JP2009257444A - 無段変速機の制御装置および制御プログラム - Google Patents

Abstract

【課題】伝動ベルトが滑りやすい状態であるときには、確実に伝動ベルトのプーリに対する滑りを防止し、伝動ベルトが滑りやすい状態ではないときには、伝動ベルトが滑らない範囲で摩擦損失やポンプ負荷を低減できる無段変速機の制御装置及び制御プログラムを提供する。
【解決手段】セカンダリプーリの停止時（ステップS12でYES）において、プライマリプーリに入力されるトルクが減少したことが検出された場合（ステップS14でYES）に、セカンダリプーリの油圧を増大させる（ステップS15）。そして、セカンダリプーリが停止状態ではないと判断された時（ステップS12,S17でNO）にセカンダリプーリの油圧を戻す（ステップS18）。
【選択図】図８

Description

本発明は、無段変速機の制御装置および制御プログラムに関り、特に伝動ベルトに滑りが生じない範囲でベルト挟圧力を最適に制御するための技術に関するものである。

車両用に適した無段変速機として、プライマリプーリとセカンダリプーリに巻きかけられている伝動ベルトにより動力伝達を行い、プライマリプーリ及びセカンダリプーリの有効径を変化させることによって、変速機構の変速比を無段で変化させることが可能な無段変速機構を備えた無段変速機が知られている。このような無段変速機によれば、無段で変速比を変化させることができるため、エンジンの作動点が最適燃費率曲線に可及的に沿うようにエンジンを作動させることができる。

前記無段変速機においては、伝動ベルトの挟圧力が高いと、トルクの伝達効率が低くなってしまう。そこで、伝動ベルトの挟圧力を低くすることが考えられるが、伝動ベルトの挟圧力を低くするとプライマリプーリ又はセカンダリプーリと伝動ベルトとの間で滑りが発生し、プライマリプーリ、セカンダリプーリ、及び伝動ベルトが磨耗して無段変速機の耐久性が低下する可能性がある。そのため、所定の余裕量だけ前記挟圧力を高くし、スリップの発生を防止している。

ところで、上記のような無段変速機を搭載した車両が、例えば入力トルクが大きい上り坂などで発進した場合に伝動ベルトが滑るという問題がある。このスリップを防止するための技術として例えば特許文献１に開示されたような無段変速機の油圧制御装置がある。この油圧制御装置では、出力回転数の検出が困難な低車速領域では変速制御弁がオープン制御とされて伝動ベルト挟圧力が不安定になるために伝動ベルトがプーリに対して滑ることを防止することを目的として、低車速領域においては通常走行時のライン圧特性に対して高い値を設定する低速時ライン圧特性に基づいて油圧を制御している。
特開2001-263473号公報

上述公報に記載されている無段変速機の油圧制御装置においては、車速に基づいてライン圧を制御しており、低車速であれば停車中の入力トルク増減の有無に関わらずライン圧を高くする、つまりベルトが滑りやすい状態ではなくても車速が低ければ挟圧力を高くするため、摩擦損失やポンプ負荷が大きいという問題があった。したがって、本発明は、伝動ベルトが滑りやすい状態であるときには、確実に伝動ベルトのプーリに対する滑りを防止し、伝動ベルトが滑りやすい状態ではないときには、伝動ベルトが滑らない範囲で摩擦損失やポンプ負荷を低減することを目的とする。

以下、上記目的を解決するための手段及びその作用効果について記載する。

請求項１に記載の発明は、伝動ベルトが巻きかけられている１対のプーリの有効径を変化させて変速を行う無段変速機の制御装置において、前記１対のプーリは、第１プーリと第２プーリからなり、前記第２プーリが停止若しくは略停止状態において、前記第１プーリの入力駆動力が所定量以上減少するトルク容量減少状態が検出されたときには、前記トルク容量減少状態が検出されないときよりベルト挟圧力を増大する挟圧力増大手段を有することをその要旨とする。

上記構成によれば、第２プーリが停止若しくは略停止中において、第１プーリの入力駆動力が所定量以上減少するという伝動ベルトすべりが起こりやすいトルク容量減少状態のときに挟圧力を増大するため、ベルトすべりを防止するために常に大きな挟圧力をかけている必要がなくなり、挟圧力の増大が必要最低限とされて摩擦損失やポンプ負荷を低減することができる。これは、第2プーリが停止若しくは略停止しているときに第1プーリに入力されるトルクが減少すると、第1プーリに入力されていたトルクの反動で伝動ベルトとプーリの間の圧力が減少し、トルク容量が減少するためである。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の無段変速機の制御装置において、前記挟圧力増大手段は、前記トルク容量減少状態が検出されたときから前記第２プーリの入力駆動力が増加するまで前記ベルト挟圧力の増大を抑制することをその要旨とする。

上記構成によれば、挟圧力を増大しない場合に伝動ベルトが滑ると予測されるタイミングと挟圧力を増大するタイミングを近づけることにより、挟圧力を増大している時間が短縮され、より効果的に摩擦損失やポンプ負荷を低減することができる。これは、トルク容量が小さくなった後に第1プーリに入力される駆動力が前記トルク容量を超えたときにベルトすべりが起こると考えられるためである。

請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の無段変速機の制御装置において、前記挟圧力増大手段は、前記伝動ベルトの回転量が所定回転量になったことが検出されたときに、前記ベルト挟圧力の増大を抑制することを要旨とする。

上記構成によれば、伝動ベルトが滑りやすいトルク容量減少状態ではなくなるまで挟圧力を増大することができるため、挟圧力を高めている時間が短縮され、より効果的にベルトすべりを防止し、摩擦損失やポンプ負荷を低減することができる。これは、第１のプーリに入力される駆動力の増減の反動により減少した伝動ベルトとプーリの間の圧力が、伝動ベルトの回転に伴い次第に増加し、トルク容量が増大することで、トルク容量減少状態ではなくなるためである。

請求項４に記載の発明は、請求項１〜３の何れか一項に記載の無段変速機の制御装置において、前記挟圧力増大手段は、前記トルク容量減少状態が検出される回数が多いときは少ないときより前記ベルト挟圧力を増大することを要旨とする。

上記構成によれば、第２プーリの停止中において、第１プーリに入力されるトルクの増減が複数回行われトルク容量の減少量が大きくなった、つまり伝動ベルトがより滑りやすい状態となったときに、前記トルクの増減回数が少ないときより挟圧力を増大するため、ベルトがプーリに対して滑ることをより確実に防止できる。

請求項５に記載の発明は、請求項１〜４の何れか一項に記載の無段変速機の制御装置において、前記挟圧力増大手段は、前記トルク容量減少状態が検出されたときには、前記トルク容量減少状態が検出されないときより、前記第１プーリと第２プーリの何れか一方のベルト挟圧力を大きくすることを要旨とする。

上記構成によれば、前記第１プーリと第２プーリの両方の挟圧力を高めることなく、どちらか一方の挟圧力を増大することでベルトすべりを防止するため、制御を容易にすることができる。

請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の無段変速機の制御装置において、前記挟圧力増大手段は、前記第１プーリと第２プーリの何れか一方のベルト挟圧力を大きくした後に伝動ベルトの滑りを検出した場合、もう一方のプーリのベルト挟圧力を大きくすることを要旨とする。

上記構成によれば、前記第１プーリと第２プーリの何れか一方のベルト挟圧力を増大した後に伝動ベルトの滑りを検出したときにもう一方のプーリのベルト挟圧力を増大するため、ライン圧の上昇を抑えられ、ポンプ損失をさらに低減することができる。これは、前記第１プーリと第２プーリの何れか一方のプーリのベルト挟圧力を増大した後に伝動ベルトの滑りを検出したときに、さらに前記一方のプーリのベルト挟圧力を増大する場合、前記一方のプーリの挟圧力だけで伝動ベルトのすべりを妨げることになるため、高いライン圧が必要となるためである。

請求項７に記載の発明は、請求項６〜７の何れか一項に記載の無段変速機の制御装置において、前記第１プーリと第２プーリの何れか一方のベルト挟圧力は、第１プーリのベルト挟圧力であることを要旨とする。

上記構成によれば、伝動ベルトとの圧力が特に減少しやすい第１プーリの挟圧力を増大するため、より効果的にベルトすべりを防止することができる。これは、第２プーリの停止中において、第１プーリに入力される駆動力が増加した後に減少した場合、伝動ベルトとプーリの間の圧力が減少するのは、第１プーリにかかっていた大きなトルクの反動が原因であるため、特に伝動ベルトと第１プーリの間の圧力が減少しやすいと考えられるためである。

請求項８に記載の発明は、請求項１〜７の何れか一項に記載の無段変速機の制御装置において、前記伝動ベルトは、リングと前記リングに係合させられたエレメントからなり、前記エレメントにより駆動力を伝達することを要旨とする。

上記構成によれば、エレメントにかかっていたトルクの反動でトルク容量が減少し、伝動ベルトがプーリに対し滑りやすい状態にある場合に挟圧力が増大されるため、ベルトすべりを防止するために常に大きな挟圧力をかけている必要がなくなり、伝動ベルト挟圧力の増大が必要最低限とされて摩擦損失やポンプ負荷を低減することができる。これは、リングとエレメントからなる伝動ベルトにおいて、第２プーリの停止中に第１プーリに入力されるトルクがある場合、エレメント間隔が密になる部分ができる。その後、第１プーリに入力されるトルクが減少すると、エレメントの密な部分にかかっていた大きなトルクの反動で、エレメント間隔が疎になるようにエレメントがプーリに対して移動し、エレメントとプーリの間の圧力が減少するためである。

請求項９に記載の発明は、伝動ベルトが巻きかけられている１対のプーリの有効径を変化させて変速を行う無段変速機の制御プログラムにおいて、前記１対のプーリは、第１プーリと第２プーリからなり、前記第２プーリが停止若しくは略停止状態を判定する判定ステップと、前記第2プーリの停止若しくは略停止状態において前記第１プーリの入力駆動力が所定量以上減少するトルク容量減少状態を検出する検出ステップと、前記トルク容量減少状態が検出されたときに、前記トルク容量減少状態が検出されないときよりベルト挟圧力を増大する挟圧力増大ステップと、をコンピュータに実行させることを要旨とする。

上記構成によれば、第２プーリが停止若しくは略停止中において、第１プーリの入力駆動力が増加した後に発進をするという伝動ベルトすべりが起こりやすいトルク容量減少状態のときに挟圧力を増大するため、ベルトすべりを防止するために常に大きな挟圧力をかけている必要がなくなり、挟圧力の増大が必要最低限とされて摩擦損失やポンプ負荷を低減することができる。これは、第2プーリが停止若しくは略停止しているときに第1プーリに入力されるトルクが減少すると、第1プーリに入力されていたトルクの反動で伝動ベルトとプーリの間の圧力が減少し、トルク容量が減少するためである。

以下、この発明にかかる無段変速機の制御装置を具体化した一実施形態について、図１乃至図９を参照して説明する。まず、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、横置き型の自動変速機であって、好適にはＦＦ（フロントエンジンフロントドライブ）型車両に用いられ、エンジンの出力はトルクコンバータ１４、前後進切替装置１６、無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０、差動機構２２を介して左右の車輪２４Ｌ，２４Ｒに伝達されるようになっている。

トルクコンバータ１４は、エンジン出力軸に連結されたポンプ翼車１４ｐとトルクコンバータ１４の出力軸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、好適にはロックアップクラッチ２６が設けられており、油圧制御回路内の図示しないロックアップコントロールバルブ等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と解放が行われ、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐとタービン翼車１４ｔを一体回転させられる。

前後進切換装置１６は、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置とを主体として構成されており、トルクコンバータ１４の出力軸３４はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機の入力軸はキャリア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１６ｐ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。前進用クラッチＣ１が係合され、後進用ブレーキＢ１が解放されることで前進用動力伝達経路が成立し、前進用クラッチＣ１が解放、後進用ブレーキＢ１が係合されることで後進用動力伝達経路が成立し、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の両方が解放されることで動力伝達遮断状態（ニュートラル状態）が成立する。

無段変速機１８は、プライマリプーリ４２と、セカンダリプーリ４６と、それ等のプーリに巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、プライマリプーリ４２とセカンダリプーリ４６はいずれも有効径が可変であり、プライマリプーリ４２に入力された動力は伝動ベルト４８を介してセカンダリプーリ４６に伝達される。

プライマリプーリ４２およびセカンダリプーリ４６は、無段変速機１８の入力軸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溝幅を変更する推力を付与する油圧アクチュエータとしてのプライマリ側油圧シリンダ４２ｃおよびセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃとを備えて構成されており、プライマリ側油圧シリンダ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、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるセカンダリ圧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セカンダリ圧が制御される。このような制御の結果として、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃの油圧であるプライマリ圧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から構成されており、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Ａ_ＣＲおよびエンジン回転速度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回転速度Ｎ_ＩＮを表す信号、車速センサ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６６の操作量であるアクセル開度Ａ_ＣＣ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Ｐ_ＳＨを表す操作位置信号、加速度センサ７６により検出された車両の前後方向の加速度Ｇを表す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７８を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置８０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８２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例えばプライマリ側油圧シリンダ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例えばセカンダリ圧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、運転者がシフトポジションを選択するために設けられており、順次位置させられているレバーポジション「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」ポジションは車両用駆動装置１０の動力伝達経路を動力伝達遮断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であり、「Ｎ」ポジションは車両用駆動装置１０の動力伝達経路を動力伝達遮断状態とするための中立ポジションであり、「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、および変速比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、主に伝動ベルト４８が滑りを生じないようにセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるセカンダリ圧Ｐｄを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ１１０、主に変速比γが連続的に変化させられるようにプライマリ側油圧シリンダへの作動油の流量を制御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、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧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から出力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。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１２４により一定圧に調圧されるようになっている。

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を経てプライマリ側プーリ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プライマリ側プーリ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ＰＤＳ２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、プライマリ側プーリ４２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を経てプライマリ側油圧シリンダ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、プライマリ圧Ｐinが高められ、プライマリ側プーリ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、プライマリ側油圧シリンダ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、プライマリ圧Ｐinが低められ、プライマリ側プーリ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、ライン油圧Ｐ_Ｌは変速圧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がプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへ供給されてプライマリ圧Ｐinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧ＰＳ２が出力されるとプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出されてプライマリ圧Ｐinが低められて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Ａ_CC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Ａ_CC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）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、すなわちプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の供給および排出により両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化させられて変速比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Ａ_CC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γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）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を経てセカンダリプーリ４６および推力比コントロールバルブ１１８へセカンダリ圧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から出力されたセカンダリ圧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ＰＭ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からセカンダリ圧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。

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Ａ_CCをパラメータとして変速比γと必要油圧（セカンダリ圧力）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（セカンダリ圧力マップ）から実際の変速比γおよびアクセル開度Ａ_CCで示される車両状態に基づいて決定（算出）されたセカンダリ圧力Ｐd^＊が得られるようにセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃのセカンダリ圧Ｐdが制御され、このセカンダリ圧Ｐdに応じてセカンダリ圧力Ｐd^＊すなわち可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力が増減させられる。

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セカンダリ圧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Ｐτを受け入れるフィードバック油室１１８ｄとを備えている。

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がプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに供給されることから、プライマリ圧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によりプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧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すなわちプライマリ圧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、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プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とするようにセカンダリ圧Ｐdに比例するプライマリ圧Ｐinがプライマリ側油圧シリンダ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より大きな推力比τが可能なように設定されていると、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、一例を示す図である。図６の一点鎖線で示した車速Ｖのパラメータはプライマリ側油圧シリンダ４２ｃおよびセカンダリ側油圧シリンダ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（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に示すように本実施例の無段変速機１８においては、車速Ｖが０ｋｍ／ｈすなわち車両停止中の閉じ込み制御時に所定の変速比として最大変速比γmax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Ａ_ＣＣ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、すなわち回転速度差（偏差）ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）を解消するように、その回転速度差ΔＮ_ＩＮに応じて無段変速機１８の変速をフィードバック制御により実行する。すなわち、駆動側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の流量を制御することにより両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅を変化させる変速制御指令信号（油圧指令）ＳＴ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ベルト挟圧力マップから、実際のアクセル開度Ａ_ＣＣおよび電子制御装置５０により実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮおよび出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに基づいて算出される実変速比γ（＝Ｎ_ＩＮ／Ｎ_ＯＵＴ）で示される車両状態に基づいてセカンダリ圧力Ｐｄ^＊を設定する。つまり、ベルト挟圧力設定手段１５４は、セカンダリ圧力Ｐｄ^＊が得られる為のセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃのセカンダリ挟圧Ｐｄ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により設定されたセカンダリ圧力Ｐｄ^＊が得られるように、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃのセカンダリ圧Ｐｄを調圧する挟圧力制御指令信号ＳＢを油圧制御回路１００へ出力してセカンダリ圧力Ｐｄ^＊を増減させる。

油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号ＳＴ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を作動させて駆動側油圧シリンダ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に従ってセカンダリ圧力Ｐｄ^＊が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてセカンダリ圧Ｐｄを調圧する。

また、前記変速制御手段１５２は、前述の機能に加え、車速Ｖが前記所定車速Ｖ’以下であることを条件として、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によりプライマリ圧Ｐｉｎとセカンダリ圧Ｐｄ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を閉じ状態とすることによって、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機１８の変速比γを所定の変速比とする低車速用の変速制御のための変速指令（閉じ込み制御指令）信号ＳＴ’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、上記閉じ込み制御指令信号ＳＴ’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からプライマリ圧Ｐｉｎとセカンダリ圧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Ｐτを出力する。

ところで、伝動ベルトにおいてプライマリプーリからセカンダリプーリに向かう側を緩み側（以下、緩み側）、セカンダリプーリからプライマリプーリに向かう側を張り側（以下、緩み側）とすると、例えば停車中の様なセカンダリプーリが停止しているときにプライマリプーリに入力されるトルクが増大した場合、伝動ベルトにおけるプライマリプーリに接した面にはトルクが伝達され、伝動ベルトはセカンダリプーリ側に押し出される。しかし、セカンダリプーリは回転せず、伝動ベルトにおけるセカンダリプーリに接した面も移動しないことから、張り側では張力が大きくなり緩み側では小さくなる。その後、同じくセカンダリプーリが停止した状態でプライマリプーリに入力されるトルクが減少すると、伝動ベルトを押し出していた力が小さくなり、プライマリプーリに入力されていた大きなトルクの反動で張り側の張力が小さくなり緩み側の張力が大きくなると同時に伝動ベルトとプーリの間の圧力が減少する。伝動ベルトとプーリの間の圧力が減少してしまうとトルク容量も減少するため、再び入力トルクが増大したときにトルク容量を越えてしまい、伝動ベルトが滑ることが考えられる。

そこで、前記油圧制御手段１５６は、セカンダリプーリの停止時には、プライマリプーリに入力されるトルクが増大した後に減少したことを条件として、このときのプライマリ圧Ｐｉｎを変速制御手段により設定されたプライマリ圧力Ｐｉｎ^＊よりも高くしてベルト滑りの発生を回避する機能を有する。

より具体的には、セカンダリプーリ停止判定手段１６２は、セカンダリプーリが停止状態であるか否かを、例えば車速センサにより検出される車速Ｖ（出力軸回転速度ＮＯＵＴ）が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定する。

トルク容量減少配判定手段１６４は、プライマリプーリに入力されるトルクが増加した後に減少したことがセカンダリプーリの停止中に起こったか否かを判定する。例えば、トルク容量減少判定手段１６４は、前記セカンダリプーリ停止判定手段１６２によりセカンダリプーリが停止状態であると判定されている間に、入力トルク情報の１つであるアクセルペダルセンサ７６により検出されるアクセル開度Ａ_ＣＣが第１の量以上増加した後に第２の量以上減少したか否かに基づいて、プライマリプーリに入力されるトルクが増加した後に減少したか否かを判定する。前記第１の量は前記第２の量よりも小さい値とすることが好ましい。尚、プライマリプーリに入力されるトルクが増加した後に減少したことは、前記スロットルセンサにより検出されるスロットル弁開度θ_ＴＨに基づいて判断してもよい。

前記スリップ検出手段１５８は、伝動ベルト４８がプーリに対して滑っていることを検出する機能を有する。例えば、前記入力軸回転センサ５６により検出されたセカンダリプーリ回転数と変速比に基づいて、伝動ベルトがプーリに対し滑っていない場合の理想プライマリ回転数を算出し、前記車速センサにより検出されたセカンダリプーリ回転数と前記理想プライマリ回転数が異なるときに伝動ベルトがプーリに対し滑っていることを検出する。

前記油圧制御手段１５６は、前記セカンダリプーリ停止判定手段１６２によりセカンダリプーリが停止していると判定されている間に、前記トルク容量減少判断手段１６６によりプライマリプーリに入力されるトルクが増加した後に減少したと判断されたことを条件として、このときのプライマリ圧Ｐｉｎを、前記変速圧力設定手段１５４により設定された通常のプライマリ圧力Ｐｉｎ^＊よりも所定値だけ高くする。この所定値は、伝動ベルト４８のすべりを防止するために、予め実験的に求められた一定値であってもよいし、前記トルク容量減少状態が検出される回数が多くなるほどこの所定値が増加するように予め実験的に求められた値であってもよい。また、本実施例においては、セカンダリプーリが停止中にセカンダリ圧を高くしてもプライマリプーリと伝動ベルトの間の圧力は高くなりにくいという理由からプライマリ圧を高くしているが、セカンダリ圧力、またはその両方を高くすることも可能である。

好適には、前記油圧制御装置１５６は、プライマリ圧とセカンダリ圧力の一方を高めた後に、前記スリップ検出手段１５８により伝動ベルト４８のプーリに対するすべりが検出されたときに、プライマリ圧Ｐｉｎとセカンダリ圧Ｐｄのもう一方を高める機能を更に有する。

図８は、前記油圧制御手段１５６が、セカンダリプーリの停止中において、プライマリプーリに入力されるトルクが増大した後に減少するトルク容量減少状態が検出されたときにセカンダリ圧を増大する制御作動の一例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、Ｓ１１において、ｔの値を０とする。このｔは、セカンダリプーリの停止状態において、トルク減少状態が何回検出されたかをカウントする変数であり、整数であることが望ましい。

前記Ｓ１１が実行された後は、Ｓ１２において、セカンダリプーリが停止状態であるか否かを、例えば車速Ｖ（出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定される。このステップで否定された場合、Ｓ１８に進み、セカンダリ圧は前記ベルト挟圧力設定手段により制御され、リターンされる。

前記Ｓ１２の判断が肯定される場合は、Ｓ１３において、プライマリプーリに入力されるトルクが増大したか否かが、例えばアクセル開度センサにより検出されるアクセル開度Ａ_ＣＣが所定値以上増加したか否かに基づいて判定される。このステップで否定された場合、Ｓ１１に戻る。

前記Ｓ１３の判断が肯定される場合は、Ｓ１４において、プライマリプーリに入力されるトルクが減少したか否かが、例えばアクセル開度センサにより検出されるアクセル開度Ａ_ＣＣが所定値以上減少したか否かに基づいて判定される。このステップで否定された場合、Ｓ１７に進み、Ｓ１７ではＳ１２同様にセカンダリプーリが停止状態であるか否かが判定される。Ｓ１７で肯定された時はＳ１４に戻り、否定された時にはＳ１８で前記ベルト挟圧力制御手段によるセカンダリ圧制御が行われ、リターンされる。

前記Ｓ１４の判断が肯定される場合は、Ｓ１５において、セカンダリ圧Ｐｄが、その時点でのセカンダリ圧よりも所定値ΔＰｄだけ高くされる。前記所定値ΔＰｄは、ｔの値によって異なり、ｔの値が大きい時はｔの値が小さい時よりも前記所定値ΔＰｄを大きい値とする。

前記Ｓ１５が実行された後は、Ｓ１６に進み、その時点でのｔの値に１を足した値をｔとし、Ｓ１２にもどる。

上述の図８に係る実施例は、セカンダリプーリの停止中において、プライマリプーリに入力されるトルクが増大した後に減少したことを検出した回数が多い時には、セカンダリ圧Ｐｄの増大量である所定値ΔＰｄを大きくするため、よりトルク容量の減少量が大きい時にも確実にベルトすべりを抑制することができる。

図９は、前記油圧制御手段１５６が、セカンダリプーリの停止中において、プライマリプーリに入力されるトルクが増大した後に減少するトルク容量減少状態が検出されたときにプライマリ圧を増大する制御作動のその他の例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、Ｓ２１において、セカンダリプーリが停止状態であるか否かを、例えば車速Ｖ（出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定される。このステップで否定された場合、Ｓ３３に進み、プライマリ圧は前記変速圧力設定手段により制御され、セカンダリ圧はベルト挟圧力設定手段により制御され、リターンされる。

前記Ｓ２１の判断が肯定される場合は、Ｓ２２において、プライマリプーリに入力されるトルクが増大したか否かが、例えばアクセル開度センサにより検出されるアクセル開度Ａ_ＣＣが所定値以上増加したか否かに基づいて判定される。このステップで否定された場合、Ｓ２１に戻る。

前記Ｓ２２の判断が肯定される場合は、Ｓ２３において、プライマリプーリに入力されるトルクが減少したか否か、例えばアクセル開度センサにより検出される運転者のアクセル操作が所定値以上減少したか否かに基づいて判定される。このステップで否定された場合、Ｓ２９に進み、Ｓ２１同様セカンダリプーリが停止状態であるか否かが判定される。Ｓ２９で肯定された場合はＳ２３に戻り、否定された場合は、Ｓ３３において前記変速圧力設定手段によりプライマリ圧制御が行われ、前記ベルト挟圧力設定手段によりセカンダリ圧制御が行われた後にリターンされる。

前記Ｓ２３の判断が肯定される場合は、Ｓ２４において、Ｓ２２同様プライマリプーリに入力されるトルクが増大したか否かが判定される。ここで増大したか否かを判定する閾値は、Ｓ２２での閾値より小さいことが好ましい。このステップで否定された場合、Ｓ３０に進み、Ｓ１２で肯定されてからの伝動ベルトの回転量Ｎ_ｂが所定回転量Ａ以上であるか否かが判定され、回転量Ｎ_ｂは例えば車速センサと変速比に基づいて算出される。Ｓ３０で肯定された場合はＳ２４に戻り、否定された場合は、Ｓ３３において前記変速圧力設定手段によりプライマリ圧制御が行われ、前記ベルト挟圧力設定手段によりセカンダリ圧制御が行われた後にリターンされる。
前記Ｓ２４の判断が肯定される場合は、Ｓ２５において、プライマリ圧Ｐｉｎが、その時点でのプライマリ圧よりも所定値ΔＰｉｎだけ高くされる。

前記Ｓ２５が実行された後は、Ｓ２６において、伝動ベルトがプーリに対して滑っているか否かが判断され、例えばセカンダリプーリ回転数と変速比に基づいて、伝動ベルトがプーリに対し滑っていない場合の理想プライマリ回転数を算出し、前記車速センサにより検出されたセカンダリプーリ回転数と前記理想プライマリ回転数が異なるか否かに基づいて判断される。このステップで否定された場合、Ｓ３１に進み、Ｓ３０と同様にＳ１２で肯定されてからの伝動ベルトの回転量Ｎ_ｂが所定回転量Ａ以上であるか否かが判定される。Ｓ３１で肯定された場合はＳ２６に戻り、否定された場合はＳ３３において前記変速圧力設定手段によりプライマリ圧制御が行われ、前記ベルト挟圧力設定手段によりセカンダリ圧制御が行われた後にリターンされる。

前記Ｓ２６の判断が肯定される場合は、Ｓ２７において、セカンダリ圧Ｐｄが、その時点でのセカンダリ圧よりも所定値ΔＰｄだけ高くされる。

前記Ｓ２７が実行された後は、Ｓ２８において、Ｓ２６と同様に伝動ベルトがプーリに対して滑っているか否かが判断される。このステップで肯定された場合はＳ２５に戻り、否定された場合はＳ３２に進み、Ｓ３１と同様にＳ１２で肯定されてからの伝動ベルトの回転量Ｎ_ｂが所定回転量Ａ以上であるか否かが判定される。Ｓ３２で肯定された場合は、Ｓ２８に戻り、否定された場合はＳ３３において前記変速圧力設定手段によりプライマリ圧制御が行われ、前記ベルト挟圧力設定手段によりセカンダリ圧制御が行われた後にリターンされる。

上述の図９に係る実施例は、セカンダリプーリの停止中において、プライマリプーリに入力されるトルクが増加した後に減少し、再び増加したことが検出された時に、まずプライマリ力から増大制御を行うため、より効果的にベルトすべりを防止することができる。これは、伝動ベルトとプーリの間の圧力が減少するのは、第１プーリにかかっていた大きなトルクの反動が原因であるため、特に伝動ベルトと第１プーリの間の圧力が減少しやすいと考えられるためである。

また、セカンダリプーリの停止中において、プライマリプーリに入力されるトルクが増加した後に減少し、再び増加したことが検出されるまでは、プライマリ圧を変速制御手段により制御し、セカンダリ圧をベルト挟圧力設定手段により制御するため、プライマリ圧及びセカンダリ圧を増大している時間が短縮され、より効果的に摩擦損失やポンプ負荷を低減することができる。これは、トルク容量が小さくなった後にプライマリプーリに入力されるトルクが前記トルク容量を超えたときにベルトすべりが起こると考えられるためである。

また、伝動ベルトの回転量Ｎ_ｂが所定回転量Ａ以上である場合は、プライマリ圧を変速制御手段により制御し、セカンダリ圧をベルト挟圧力設定手段により制御するため、プライマリ圧及びセカンダリ圧を高めている時間が短縮され、より効果的にベルトすべりを防止し、摩擦損失やポンプ負荷を低減することができる。これは、プライマリプーリに入力されるトルクの増減により減少した伝動ベルトとプーリの間の圧力が、伝動ベルトの回転に伴い次第に増加し、トルク容量が増大することで、トルク容量減少状態ではなくなるためである。

また、スリップが検出されている時はプライマリ圧Ｐｉｎとセカンダリ圧Ｐｄを交互に増大させる制御を行うため、プライマリ圧Ｐｉｎが高くなりすぎることによる変速比の変化を防止し、かつベルトすべりを抑制することができる。

上述のように、本実施例によれば、前記油圧制御手段１５６は、前記セカンダリプーリ停止配判定手段１６２によりセカンダリプーリが停止していると判定されている間に、前記トルク容量減少判断手段１６６によりプライマリプーリに入力されるトルクが増加した後に減少したと判断されたことを条件として、このときのプライマリ圧Ｐｉｎを前記変速圧力設定手段１５４により設定された通常のプライマリ圧Ｐｉｎ^＊よりも所定値だけ高くする、またはこのときのセカンダリ圧Pdを前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定された通常のセカンダリ圧Pd^＊よりも所定値だけ高くする。つまり、セカンダリプーリが停止中において、プライマリプーリに入力されるトルクが増加した後に減少するというトルク容量が小さくベルト滑りが発生しやすい状態のときにプライマリ圧Ｐｉｎまたはセカンダリ圧Ｐｄが高くされる。そのため、ベルトすべりを防止するために常に大きな圧力をかけている必要がなくなり、プライマリ圧Ｐｉｎまたはセカンダリ圧Ｐｄの増大が必要最低限とされて燃費を向上することができる。

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、セカンダリプーリの停止を判定するセカンダリ停止判定手段を用いたが、セカンダリプーリがほぼ停止していることを判定するセカンダリ略停止判定手段を用いてもよい。また、セカンダリ略停止判定手段を用いた場合は、実施例中でセカンダリプーリの停止を条件とするステップ（Ｓ１２，１８，２１，２９）を、セカンダリプーリがほぼ停止していることを条件にしてもよい。セカンダリの回転速度が所定回転速度以下であることを条件としてもよい。セカンダリ略停止判定手段は、例えば車速センサ５８により検出されたセカンダリプーリの回転速度が所定回転速度より小さい時に略停止を判定する手段である。

また、前述の実施例において、所定回転部材の回転速度として例示した入力軸回転速度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ＮＩＮなどに替えて、エンジン回転速度ＮＥ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 ^＊などが用いられても良い。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、流体式動力伝動装置としてトルクコンバータ１４が用いられていたが、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く、流体式動力伝達装置自体がなくてもよい。

また、前述の実施例は、駆動力を伝達するベルトに適用可能であるが、リングとエレメントからなるものであるとより効果的である。これは、リングとエレメントからなる伝動ベルトにおいて、第２プーリの停止中に第１プーリに入力されるトルクが増大した場合、第１プーリに接したエレメントにはトルクが伝達され、エレメントは第２プーリ側に押し出される。しかし、第２プーリは回転せず、エレメントも移動しないことから、エレメント間隔がより密になる部分ができる。その後、第１プーリに入力されるトルクが減少すると、エレメントを押し出していた力が小さくなり、エレメント間隔の密な部分にかかっていた大きなトルクの反動で、エレメントとプーリの間の圧力が減少するためである。

また、前述の実施例は、セカンダリプーリの停止中においてプライマリプーリに入力されるトルクが減少した時に、プライマリ圧またはセカンダリ圧を増大させたが、プライマリプーリの停止中においてセカンダリプーリに入力されるトルクが減少した時にプライマリ圧またはセカンダリ圧を増大させてもよい。

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伝動ベルトにすべりが生じない範囲でベルト挟圧力を最適にする為の制御作動を説明するフローチャートの一例である。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち伝動ベルトにすべりが生じない範囲でベルト挟圧力を最適にする為の制御作動を説明するフローチャートのその他の例である。

符号の説明

１２：エンジン（走行用動力源）
１８：無段変速機（ＣＶＴ）
２４：駆動輪
４２：プライマリ側プーリ
４２ｃ：プライマリ側油圧シリンダ
４６：セカンダリ側プーリ
４６ｃ：セカンダリ側油圧シリンダ
４８：伝動ベルト（ベルト）
５０：電子制御装置（制御装置）
１５２：変速制御手段
１５６：ベルト挟圧力制御手段

Claims (9)

1. 伝動ベルトが巻きかけられている１対のプーリの有効径を変化させて変速を行う無段変速機の制御装置において、
   前記１対のプーリは、第１プーリと第２プーリからなり、
   前記第２プーリが停止若しくは略停止状態において、前記第１プーリの入力駆動力が所定量以上減少するトルク容量減少状態が検出されたときには、前記トルク容量減少状態が検出されないときよりベルト挟圧力を増大する挟圧力増大手段を有する
   ことを特徴とする無段変速機の制御装置。
2. 前記挟圧力増大手段は、前記トルク容量減少状態が検出されたときから前記第２プーリの入力駆動力が増加するまで前記ベルト挟圧力の増大を抑制する
   ことを特徴とする請求項１に記載の無段変速機の制御装置。
3. 前記挟圧力増大手段は、前記伝動ベルトの回転量が所定回転量になったことが検出されたときに、前記ベルト挟圧力の増大を抑制する
   ことを特徴とする請求項１〜２何れか一項に記載の無段変速機の制御装置。
4. 前記挟圧力増大手段は、前記トルク容量減少状態が検出される回数が多いときは少ないときより前記ベルト挟圧力を増大する
   ことを特徴とする請求項１〜３の何れか一項に記載の無段変速機の制御装置。
5. 前記挟圧力増大手段は、前記トルク容量減少状態が検出されたときには、前記トルク容量減少状態が検出されないときより、前記第１プーリと第２プーリの何れか一方のベルト挟圧力を大きくする
   ことを特徴とする請求項１〜４に記載の無段変速機の制御装置。
6. 前記挟圧力増大手段は、前記第１プーリと第２プーリの何れか一方のベルト挟圧力を大きくした後に伝動ベルトの滑りを検出した場合、もう一方のプーリのベルト挟圧力を大きくする
   ことを特徴とする請求項５に記載の無段変速機の制御装置。
7. 前記第１プーリと第２プーリの何れか一方のベルト挟圧力は、第１プーリのベルト挟圧力である
   ことを特徴とする請求項５〜６の何れか一項に記載の無段変速機の制御装置。
8. 前記伝動ベルトは、リングと前記リングに係合させられたエレメントからなり、前記エレメントにより駆動力を伝達する
   ことを特徴とする請求項１〜７の何れか一項に記載の無段変速機の制御装置。
9. 伝動ベルトが巻きかけられている１対のプーリの有効径を変化させて変速を行う無段変速機の制御装置において、
   前記１対のプーリは、第１プーリと第２プーリからなり、
   前記第２プーリが停止若しくは略停止状態を判定する判定ステップと、
   前記第2プーリの停止若しくは略停止状態において前記第１プーリの入力駆動力が所定量以上減少するトルク容量減少状態を検出する検出ステップと、
   前記トルク容量減少状態が検出されたときに、前記トルク容量減少状態が検出されないときよりベルト挟圧力を増大する挟圧力増大ステップと、をコンピュータに実行させるための制御プログラム。

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