JP2011247306A

JP2011247306A - 車両用駆動装置の制御装置

Info

Publication number: JP2011247306A
Application number: JP2010118835A
Authority: JP
Inventors: Hirosuke Ninomiya; 啓輔二宮
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-05-24
Filing date: 2010-05-24
Publication date: 2011-12-08

Abstract

【課題】ベルト式変速機の伝動ベルトと後輪への後輪側動力伝達系との共振に起因したこもり音を低減しつつ、ベルト挟圧力をこもり音の低減のために上昇させる機会を抑えることができる車両用駆動装置の制御装置を提供する。
【解決手段】エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGとベルト弦部振動周波数F1_BELTとが周波数判定範囲WF_RR内に入る場合には、そうでない場合と比較してベルト挟圧力を上昇させるベルト挟圧力上昇制御が実行される。従って、ベルト挟圧力上昇制御が実行されるとベルト弦部５１の弦張力TNS_BELTが変化するので、後輪側動力伝達系と伝動ベルト４８との共振に起因したこもり音を低減することができる。また、振動源であるエンジン１２からの振動が、上記共振をさせる周波数ではない場合にはベルト挟圧力上昇制御は実行されず、不必要なベルト挟圧力上昇が抑制され、そのベルト挟圧力の上昇機会を抑えることができる。
【選択図】図１２

Description

本発明は、ベルト式変速機を備えた車両用駆動装置において、こもり音の低減を図る技術に関するものである。

1対の可変プーリと該1対の可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを含みエンジンと後輪との間の動力伝達経路の一部を構成するベルト式変速機を備えた車両用駆動装置が、例えば、特許文献１に開示されている。その特許文献１の車両用駆動装置は、エンジンから出力された駆動トルクを前輪および上記後輪のそれぞれに分配する動力分配装置を前記ベルト式変速機と前記後輪との間に備えた四輪駆動車両の車両用駆動装置である。その特許文献１の車両用駆動装置の制御装置によれば、車速に関連する車速関連値、具体的には前記ベルト式変速機の出力軸回転速度が所定範囲に属するか否かに基づいて、車両の走行状態が、前記伝動ベルトの弦部と前記後輪への動力伝達系との共振に起因したこもり音が発生するこもり音発生状態にあるか否かが判断される。そして、車両の走行状態が前記こもり音発生状態に該当すると判断された場合には、そのこもり音発生状態に該当しない場合に比較して、前記可変プーリが前記伝動ベルトを挟圧するベルト挟圧力が変更される。このベルト挟圧力の変更により前記伝動ベルトの張力が変わりその伝動ベルトの弦部の固有振動数が前記後輪への動力伝達系の固有振動数に対してずれるので、こもり音が低減される。

特開２００９−１９１９６３号公報

上記のように、前記特許文献１の車両用駆動装置の制御装置は、車両の走行状態が前記こもり音発生状態に該当する場合には、前記ベルト挟圧力を変更するのでそのベルト挟圧力を上昇させることがある。しかし、前記こもり音を発生させる振動源は前記エンジンであるところ、前記特許文献１の制御装置は、前記ベルト式変速機の出力軸回転速度に基づいて、車両の走行状態が前記こもり音発生状態に該当するか否かを判断しており、そのエンジンからの振動が前記伝動ベルトの弦部と前記後輪への動力伝達系とを共振させる周波数を有するか否かを判断していなかった。また、前記ベルト挟圧力は、前記伝動ベルトの耐久性への影響および車両の燃費向上の観点等から、ベルト滑りが生じない範囲で出来るだけ低くされるのが好ましい。すなわち、前記特許文献１の制御装置は、こもり音低減に寄与しない場合にも前記ベルト挟圧力を上昇させる可能性があり、不必要に燃費を悪化させるなどの可能性を有していた。なお、このような課題は未公知のことである。

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、前記ベルト式変速機の伝動ベルトと前記後輪への動力伝達系（後輪側動力伝達系）との共振に起因したこもり音を低減しつつ、前記ベルト挟圧力をそのこもり音の低減のために上昇させる機会を抑えることができる車両用駆動装置の制御装置を提供することにある。

前記目的を達成するための本発明の要旨とするところは、（ａ）1対の可変プーリとその1対の可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを含みエンジンと後輪との間の動力伝達経路の一部を構成するベルト式変速機を備えた車両用駆動装置の制御装置であって、（ｂ）前記エンジンの周期的な回転変動の周波数であるエンジン回転変動周波数と前記伝動ベルトの弦部のベルト弦部振動周波数とが予め定められた周波数判定範囲内に入る場合には、前記エンジン回転変動周波数と前記ベルト弦部振動周波数との少なくとも一方が前記周波数判定範囲内に入らない場合と比較して、前記可変プーリが前記伝動ベルトを挟圧するベルト挟圧力を上昇させるベルト挟圧力上昇制御を実行することにある。

このようにすれば、前記ベルト挟圧力上昇制御が実行されると前記伝動ベルトの弦部の張力が変化し、それによりその弦部が前記エンジンからの振動により共振させられる状態から外れるので、前記ベルト式変速機よりも前記後輪側の動力伝達系すなわち後輪側動力伝達系と、前記伝動ベルトとの共振に起因したこもり音を低減することが可能である。また、前記ベルト挟圧力上昇制御を実行するか否かは前記エンジン回転変動周波数に基づいて判断されるので、前記ベルト挟圧力上昇制御は、前記こもり音を発生させる振動源である前記エンジンからの振動が、上記後輪側動力伝達系と前記伝動ベルトとを共振させる周波数ではない場合には実行されず、不必要な前記ベルト挟圧力上昇制御の実行が抑制される。従って、車速などに基づいて前記ベルト挟圧力上昇制御を実行する場合と比較して、前記ベルト挟圧力を前記こもり音の低減のために上昇させる機会を抑えることが可能である。

ここで、好適には、前記エンジン回転変動周波数は、前記エンジンの点火による単位時間当たりの爆発回数である。このようにすれば、前記エンジンの回転はエンジン点火による爆発に連動して変動するので、容易且つ正確にそのエンジン回転変動周波数を算出することが可能である。

また、好適には、前記ベルト弦部振動周波数は、前記弦部の張力に基づいて算出される１次の固有振動数に１以上の第１の整数を乗じ且つ１以上の第２の整数で除して得た周波数である。このようにすれば、前記ベルト弦部振動周波数を前記弦部の１次の固有振動数に基づいて容易に算出し、前記ベルト挟圧力上昇制御を実行するか否かを適切に判断できる。

また、好適には、前記周波数判定範囲は、前記ベルト式変速機よりも前記後輪側の動力伝達系が所定の限度以上の大きさで共振する周波数の範囲である。このようにすれば、上記ベルト式変速機よりも後輪側の動力伝達系（後輪側動力伝達系）と、前記伝動ベルトとが共振することを抑制できる。

また、好適には、前記ベルト挟圧力上昇制御では、前記ベルト弦部振動周波数が前記周波数判定範囲から外れるように前記ベルト挟圧力を上昇させる。このようにすれば、前記伝動ベルトが、そのベルト挟圧力の上昇により上記後輪側動力伝達系と共振しないようにすることが可能である。

また、好適には、前記エンジンから出力された駆動トルクを前輪および前記後輪のそれぞれに分配する動力分配装置が前記ベルト式変速機と前記後輪との間に設けられている。このようにすれば、四輪駆動車両において、前記伝動ベルトと後輪側動力伝達系との共振に起因したこもり音を低減できる。

また、好適には、前記エンジンと前記ベルト式変速機と前記動力分配装置とは、車両の前方に搭載されている。

本発明が好適に適用される四輪駆動車両が有する車両用駆動装置の構成を説明するための骨子図である。図１のエンジンやベルト式変速機などを制御するために四輪駆動車両に設けられた制御系統を説明するブロック線図である。図２に示す油圧制御回路のうちベルト式変速機のベルト挟圧力制御、変速比制御に関する部分を示す要部油圧回路図である。図１のベルト式変速機の変速制御において入力側の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。図１のベルト式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ための必要油圧マップの一例を示す図である。図１の電子制御カップリングの構成例を説明するための断面図である。図６の電子制御カップリングに設けられたコイルに供給される制御電流と電子制御カップリングにより伝達される伝達トルクとの関係を示した図である。図２の電子制御装置が備えている制御機能の要部を説明するための機能ブロック線図である。図１のベルト式変速機が有する伝動ベルトのベルト弦部を説明するためのベルト式変速機の模式図である。図１のベルト式変速機が有する伝動ベルトの構成を説明するための、その伝動ベルトを部分的に拡大した斜視図である。図１の四輪駆動車両において、後輪側動力伝達系にそれの外部から一定振幅の振動を周波数を変化させつつ加えた場合における後輪側動力伝達系の振動の応答性を示す図である。図２の電子制御装置の制御作動の要部、すなわち、エンジン回転変動周波数とベルト弦部振動周波数とに基づいてベルト挟圧力上昇制御を実行する制御作動を説明するためのフローチャートである。図１の四輪駆動車両が停車状態から発進し車速がある程度上昇するまでを表したタイムチャートであって、前記ベルト挟圧力上昇制御の実行により、後輪側動力伝達系とベルト弦部との共振に起因したこもり音の発生が抑制される場合を説明するためのタイムチャートである。図１の四輪駆動車両が停車状態から発進し車速がある程度上昇するまでを表したタイムチャートであって、前記こもり音がそもそも発生せず前記ベルト挟圧力上昇制御が実行される必要のない場合を説明するためのタイムチャートである。

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、本発明が好適に適用される四輪駆動車両８が有する車両用駆動装置１０の構成を説明するための骨子図である。図１に示すように、四輪駆動車両８（以下、単に車両８という）は、車両用駆動装置１０の他に、左右１対の前輪車軸２３と、第１駆動輪としての左右１対の前輪２４Ｒおよび２４Ｌと、オイルポンプ２８と、左右１対の後輪車軸５６と、第２駆動輪としての左右１対の後輪５７Ｒおよび５７Ｌとを備えている。そして、車両用駆動装置１０は、駆動力源である内燃機関にて構成されているエンジン１２と、流体伝動装置としてのトルクコンバータ１４と、前後進切換装置１６と、ベルト式変速機（ＣＶＴ）１８と、減速歯車装置２０と、前輪用差動歯車装置２２と、動力分配装置（トランスファ）５２と、駆動力伝達軸であるプロペラシャフト５３と、前後輪駆動トルク配分装置である電子制御カップリング５４（以下、単にカップリング５４という）と、後輪用差動歯車装置５５とを備えている。なお、左右の前輪２４Ｒと２４Ｌとを区別する必要がない場合には前輪２４と略して表示し、左右の後輪５７Ｒと５７Ｌとを区別する必要がない場合には後輪５７と略して表示する。

この図１において、エンジン１２により発生させられた駆動トルクは、トルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、入力軸３６、ベルト式変速機１８、減速歯車装置２０、前輪用差動歯車装置２２、及び左右１対の前輪車軸２３を介して左右１対の前輪２４Ｒおよび２４Ｌへ伝達される一方、動力分配装置５２、プロペラシャフト５３、カップリング５４、後輪用差動歯車装置５５、及び左右１対の後輪車軸５６を介して左右１対の後輪５７Ｒおよび５７Ｌへ伝達される。すなわち、図１に示す動力分配装置５２は、エンジン１２から出力された駆動トルクを前輪２４Ｒ，２４Ｌおよび後輪５７Ｒ，５７Ｌのそれぞれに分配するトランスファであり、車両用駆動装置１０は、駆動力源であるエンジン１２により発生させられた駆動トルクを走行状態に応じて前後輪に配分する電子制御トルクスプリット式四輪駆動車両の駆動系の一例である。

エンジン１２の吸気配管３１には、図示しないスロットルアクチュエータを用いてエンジン１２の吸入空気量を電気的に制御するための電子スロットル弁３０が備えられている。電子制御装置６０（図２参照）により、運転者の出力要求量を表すアクセル開度Ａccなどに応じて上記電子スロットル弁３０の開閉制御および燃料噴射制御等が行われることによりエンジン１２の出力が増減制御される。

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８６（図２参照）の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。上記ポンプ翼車１４ｐには、ベルト式変速機１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧を発生する機械式のオイルポンプ２８が設けられている。

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、ベルト式変速機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り、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が解放されることにより、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることにより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ベルト式変速機１８側へ伝達される一方、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が解放されることにより、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ベルト式変速機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。

上記前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、シフト操作部材として機能するシフトレバー７７の操作に従って油圧制御回路８６の図示しないマニュアルバルブが機械的に切り換えられることにより、係合、解放されるようになっている。シフトレバー７７は、順次位置させられている駐車用の「Ｐ」ポジション、後進走行用の「Ｒ」ポジション、動力伝達を遮断する「Ｎ」ポジション、前進走行用の「Ｄ」ポジションおよび強いエンジンブレーキ作用を得るため等の「Ｌ」ポジションへ択一的に操作されるようになっており、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションでは、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１内の作動油は何れもマニュアルバルブからドレーンされて共に解放される。一方、「Ｒ」ポジションでは、前記マニュアルバルブの後進用出力ポートからの後進走行用出力圧が後進用ブレーキＢ１に供給されてそれが係合させられるとともに、前進用クラッチＣ１内の作動油は前記マニュアルバルブからドレーンされて解放される。また、「Ｄ」ポジションおよび「Ｌ」ポジションでは、前記マニュアルバルブの前進用出力ポートからの前進走行用出力圧が前進用クラッチＣ１に供給されてそれが係合させられるとともに、後進用ブレーキＢ１内の作動油は前記マニュアルバルブからドレーンされて解放される。

ベルト式変速機１８は、エンジン１２と動力分配装置５２との間の動力伝達経路の一部を構成する無段変速機であり、前記入力軸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４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた摩擦接触する動力伝達部材として機能する伝動ベルト４８とを備えている。そして、ベルト式変速機１８では、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溝幅が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、入力側可変プーリ４２の油圧シリンダの油圧が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Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）が連続的に変化させられる。なお、上記入力軸回転速度Ｎinとは入力軸３６或いは入力側可変プーリ４２の回転速度であり、上記出力軸回転速度Ｎoutとは出力軸４４或いは出力側可変プーリ４６の回転速度である。

図３は、油圧制御回路８６のうちベルト式変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御に関する部分を示す要部油圧回路図であり、油圧制御回路８６は、挟圧力コントロールバルブ１１０、変速比コントロールバルブＵＰ１１６、変速比コントロールバルブＤＮ１１８などを備えている。ここで、リニアソレノイド弁ＳＬＴは、通常は挟圧力コントロールバルブ１１０を介して前記ベルト式変速機１８のベルト挟圧力を制御するために用いられるものである。

この入力側可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃの油圧は、変速比γが連続的に変化させられるように油圧制御回路８６の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によって調圧制御される。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６０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６０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、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６０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６０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を出力し、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その油圧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となるように連続的に制御され、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、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となるように連続的に制御される。例えば図４に示すように運転者の出力要求量を表すアクセル操作量（アクセル開度）Ａccおよび車速Ｖをパラメータとして予め定められた変速マップから入力側の目標回転速度Ｎin*を算出し、実際の入力軸回転速度Ｎinが目標回転速度Ｎin*と一致するように、それ等の偏差に応じてベルト式変速機１８の変速制御、すなわち入力側可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の供給、排出によって変速制御圧Ｐ_RATIOが制御され、変速比γが連続的に変化させられる。図４のマップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル操作量Ａccが大きい程大きな変速比γになる目標回転速度Ｎin*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Ｎoutに対応するため、入力軸回転速度Ｎinの目標値である目標回転速度Ｎin*は目標変速比に対応し、ベルト式変速機１８の最小変速比γminと最大変速比γmaxの範囲内で定められている。

一方、出力側可変プーリ４６の油圧シリンダの油圧は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように油圧制御回路８６の挟圧力コントロールバルブ１１０によって調圧制御される。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６０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を出力するようになっており、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操作量Ａccおよび変速比γをパラメータとしてベルト滑りが生じないように必要油圧（ベルト挟圧力に相当）を求める予め定められたベルト挟圧力マップに従って、出力側可変プーリ４６の油圧シリンダ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。この挟圧力コントロールバルブ１１０の出力圧である出力側油圧シリンダ４６ｃ内の油圧Ｐ_BELTは、油圧センサ１１０ｓにより検出されるようになっている。

図６は、前記カップリング５４の構成例を説明するための断面図である。この図６に示すように、前記カップリング５４は、入力軸としての前記プロペラシャフト５３と同軸に且つそのプロペラシャフト５３と共通の軸心Ｃまわりに一体回転させられるように構成された第１ハウジング９１と、コイル（電磁ソレノイド）９３を含んでその第１ハウジング９１の内周側に固設された第２ハウジング９２と、上記第１ハウジング９１と同軸にその軸心Ｃまわりに相対回転可能に配設されたカップリング出力軸９４と、そのカップリング出力軸９４と同軸にその軸心Ｃまわりに相対回転可能に配設された制御カム９５と、上記第１ハウジング９１と制御カム９５との相対回転を阻止したりスリップさせたりするために係合要素である複数のクラッチプレート９７ａ、９７ｂを交互に備えて構成された制御クラッチ９６と、上記第２ハウジング９２との間にその制御クラッチ９６を構成するクラッチプレート９７ａ、９７ｂを挟圧するためにカップリング出力軸９４と同軸にその軸心Ｃ方向に相対移動可能に配設された環状鉄片であるアーマチュア９８と、上記第１ハウジング９１とカップリング出力軸９４との相対回転を阻止したりスリップさせたりするために係合要素である複数のクラッチプレート９９ａ、９９ｂを交互に備えて構成されたメインクラッチ１００と、上記第１ハウジング９１との間にそのメインクラッチ１００を構成するクラッチプレート９９ａ、９９ｂを挟圧するためにカップリング出力軸９４と同軸にその軸心Ｃまわりの相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能に配設されたメインカム１０１とを、備えて構成されている。上記カップリング出力軸９４は、前記後輪用差動歯車装置５５の入力軸（入力歯車）に連結されている。また、上記制御カム９５及びメインカム１０１の相対向する側にはそれぞれのカム面に対応する複数の凹部がそれぞれ形成されており、その制御カム９５とメインカム１０１との間にはそれぞれ対応する凹部の間に嵌め入れられるように複数のボール１０２が配設されている。

以上のように構成されたカップリング５４において、上記コイル９３が非励磁状態である場合には、上記制御クラッチ９６及びメインクラッチ１００の何れも非係合状態とされるため、入力軸としての前記プロペラシャフト５３の駆動力（トルク）はカップリング出力軸９４に伝達されないが、上記コイル９３が励磁状態である場合には、そのコイル９３の周囲に磁束が生じることにより、上記アーマチュア９８が第２ハウジング９２側へ引き付けられてその第２ハウジング９２とアーマチュア９８との間でクラッチプレート９７ａ、９７ｂが挟圧され、上記制御クラッチ９６が上記コイル９３への制御電流に応じて係合或いはスリップさせられる。そのようにして制御クラッチ９６が係合或いはスリップさせられることで、上記制御カム９５とメインカム１０１との間に相対的な回転速度差が生じると、上記ボール１０２が制御カム９５における凹部の斜面に押されてメインカム１０１側へ押し付けられ、延いてはそのメインカム１０１が前記プロペラシャフト５３側へ押し付けられる。それにより、前記第１ハウジング９１とそのメインカム１０１との間でクラッチプレート９９ａ、９９ｂが挟圧されて上記メインクラッチ１００が係合或いはスリップさせられ、前記プロペラシャフト５３の駆動力が所定の割合でカップリング出力軸９４に伝達される。

前記カップリング５４により伝達される伝達トルクは、例えば、図７に示すように、前記コイル９３に供給される制御電流により比例的に定まる。すなわち、前記コイル９３に供給される電流が比較的小さい場合には、前記アーマチュア９８が第２ハウジング９２側へ引き付けられる力が比較的弱く、前記制御クラッチ９６の係合力が比較的小さいことから、前記制御カム９５とメインカム１０１との間の相対回転速度差が小さくなり、延いては前記メインカム１０１がプロペラシャフト５３側へ押し付けられる力が比較的弱くなって伝達トルクは比較的小さくなるが、前記コイル９３に供給される電流が比較的大きい場合には、前記アーマチュア９８が第２ハウジング９２側へ引き付けられる力が比較的強く、前記制御クラッチ９６の係合力が比較的大きいことから、前記制御カム９５とメインカム１０１との間の回転速度差が大きくなり、延いては前記メインカム１０１がプロペラシャフト５３側へ押し付けられる力が比較的強くなって伝達トルクは比較的大きくなる。そして、前記コイル９３に供給される電流が所定値以上になると直結四輪駆動車両に近い状態で前後輪に駆動力が伝達される。以上の構成により、前記ベルト式変速機１８から出力された全駆動力に対する前記後輪５７Ｒおよび５７Ｌに伝達される駆動力の比率が零乃至０．５の範囲内で無段階に制御される。

図２は、図１のエンジン１２やベルト式変速機１８などを制御するために車両８に設けられた制御系統を説明するブロック線図である。図２の電子制御装置６０には、エンジン回転速度センサ６２、タービン回転速度センサ６４、タービントルクセンサ６５、アイドルスイッチ付きスロットルセンサ６８、冷却水温センサ７０、ＣＶＴ油温センサ７２、ＣＶＴ出力軸回転速度センサ６６、アクセル開度センサ７４、フットブレーキスイッチ７６、レバーポジションセンサ７８、前後Ｇセンサ７９、油圧センサ１１０ｓなどが接続され、エンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎe、タービン軸３４の回転速度（タービン回転速度）Ｎt、タービン軸３４の回転トルク（タービントルク）Ｔt、電子スロットル弁３０の全閉状態（アイドル状態）およびその開度（スロットル弁開度）θ_TH、エンジン１２の冷却水温ＴW、ベルト式変速機１８等の油圧回路の油温（作動油温）Ｔ_CVT、ベルト式変速機１８の出力軸回転速度Ｎout、アクセルペダル等のアクセル操作部材の操作量であるアクセル開度Ａcc、常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無、シフトレバー７７のレバーポジション（操作位置）Ｐ_SH、前後加速度Ｇ、出力側油圧シリンダ４６ｃ内の挟圧力制御圧Ｐ_BELTなどを表す信号が供給されるようになっている。タービン回転速度Ｎtは、前進用クラッチＣ１が係合させられた前進走行時には入力軸回転速度Ｎinと一致する。また、車速Ｖはベルト式変速機１８の出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎoutに対応する。すなわち、車速Ｖの値は、前記出力軸回転速度Ｎout、および前輪用差動歯車装置２２のギヤ比や駆動輪径などにより算出される。従って、この出力軸回転速度Ｎoutは車速Ｖに関連する車速関連値である。また、アクセル開度Ａccは運転者の出力要求量を表している。また、上記レバーポジションセンサ７８は、たとえばニュートラル位置検出スイッチ、ドライブ位置検出スイッチ、エンジンブレーキ位置検出スイッチ、リバース位置検出スイッチなどの複数のスイッチを備えている。

電子制御装置６０は、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た車両８の制御装置であり、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の出力制御やベルト式変速機１８の変速制御、ベルト挟圧力制御、ロックアップクラッチ２６の係合、解放制御、カップリング５４の係合力制御など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と変速制御用とに分けて構成される。エンジン１２の出力制御は電子スロットル弁３０、燃料噴射装置８２、点火装置８４などによって行われ、ベルト式変速機１８の変速制御、ベルト挟圧力制御、およびロックアップクラッチ２６の係合、解放制御は、何れも油圧制御回路８６によって行われる。油圧制御回路８６は、電子制御装置６０により励磁されて油路を開閉するソレノイド弁や油圧制御を行うリニアソレノイド弁、それらのソレノイド弁から出力される信号圧に従って油路を開閉したり油圧制御を行ったりする開閉弁、調圧弁などを備えて構成されている。また、カップリング５４の係合力制御は、ソレノイド９３に供給される電流を制御することにより行なわれる。

図８は、電子制御装置６０が備えている制御機能の要部を説明するための機能ブロック線図である。図８に示すように、電子制御装置６０は、変速制御部としての変速制御手段１２０と、前後輪駆動力配分制御部としての前後輪駆動力配分制御手段１２２と、エンジン振動周波数算出部としてのエンジン振動周波数算出手段１３０と、ベルト弦部振動周波数算出部としてのベルト弦部振動周波数算出手段１３２と、振動周波数判定部としての振動周波数判定手段１３４と、ベルト挟圧力変更部としてのベルト挟圧力変更手段１３６とを備えている。図８における変速制御手段１２０は、ベルト式自動変速部１８の変速比γを変更するものである。具体的には、変速制御手段１２０は、まず、現在の車両８の走行状態を車両８に備えられている各センサから読み込む。たとえば、ＣＶＴ出力軸回転速度センサ６６、アクセル開度センサ７４、レバーポジションセンサ７８などから読み込まれたレバーポジション（操作位置）Ｐ_SH、アクセル開度Ａcc、車速Ｖなどに基づいて、前記図４に示す予め定められた変速マップから前記入力軸回転速度Ｎinの目標値である目標回転速度Ｎin*を設定する。さらに、変速制御手段１２０は、実際の入力軸回転速度Ｎinを前記目標回転速度Ｎin*と一致するようにベルト式自動変速部１８の変速比γを決定し、入力側可変プーリ４２の油圧シリンダ４２ｃの油圧を油圧制御回路８６によって制御することにより変速比γを連続的に変化させ、前記決定した変速比γを実現する。この変速制御手段１２０は車両走行中は常に前記制御を実行している。

また、変速制御手段１２０は、出力側可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃの油圧を油圧制御回路８６によって制御することにより、可変プーリ４２，４６が伝動ベルト４８を挟圧するベルト挟圧力の大きさを制御する。例えば、変速制御手段１２０は、アクセル開度センサ７４から読み込まれるアクセル開度Ａccや、変速制御手段１２０によって設定されるベルト式変速部１８の変速比γに基づいて、前記図５に示す予め定められたベルト挟圧力マップからベルト挟圧力に必要な油圧である挟圧力制御圧Ｐ_BELTの大きさすなわち挟圧力制御圧Ｐ_BELTの目標値である目標挟圧力制御圧Ｐ_BELT*を決定し、その決定した目標挟圧力制御圧Ｐ_BELT*に実際の挟圧力制御圧Ｐ_BELTを一致させるように制御する。上記目標挟圧力制御圧Ｐ_BELT*は、例えば、入力側プーリ４２から出力側プーリ４６に動力を伝達することのできる最小の値、すなわち伝動ベルト４８と入力側プーリ４２とが、また伝動ベルト４８と出力側プーリ４６とが滑ることのない最小の値が用いられる。すなわち、変速制御手段１２０は挟圧力制御手段でもある。

前後輪駆動力配分制御手段１２２は、前記カップリング５４の作動を制御することで、前記エンジン１２により発生させられる駆動力（トルク）の前記前輪用差動歯車装置２２及び後輪用差動歯車装置５５への入力トルク配分を制御する。具体的には、前記入力トルク配分が決定されると、後輪に必要なトルクを与えるための制御電流の値が例えば図７の関係（マップ）などに基づいて算出され、前記カップリング５４に備えられたコイル９３への制御電流Ｉｃを上記算出された電流の値に制御することで、そのカップリング５４におけるメインクラッチ１００の係合力を制御し、それにより前記ベルト式変速機１８から出力された全駆動力に対する前記後輪５７Ｌおよび５７Ｒに伝達される駆動力の比率を零乃至０．５の範囲内で無段階に制御する。ここで、後輪５７Ｌおよび５７Ｒに伝達される駆動力の比率が零でない場合、すなわち後輪５７Ｌおよび５７Ｒに駆動力が伝達される状態を四輪駆動状態とよぶ。

ところで、ベルト式変速機１８では、伝動ベルト４８は入力側可変プーリ４２および出力側可変プーリ４６に巻き掛けられているので、図９の模式図に示すように、その可変プーリ４２，４６の何れにも接触していない弦部（ベルト弦部）５１a，５１ｂを有する。そのベルト弦部５１a，５１ｂ（５１aと５１ｂとを特に区別しない場合は単にベルト弦部５１という）は横振動（弦振動）を生じ得るので、ベルト弦部５１には、そのベルト弦部５１に加わる張力である弦張力TNS_BELT（単位は例えば「Ｎ」）に基づいて下記式（１）により算出される固有振動数FP_BELT（単位は例えば「Ｈｚ」）が存在し、例えばそのベルト弦部５１の固有振動数FP_BELTに一致する或いはその固有振動数FP_BELTに近い周波数の振動が加えられると前記弦振動が発生する。本実施例の伝動ベルト４８は、図１０の斜視図に示すように、多層構造である二本の円環状のスチールリング４９によって挟持された多数の金属製のエレメント５０によって構成されており、これらのエレメント５０の圧縮作用（押し出し）により動力の伝達を行なうものであり、前記弦振動はベルト弦部５１aと５１ｂとの何れでも発生するが、特にそのベルト弦部５１a，５１ｂのうちの疎側（スラックサイド）において発生し易い。下記式（１）は一般的な弦の固有振動数を求める式であり、ｎ_BELTは１以上の整数であって前記弦振動の次数であり、Ｌ_BELTはベルト弦部５１の長さであるベルト弦長さ（単位は例えば「ｍ」）であり、σはベルト弦部５１の単位長さ当たりの質量すなわち線密度（単位は例えば「ｋｇ／ｍ」）である。この固有振動数FP_BELTは、通常は、ベルト弦部５１a及び５１ｂのそれぞれで異なる値であり、下記式（１）から判るように、車両８の走行状態によって変化する。また、弦張力TNS_BELTは、ベルト式変速機１８の変速機入力トルクＴin及び変速比γに応じて変化するものであるが、伝動ベルト４８が巻き掛かる可変プーリ４２，４６の溝形状が図１のようにＶ型であるので、前記ベルト挟圧力が大きくなるほど大きくなる。
FP_BELT＝ｎ_BELT／（２×Ｌ_BELT）×（TNS_BELT／σ）^1/2 ・・・（１）

また、本実施例における四輪駆動可能な駆動系においては、後輪５７を駆動する動力伝達系、具体的には、ベルト式変速機１８よりも後輪５７側の動力伝達系、すなわち、動力分配装置５２、プロペラシャフト５３、カップリング５４、後輪用差動歯車装置５５、及び左右１対の後輪車軸５６を介して左右１対の後輪５７Ｒおよび５７Ｌへ至る動力分配装置５２と後輪５７との間の後輪側動力伝達系が固有振動数FP_RRを有する。この後輪側動力伝達系の固有振動数FP_RRは、その後輪側動力伝達系を構成する部品によって決定されるねじり振動における固有振動数である。例えば、その後輪側動力伝達系の固有振動数FP_RRに対して前記ベルト弦部５１の固有振動数FP_BELTが近くなり、両者FP_RR，FP_BELTに近い周波数の振動がエンジン１２等から加えられると、前記後輪側動力伝達系とベルト弦部５１とが共振して、その共振に起因したこもり音が発生することがある。そこで、電子制御装置６０は、そのこもり音を抑制するための制御機能を備えており、その制御機能の要部について次に説明する。なお、前輪用差動歯車装置２２は、例えば図８にその概略を示す様に、ベルト式変速機１８などと一体に成形されることから、ベルト式変速機１８の弦振動が前輪用差動歯車装置２２に伝達された場合であってもこもり音が発生しにくい構造とされている。

エンジン振動周波数算出手段１３０は、エンジン１２の周期的な回転変動の周波数であるエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGを算出する。エンジン１２の上記回転変動はエンジン点火によるトルク振動に起因して発生するので、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGは、具体的には、エンジン１２の点火による単位時間当たりの爆発回数であり、別の表現を用いれば、エンジン１２の周期的なトルク振動の周波数であるエンジントルク振動周波数とも言える。例えば、本実施例のエンジン１２は４サイクルレシプロエンジンであるので、エンジン振動周波数算出手段１３０は、下記式（２）から、エンジン回転速度Ｎeに基づいてエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGを算出する。下記式（２）において、ＮＭ_CLはエンジン１２の気筒数であり、エンジン回転速度Ｎeの単位は「rpm」であり、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGの単位は「Ｈｚ」である。上記エンジン回転速度Ｎeは、例えばエンジン回転速度センサ６２から取得される。
Ｆ_ENG＝Ｎe×ＮＭ_CL／１２０・・・（２）

ベルト弦部振動周波数算出手段１３２は、ベルト弦部５１ａ及び５１ｂのそれぞれのベルト弦部振動周波数F1_BELTを算出する。そのベルト弦部振動周波数F1_BELTとは、その周波数F1_BELTが後述の周波数判定範囲WF_RR内に入れば、そのベルト弦部振動周波数F1_BELTを有するベルト弦部５１と前記後輪側動力伝達系とが共振し得る状態にあると判断される算出値である。具体的に、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２は、上記ベルト弦部振動周波数F1_BELTを算出するために、前記式（１）から、線密度σ、ベルト弦長さＬ_BELT、及び弦張力TNS_BELTに基づいて、ベルト弦部５１ａ及び５１ｂのそれぞれの固有振動数FP_BELT（以下、ベルト弦部固有振動数FP_BELTという）を算出する。このとき、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２は、「ｎ_BELT＝１」とした１次のベルト弦部固有振動数FP_BELTだけを算出し、その算出した１次のベルト弦部固有振動数FP_BELTをベルト弦部振動周波数F1_BELTとしてもよいが、本実施例では、ベルト弦部５１a及び５１ｂの各々で複数のベルト弦部振動周波数F1_BELTを算出する。すなわち、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２は、１次のベルト弦部固有振動数FP_BELTだけでなく「ｎ_BELT≧２」である高次のベルト弦部固有振動数FP_BELTもそれぞれ算出し、１以上の次数ｎ_BELTであるそれぞれのベルト弦部固有振動数FP_BELTを１以上の所定整数ｍ_BELTで除して得た周波数をそれぞれベルト弦部振動周波数F1_BELTとして算出する。そのベルト弦部振動周波数F1_BELTを算出式で表せば、１次のベルト弦部固有振動数FP_BELTをFP1_BELTとして下記式（３）のようになる。従って、上記次数ｎ_BELTは本発明の第１の整数に対応し、上記所定整数ｍ_BELTは本発明の第２の整数に対応する。本実施例では演算負荷軽減のため、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２は、次数ｎ_BELTが１〜３であり所定整数ｍ_BELTが１〜３であるそれぞれの組合せにおいて、ベルト弦部振動周波数F1_BELTを算出する。
F1_BELT＝FP1_BELT×ｎ_BELT／ｍ_BELT ・・・（３）
（但し、ｎ_BELT＝１，２，３，・・・、ｍ_BELT＝１，２，３，・・・）

ベルト弦部振動周波数算出手段１３２は、前記式（１）からベルト弦部固有振動数FP_BELTを算出するに際して、線密度σ、ベルト弦長さＬ_BELT、及び弦張力TNS_BELTを取得する必要がある。そこで、線密度σは、スチールリング４９及びエレメント５０のそれぞれの質量及び数量などに基づいて予め算出され、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２に記憶されている。その線密度σは、伝動ベルト４８にはエレメント５０の疎密が生じるのでベルト弦部５１a，５１ｂの疎側と密側とで厳密には異なる値となるが、その差は僅かであるので、本実施例ではベルト弦部５１a，５１ｂの疎側または密側に拘わらず共通の一定値として記憶されている。

また、前記ベルト弦長さＬ_BELTは、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２によってベルト式変速機１８の変速比γに基づいて算出される。図９から判るように、ベルト弦長さＬ_BELTは、変速比γが１であるときに可変プーリ４２，４６相互の軸間距離と等しくなって最長となり、変速比γが１よりも大きくなるほど或いは１よりも小さくなるほどベルト弦長さＬ_BELTは短くなる。また、ベルト弦長さＬ_BELTは、ベルト弦部５１a，５１ｂの何れでも同一である。例えば、ベルト弦長さＬ_BELTの算出に用いられる変速比γは、変速制御手段１２０によって決定されるベルト式変速機１８の変速比γである。

また、前記弦張力TNS_BELTは、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２によって、タービントルクＴtに比例するベルト式変速機１８の変速機入力トルクＴinとベルト式変速機１８の変速比γと前記ベルト挟圧力に対応する前記挟圧力制御圧Ｐ_BELTとに基づいて算出される。弦張力TNS_BELTは、ベルト弦部５１a，５１ｂの疎側と密側とで異なる値となるのでそれぞれの側について算出される。例えば、上記変速機入力トルクＴin、変速比γ、及び挟圧力制御圧Ｐ_BELTのそれぞれと弦張力TNS_BELTとの関係が弦張力マップとして、実験やシミュレーションなどにより予め求められベルト弦部振動周波数算出手段１３２に記憶されており、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２は、上記弦張力マップから、変速機入力トルクＴinと変速比γと挟圧力制御圧Ｐ_BELTとに基づいて弦張力TNS_BELTを算出する。例えば、弦張力TNS_BELTの算出に用いられる変速比γは、変速制御手段１２０によって決定されるベルト式変速機１８の変速比γであり、変速機入力トルクＴinはタービントルクセンサ６５により測定されるタービントルクＴtに基づいて算出され、挟圧力制御圧Ｐ_BELTは油圧センサ１１０ｓにより測定される。但し、後述するベルト挟圧力上昇制御の実行中にはそのベルト挟圧力上昇制御が実行されないとした場合の挟圧力制御圧Ｐ_BELTが弦張力TNS_BELTの算出に用いられるのが好ましいので、本実施例では、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２は、そのベルト挟圧力上昇制御の実行中に弦張力TNS_BELTを算出する際には、油圧センサ１１０ｓにより測定される挟圧力制御圧Ｐ_BELTに替えて、前記図５のベルト挟圧力マップから決定される目標挟圧力制御圧Ｐ_BELT*を用いる。

振動周波数判定手段１３４は、エンジン振動周波数算出手段１３０により算出されたエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGが予め定められた周波数判定範囲WF_RR内に入るか否かを判定する。更に、振動周波数判定手段１３４は、ベルト弦部振動周波数算出手段１３２により算出されたベルト弦部振動周波数F1_BELTが上記周波数判定範囲WF_RR内に入るか否かを判定する。このとき、前記式（３）に示すようにベルト弦部振動周波数F1_BELTは次数（第１の整数）ｎ_BELTと所定整数（第２の整数）ｍ_BELTとをそれぞれ切り替えて複数算出されるので、振動周波数判定手段１３４は、その複数のベルト弦部振動周波数F1_BELTのうち何れかが上記周波数判定範囲WF_RR内に入るのであれば、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RR内に入ると判定する。ここで、上記周波数判定範囲WF_RRとは、ベルト式変速機１８よりも後輪５７側の動力伝達系すなわち前記後輪側動力伝達系が所定の限度LMT_RR以上の大きさで共振する周波数の範囲であり、上記後輪側動力伝達系の共振周波数領域と称してもよく、例えば図１１によって説明される。その図１１は、前記後輪側動力伝達系にそれの外部から一定振幅の振動（詳細には、ねじり振動）を周波数を変化させつつ加えた場合における後輪側動力伝達系の振動の応答性を示す図である。図１１は例えば実験またはシミュレーションなどによって得ることができ、図１１の横軸は例えばエンジン１２等の上記外部から加えられる振動の周波数であり、縦軸は上記後輪側動力伝達系の応答性すなわち上記外部からの振動に対する後輪側動力伝達系の共振のし易さであって、その縦軸の応答性は、その共振のし易さを表せばどのような物理値で示されても差し支えないが、例えば上記外部からの振動の振幅AMP1に対する後輪側動力伝達系の振幅AMP2の比率（＝AMP2／AMP1）で表される。

上記図１１に示すように、上記外部からの振動の周波数を高めていくと、縦軸の応答性は後輪側動力伝達系が固有振動数FP_RRで最大となり、上記外部からの振動の周波数をその固有振動数FP_RRを超えて更に高めていくと、上記縦軸の応答性は低下していく。そこで、上記固有振動数FP_RRを含み前記所定の限度LMT_RRに相当する応答性以上となる横軸の周波数の範囲が、前記後輪側動力伝達系の周波数応答性が高くなる高周波数応答性範囲であるので、前記周波数判定範囲WF_RRとして設定されている。すなわち、その所定の限度LMT_RR相当の応答性以上となる最低周波数としての周波数下限値NIN4WDL以上であって且つ所定の限度LMT_RR相当の応答性以上となる最高周波数としての周波数上限値NIN4WDH以下である周波数（横軸）の範囲が、上記周波数判定範囲WF_RRである。なお、上記所定の限度LMT_RRは、例えば乗員に違和感を覚えさせる程度のこもり音を発生させる可能性がある上記振動の応答性の大きさとして予め実験的に求められている。

図８に戻り、ベルト挟圧力変更手段１３６は、振動周波数判定手段１３４によって、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGが前記周波数判定範囲WF_RR内に入り且つベルト弦部振動周波数F1_BELTが前記周波数判定範囲WF_RR内に入ると判定された場合には、そう判定されない場合すなわちエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGとベルト弦部振動周波数F1_BELTとの少なくとも一方が周波数判定範囲WF_RR内に入らない場合と比較して、前記ベルト挟圧力を上昇させるベルト挟圧力上昇制御を実行する。具体的に、そのベルト挟圧力上昇制御では、出力側可変プーリ４６の油圧シリンダ４６ｃに供給される挟圧力制御圧Ｐ_BELTの大きさを制御することにより、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが前記周波数判定範囲WF_RRから外れるように前記ベルト挟圧力を上昇させる。例えば、ベルト挟圧力変更手段１３６は、前記式（１）、式（３）および前記弦張力マップから、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが前記周波数上限値NIN4WDHを超える挟圧力制御圧Ｐ_BELTを予め算出しておき、油圧センサ１１０ｓにより測定される実際の挟圧力制御圧Ｐ_BELTがその算出しておいた挟圧力制御圧Ｐ_BELTになるように制御することにより、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RRから外れるように前記ベルト挟圧力を上昇させる。そのベルト挟圧力を上昇させるほど弦張力TNS_BELTが大きくなるので、ベルト挟圧力変更手段１３６をベルト張力変更手段と称してもよい。なお、カップリング５４の作動において後輪５７に伝達される駆動力の比率が零である二輪駆動状態すなわちエンジン１２と後輪５７との間の動力伝達経路が遮断された駆動状態ではベルト弦部５１と前記後輪側動力伝達系とが共振することがないので、ベルト挟圧力変更手段１３６は、車両８が上記二輪駆動状態であるときには、振動周波数判定手段１３４の判定に拘わらず前記ベルト挟圧力上昇制御を実行しない。

図１２は、電子制御装置６０の制御作動の要部、すなわち、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGとベルト弦部振動周波数F1_BELTとに基づいて前記ベルト挟圧力上昇制御を実行する制御作動を説明するための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。なお、前記ベルト挟圧力上昇制御は車両８が前記二輪駆動状態であるときには実行される必要がないので、図１２のフローチャートは、車両８が、エンジン１２と後輪５７との間の動力伝達経路が遮断されていない駆動状態すなわち前記四輪駆動状態であるときにのみ実行される。

先ず、エンジン振動周波数算出手段１３０に対応するステップ（以下、「ステップ」を省略する）ＳＡ１においては、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGが、前記式（２）から、エンジン回転速度Ｎeに基づいて算出される。ＳＡ１の次はＳＡ２に移る。

振動周波数判定手段１３４に対応するＳＡ２においては、前記ＳＡ１にて算出されたエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGが予め定められた周波数判定範囲WF_RR内に入るか否かが判定される。具体的には、そのエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGがその周波数判定範囲WF_RRの下限値である周波数下限値NIN4WDL以上であり、且つそのエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGがその周波数判定範囲WF_RRの上限値である周波数上限値NIN4WDH以下であるか否かが判定される。このＳＡ２の判定が肯定された場合、すなわち、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGが周波数判定範囲WF_RR内に入る場合には、ＳＡ３に移る。一方、このＳＡ２の判定が否定された場合には、本フローチャートは終了する。

ベルト弦部振動周波数算出手段１３２に対応するＳＡ３においては、１次のベルト弦部固有振動数FP1_BELTが、前記式（１）から、「ｎ_BELT＝１」として線密度σ、ベルト弦長さＬ_BELT、及び弦張力TNS_BELTに基づいて算出される。そして、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが、前記式（３）から、その算出された１次のベルト弦部固有振動数FP1_BELTに基づき、次数（第１の整数）ｎ_BELTと所定整数（第２の整数）ｍ_BELTとをそれぞれ切り替えて複数算出される。例えば、ベルト弦部振動周波数F1_BELTは、次数ｎ_BELTが１〜３であり所定整数ｍ_BELTが１〜３であるそれぞれの組合せにおいて算出される。更に、その複数のベルト弦部振動周波数F1_BELTは、ベルト弦部５１ａ及び５１ｂのそれぞれについて算出される。なお、前記弦張力TNS_BELTは、例えば前記弦張力マップから、変速機入力トルクＴinと変速比γと挟圧力制御圧Ｐ_BELTとに基づいて算出されるものである。また、前記ベルト挟圧力上昇制御の実行中には、油圧センサ１１０ｓにより測定される挟圧力制御圧Ｐ_BELTに替えて、前記図５のベルト挟圧力マップから決定される目標挟圧力制御圧Ｐ_BELT*が弦張力TNS_BELTの算出に用いられる。ＳＡ３の次はＳＡ４に移る。

振動周波数判定手段１３４に対応するＳＡ４においては、前記ＳＡ３にて算出されたベルト弦部振動周波数F1_BELTが前記周波数判定範囲WF_RR内に入るか否かが判定される。前記ＳＡ３では、ベルト弦部振動周波数F1_BELTはベルト弦部５１ａ及び５１ｂのそれぞれで複数算出されるので、ベルト弦部５１ａ及び５１ｂの少なくとも一方について複数のベルト弦部振動周波数F1_BELTのうち何れかが上記周波数判定範囲WF_RR内に入るのであれば、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RR内に入ると判定される。ベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RR内に入る場合とは、具体的には前記ＳＡ２と同様に、そのベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数下限値NIN4WDL以上であり且つそのベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数上限値NIN4WDH以下である場合である。このＳＡ４の判定が肯定された場合、すなわち、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RR内に入る場合には、ＳＡ５に移る。一方、このＳＡ４の判定が否定された場合には、本フローチャートは終了する。

ベルト挟圧力変更手段１３６に対応するＳＡ５においては、前記ベルト挟圧力上昇制御が実行される。具体的に、そのベルト挟圧力上昇制御では、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RRから外れるように前記ベルト挟圧力が上昇させられる。このとき、前記ＳＡ４にて周波数判定範囲WF_RR内に入ると判定されたベルト弦部振動周波数F1_BELTだけでなく、前記ＳＡ３にて算出される全てのベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RRから外れるように制御されるのが好ましい。

図１３および図１４は、停止していた車両８が発進し車速Ｖがある程度上昇するまでを表したタイムチャートであって、図１３は、前記ベルト挟圧力上昇制御の実行により、前記後輪側動力伝達系とベルト弦部５１との共振に起因したこもり音の発生が抑制される場合を説明するためのタイムチャートである一方で、図１４は、上記こもり音がそもそも発生せず上記ベルト挟圧力上昇制御が実行される必要のない場合を説明するためのタイムチャートである。図１３および図１４において、前記ベルト挟圧力上昇制御が実行されないときのベルト弦部振動周波数F1_BELTの時間変化を示す破線L01と、上記ベルト挟圧力上昇制御が実行されたときのベルト弦部振動周波数F1_BELTの時間変化を示す破線L02とは両図で同一であり、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGの時間変化を示す実線L031と実線L032とが両図で異なる。

図１３に示すタイムチャートでは、車両発進時（時間ｔ＝０）から徐々に低下しているベルト弦部振動周波数F1_BELTは、前記ベルト挟圧力上昇制御が実行されなければ破線L01のように推移し、ｔ_A1時点からｔ_A2時点までの間で周波数判定範囲WF_RR内に入る。従って、そのｔ_A1〜ｔ_A2時点すなわち図１３のこもり音発生領域において、車両８はベルト弦部５１と前記後輪側動力伝達系とが共振し得る状態となっている（破線L01）。更に、実線L031に示すように車両発進時から次第に上昇しているエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGも、ｔ_A1〜ｔ_A2時点において周波数判定範囲WF_RR内に入っているので、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが破線L01のように推移していたとすれば、上記ベルト弦部５１と前記後輪側動力伝達系とが共振し得る状態に対してエンジン１２から上記周波数判定範囲WF_RR内の周波数の振動が加えられ、ベルト弦部５１と前記後輪側動力伝達系との共振に起因するこもり音が発生することになる。しかし、本実施例では、図１２のＳＡ５にて前記ベルト挟圧力上昇制御が実行され、それによりベルト弦部振動周波数F1_BELTが破線L02に示すように推移させられ、ｔ_A1〜ｔ_A2時点において周波数判定範囲WF_RRから高周波数側に外れるので、上記ベルト弦部５１と前記後輪側動力伝達系とが共振し得る状態が形成されず、上記こもり音の発生が抑制される。

一方、図１４に示すタイムチャートでは、破線L01で示すベルト弦部振動周波数F1_BELTは、徐々に低下する過程で一時的に周波数判定範囲WF_RR内に入り、そのときには、図１３に示すタイムチャートと同様に、ベルト弦部５１と前記後輪側動力伝達系とが共振し得る状態が形成される。しかし、図１３とは異なり図１４では、実線L032に示すように車両発進時から次第に上昇しているエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGは、周波数判定範囲WF_RR内に入らないので、振動源であるエンジン１２から上記周波数判定範囲WF_RR内の周波数の振動が伝動ベルト４８及び前記後輪側動力伝達系に加えられることはなく、ベルト弦部５１と前記後輪側動力伝達系とは互いに共振し得る状態ではあるが共振はしない。すなわち、図１４の例では、図１２のＳＡ５にて前記ベルト挟圧力上昇制御が実行される必要はなく、本実施例では、上記ベルト挟圧力上昇制御は図１２のＳＡ２の判定が否定されるので実行されない。しかし、エンジン回転速度Ｎeを加味せず出力軸回転速度Ｎoutに基づきベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RR内であると判断した場合に前記ベルト挟圧力を上昇させる従来制御では、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGに関係なく上記ベルト挟圧力を上昇させてベルト弦部振動周波数F1_BELTが破線L02に示すように推移させられるので、前記こもり音抑制の観点からは不必要に上記ベルト挟圧力を上昇させることになる。従って、図１２に示す本実施例の制御作動は、上記従来制御と比較して、上記こもり音抑制の観点から不必要に上記ベルト挟圧力を上昇させることがなく、ベルト挟圧力の上昇に起因した燃費悪化や伝動ベルト４８の耐久性低下を抑制できるという利点がある。なお、本実施例で例えば、燃費とは単位燃料消費量当たりの走行距離等であり、燃費の向上とはその単位燃料消費量当たりの走行距離が長くなることであり、或いは、車両８全体としての燃料消費率（＝燃料消費量／駆動輪出力）が小さくなることである。逆に、燃費の低下または燃費の悪化とはその単位燃料消費量当たりの走行距離が短くなることであり、或いは、車両８全体としての燃料消費率が大きくなることである。

本実施例によれば、ベルト挟圧力変更手段１３６は、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGとベルト弦部振動周波数F1_BELTとが予め定められた前記周波数判定範囲WF_RR内に入る場合には、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGとベルト弦部振動周波数F1_BELTとの少なくとも一方が周波数判定範囲WF_RR内に入らない場合と比較して前記ベルト挟圧力を上昇させる前記ベルト挟圧力上昇制御を実行する。従って、そのベルト挟圧力上昇制御が実行されるとベルト弦部５１の弦張力TNS_BELTが変化し、それによりそのベルト弦部５１がエンジン１２からの振動により共振させられる状態から外れるので、ベルト式変速機１８よりも後輪５７側の動力伝達系すなわち前記後輪側動力伝達系と、伝動ベルト４８との共振に起因したこもり音を低減することが可能である。また、前記ベルト挟圧力上昇制御を実行するか否かはエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGに基づいて判断されるので、そのベルト挟圧力上昇制御は、前記こもり音を発生させる振動源であるエンジン１２からの振動が、上記後輪側動力伝達系と伝動ベルト４８とを共振させる周波数ではない場合には実行されず、不必要な上記ベルト挟圧力上昇制御の実行が抑制される。従って、車速Ｖや出力軸回転速度Ｎoutなどに基づいて上記ベルト挟圧力上昇制御を実行する場合と比較して、前記ベルト挟圧力を前記こもり音の低減のために上昇させる機会を抑えることが可能である。そのため、本実施例には、ベルト挟圧力の上昇に起因した燃費悪化や伝動ベルト４８の耐久性低下を抑制できるという利点がある。

また、本実施例によれば、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGは、エンジン１２の点火による単位時間当たりの爆発回数である。従って、エンジン１２の回転はエンジン点火による爆発に連動して変動するので、容易且つ正確にそのエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGを算出することが可能である。

また、本実施例によれば、ベルト弦部振動周波数F1_BELTは、前記式（１）及び前記式（３）に示すように、ベルト弦部５１の弦張力TNS_BELTに基づいて算出される１次のベルト弦部固有振動数FP1_BELTに１以上の次数（第１の整数）ｎ_BELTを乗じ且つ１以上の所定整数（第２の整数）ｍ_BELTで除して得た周波数である。従って、ベルト弦部振動周波数F1_BELTを１次のベルト弦部固有振動数FP1_BELTに基づいて容易に算出し、前記ベルト挟圧力上昇制御を実行するか否かを適切に判断できる。

また、本実施例によれば、前記周波数判定範囲WF_RRは、図１１に示すように、前記後輪側動力伝達系が所定の限度LMT_RR以上の大きさで共振する周波数の範囲である。従って、その後輪側動力伝達系と伝動ベルト４８とが共振することを抑制できる。

また、本実施例によれば、ベルト挟圧力変更手段１３６は、前記ベルト挟圧力上昇制御では、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが前記周波数判定範囲WF_RRから外れるように前記ベルト挟圧力を上昇させるので、伝動ベルト４８と前記後輪側動力伝達系とが共振し得る状態が形成されないようにして、その結果、伝動ベルト４８が、そのベルト挟圧力の上昇により上記後輪側動力伝達系と共振しないようにすることが可能である。

また、本実施例によれば、エンジン１２から出力された駆動トルクを前輪２４および後輪５７のそれぞれに分配する動力分配装置５２がベルト式変速機１８と後輪５７との間に設けられているので、本実施例のような四輪駆動車両８において本発明を適用し、伝動ベルト４８と前記後輪側動力伝達系との共振に起因したこもり音を低減できる。

以上、本発明の好適な実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、更に別の態様においても実施される。

例えば、前述の実施例においては、図１２のフローチャートのＳＡ２にて、前記式（２）から算出されたエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGが周波数判定範囲WF_RR内に入るか否かが判定されるが、その式（２）から算出されたエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGに２以上の整数を乗じた２次以上のエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGもＳＡ１にて算出されて、ＳＡ２で、その１次、２次、３次というように次数を変えた複数のエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGが周波数判定範囲WF_RR内に入るか否かが判定されても差し支えない。そのようにＳＡ２にて複数のエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGが周波数判定範囲WF_RR内に入るか否かが判定される場合には、その複数のエンジン回転変動周波数Ｆ_ENGの何れかが周波数判定範囲WF_RR内に入ればＳＡ２の判定は肯定される。

また、前述の実施例においては、伝動ベルト４８は、図１０に示すようなエレメント５０の圧縮作用により動力の伝達を行なうものであるが、伝動ベルト４８の引っ張りにより動力の伝達を行う構造であっても差し支えない。

また、前述の実施例において、車両８が備える前記後輪側動力伝達系は図１の骨子図に示すとおりであるが、その後輪側動力伝達系に含まれる構成要素やその構成要素の並び順は、図１に示すものに限定されるわけではない。例えば、上記後輪側動力伝達系の一部にカップリング５４が設けられているが、カップリング５４の無い車両８も考え得る。

また、前述の実施例において、車両８は走行用駆動力源としてエンジン１２を備えているが、更に走行用駆動力源として電動モータなどの他の駆動力源を備えていても差し支えない。

また、前述の実施例において、車両８は、前輪用差動歯車装置２２と動力分配装置５２とカップリング５４とを備えた四輪駆動車両であるが、それら前輪用差動歯車装置２２と動力分配装置５２とカップリング５４とが設けられておらず、エンジン１２から出力された駆動トルクがベルト式変速機１８とプロペラシャフト５３とを順次介して後輪５７に伝達される二輪駆動車両すなわちＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）型車両であっても差し支えない。

また、前述の実施例において、エンジン１２は４サイクルレシプロエンジンであるが、２サイクルエンジンであってもよいし、ロータリエンジンであってもよい。そのようにエンジン１２の駆動形式が変われば、前記式（２）はその駆動形式に合わせたものとなる。

また、前述の実施例の図１２において、エンジン回転変動周波数Ｆ_ENGとベルト弦部振動周波数F1_BELTとが予め定められた前記周波数判定範囲WF_RR内に入るか否かの判定について、ＳＡ１からＳＡ４において行われているが、ＳＡ１の後にＳＡ２が実行され、且つＳＡ３の後にＳＡ４が実行されれば、それらＳＡ１からＳＡ４の順序は図１２に示す通りでなくともよい。

また、前述の実施例において、ベルト弦部振動周波数F1_BELTは、前記式（３）に示すように次数（第１の整数）ｎ_BELTと所定整数（第２の整数）ｍ_BELTとをそれぞれ切り替えて、１次のベルト弦部固有振動数FP1_BELTに基づき複数算出されるが、上記次数ｎ_BELTと所定整数ｍ_BELTとを固定して１つだけ算出されても差し支えない。例えば、ベルト弦部振動周波数F1_BELTは、１次のベルト弦部固有振動数FP1_BELTと同一とされても差し支えない。

また、前述の実施例において、ベルト弦部固有振動数FP_BELTは、前記式（１）から算出されるが、例えばその式（１）を用いずに、変速機入力トルクＴin、変速比γ、及び挟圧力制御圧Ｐ_BELT等をパラメータとしてそれらのパラメータの各々とベルト弦部固有振動数FP_BELTとの関係を表すマップを予め求めておき、ベルト弦部固有振動数FP_BELTがそのマップから直接に算出されても差し支えない。

また、前述の実施例において、前記ベルト挟圧力上昇制御では、ベルト弦部振動周波数F1_BELTが周波数判定範囲WF_RRから外れるように前記ベルト挟圧力が上昇させられるが、これに限られず、例えば車両８にこもり音の大きさを検知するマイクおよび音圧センサ等を設け、実際にこもり音の発生が所定のレベルまで低減されたか否かに基づいて、上記ベルト挟圧力の上昇幅すなわち挟圧力制御圧Ｐ_BELTの上昇幅が決定されても差し支えない。

また、前述の実施例においては、ベルト式変速機１８はその変速比γを連続的に無段階に切換可能な構成、すなわち無段変速機であるとされたが、このような態様に限られない。例えば、ベルト式変速機１８の変速比γを予め定められた多数の変速比にそれぞれ選択的に設定しうる有段式の変速機であってもよい。

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。

８：四輪駆動車両
１２：エンジン
１８：ベルト式変速機
２４Ｒ，２４Ｌ：前輪
４２：入力側可変プーリ（可変プーリ）
４６：出力側可変プーリ（可変プーリ）
４８：伝動ベルト
５７Ｒ，５７Ｌ：後輪
５２：動力分配装置
６０：電子制御装置（制御装置）

Claims

1対の可変プーリと該1対の可変プーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを含みエンジンと後輪との間の動力伝達経路の一部を構成するベルト式変速機を備えた車両用駆動装置の制御装置であって、
前記エンジンの周期的な回転変動の周波数であるエンジン回転変動周波数と前記伝動ベルトの弦部のベルト弦部振動周波数とが予め定められた周波数判定範囲内に入る場合には、前記エンジン回転変動周波数と前記ベルト弦部振動周波数との少なくとも一方が前記周波数判定範囲内に入らない場合と比較して、前記可変プーリが前記伝動ベルトを挟圧するベルト挟圧力を上昇させるベルト挟圧力上昇制御を実行する
ことを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。

前記エンジン回転変動周波数は、前記エンジンの点火による単位時間当たりの爆発回数である
ことを特徴とする請求項１に記載の車両用駆動装置の制御装置。

前記ベルト弦部振動周波数は、前記弦部の張力に基づいて算出される１次の固有振動数に１以上の第１の整数を乗じ且つ１以上の第２の整数で除して得た周波数である
ことを特徴とする請求項１または２に記載の車両用駆動装置の制御装置。

前記周波数判定範囲は、前記ベルト式変速機よりも前記後輪側の動力伝達系が所定の限度以上の大きさで共振する周波数の範囲である
ことを特徴とする請求項１から３の何れか１項に記載の車両用駆動装置の制御装置。

前記ベルト挟圧力上昇制御では、前記ベルト弦部振動周波数が前記周波数判定範囲から外れるように前記ベルト挟圧力を上昇させる
ことを特徴とする請求項１から４の何れか１項に記載の車両用駆動装置の制御装置。

前記エンジンから出力された駆動トルクを前輪および前記後輪のそれぞれに分配する動力分配装置が前記ベルト式変速機と前記後輪との間に設けられている
ことを特徴とする請求項１から５の何れか１項に記載の車両用駆動装置の制御装置。