１８の油圧不足が回避されると共に、必要以上の油圧発生が回避される。よって、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な油圧が確保され且つ実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達のために過剰な油圧とならないような無段変速機１８の油圧制御の基になる先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆが得られる。

また、本実施例によれば、実トルコン入力トルク算出手段１５８は、トルクコンバータ１４の予め定められた作動特性に基づいて実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃを算出するので、高い精度で実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃが算出される。

また、本実施例によれば、先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに基づいて出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧（挟圧力制御圧Ｐ_BELT）が制御されるときに、実トルコン出力トルクＴ_Ｔｃ（実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃ）の伝達に必要な挟圧力制御圧Ｐ_BELTが確保され且つ実トルコン出力トルクＴ_Ｔｃの伝達のために過剰な挟圧力制御圧Ｐ_BELTとならない。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において実施例相互に共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

前述の実施例では、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを油圧の応答遅れ時間分だけ実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃを先読みした先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆとすることによって、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な油圧を確保し且つ実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達のために過剰な油圧となることを抑制した。

ところで、低μ路などで駆動輪２４がスリップした後に高μ路で駆動輪２４がグリップしたときや悪路で駆動輪２４が空中から接地したときなど、駆動輪２４から無段変速機１８へ入力される駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが上記先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに対して無視できない程増大する可能性がある。また、エアコン用コンプレッサやオルタネータ等のエンジン１２に作動的に連結されて駆動される補機の負荷（以下、補機負荷という）ＡＵＸが小さくなって実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大する可能性がある。しかしながら、この先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆは駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが無視できない場合等を想定していないため、このような場合にそのまま先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを基にして無段変速機１８の油圧制御を実行すると例えばベルト滑りが発生して無段変速機１８の耐久性が損なわれる可能性がある。

そこで、本実施例では、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であるときには、例えば駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きいか或いは大きくなると予想される運転状態であったり、或いは補機負荷ＡＵＸの小さくなる側への変動量（すなわち減少量）ｄＡＵＸ⁻が大きくなる運転状態であるときには、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆよりも大きなトルクとする。

具体的には、図１４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って、前記図６に相当する図である。この図１４においては、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であるか否かを判断する運転状態判断手段２００、および実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であるときには変速機入力トルクＴ_ＩＮを先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆよりも大きなトルクとする駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４を更に備えている点等が図６と主に相違する。

運転状態判断手段２００は、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であるか否かを、例えば駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きいか或いは大きくなると予想される運転状態であるか否かに基づいて、或いは補機負荷ＡＵＸの減少量ｄＡＵＸ⁻が大きくなる運転状態であるか否かに基づいて判断する。

運転状態判断手段２００によって判断される実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態について以下に例示する。

アクセルオン且つブレーキオンの場合、発生駆動力が大きいにも拘わらず車両が走行していない（或いは想定よりも走行していない）所謂ストール状態となり、その後ブレーキオフとされると急発進（急加速）→駆動輪２４のスリップ→駆動輪２４のグリップという車両挙動が予想され、駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが無視できないと考えられる。そこで、運転状態判断手段２００は、アクセル開度信号Ａccに基づいてアクセルペダル６８の操作の有無を判定するアクセル操作判定手段２０２と、ブレーキ操作信号Ｂ_ＯＮに基づいてフットブレーキ操作の有無を判定するブレーキ操作判定手段２０４とを備え、アクセルオンが判定され且つブレーキオンが判定された場合に駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きくなると予想される運転状態であると判断する。

また、アクセルオン且つブレーキオフの場合、駆動輪２４がスリップ状態となると、その後駆動輪２４のグリップという車両挙動が予想され、駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが無視できないと考えられる。そこで、運転状態判断手段２００は、駆動輪２４がスリップ状態であるか否かを判定する駆動輪スリップ判定手段２０６を更に備え、駆動輪２４がスリップ状態であると判定された場合に駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きくなると予想される運転状態であると判断する。

前記駆動輪スリップ判定手段２０６は、例えば駆動輪２４の車輪速と従動輪の車輪速との速度差が所定速度（例えば１０km/h）を超えるまでは駆動輪２４はスリップしていないと判定し、速度差がその所定速度を超えるとスリップ状態であると判定する。また、駆動輪スリップ判定手段２０６は、例えば上記速度差が所定解除速度（例えば２km/h）以下となるとスリップ状態の判定を解除する。

また、アクセルオフ且つブレーキオンの場合、車両の加速度Ｇ^＋が所定値以下（すなわち車両の減速度Ｇ⁻が所定値以上）の急減速状態となると、駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが無視できないと考えられる。そこで、運転状態判断手段２００は、車両が急減速状態であるか否かを判定する急減速判定手段２０８を更に備え、車両が急減速状態であると判定された場合に駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きい運転状態であると判断する。

前記急減速判定手段２０８は、例えば車両の加速度Ｇ^＋としての車速Ｖの変化率（以下、車速変化率）ｄＶが所定値を超えているか否かを判定し、車速変化率ｄＶが所定値以下であるときに車両が急減速状態であると判定する。この所定値は、駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが無視できないと考えられる程の急減速状態を判定するための予め実験的に求められて記憶された急減速判定値である。

また、補機負荷ＡＵＸが小さくなる場合、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大すると予想される。そこで、運転状態判断手段２００は、補機負荷ＡＵＸを推定する補機負荷推定手段２１０と、推定された補機負荷ＡＵＸに基づいて補機負荷ＡＵＸの減少量ｄＡＵＸ⁻が所定値を超えていないか否かを判定する補機負荷変動量判定手段２１２とを更に備え、補機負荷ＡＵＸの減少量ｄＡＵＸ⁻が所定値以上であると判定された場合に実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であると判断する。この所定値は、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの増大が無視できないと考えられる程の減少量ｄＡＵＸ⁻の大きさであることを判定するための予め実験的に求められて記憶された補機負荷変動判定値である。

前記補機負荷推定手段２１０は、例えば予め実験的に求められて記憶された関係からオルタネータの発電電圧と発電電流とに基づいてオルタネータによる駆動負荷を算出すると共に、予め実験的に求められて記憶された関係からエアコンスイッチのオン状態や車室内の気温などに基づいて求めたエアコン用コンプレッサの稼働容量に基づいてエアコン用コンプレッサによる駆動負荷を算出するなどし、オルタネータによる駆動負荷やエアコン用コンプレッサによる駆動負荷などを合算して補機負荷ＡＵＸを推定する。

駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４は、前記運転状態判断手段２００により実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であると判断されるときには、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な油圧が保証されて無段変速機１８の耐久性が向上するように、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆよりも大きなトルクとする。例えば、駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４は、容量係数法によるトルク推定すなわち先読みトルコン出力トルク算出手段１７４によるトルクコンバータ１４の容量係数Ｃ等に基づく先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆの算出を禁止し、変速機入力トルクＴ_ＩＮとして先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに替えてその先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆより大きな前記推定トルコン出力トルクＴ_Ｔ０（図１３の二点鎖線参照）を用いる。駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４は、例えば図９に示すようなトルクコンバータ特性曲線から速度比演算部１６０により算出された速度比ｅに基づいてトルク比ｔを算出し、前記推定エンジントルク算出手段１５６により算出された推定エンジントルクＴ_Ｅ０にそのトルク比ｔを掛けて推定トルコン出力トルクＴ_Ｔ０を算出する。

図１５は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを適切に設定するため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、前記アクセル操作判定手段２０２に対応するＳＡ１において、アクセル開度信号Ａccに基づいてアクセルオフであるか否かが判定される。

前記ＳＡ１の判断が肯定される場合は前記ブレーキ操作判定手段２０４に対応するＳＡ２において、ブレーキ操作信号Ｂ_ＯＮに基づいてブレーキオフであるか否かが判定される。

前記ＳＡ２の判断が否定される場合は前記急減速判定手段２０８に対応するＳＡ３において、車両の加速度Ｇ^＋としての車速変化率ｄＶが所定値を超えているか否かが判定される。

前記ＳＡ１の判断が否定される場合は前記ブレーキ操作判定手段２０４に対応するＳＡ４において、ブレーキ操作信号Ｂ_ＯＮに基づいてブレーキオフであるか否かが判定される。

前記ＳＡ４の判断が肯定される場合は前記駆動輪スリップ判定手段２０６に対応するＳＡ５において、駆動輪２４がスリップしていないか否かが、例えば駆動輪２４の車輪速と従動輪の車輪速との速度差が所定速度を超えていないか否かに基づいて判定される。

前記ＳＡ２の判断が肯定されるか、前記ＳＡ３の判断が肯定されるか、或いは前記ＳＡ５の判断が肯定される場合は前記補機負荷変動量判定手段２１２に対応するＳＡ６において、推定された補機負荷ＡＵＸに基づいて補機負荷ＡＵＸの減少量ｄＡＵＸ⁻が所定値を超えていないか否かが判定される。

前記ＳＡ６の判断が肯定される場合は前記図１２のフローチャートに対応するＳＡ７において、容量係数法によるトルク推定が実施される。すなわちトルクコンバータ１４の容量係数Ｃ等に基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆが算出される。そして、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮがこの先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆとされる。

前記ＳＡ３の判断が否定されるか、前記ＳＡ４の判断が否定されるか、前記ＳＡ５の判断が否定されるか、或いは前記ＳＡ６の判断が否定される場合は前記駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４に対応するＳＡ８において、容量係数法によるトルク推定が禁止される。そして、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮが先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに替えてその先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆより大きな例えば推定トルコン出力トルクＴ_Ｔ０とされる。

上述のように、本実施例によれば、前述の実施例１の効果に加え、運転状態判断手段２００により実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であると判断されるときには、例えば運転状態判断手段２００により駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きいか或いは大きくなると予想される運転状態であると判断されるときには、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮが駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４により先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆよりも大きなトルクとされるので、例えば駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きくなるときであっても、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な油圧が保証されて無段変速機１８の耐久性が向上する。

前述の実施例２では、駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４は、前記運転状態判断手段２００により実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であると判断されるときには、容量係数法によるトルク推定を禁止し、変速機入力トルクＴ_ＩＮとして推定トルコン出力トルクＴ_Ｔ０を用いることにより、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆよりも大きなトルクとした。

本実施例では、上記運転状態であるときには、容量係数法によるトルク推定を禁止することに替えて、変速機入力トルクＴ_ＩＮとして先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを増大補正することにより、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆよりも大きなトルクとする。

具体的には、図１６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って、前記図１４に相当する図である。この図１４においては、駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔの推定値（以下、推定駆動輪側入力トルクという）Ｔ_ＩＮｔ ^’を算出する推定駆動輪側入力トルク算出手段２１６を更に備え、前記駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４が先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを補正する点等が図１４と主に相違する。

前記駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４は、前記運転状態判断手段２００により実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃが増大するか或いは増大すると予想される運転状態であると判断されるときには、実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃの伝達に必要な油圧が保証されて無段変速機１８の耐久性が向上するように、容量係数法によるトルク推定を禁止することに替えて、先読みトルコン出力トルク算出手段１７４により算出された先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを増大補正する。例えば、駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４は、前記推定駆動輪側入力トルク算出手段２１６により算出された推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’に基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’分を上乗せする増大補正を行ったり、補機負荷推定手段２１０により推定された補機負荷ＡＵＸに基づく補機負荷ＡＵＸの減少量ｄＡＵＸ⁻に基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに減少量ｄＡＵＸ⁻分を上乗せする増大補正を行ったりして、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆよりも大きなトルクとする。

前記推定駆動輪側入力トルク算出手段２１６は、アクセルオン且つブレーキオンとなるか或いは駆動輪２４がスリップ状態となって駆動輪２４のグリップが想定される場合は、例えば次式（５）、（６）に従って推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’（Ｎｍ）を算出する。つまり、最大発生可能な駆動輪２４のグリップ力に基づいて推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’を算出するのである。尚、Ｆslip-grip（Ｎ）は駆動輪２４による最大グリップ力であり、μｗは駆動輪−路面間摩擦係数であり、Ｆｗ（Ｎ）は駆動輪２４一本当たりにかかる垂直荷重であり、ｎｗは駆動輪２４の本数であり、ｒｗ（ｍ）は駆動輪２４の半径である。
Ｆslip-grip＝μｗ×Ｆｗ×ｎｗ ・・・（５）
Ｔ_ＩＮｔ ^’＝Ｆslip-grip×ｒｗ ・・・（６）

また、前記推定駆動輪側入力トルク算出手段２１６は、車両の加速度Ｇ^＋が所定値以下の急減速状態となる場合は、例えば次式（７）、（８）に従って推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’（Ｎｍ）を算出する。つまり、最大発生可能なブレーキのつかみ力に基づいて推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’を算出するのである。尚、Ｆbrake（Ｎ）はブレーキの最大つかみ力であり、μｐはブレーキパッドの摩擦係数であり、Ｆｐ（Ｎ）はブレーキパッドの押しつけ力（ブレーキのつかみ力）であり、ｎｗは駆動輪２４の本数であり、ｒｐ（ｍ）はブレーキパッドの半径である。
Ｆbrake ＝２×μｐ×Ｆｐ×ｎｗ ・・・（７）
Ｔ_ＩＮｔ ^’＝Ｆbrake×ｒｐ ・・・（８）

図１７は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮを適切に設定するため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。この図１７におけるＳＢ１乃至ＳＢ７は、前記図１５におけるＳＡ１乃至ＳＡ７と同じであるので説明を省略する。

前記ＳＢ３の判断が否定されるか、前記ＳＢ４の判断が否定されるか、前記ＳＢ５の判断が否定されるか、或いは前記ＳＢ６の判断が否定される場合は前記駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４に対応するＳＢ８において、容量係数法によるトルク推定値が補正される。すなわち、推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’や補機負荷ＡＵＸに基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆが増大補正される。そして、無段変速機１８の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクＴ_ＩＮが先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに替えてその増大補正された先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆとされる。

上述のように、本実施例によれば、前述の実施例２の効果に加え、駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４により、推定駆動輪側入力トルク算出手段２１６により算出された推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’に基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆが増大補正されたり、補機負荷推定手段２１０により推定された補機負荷ＡＵＸに基づく補機負荷ＡＵＸの減少量ｄＡＵＸ⁻に基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆが増大補正されるので、適正に増大補正された先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを基にして無段変速機１８の油圧制御を実行することができる。これによって、過剰な油圧の発生を抑制することができて燃費悪化を抑制することができる。

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、前述の実施例では、タービン回転速度Ｎ_Ｔや入力軸回転速度Ｎ_ＩＮは、それぞれタービン回転速度センサ５４や入力軸回転速度センサ５６により検出されたが、出力軸回転速度センサ５８により検出された出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴと無段変速機１８の変速比γとに基づいて算出（Ｎ_ＩＮ＝Ｎ_ＯＵＴ×γ）されても良い。また、同様に、駆動輪の回転速度と減速歯車装置２０等の減速比および無段変速機１８の変速比γとに基づいて算出されても良い。

また、前述の実施例において、実トルコン入力トルクＴ_Ｐｃや実トルコン出力トルクＴ_Ｔｃや実変速機入力トルクＴ_ＩＮｃなどの動力伝達経路の回転部材における実際の軸トルクは、それら動力伝達経路の回転部材に備えられたトルクセンサによって検出されても良い。

また、前述の実施例では、ブレーキのオンオフ判定やブレーキのつかみ力はフットブレーキを想定したものであったが、良く知られたパーキングブレーキ等の補助ブレーキの作動であっても本発明は適用され得る。

また、前述の実施例では、運転状態判断手段２００は、アクセルオンが判定され且つブレーキオンが判定された場合に駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きくなると予想される運転状態であると判断したが、トルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝Ｎ_Ｔ／Ｎ_Ｅ）が所定値以下である場合にストール状態であると判定して、駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔが大きくなると予想される運転状態であると判断しても良い。

また、前述の実施例では、駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段２１４は、推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’に基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを増大補正したり、補機負荷ＡＵＸの減少量ｄＡＵＸ⁻に基づいて先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆを増大補正したが、推定駆動輪側入力トルクＴ_ＩＮｔ ^’は予め実験的に求められて記憶された値であっても良いし、また想定される減少量ｄＡＵＸ⁻の最大値を先読みトルコン出力トルクＴ_Ｔｆに上乗せする増大補正を行っても良い。

また、前述の実施例では、車両の加速度Ｇとして車速Ｖの変化率ｄＶを用いたが、車両に備えられた加速度センサによって検出された車両加速度Ｇであっても良い。

また、前述の実施例では、補機負荷推定手段２１０は、オルタネータの発電電圧と発電電流とに基づいてオルタネータによる駆動負荷を算出したが、オルタネータの発電電流に替えて、エアコン用ブロアモータやワイパー等の電気負荷例えばエアコンスイッチのオン状態やワイパー作動スイッチのオン状態等や充放電電流等が用いられても良い。

また、前述の実施例では、補機負荷としてオルタネータによる駆動負荷やエアコン用コンプレッサによる駆動負荷を例示し、補機負荷推定手段２１０はこれら補機負荷を合算して補機負荷ＡＵＸを求めたが、これらの補機負荷に限らず他の補機負荷例えばウォーターポンプやパワーステアリングポンプ等の駆動負荷を合算して補機負荷ＡＵＸを求めても良いし、何れか１つを単独で或いは何れか複数の駆動負荷を合算して補機負荷ＡＵＸとしても良い。

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。 変速機入力トルクをパラメータとして変速比と必要油圧（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）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。 スロットル弁開度（或いは吸入空気量）をパラメータとしてエンジン回転速度と推定エンジントルクとの予め実験的に求められて記憶された関係（エンジントルクマップ）の一例を示す図である。 図６の実トルコン入力トルク算出手段が備える機能を説明する概略図である。 速度比に対するトルク比、効率、および容量係数がそれぞれ定められている予め記憶された関係（トルクコンバータ特性曲線）の一例を示す図である。 図６の先読みエンジン回転速度算出手段が備える機能を説明する概略図である。 図６の先読みトルコン出力トルク算出手段が備える機能を説明する概略図である。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち無段変速機の油圧制御の基になる先読みトルコン出力トルクを設定するための制御作動を説明するフローチャートである。 アクセルペダルが定常状態のときにｔ_０時点にてアクセルペダルが踏み込み操作された場合のトルコン出力トルクの模式図である。 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って、図６に相当する別の実施例である。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち無段変速機の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクを適切に設定するための制御作動を説明するフローチャートである。 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って、図１４に相当する別の実施例である。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち無段変速機の油圧制御を実行する際の基になる変速機入力トルクを適切に設定するための制御作動を説明するフローチャートであって、図１５に相当する別の実施例である。

符号の説明

１２：エンジン
１４：トルクコンバータ
１８：無段変速機（自動変速機）
４２：入力側可変プーリ
４６：出力側可変プーリ
４６ｃ：出力側油圧シリンダ
４８：伝動ベルト
５０：電子制御装置（制御装置）
１５６：推定エンジントルク算出手段
１５８：実トルコン入力トルク算出手段
１６６：先読みエンジン回転速度算出手段
１７４：先読みトルコン出力トルク算出手段
２００：運転状態判断手段
２１４：駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段
２１６：推定駆動輪側入力トルク算出手段

Claims (6)

1. エンジンからの動力がトルクコンバータを介して入力される自動変速機を備え、該自動変速機の入力トルクに基づいて該自動変速機の油圧を制御する車両用自動変速機の制御装置であって、
   エンジン負荷に基づいて前記エンジンの推定出力トルクを算出する推定エンジントルク算出手段と、
   前記トルクコンバータの実際の入力トルクを算出する実トルコン入力トルク算出手段と、
   前記エンジンの推定出力トルクと前記トルクコンバータの実際の入力トルクとの差分トルクおよび前記自動変速機の油圧を制御する際の油圧応答遅れ時間に対応する所定時間に基づいて、該自動変速機の入力トルクに対応する該所定時間後の前記トルクコンバータの実際の出力トルクを先読みした先読みトルコン出力トルクを算出する先読みトルコン出力トルク算出手段と
   を、含み前記先読みトルコン出力トルクを基にして前記自動変速機の油圧制御を実行することを特徴とする車両用自動変速機の制御装置。
2. 前記実トルコン入力トルク算出手段は、前記トルクコンバータの予め定められた作動特性に基づいて該トルクコンバータの実際の入力トルクを算出するものである請求項１の車両用自動変速機の制御装置。
3. 前記差分トルク、前記油圧応答遅れ時間に対応する所定時間、およびエンジン回転部慣性モーメントに基づいて、該所定時間後の前記エンジンの回転速度を先読みして算出する先読みエンジン回転速度算出手段を備え、
   前記先読みトルコン出力トルク算出手段は、前記先読みエンジン回転速度算出手段により算出された所定時間後のエンジン回転速度および前記トルクコンバータの予め定められた作動特性に基づいて前記先読みトルコン出力トルクを算出するものである請求項１または２の車両用自動変速機の制御装置。
4. 駆動輪から前記自動変速機へ入力される駆動輪側入力トルクが大きいか或いは大きくなると予想される運転状態であるか否かを判断する運転状態判断手段と、
   前記運転状態であると判断されるときには、前記自動変速機の油圧制御を実行する際の基になる前記自動変速機の入力トルクを前記先読みトルコン出力トルクよりも大きなトルクとする駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段とを、更に含むものである請求項１乃至３のいずれかの車両用自動変速機の制御装置。
5. 前記駆動輪側入力トルクの推定値を算出する推定駆動輪側入力トルク算出手段を更に含み、
   前記駆動輪側入力トルク増大時油圧制御手段は、前記駆動輪側入力トルクの推定値に基づいて前記先読みトルコン出力トルクを補正するものである請求項４の車両用自動変速機の制御装置。
6. 前記自動変速機は、有効径が可変な一対のプーリと該一対のプーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機であり、
   前記自動変速機の油圧は、前記一対のプーリの何れかに挟圧力を付与するための油圧シリンダの油圧である請求項１乃至５のいずれかの車両用自動変速機の制御装置。

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