JP2008038917A - 無段変速機の変速制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】変速に際してフィードフォワード制御量が適切な値となるように目標値を設定する無段変速機の変速制御装置を提供する。
【解決手段】推定差圧算出手段１５６により算出された推定バルブ差圧ΔＰに基づいて変速制御指令信号Ｓ_Ｔを基準Duty値としたときの入力側油圧シリンダ４２ｃに流入出可能な最大流量Ｑmaxが最大流量算出手段１６６により算出され、最大流量Ｑmaxに基づいてガード値算出手段１６８により算出されたガード値ΔＸgを用いてガード後目標シーブ位置設定手段１７０によりシーブ位置変化量ガード処理が実行されてガード後目標シーブ位置Ｘtgが設定されるので、変速に際して、その目標シーブ位置Ｘtgの変化が過度に大きくされず且つ過剰に小さくされないことから、目標シーブ位置Ｘtgの変化量に基づくフィードフォワード制御量が適切な値となるように目標値が設定される。
【選択図】図４

Description

本発明は、無段変速機の変速制御装置に係り、特に、無段変速機の変速を実行する際の指令値を求めるための目標値を設定する技術に関するものである。

変速比を連続的に変化させるために作動油の流入出によって駆動される油圧アクチュエータを有する無段変速機の変速制御装置において、油圧アクチュエータに流入出する作動油量を調整する変速制御弁を駆動制御することにより無段変速機の変速を実行することが良く知られている。

例えば、特許文献１に記載された無段変速機の制御装置がそれである。この特許文献には、固定シーブおよび可動シーブを備えた有効径が可変の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ベルト式無段変速機の変速制御において、目標入力軸回転速度と実際の入力軸回転速度との偏差に基づくフィードバック指令値と、プライマリプーリの可動シーブの目標値の変化速度に基づくフィードフォワード指令値とに基づいて変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値を算出することが記載されている。

特開２００３−３４３７０９号公報

ところで、上記特許文献１に記載されるように、フィードフォワード指令値が目標値の変化速度に基づいて求められる場合に、変速応答性を向上することを目的としてステップ的（段階的に）に大きくされる目標値が設定されると、その目標値の変化速度によってはフィードフォワード指令値が出力可能な適正範囲を超えて過度に大きくなってしまう可能性があった。

これに対して、上記のように目標値の変化が過度に大きくされないように、目標値の変化を制限することが考えられるが、制限し過ぎて目標値の変化が過剰に小さくされてしまうと、変速の応答性が不十分なものとなってしまうという問題が生じる可能性があった。

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、無段変速機の変速に際してフィードフォワード制御量が適切な値となるように変速のための目標値を設定する無段変速機の変速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) 変速比を連続的に変化させるために作動油の流入出によって駆動される油圧アクチュエータを有する無段変速機が配設された車両において、前記油圧アクチュエータに流入出する作動油量を調整する変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値を、前記無段変速機を変速制御するための目標値の変化量に基づくフィードフォワード制御量に基づいて求める無段変速機の変速制御装置であって、(b) 前記変速制御弁の上流側油圧と下流側油圧との差圧の推定値を算出する推定差圧算出手段と、(c) 前記差圧の推定値に基づいて前記駆動指令値を所定値としたときにおける前記油圧アクチュエータに流入出可能な最大流量を算出する最大流量算出手段と、(d) 前記最大流量に基づいて前記目標値の変化量のガード値を算出するガード値算出手段と、(e) 前記ガード値を用いて前記目標値の変化量を抑制するガード処理を実行してその目標値を設定する目標値設定手段とを、含むことにある。

このようにすれば、推定差圧算出手段により算出された変速制御弁の上流側油圧と下流側油圧との差圧の推定値に基づいて駆動指令値を所定値としたときにおけるアクチュエータに流入出可能な最大流量が最大流量算出手段により算出され、その最大流量に基づいて目標値の変化量のガード値がガード値算出手段により算出され、目標値設定手段によりそのガード値を用いて目標値の変化量を抑制するガード処理が実行されてその目標値が設定されるので、無段変速機の変速に際して目標値の変化が過度に大きくされず且つ目標値の変化が過剰に小さくされないことから、目標値の変化量に基づくフィードフォワード制御量が適切な値となるように変速のための目標値が設定される。

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の無段変速機の変速制御装置において、前記最大流量算出手段は、前記所定値として、前記駆動指令値の最大値よりも所定幅小さな値を用いるものである。このようにすれば、フィードバック制御を行う場合に、フィードバック制御量に基づいて求められる駆動指令値によるアクチュエータへの作動油の流量が確保されるので、フィードバック制御分の制御応答が維持される。

また、請求項３にかかる発明は、請求項１または２に記載の無段変速機の変速制御装置において、前記推定差圧算出手段は、前記変速制御弁の上流側油圧と下流側油圧とに基づく前記差圧の演算値が所定の下限値以上であるときにはその演算値を差圧の推定値として算出する一方で、その演算値が所定の下限値よりも小さいときにはその下限値を差圧の推定値として算出するものである。このようにすれば、差圧の演算値が所定の下限値よりも小さいような極めて小さな値に誤って推定されたとしても、差圧の推定値に基づいて算出される最大流量が小さな値になり過ぎるのが防止される。これにより、前記目標値の変化量のガード値が小さな値になり過ぎるのが防止されて目標値の変化が過剰に小さくされない。

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無段変速機の変速制御装置において、前記変速制御弁の上流側油圧はライン油圧であり、前記変速制御弁の下流側油圧は前記油圧アクチュエータに作用する油圧であり、前記推定差圧算出手段は、最大出力可能なライン油圧に基づいてそのライン油圧と前記油圧アクチュエータに作用する油圧との最大差圧の推定値を算出するものである。このようにすれば、前記油圧アクチュエータに流入出可能な最大流量が算出され、また流量が安定的に出力され得る。

また、請求項５にかかる発明は、請求項１乃至４のいずれかに記載の無段変速機の変速制御装置において、前記無段変速機は、固定シーブおよび可動シーブを備えた有効径が可変の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ベルト式無段変速機であり、前記油圧アクチュエータは、前記プライマリプーリの可動シーブを駆動するものであり、前記可動シーブの位置が前記目標値として設定されるものである。このようにすれば、ベルト式無段変速機の変速が適切に実行される。

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（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）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）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である入力側固定シーブ４２ａおよび出力側固定シーブ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である入力側可動シーブ４２ｂおよび出力側可動シーブ４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する油圧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への作動油の供給排出流量が油圧制御回路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（ベルト挟圧Ｐd）が油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。このような制御の結果として、入力側油圧シリンダ４２ｃの油圧（変速制御圧Ｐin）が生じるのである。

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例えば入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を駆動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例えばベルト挟圧Ｐdを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号、ライン油圧Ｐ_Ｌを制御させる為のライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬ例えばライン油圧Ｐ_Ｌを調圧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。

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要部を示す油圧回路図である。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の油圧であるベルト挟圧Ｐd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への作動油の流量を制御する変速制御弁としての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Ｐinとベルト挟圧Ｐd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。

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（ライン油圧調圧弁）１２２により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。

より具体的には、プライマリレギュレータバルブ１２２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１２２ｉを開閉してオイルポンプ２８から発生される作動油圧を出力ポート１２２ｔを経て吸入油路１２４へ排出するスプール弁子１２２ａと、そのスプール弁子１２２ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２２ｂと、そのスプリング１２２ｂを収容し且つスプール弁子１２２ａに閉弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＴを受け入れる油室１２２ｃと、スプール弁子１２２ａに開弁方向の推力を付与するためにオイルポンプ２８から発生される作動油圧を受け入れる油室１２２ｄとを備えている。

このように構成されたプライマリレギュレータバルブ１２２において、スプリング１２２ｂの付勢力をＦ_Ｓ、油室１２２ｃにおける制御油圧Ｐ_ＳＬＴの受圧面積をａ、油室１２２ｄにおけるライン油圧Ｐ_Ｌの受圧面積差をｂとすると、次式（１）で平衡状態となる。
Ｐ_Ｌ×ｂ＝Ｐ_ＳＬＴ×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）
従って、ライン油圧Ｐ_Ｌは、次式（２）で表され、制御油圧Ｐ_ＳＬＴに比例する。
Ｐ_Ｌ＝Ｐ_ＳＬＴ×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（２）

このように、プライマリレギュレータバルブ１２２とリニアソレノイド弁ＳＬＴとは、油圧指令値としてのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいてオイルポンプ２８から吐出される作動油をライン油圧Ｐ_Ｌに調圧する調圧装置として機能する。

モジュレータ油圧Ｐ_Ｍは、制御油圧Ｐ_ＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＳの元圧となるものであると共に、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_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、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてモジュレータバルブ１２６により一定圧に調圧されるようになっている。

出力油圧Ｐ_ＬＭ２は、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてライン圧モジュレータNO.2バルブ１２８により制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいて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には出力油圧Ｐ_ＬＭ２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、出力油圧Ｐ_ＬＭ２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、出力油圧Ｐ_ＬＭ２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、入力側油圧シリンダ４２ｃ内の流量が増大させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃにより入力側可動シーブ４２ｂのシーブ位置Ｘが入力側固定シーブ４２ａ側へ移動させられ、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。なお、このとき出力側可変プーリ４６のＶ溝幅が広くされるが、後述するように挟圧力コントロールバルブ１１０により伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが調圧させられる。

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、入力側油圧シリンダ４２ｃ内の流量が減少させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃにより入力側可動シーブ４２ｂのシーブ位置Ｘが入力側固定シーブ４２ａとは反対側へ移動させられ、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。なお、このとき出力側可変プーリ４６のＶ溝幅が狭くされ、後述するように挟圧力コントロールバルブ１１０により伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが調圧させられる。

このように、ライン油圧Ｐ_Ｌは変速制御圧Ｐinの元圧となるものであって、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Ｐinが高められて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Ｐinが低められて連続的にダウンシフトされる。

前記シーブ位置Ｘは、変速比γが１であるときの入力側可動シーブ４２ｂの位置を基準位置すなわちシーブ位置Ｘ＝０として、軸と平行方向におけるその基準位置からの入力側可動シーブ４２ｂの絶対位置を表すものである。例えば、入力側固定シーブ４２ａ側を正（＋）とし、入力側固定シーブ４２ａとは反対側を負（−）とする（図１参照）。

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へベルト挟圧Ｐd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から出力されたベルト挟圧Ｐd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からベルト挟圧Ｐdが出力される。このように、ライン油圧Ｐ_Ｌはベルト挟圧Ｐdの元圧となるものである。なお、出力ポート１１０ｔと出力側油圧シリンダ４６ｃとの間の油路には油圧センサ１３０が設けられており、この油圧センサ１３０によりベルト挟圧Ｐdが検出される。

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ベルト挟圧Ｐd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におけるベルト挟圧Ｐd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（３）で平衡状態となる。
Ｐ_τ×ｂ＝Ｐd×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（３）
従って、推力比制御油圧Ｐ_τは、次式（４）で表され、ベルト挟圧Ｐdに比例する。
Ｐ_τ＝Ｐd×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（４）

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Ｐin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Ｐinとベルト挟圧Ｐd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Ｐinが出力される。

例えば、入力軸回転速度センサ５６や車速センサ５８の精度上所定車速Ｖ’以下の低車速状態では入力軸回転速度Ｎ_ＩＮや車速Ｖの検出精度が劣ることから、このような低車速走行時や発進時には、例えば制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２を共に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、低車速走行時や発進時には変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とするようにベルト挟圧Ｐdに比例する変速制御圧Ｐin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γmax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はベルト挟圧Ｐd×出力側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積Ｓ_ＯＵＴ、Ｗ_ＩＮは変速制御圧Ｐin×入力側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積Ｓ_ＩＮ）より大きな推力比τが可能なように上記式（４）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γmax又はその近傍の変速比γmax’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４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４において、基本目標シーブ位置設定手段１５０は、無段変速機１８を変速制御するための目標値として基本目標シーブ位置Ｘtを設定する。具体的には、基本目標シーブ位置設定手段１５０は、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する目標入力回転設定手段１５２と、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を目標変速比γ^＊に変換する目標変速比算出手段１５４とを備え、目標変速比γ^＊をシーブ位置Ｘに変換して基本目標シーブ位置Ｘtを設定する。

例えば、前記目標入力回転設定手段１５２は、図５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の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊との予め定められて記憶された関係（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入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する。

また、前記目標変速比算出手段１５４は、前記目標入力回転設定手段１５２により設定された目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に基づいて目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）を算出する。

また、前記基本目標シーブ位置設定手段１５０は、変速比γとその変速比γに対して一義的に定まるシーブ位置Ｘとの予め定められて記憶された図示しない関係（シーブ位置マップ）から前記目標変速比算出手段１５４により算出された目標変速比γ^＊に基づいて基本目標シーブ位置Ｘtを設定する。

上記基本目標シーブ位置Ｘtは、基本的には無段変速機１８を変速制御するための目標値として設定されるものである。しかしながら、本実施例の変速制御においては、目標値と実際値との偏差に基づくフィードバック制御に加え、目標値の変化量に基づくフィードフォワード制御が実行されることから、フィードバック制御用の目標値の設定として良く知られているように変速応答性の向上等を目的としてステップ的に大きくされる目標値が設定されると、その目標値の変化量によってはフィードフォワード制御における指令値が出力可能な適正範囲を超えて過度に大きくなってしまう可能性がある。これに対して、目標値の変化が過度に大きくされないように目標値の変化を制限すると、その制限量によっては変速の応答性が不十分なものとなる可能性がある。また、目標値がステップ的に大きくされると、その大きくされた時点のみフィードフォワード制御における指令値が出力されるが、目標値が略一定となる範囲ではフィードフォワード制御のための出力が略零とされて変速が停滞する可能性がある。なお、本明細書においては、変化量は、単位時間当たりの変化量を示すものであり、また繰り返し実行される制御作動にて用いられることから実質的に変化速度と同義である。後述される移動量についても移動速度と同義である。

そこで、本実施例では、基本目標シーブ位置Ｘtの変化量（以下、目標シーブ位置変化量という）ΔＸtを抑制するガード処理を実行して目標値としてガード後目標シーブ位置Ｘtgを設定する。以下、そのガード後目標シーブ位置Ｘtgの設定について詳細に説明する。

推定差圧算出手段１５６は、変速制御弁（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）の上流側油圧であるライン油圧Ｐ_Ｌと下流側油圧である変速制御圧Ｐinとのバルブ差圧の推定値（以下、推定バルブ差圧という）ΔＰを算出する。具体的には、推定差圧算出手段１５６は、変速制御圧Ｐinの推定値（以下、推定Ｐin圧という）を算出する推定Ｐin算出手段１５８と、現在出力可能な最大ライン油圧の推定値（以下、推定ライン油圧）を算出する推定Ｐ_Ｌ算出手段１６０と、その推定Ｐin圧と推定ライン油圧とに基づいて推定バルブ差圧ΔＰ（＝推定ライン油圧−推定Ｐin圧）を演算するΔＰ演算手段１６２と、演算された推定バルブ差圧ΔＰの値を下限を制限する下限ガード処理を行う下限ガード処理手段１６４とを備え、下限ガード処理された値を最終的な推定バルブ差圧ΔＰとして算出する。この推定バルブ差圧ΔＰは、現在流入出可能な入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量Ｑ（＝入力側可動シーブ４２ｂの移動量ΔＸ×Ｓ_ＩＮ）を求める際に用いられるものである。

例えば、前記推定Ｐin算出手段１５８は、次式（５）〜（７）に従って推定Ｐin圧を算出する。
推定Ｐin圧＝（Ｗ_ＩＮ−ｋ_ＩＮ×Ｎ_ＩＮ ^２）／Ｓ_ＩＮ ・・・（５）
Ｗ_ＩＮ＝Ｗ_ＯＵＴ／（ａ＋ｂ×log_１０γ＋ｃ×Ｔ_ＩＮ＋ｄ×Ｎ_ＩＮ） ・・・（６）
Ｗ_ＯＵＴ＝Ｐd×Ｓ_ＯＵＴ＋ｋ_ＯＵＴ×Ｎ_ＯＵＴ ^２ ・・・（７）

尚、ｋ_ＩＮは入力側油圧シリンダ４２ｃの遠心油圧係数、ａ、ｂ、ｃ、ｄは実験的に求められた係数、Ｔ_ＩＮは無段変速機１８への入力トルク、Ｐdは油圧センサ１３０により検出されたベルト挟圧、ｋ_ＯＵＴは出力側油圧シリンダ４６ｃの遠心油圧係数である。

また、上記入力トルクＴ_ＩＮは、エンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０、トルクコンバータ１４のトルク比ｔ、および入力慣性トルク等から算出される。このエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０はスロットル弁開度θ_ＴＨをパラメータとしてエンジン回転速度Ｎ_Ｅとエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０との予め実験的に求めて記憶された図示しない関係（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に基づいて算出され、トルク比ｔは（Ｎ_ＩＮ／Ｎ_Ｅ）の関数であり、入力慣性トルクは入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの時間変化量から算出される。

また、前記推定Ｐ_Ｌ算出手段１６０は、オイルポンプ２８の回転速度すなわちエンジン回転速度Ｎ_Ｅとエンジン回転速度Ｎ_Ｅに比例して発生可能なオイルポンプ２８の最大発生油圧に基づいてプライマリレギュレータバルブ１２２により調圧可能なライン油圧Ｐ_Ｌの最大油圧との予め実験的に求められて記憶された関係（ライン油圧マップ）から実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅに基づいて現在出力可能な推定ライン油圧を算出する。

また、前記ΔＰ演算手段１６２は、前記推定Ｐ_Ｌ算出手段１６０により算出された推定ライン油圧と前記推定Ｐin算出手段１５８により算出された推定Ｐin圧とに基づいて最大となる推定バルブ差圧ΔＰの演算値を算出する。

また、前記下限ガード処理手段１６４は、前記ΔＰ演算手段１６２により算出された推定バルブ差圧ΔＰの演算値が所定の下限値としての差圧下限値Ｐminより小さいか否かを判断し、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐmin以上であるときにはその演算値をそのまま推定バルブ差圧ΔＰとする一方で、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐminよりも小さいときにはその差圧下限値Ｐminを推定バルブ差圧ΔＰとする。この差圧下限値Ｐminは、推定ライン油圧と推定Ｐin圧とが共に推定値であるが為に推定バルブ差圧ΔＰの演算値が小さくなり過ぎて変速制御弁を介して出力可能な流量Ｑが小さくなり過ぎることを防止するように、その演算値の下限を制限する下限ガード処理する為の予め実験的に求められて定められた判定値である。

また、前記推定差圧算出手段１５６は、前記下限ガード処理手段１６４により下限ガード処理された後の推定バルブ差圧ΔＰを最終的な推定バルブ差圧ΔＰとして算出する。

最大流量算出手段１６６は、前記推定差圧算出手段１５６により算出された推定バルブ差圧ΔＰに基づいて、変速制御弁をデューティ制御するための駆動指令値としての変速制御指令信号Ｓ_Ｔを所定値としたときにおける入力側油圧シリンダ４２ｃに流入出可能な最大流量Ｑmaxを算出する。また、最大流量算出手段１６６は、上記所定値として、変速制御指令信号Ｓ_ＴとしてのDuty値の最大値よりも所定幅小さな固定値である基準Duty値を用いる。この所定幅は、フィードフォワード制御分のフィードフォワード流量Ｑ_ＦＦが制限され且つフィードバック制御分のフィードバック流量Ｑ_ＦＢが確保されるように、予め実験的に求められた値である。

例えば、最大流量算出手段１６６は、図６に示すようなDuty値をパラメータとして推定バルブ差圧ΔＰと流量Ｑとの予め定められて記憶された関係（流量マップ）から上記基準Duty値および前記推定差圧算出手段１５６により算出された推定バルブ差圧ΔＰに基づいて最大流量Ｑmaxを算出する。

ガード値算出手段１６８は、前記最大流量算出手段１６６により算出された最大流量Ｑmaxに基づいて、目標シーブ位置変化量ΔＸtのガード値ΔＸg（＝Ｑmax／Ｓ_ＩＮ）を算出する。このガード値ΔＸgは、実際のシーブ位置Ｘが相対的に変化可能な最大変化可能量すなわち入力側可動シーブ４２ｂが相対的に移動可能な最大移動量であって、目標シーブ位置変化量ΔＸtを抑制するガード処理（以下、シーブ位置変化量ガード処理という）を実行するためのその目標シーブ位置変化量ΔＸtの上限を制限するシーブ移動量ガード値である。

目標値設定手段としてのガード後目標シーブ位置設定手段１７０は、前記ガード値算出手段１６８により算出されたガード値ΔＸgを用いてシーブ位置変化量ガード処理を実行してガード後目標シーブ位置Ｘtgを設定する。具体的には、ガード後目標シーブ位置設定手段１７０は、目標シーブ位置変化量ΔＸtを算出する目標シーブ位置変化量算出手段１７２と、上記ガード値ΔＸgを用いてシーブ位置変化量ガード処理を実行してガード処理後の目標シーブ位置変化量（以下、ガード後目標シーブ位置変化量という）ΔＸtgを算出する目標シーブ位置ガード処理手段１７４とを備え、そのガード後目標シーブ位置変化量ΔＸtgに基づいてガード後目標シーブ位置Ｘtgを設定する。

例えば、前記目標シーブ位置変化量算出手段１７２は、次式（８）に従って目標シーブ位置変化量ΔＸtを算出する。
ΔＸt＝Ｘt(ｉ)−Ｘtg(ｉ−１) ・・・（８）

尚、Ｘt(ｉ)は繰り返し実行される制御作動（図９参照）におけるｉ回目の基本目標シーブ位置Ｘtであり、Ｘtg(ｉ−１)は（ｉ−１）回目のガード後目標シーブ位置Ｘtgである。また、初回の制御作動時には、このＸtg(ｉ−１)は算出されていないので零とされ、目標シーブ位置変化量ΔＸtはＸt(ｉ)とされる。

また、前記目標シーブ位置ガード処理手段１７４は、前記目標シーブ位置変化量算出手段１７２により算出された目標シーブ位置変化量ΔＸtの絶対値が前記ガード値算出手段１６８により算出されたガード値ΔＸgの絶対値より大きいか否かを判断し、目標シーブ位置変化量ΔＸtの絶対値がガード値ΔＸgの絶対値より大きいときにはガード値ΔＸgをガード後目標シーブ位置変化量ΔＸtgとする一方で、目標シーブ位置変化量ΔＸtの絶対値がガード値ΔＸgの絶対値以下であるときには目標シーブ位置変化量ΔＸtをガード後目標シーブ位置変化量ΔＸtgとする。

また、ガード後目標シーブ位置設定手段１７０は、次式（９）に従ってガード後目標シーブ位置Ｘtgを算出する。
Ｘtg＝Ｘtg(ｉ−１)＋ΔＸtg(ｉ) ・・・（９）

尚、ΔＸtg(ｉ)は繰り返し実行される制御作動（図９参照）におけるｉ回目のガード後目標シーブ位置変化量ΔＸtgである。また、初回の制御作動時には、このＸtg(ｉ−１)は零とされてガード後目標シーブ位置ＸtgはΔＸtg(ｉ)とされる。

出力流量算出手段１７６は、フィードフォワード制御の実行に必要なフィードフォワード制御量としてのフィードフォワード流量Ｑ_ＦＦとフィードバック制御の実行に必要なフィードバック制御量としてのフィードバック流量Ｑ_ＦＢとをそれぞれ算出して、無段変速機１８の変速に必要な変速制御量としての変速流量Ｑ_ＦＦＦＢ（＝Ｑ_ＦＦ＋Ｑ_ＦＢ）を算出する。

例えば、出力流量算出手段１７６は、次式（１０）に従ってフィードフォワード流量Ｑ_ＦＦを算出し、次式（１１）に従ってフィードバック流量Ｑ_ＦＢを算出して、変速流量Ｑ_ＦＦＦＢを算出する。
Ｑ_ＦＦ＝（Ｘtg(ｉ)−Ｘtg(ｉ−１)）×Ｓ_ＩＮ ・・・（１０）
Ｑ_ＦＢ＝Ｃ×（Ｘtg(ｉ)−Ｘ(ｉ)）＋Ｃ×∫d（Ｘtg(ｉ)−Ｘ(ｉ)）dt ・・・（１１）

尚、Ｘtg(ｉ)は繰り返し実行される制御作動（図９参照）におけるｉ回目のガード後目標シーブ位置Ｘtgであり、Ｘ(ｉ)はｉ回目の実際のシーブ位置Ｘであり、Ｃはフィードバックゲインである。上記実際のシーブ位置Ｘは例えば前記シーブ位置マップから実際の変速比γに基づいて算出される。

変速制御手段１７８は、前記出力流量算出手段１７６により算出された変速流量Ｑ_ＦＦＦＢが得られる為の変速制御指令信号Ｓ_Ｔを油圧制御回路１００へ出力して無段変速機１８の変速を実行する。例えば、変速制御手段１７８は、図７に示すような流量Ｑをパラメータとして推定バルブ差圧ΔＰと変速制御指令信号Ｓ_ＴとしてのDuty値との予め定められて記憶された関係（逆変換流量マップ）から上記変速流量Ｑ_ＦＦＦＢおよび前記推定差圧算出手段１５６により算出された推定バルブ差圧ΔＰに基づいてDuty値を設定し、そのDuty値（油圧指令）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１８０は、例えば図８に示すような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とベルト挟圧力Ｐd^＊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（ベルト挟圧力マップ）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ベルト挟圧力Ｐd^＊を設定する。つまり、ベルト挟圧力設定手段１８０は、ベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを設定する。

ベルト挟圧力制御手段１８２は、前記ベルト挟圧力設定手段１８０により設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdに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Ｐd^＊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を作動させて入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給・排出量を制御すると共に、上記挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂに従ってベルト挟圧力Ｐd^＊が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてベルト挟圧Ｐdを調圧する。

エンジン出力制御手段１８４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１８４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。

図９は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち目標シーブ位置Ｘtを適切に設定す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。また、図１０は、図９のフローチャート中において作動する目標シーブ位置変化量ΔＸtのガード値ΔＸgを算出する為の制御作動を説明するガード値算出サブルーチンである。

図９において、先ず、前記基本目標シーブ位置設定手段１５０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、例えば図５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に基づいて目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が設定され、その目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に基づいて目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）が算出され、変速比γとシーブ位置Ｘとの予め定められて記憶されたシーブ位置マップから上記目標変速比γ^＊に基づいて基本目標シーブ位置Ｘtが設定される。

次いで、前記目標シーブ位置変化量算出手段１７２に対応するＳ２において、 ΔＸt＝Ｘt(ｉ)−Ｘtg(ｉ−１) に従って目標シーブ位置変化量ΔＸtが算出される。

次いで、図１０に示すガード値算出サブルーチンに対応するＳ３において、目標シーブ位置変化量ΔＸtのガード値ΔＸgが算出される。

より具体的には、図１０において、先ず、前記推定Ｐin算出手段１５８に対応するＳＳ１において、 推定Ｐin圧＝（Ｗ_ＩＮ−ｋ_ＩＮ×Ｎ_ＩＮ ^２）／Ｓ_ＩＮ に従って推定Ｐin圧が算出される。

次いで、前記推定Ｐ_Ｌ算出手段１６０に対応するＳＳ２において、予め記憶されたライン油圧マップから実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅに基づいて現在出力可能な推定ライン油圧が算出される。

次いで、前記ΔＰ演算手段１６２に対応するＳＳ３において、前記ＳＳ１にて算出された推定Ｐin圧と前記ＳＳ２にて算出された推定ライン油圧とに基づいて推定バルブ差圧ΔＰの演算値が算出される。

次いで、前記下限ガード処理手段１６４に対応するＳＳ４において、前記ＳＳ３にて算出された推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐminより小さいか否かが判断される。

前記ＳＳ４の判断が肯定される場合は前記下限ガード処理手段１６４および前記推定差圧算出手段１５６に対応するＳＳ５において、差圧下限値Ｐminが推定バルブ差圧ΔＰとされ、この下限ガード処理された後の推定バルブ差圧ΔＰが最終的な推定バルブ差圧ΔＰとして算出される。

前記ＳＳ４の判断が否定される場合は前記下限ガード処理手段１６４および前記推定差圧算出手段１５６に対応するＳＳ６において、前記ＳＳ３にて算出された推定バルブ差圧ΔＰの演算値がそのまま推定バルブ差圧ΔＰとされ、この演算値が最終的な推定バルブ差圧ΔＰとして算出される。

前記ＳＳ５或いはＳＳ６に続いて前記最大流量算出手段１６６に対応するＳＳ７において、後述するＳＳ８における最大流量Ｑmaxの算出に用いられる変速制御指令信号Ｓ_Ｔの所定値として固定値である基準Duty値が設定される。

次いで、前記最大流量算出手段１６６に対応するＳＳ８において、例えば図６に示すような予め記憶された流量マップから前記ＳＳ７にて設定された基準Duty値および前記ＳＳ５或いはＳＳ６にて算出された推定バルブ差圧ΔＰに基づいて最大流量Ｑmaxが算出される。

次いで、前記ガード値算出手段１６８に対応するＳＳ９において、前記ＳＳ８にて算出された最大流量Ｑmaxに基づいてガード値ΔＸg（＝Ｑmax／Ｓ_ＩＮ）が算出される。

図９に戻り、前記Ｓ３に続いて前記目標シーブ位置ガード処理手段１７４に対応するＳ４において、前記Ｓ２にて算出された目標シーブ位置変化量ΔＸtの絶対値が前記Ｓ３にて算出されたガード値ΔＸgの絶対値より大きいか否かが判断される。

前記Ｓ４の判断が肯定される場合は前記目標シーブ位置ガード処理手段１７４に対応するＳ５において、前記Ｓ３にて算出されたガード値ΔＸgがガード後目標シーブ位置変化量ΔＸtgとされる。

前記Ｓ４の判断が否定される場合は前記目標シーブ位置ガード処理手段１７４に対応するＳ６において、前記Ｓ２にて算出された目標シーブ位置変化量ΔＸtがガード後目標シーブ位置変化量ΔＸtgとされる。

前記Ｓ５或いはＳ６に続いて前記ガード後目標シーブ位置設定手段１７０に対応するＳ７において、 Ｘtg＝Ｘtg(ｉ−１)＋ΔＸtg(ｉ) に従ってガード後目標シーブ位置Ｘtgが算出される。

上述のように、本実施例によれば、推定差圧算出手段１５６により算出された推定バルブ差圧ΔＰに基づいて変速制御指令信号Ｓ_Ｔを所定値としたときにおける入力側油圧シリンダ４２ｃに流入出可能な最大流量Ｑmaxが最大流量算出手段１６６により算出され、その最大流量Ｑmaxに基づいてガード値ΔＸgがガード値算出手段１６８により算出され、ガード後目標シーブ位置設定手段１７０によりガード値ΔＸgを用いてシーブ位置変化量ガード処理が実行されてガード後目標シーブ位置Ｘtgが設定されるので、無段変速機１８の変速に際してガード後目標シーブ位置Ｘtgの変化が過度に大きくされず且つ過剰に小さくされないことから、ガード後目標シーブ位置変化量ΔＸtgに基づくフィードフォワード制御量が適切な値となるように変速のための目標値が設定される。

また、本実施例によれば、前記所定値として、最大流量算出手段１６６により変速制御指令信号Ｓ_ＴとしてのDuty値の最大値よりも所定幅小さな固定値である基準Duty値が用いられるので、フィードフォワード制御に必要なフィードフォワード流量Ｑ_ＦＦが制限され且つフィードバック制御に必要なフィードバック流量Ｑ_ＦＢが確保されて、フィードバック制御分の制御応答が維持される。

また、本実施例によれば、推定差圧算出手段１５６により、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐmin以上であるときにはその演算値がそのまま推定バルブ差圧ΔＰとして算出される一方で、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐminよりも小さいときにはその差圧下限値Ｐminが推定バルブ差圧ΔＰとして算出されるので、推定バルブ差圧ΔＰの演算値が差圧下限値Ｐminよりも小さいような極めて小さな値に誤って推定されたとしても、推定バルブ差圧ΔＰに基づいて算出される最大流量Ｑmaxが小さくなり過ぎるのが防止される。これにより、ガード値ΔＸgが小さくなり過ぎるのが防止されてガード後目標シーブ位置Ｘtgの変化が過剰に小さくされない。

また、本実施例によれば、推定バルブ差圧ΔＰの算出の際には現在出力可能な最大ライン油圧の推定値（推定ライン油圧）が用いられるので、入力側油圧シリンダ４２ｃに流入出可能な最大流量Ｑmaxが適切に算出され、また流量Ｑが安定的に出力され得る。

また、本実施例によれば、無段変速機１８はベルト式無段変速機であり、入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ４６ｃはそれぞれ入力側可動シーブ４２ｂおよび出力側可動シーブ４６ｂを駆動するものであり、入力側可動シーブ４２ｂのシーブ位置Ｘに対して目標値（ガード後目標シーブ位置Ｘtg）が設定されるので、無段変速機１８の変速が適切に実行される。

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、前述の実施例では、無段変速機としてベルト式無段変速機を用いたが、共通の軸心まわりに回転させられる一対のコーン部材とその軸心と交差する回転中心回転可能な複数個のローラがそれら一対のコーン部材の間で挟圧されそのローラの回転中心と軸心との交差角が変化させられることによって変速比が連続的に変化させられる形式のトロイダル型無段変速機を用いても、本発明は適用され得る。

また、前述の実施例では、目標シーブ位置Ｘtが無段変速機１８を変速制御するための目標値として設定されたが、目標シーブ位置Ｘtと一対一に対応する目標変速比γ^＊や出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ（車速Ｖ）を考慮した目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊等が目標値として設定されても良い。

また、前述の実施例では、目標シーブ位置Ｘtを目標値としてフィードバック制御およびフィードフォワード制御が実行されたが、フィードバック制御とフィードフォワード制御とは必ずしも同一の目標値を用いて実行する必要はなく、それぞれ別に設定された相互に関連する目標値を用いて実行するようにしても良い。例えば、目標シーブ位置Ｘtを目標値として目標シーブ位置変化量ΔＸtに基づいてフィードフォワード制御を実行し、目標シーブ位置Ｘtと一対一に対応する目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を目標値としてその目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮとの偏差に基づいてフィードバック制御を実行しても良い。

また、前述の実施例では、推定Ｐin算出手段１５８による推定Ｐin圧の算出に際して、ベルト挟圧Ｐdとして、油圧センサ１３０により検出されるベルト挟圧Ｐdを用いたが、ベルト挟圧力設定手段１８０により設定されたベルト挟圧Ｐdを用いてもよい。なお、ベルト挟圧Ｐdとして、油圧センサ１３０により検出されるベルト挟圧Ｐdを用いない場合には、この油圧センサ１３０は必ずしも備えられなくとも良い。

また、前述の実施例では、最大流量算出手段１６６は最大流量Ｑmaxを算出する際に所定値として固定値である基準Duty値を用いたが、必ずしも固定値を用いなくとも良い。例えば、変速初期のようにガード後目標シーブ位置Ｘtgと実際のシーブ位置Ｘとの偏差（＝Ｘtg−Ｘ）が大きい場合にはフィードバック流量Ｑ_ＦＢをより多く確保する為に比較的小さなDuty値を設定し、変速が進行してその偏差が小さくなる程Duty値の最大値に向かって大きくなるDuty値を設定するようにしても良い。

また、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。

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要部を示す油圧回路図である。 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。 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。 推定バルブ差圧に基づいて入力側油圧シリンダに流入出可能な最大流量を算出する際に用いられる流量マップの一例を示す図である。 変速流量に基づいて変速制御弁を駆動するためのDuty値を設定する際に用いられる逆変換流量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ベルト挟圧力を求めるベルト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作動の要部すなわち目標シーブ位置を適切に設定する為の制御作動を説明するフローチャートである。 図９のフローチャート中において作動する目標シーブ位置変化量のガード値を算出する為の制御作動を説明するガード値算出サブルーチンである。

符号の説明

１８：無段変速機
４２：入力側可変プーリ（プライマリプーリ）
４２ａ：入力側固定シーブ（固定シーブ）
４２ｂ：入力側可動シーブ（可動シーブ）
４２ｃ：入力側油圧シリンダ（油圧アクチュエータ）
４６：出力側可変プーリ（セカンダリプーリ）
４６ａ：出力側固定シーブ（固定シーブ）
４６ｂ：出力側可動シーブ（可動シーブ）
４８：伝動ベルト（ベルト）
５０：電子制御装置（変速制御装置）
１１４：変速比コントロールバルブＵＰ（変速制御弁）
１１６：変速比コントロールバルブＤＮ（変速制御弁）
１５６：推定差圧算出手段
１６６：最大流量算出手段
１６８：ガード値算出手段
１７０：ガード後目標シーブ位置設定手段（目標値設定手段）

Claims (5)

1. 変速比を連続的に変化させるために作動油の流入出によって駆動される油圧アクチュエータを有する無段変速機が配設された車両において、前記油圧アクチュエータに流入出する作動油量を調整する変速制御弁を駆動制御するための駆動指令値を、前記無段変速機を変速制御するための目標値の変化量に基づくフィードフォワード制御量に基づいて求める無段変速機の変速制御装置であって、
   前記変速制御弁の上流側油圧と下流側油圧との差圧の推定値を算出する推定差圧算出手段と、
   前記差圧の推定値に基づいて前記駆動指令値を所定値としたときにおける前記油圧アクチュエータに流入出可能な最大流量を算出する最大流量算出手段と、
   前記最大流量に基づいて前記目標値の変化量のガード値を算出するガード値算出手段と、
   前記ガード値を用いて前記目標値の変化量を抑制するガード処理を実行して該目標値を設定する目標値設定手段と
   を、含むことを特徴とする無段変速機の変速制御装置。
2. 前記最大流量算出手段は、前記所定値として、前記駆動指令値の最大値よりも所定幅小さな値を用いるものである請求項１の無段変速機の変速制御装置。
3. 前記推定差圧算出手段は、前記変速制御弁の上流側油圧と下流側油圧とに基づく前記差圧の演算値が所定の下限値以上であるときには該演算値を差圧の推定値として算出する一方で、該演算値が所定の下限値よりも小さいときには該下限値を差圧の推定値として算出するものである請求項１または２の無段変速機の変速制御装置。
4. 前記変速制御弁の上流側油圧はライン油圧であり、
   前記変速制御弁の下流側油圧は前記油圧アクチュエータに作用する油圧であり、
   前記推定差圧算出手段は、最大出力可能なライン油圧に基づいて該ライン油圧と前記油圧アクチュエータに作用する油圧との最大差圧の推定値を算出するものである請求項１乃至３のいずれかの無段変速機の変速制御装置。
5. 前記無段変速機は、固定シーブおよび可動シーブを備えた有効径が可変の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ベルト式無段変速機であり、
   前記油圧アクチュエータは、前記プライマリプーリの可動シーブを駆動するものであり、
   前記可動シーブの位置が前記目標値として設定されるものである請求項１乃至４のいずれかの無段変速機の変速制御装置。

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