JP2013024279A - 無段変速機の挟圧制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ベルト式無段変速機の無端ベルトのスリップを防止しながら動力伝達効率の向上を図る。
【解決手段】 無端ベルトのスリップを防止するための両プーリの何れか一方の必要軸推力を求め、推定したトルク比と目標トルク比との偏差に基づく補正係数により必要軸推力を補正し、補正した必要軸推力に基づいて何れか一方のプーリの側圧を制御するので、ベルト式無段変速機の定常運転時には、トルク比のフィードバックにより必要軸推力の推定値の誤差が吸収されてプーリ側圧の制御精度が向上するだけでなく、ベルト式無段変速機の伝達トルクの変化時のようにプーリ側圧を瞬時に応答させる必要が生じた場合には、フィードフォワード制御により必要軸推力が瞬時に応答することで無端ベルトのスリップを防止することができ、制御精度および制御応答性の両立が可能になる。
【選択図】 図１０

Description

本発明は、入力軸に設けた入力軸要素と出力軸に設けた出力軸要素との間で動力伝達要素を介して動力伝達を行う無段変速機において、動力伝達要素のスリップを防止しながら動力伝達効率の向上を図るために、入力軸要素または出力軸要素の一方の挟圧を制御する挟圧制御装置に関する。

入力軸に設けたドライブプーリと出力軸に設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛け、両プーリの溝幅を変速用油圧で変化させて変速を行うベルト式無段変速機において、入力軸の変動成分と出力軸の変動成分との間に無端ベルトのスリップに起因する振幅差や位相差が発生することに着目して滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφというパラメータを導入し、これらのパラメータに基づいてプーリに加えるプーリ側圧を制御することで動力伝達効率の向上を図るものが、下記特許文献１により公知である。

特開２００９−２４３６８３号公報

ところで、ベルト式無段変速機の動力伝達効率は後述するトルク比Ｔｒというパラメータに密接に関連するが、上記従来のものは滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφをパラメータとしてトルク比Ｔｒを間接的に制御するため、トルク比Ｔｒを所望の値に応答性良く制御することが困難であり、ベルト式無段変速機の動力伝達効率を充分に高めることができなかった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機の動力伝達要素のスリップを防止しながら動力伝達効率の向上を図ることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源の駆動力が入力される入力軸と、前記入力軸に設けられた入力軸要素と、前記駆動源の駆動力が変速して出力される出力軸と、前記出力軸に設けられた出力軸要素と、前記入出力軸要素にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸から前記出力軸に駆動力を伝達する動力伝達要素と、前記入力軸が有する任意の変動成分の前記出力軸への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を推定するトルク比推定手段と、前記入出力軸要素のうちの何れか一方の軸要素の挟圧を制御する挟圧制御手段とを備える無段変速機の挟圧制御装置であって、前記トルク比推定手段は、前記入力軸および前記出力軸の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子と、前記入力軸および前記出力軸の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの少なくとも一方から前記トルク比を推定し、前記挟圧制御手段は、前記何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、前記推定したトルク比と目標トルク比との偏差に基づく補正係数により前記必要軸推力を補正し、前記補正した必要軸推力に基づいて前記何れか一方の軸要素の挟圧を制御することを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記駆動源の負荷トルクを推定する負荷トルク推定手段を備え、前記挟圧制御手段は、前記負荷トルクと、前記何れか一方の軸要素および前記動力伝達要素間の摩擦係数とに基づいて前記必要軸推力を求めることを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記駆動源および前記無段変速機を搭載した移動体がクルーズ走行しているか否かを判定するクルーズ判定手段と、前記移動体が前記クルーズ状態にあるときに前記補正係数を学習する学習処理手段とを備えることを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。

尚、実施の形態のドライブプーリ１３は本発明の入力軸要素に対応し、実施の形態のドリブンプーリ１４は本発明の出力軸要素に対応し、実施の形態の無端ベルト１５は本発明の動力伝達要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の側圧制御手段Ｍ２は本発明の挟圧制御手段に対応し、実施の形態のプーリ側圧は本発明の挟圧に対応する。

請求項１の構成によれば、無段変速機の伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を、入力軸が有する任意の変動成分が動力伝達要素を介して出力軸に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸および出力軸の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子と、入力軸および出力軸の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの少なくとも一方を用いるので、無段変速機の動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比を精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子あるいは位相遅れからトルク比を推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。更に、目標とするトルク比を直接指定して的確な制御を行うことができるだけでなく、挟圧の応答性が変動成分の周波数によって変化するのを防止することができる。

また挟圧制御手段は、動力伝達要素のスリップを防止するための入出力軸要素のうちの何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、推定したトルク比と目標トルク比との偏差に基づく補正係数により必要軸推力を補正し、補正した必要軸推力に基づいて前記何れか一方の軸要素の挟圧を制御するので、無段変速機の定常運転時には、トルク比のフィードバックにより必要軸推力の推定値の誤差が吸収されて挟圧の制御精度が向上するだけでなく、無段変速機の伝達トルクの変化時のように挟圧を瞬時に応答させる必要が生じた場合には、フィードフォワード制御により必要軸推力が瞬時に応答することで動力伝達要素のスリップを防止することができ、制御精度および制御応答性の両立が可能になる。

また請求項２の構成によれば、挟圧制御手段は駆動源の負荷トルクと、何れか一方の軸要素および動力伝達要素間の摩擦係数とに基づいて必要軸推力を求めるので、必要軸推力を簡単に精度良く求めることができる。

また請求項３の構成によれば、クルーズ判定手段は駆動源および無段変速機を搭載した移動体がクルーズ走行しているか否かを判定し、学習処理手段は移動体がクルーズ状態にあるときに補正係数を学習するので、何らかの理由で一時的に補正係数が算出不能になった場合でも経年変化が生じない短時間であれば挟圧制御を精度良く継続することができるだけでなく、学習を行わない場合に比べて目標トルク比への収束性を高めることができる。

ベルト式無段変速機の全体構造を示す図。（第１の実施の形態） ベルト式無段変速機の変速制御および側圧制御の説明図。（第１の実施の形態） プーリの変速制御および側圧制御を決定するフローチャート（第１の実施の形態） プーリ側圧と動力伝達効率との関係を示すグラフ。（第１の実施の形態） トルク比と動力伝達効率との関係を示グラフ。（第１の実施の形態） トルク比とベルトスリップとの関係を示す図。（第１の実施の形態） 入力軸回転数の変動波形および出力軸回転数の変動波形を示す図。（第１の実施の形態） 変動成分の周波数および滑り識別子からトルク比を検索するマップを示す図。（第１の実施の形態） 変動成分の周波数および位相遅れからトルク比を検索するマップを示す図。（第１の実施の形態） プーリ側圧の制御系のブロック図。（第１の実施の形態） 目標トルク比の設定の一例を示す図。（第１の実施の形態） 目標トルク比の設定の他の例を示す図。（第１の実施の形態） 従来例の制御および本発明の制御を比較する図。（第１の実施の形態） 従来例のトルク比の制御結果および本発明のトルク比の制御結果を比較する図。（第１の実施の形態） トルク比検出可否判断のフローチャート。（第１の実施の形態） 学習処理のフローチャート。（第１の実施の形態） 実施の形態の作用の一例を示すタイムチャート。（第１の実施の形態） 学習の効果の説明図。（第１の実施の形態） トルク比の推定手法の説明図。（第２の実施の形態） トルク比の推定手法の説明図。（第３の実施の形態） システムの固有振動数が変化する理由を説明する図。（第３の実施の形態） トルク比の推定手法の説明図。（第４の実施の形態）

以下、図１〜図１８に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

図１に示すように、自動車に搭載されるベルト式無段変速機ＴＭは、エンジンＥに接続された入力軸１１と、入力軸１１と平行に配置された出力軸１２と、入力軸１１に設けられたドライブプーリ１３と、出力軸１２に設けられたドリブンプーリ１４と、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４に巻き掛けられた金属製の無端ベルト１５とを備える。ドライブプーリ１３は固定側プーリ半体１３ａと可動側プーリ半体１３ｂとで構成され、可動側プーリ半体１３ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１３ａに接近する方向に付勢される。同様に、ドリブンプーリ１４は固定側プーリ半体１４ａと可動側プーリ半体１４ｂとで構成され、可動側プーリ半体１４ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１４ａに接近する方向に付勢される。従って、ドライブプーリ１３の可動側プーリ半体１３ｂおよびドリブンプーリ１４の可動側プーリ半体１４ｂに作用させるプーリ側圧を制御し、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の一方の溝幅を増加させて他方の溝幅を減少させることで、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を任意に変更することができる。

ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御する電子制御ユニットＵには、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸１１の回転数と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸１２の回転数と、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジンＥの回転数とに加えて、アクセル開度信号、車速信号等が入力される。電子制御ユニットＵは、アクセル開度信号および車速信号に基づいてベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を変化させる通常の変速比制御以外に、後述するトルク比Ｔｒを推定し、このトルク比Ｔｒを用いてベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高めるべくプーリ側圧を変化させる制御を行う。

図２に示すように、ベルト式無段変速機ＴＭの入力トルクをＴ_DRとし、出力トルクをＴ_DNとし、最大伝達入力トルク、即ちドライブプーリ１３および無端ベルト１５間にスリップが発生する瞬間の入力トルクＴ_DRをＴｍａｘ_DRとし、最大伝達出力トルク、即ちドリブンプーリ１４および無端ベルト１５間にスリップが発生する瞬間の出力トルクＴ_DNをＴｍａｘ_DNとし、動力伝達効率をη、変速比をｉとすると、ベルト式無段変速機ＴＭの最大伝達トルクＴｍａｘは，Ｔｍａｘ_DRあるいはＴｍａｘ_DN／ηｉの何れか小さい方となり、Ｔ_DR＞Ｔｍａｘのときに、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の何れか一方がスリップする。

図３のフローチャートに示すように、例えば、ステップＳ１でＴｍａｘ_DR＞Ｔｍａｘ_DN／ηｉの場合には、出力トルクＴ_DN＞最大伝達出力トルクＴｍａｘ_DNになった瞬間にドリブンプーリ１４にスリップが発生するため、ステップＳ２でベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御するためにドライブプーリ１３の側圧を制御し（変速制御）、ドリブンプーリ１４のスリップを防止するためにドリブンプーリ１４の側圧を制御する（側圧制御）．
逆に、前記ステップＳ１でＴｍａｘ_DR≦Ｔｍａｘ_DN／ηｉの場合には、入力トルクＴ_DR＞最大伝達入力トルクＴｍａｘ_DRになった瞬間にドライブプーリ１３にスリップが発生するため、ステップＳ３でベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御するためにドリブンプーリ１４の側圧を変更し（変速制御）、ドライブプーリ１３のスリップを防止するためにドライブプーリ１３の側圧を制御する（側圧制御）。

本願発明は、上述したドライブプーリ１３および無端ベルト１５間、あるいはドリブンプーリ１４および無端ベルト１５間のスリップを防止するための側圧制御に関するものである。

ところで、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高める手段の一つとして、プーリに加えるプーリ側圧を低下させることが知られている。図４は、プーリ側圧に対する動力伝達効率および摩擦損失の関係を示すもので、プーリ側圧の減少に伴って、プーリおよび無端ベルト間のスリップが小さいミクロスリップ領域から、遷移領域を経て、プーリおよび無端ベルト間のスリップが大きいマクロスリップ領域に移行する。ミクロスリップ領域ではプーリ側圧の減少に応じて動力伝達効率が次第に向上するが、遷移領域で動力伝達効率が低下し始め、マクロスリップ領域で動力伝達効率が急激に低下する。

その理由は、無端ベルトの金属エレメントの半径方向滑りと金属リングの滑りに起因する摩擦損失の和は、プーリ側圧の減少に伴ってミクロスリップ領域からマクロスリップ領域まで一定の比較的に大きい減少率Ａで減少するが、金属エレメントの接線方向滑りに起因する摩擦損失は、ミクロスリップ領域から遷移領域にかけて略一定の比較的に小さい増加率Ｂ（Ａ＞Ｂ）で増加し、マクロスリップ領域で急激に増加するためと考えられる。

最大の動力伝達効率を得るには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に制御することが望ましいが、プーリ側圧を過剰に減少させてしまうと、ミクロスリップ領域から遷移領域を通り越してマクロスリップ領域に入ってしまい、プーリに対して無端ベルトが大きくスリップして損傷する可能がある。従って、ベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保しながら動力伝達効率を高めるには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に精度良く制御することが必要となる。

そのために、本発明ではトルク比Ｔｒというパラメータを導入している。トルク比Ｔｒは、
Ｔｒ＝Ｔ／Ｔｍａｘ …（１）
で定義されるもので、Ｔはベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルク（極端なスリップが発生している場合を除き、入力トルクＴ_DRに一致する）であり、Ｔｍａｘはベルト式無段変速機ＴＭが現在の軸推力（つまり、プーリ側圧×プーリピストンの受圧面積）でスリップせずに伝達可能な最大トルクである。トルク比Ｔｒ＝０は動力伝達が行われていない状態に対応し、トルク比Ｔｒ＝１は現在伝達しているトルクが飽和した状態に対応し、トルク比Ｔｒ＞１はマクロスリップが発生してしまったか、それに遷移している状態に対応する。

図５に示すように、変速比がＯＤの状態および変速比がＭＩＤの状態では、トルク比Ｔｒが１．０で最大の動力伝達効率が得られる。また変速比がＬＯＷの状態では、最大の動力伝達効率が得られるトルク比Ｔｒは０．９に低下するが、トルク比Ｔｒが１．０でも依然として高い動力伝達効率が得られることが分かる。つまり、トルク比Ｔｒというパラメータは動力伝達効率と極めて高い相関関係があり、このトルク比Ｔｒが１．０に近い値になるようにベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を制御することで動力伝達効率を高めることができ、しかもマクロスリップの発生を防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保することができる。

トルク比Ｔｒを算出する際に必要な最大伝達可能トルクＴｍａｘは、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合、即ちドライブプーリ１３がスリップする場合には、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ｃｏｓα …（２）
で与えられ、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合、即ちドリブンプーリ１４がスリップする場合には、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ηｉｃｏｓα …（３）
で与えられる。ここで、μは側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、Ｑは側圧制御される側のプーリ１３，１４の軸推力、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは変速比である。

このように、トルク比Ｔｒを算出するには最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出する必要があり、最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出するには、プーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μ、プーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径Ｒおよびプーリ１３，１４の軸推力Ｑを検出する必要があるため、多くのセンサが必要になる。これらのセンサを実際の車両に搭載することは、コストの観点から実現することが困難である。

本実施の形態は、トルク比Ｔｒを、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ （変動成分の周波数ｆ₀ ）とから、あるいは位相遅れΔφと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ （変動成分の周波数ｆ₀ ）とから推定するものである。入力軸１１の回転数変動はエンジンＥの回転数変動と同期することから、入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ はエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から算出可能であり、また後述するように、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφは入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数の変動と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数の変動とから算出可能であるため、トルク比Ｔｒを最小限の数のセンサで精度良く推定することができる。

次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφについて説明する。図６に示すように、トルク比Ｔｒが増加するのに伴い、ミクロスリップ領域ではベルトのスリップ量は僅かずつ増加し、マクロスリップ領域に入るとベルトのスリップ量は急激に増加する。入力軸１１に無端ベルト１５を介して接続された出力軸１２には、入力軸１１の回転数変動が無端ベルト１５を介して伝達されるため、出力軸１２にも同じ周波数の回転数変動が発生する。ベルトおよびプーリ間に全くスリップが存在しないとき、入力軸回転数の変動は減衰することなく出力軸に伝達されるが、トルク比Ｔｒの増加に伴ってスリップ量が増加すると、入力軸回転数の変動波形の振幅に対して出力軸回転数の変動波形の振幅が小さくなり、かつ入力軸回転数の変動波形の位相に対して出力軸回転数の変動波形の位相が遅れることになる。

図６および図７において、実線で示す入力軸回転数の変動波形に対して鎖線で示す出力軸回転数の変動波形は、トルク比Ｔｒの増加に伴って振幅が次第に減少するとともに位相が次第に遅れていることが分かる。入力軸回転数の振動波形は、
Ｎｉｎ＝Ａｃｏｓ（ωｔ＋φｉｎ） …（４）
で与えられ、出力軸回転数の振動波形は、
Ｎｏｕｔ＝Ｂｃｏｓ（ωｔ＋φｏｕｔ） …（５）
で与えられる。

つまり、入力軸回転数の振動波形に対して出力軸回転数の振動波形は、振幅がＡからＢに減少し、位相がφｉｎ−φｏｕｔだけ遅れることになる。

次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの算出の手法を説明する。

先ず、入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ₀ を、エンジンＥの気筒数ｎと、エンジン回転数の直流成分Ｎｅとを用いて、次式により算出する。エンジン回転数の直流成分Ｎｅは、通常のエンジンＥに必ず備えられているエンジン回転数センサＳｃにより検出可能である。

滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、変動周波数ｆ₀ における入力軸１１と出力軸１２との間の振幅比Ｍを、ベルト式無段変速機ＴＭの幾何学的な応答、即ち滑りや励振の影響を受けない場合の振幅比Ｍｇにより標準化したものであり、次式により定義される。

入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ₀ の関数である振幅比Ｍは次式で定義されるもので、変動周波数ｆ₀ はエンジン回転数センサＳｃが出力するエンジン回転数から算出可能であり、Ｓｉｎ（ｆ₀ ）は入力軸回転数の変動波形のパワスペクトルであって入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、またＳｏｕｔ（ｆ₀ ）は出力軸転数の変動波形のパワスペクトルであって出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。

また幾何学条件における振幅比Ｍｇは、ベルト式無段変速機ＴＭで生じる滑りが小さい場合には、近似的に出力信号と入力信号との直流成分の比として表され、次式で定義される。

幾何学条件における振幅比Ｍｇは、入力軸１１および出力軸１２の変動成分として用いる物理量に依存する。本実施の形態では前記変動成分として回転数変動を用いているため、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比をｉとしたときに、Ｍｇ＝１／ｉで与えられる。入力軸１１および出力軸１２の変動成分として、トルク変動を用いた場合には、Ｍｇ＝ｉで与えられる。ベルト式無段変速機ＴＭの変速比ｉは、入力軸回転数センサＳａの出力と出力軸回転数センサＳｂの出力とから算出可能である。

以上のことから、（７）式を書き換えると次式のようになり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、ベルト式無段変速機ＴＭに既存の入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力と、エンジンＥに既存のエンジン回転数センサＳｃの出力とから算出することができる。

また位相遅れΔφは次式で定義されるもので、入力軸回転数の変動波形の位相φｉｎは入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、出力軸回転数の変動波形の位相φｏｕｔは出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。

図８は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ₀ （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ₀ と滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ₀ の値がａであり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｂであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。

図９は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ₀ （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に位相遅れΔφをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する位相遅れΔφの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ₀ と位相遅れΔφとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ₀ の値がｃであり、位相遅れΔφの値がｄであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。

しかして、図１０に示すように、電子制御ユニットＵのトルク比推定手段Ｍ１は、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数に対応する変動成分の周波数ｆ₀ を算出するとともに、入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力をフィルタ機能を有するロックインアンプを通過させて前記周波数ｆ₀ に対応する振動波形を抽出し、それら入力側および出力側の振動波形から滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφを算出する。続いて滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφ（図１０の例では位相遅れΔφ）と変動成分の周波数ｆ₀ とをパラメータとしてマップ検索することで、そのときのトルク比Ｔｒを推定する。

そして電子制御ユニットＵの側圧制御手段Ｍ２のＰＩＤコントローラが、推定したトルク比Ｔｒと目標トルク比ＳＴｒとの偏差に基づき補正係数Ｋを算出する。

このとき、図１５フローチャートに示すように、ステップＳ３１でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が可能であるときには、ステップＳ３２でＰＩＤコントローラはＰＩＤ値をそのまま出力し、前記ステップＳ３１でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が何らかの理由で不能になった場合や、推定精度が低下した場合には、ステップＳ３３でＰＩＤコントローラはＰＩＤの結果を無効にしてゼロを出力する。

更に、図１６のフローチャートに示すように、ステップＳ３４でクルーズ判定手段Ｍ４が車速、アクセル開度、操舵角等に基づいて車両がクルーズ状態にあることを判定すると、ステップＳ３５で学習処理手段Ｍ５が補正係数Ｋを学習し、前記ステップＳ３４でクルーズ判定手段Ｍ４が車両がクルーズ状態にないことを判定すると、ステップＳ３６で学習処理手段Ｍ５が前回学習した補正係数Ｋを保持する（初期値は１）。学習処理手段Ｍ５が学習した学習値からはＰＩＤコントローラが出力するＰＩＤ値（トルク比Ｔｒの推定が不能である場合にはゼロ）が減算され、その差分が補正係数Ｋとして出力される。トルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が不能になった場合等にはＰＩＤコントローラの出力値はゼロになるため、学習処理手段Ｍ５の学習値がそのまま補正係数Ｋとなる。また学習の結果が完全に正しいならば、推定したトルク比Ｔｒと目標トルク比ＳＴｒとの偏差がゼロになって調整の必要がないため、ＰＩＤコントローラが出力するＰＩＤ値はゼロになる。

続くステップＳ３７でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が可能であるときには、ステップＳ３８で学習処理手段Ｍ５が前回学習した補正係数Ｋを保持し（初期値は１）、前記ステップＳ３７でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が不能であるときには、ステップＳ３９で学習値を更新する。その理由は、トルク比Ｔｒが推定されてフィードバック制御が行われているときに学習値を更新してしまうと、フィードバック制御と学習値の更新とが干渉してしまうため、フィードバック制御が行われないとき、つまりＰＩＤコントローラの出力値がゼロにされるときに学習値を更新すれば、前記干渉が回避されるからである。

一方、負荷トルク推定手段Ｍ３は、エンジンＥの負荷トルクＴ（ベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）を、エンジンＥの吸気負圧等の運転状態から算出し、側圧制御手段Ｍ２は、無端ベルト１５のスリップを防止するために必要な側圧制御される側のプーリ１３，１４の必要軸推力Ｑを、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合、即ちドライブプーリ１３がスリップする場合には、
Ｑ＝Ｔｃｏｓα／２μＲＴｒ …（１２）
により算出し、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合、即ちドリブンプーリ１４がスリップする場合には、
Ｑ＝Ｔηｉｃｏｓα／２μＲＴｒ …（１３）
により算出する。ここで、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、μは側圧制御される側のプーリ１３，１４と無端ベルト１５との接触面の摩擦係数、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、Ｔｒは前記トルク比、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは速度比である。

但し、エンジンＥの負荷トルクＴには若干の推定誤差が存在し、また摩擦係数μはプーリ１３，１４および無端ベルト１５の材質等で決まる定数であるが、無端ベルト１５の劣化状態や潤滑状態によって変化するため、推定した必要軸推力Ｑにも所定の誤差が存在することが避けられない。ここで、動力伝達効率ηに関しては、車両走行中での算出自体が困難であるために代表的な定数として扱わざるを得ないが、他の変数と比べて生じる誤差は僅かである。

続いて、側圧制御手段Ｍ２は、推定した必要軸推力Ｑに補正係数Ｋを乗算することで補正した必要軸推力Ｑ′を算出し、この補正した必要軸推力Ｑ′を電流値に換算する。そして前記電流値でプーリ側圧を制御する油圧回路のリニアソレノイドを作動させることで、スリップ防止のためのプーリ側圧の制御が行われる。その結果、ベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧は、基本的にフィードフォワード項である必要軸推力Ｑに基づいて制御され、必要軸推力Ｑの誤差がフィードバック項である補正係数Ｋで補償されることで、プーリ側圧の制御の高い応答性および高い収束性を両立させることができる。よって、例えば目標トルク比ＳＴｒを１．０に設定すれば、動力伝達効率を最大限に高めながら、ベルトおよびプーリ間にマクロスリップが発生するのを防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を高めることができる。

以上のように、クルーズ判定手段Ｍ４は車両がクルーズ走行しているか否かを判定し、学習処理手段Ｍ５は車両がクルーズ状態にあるときに補正係数Ｋを学習するので、何らかの理由で一時的に補正係数Ｋが算出不能になった場合でも、経年変化が生じない短時間であれば側圧制御を精度良く継続することができる。

図１８は補正係数Ｋの学習の効果を説明するもので、実線は学習を行わない場合、破線は学習を行う場合に対応する。学習を行わない場合には、トルク比Ｔｒを推定できなくなると実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒから大きく外れてしまい、トルク比Ｔｒを推定できるようになっても、実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒに収束するまでに時間が掛かるが、学習を行う場合には、トルク比Ｔｒを推定できなくっても実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒから大きく外れることはなく、プーリ側圧の制御を精度良く継続することができる。

次に、図１１に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の一例を説明する。

先ずステップＳ１１でアクセル開度ＡＰの変化率ｄＡＰを算出し、ステップＳ１２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲から外れることで、アクセルペダルが急激に踏み込まれたりアクセルペダルが急激に戻されたと判断された場合、ステップＳ１５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ１２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲に戻り、かつステップＳ１３でその状態が所定時間が継続すると、ステップＳ１４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。

これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、アクセルペダルが急激に操作されてベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５およびプーリ１３，１４間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ１３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。

次に、図１２に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の他の例を説明する。

先ずステップＳ２１で目標トルク比ＳＴｒに対する推定トルク比Ｔｒの偏差ｄＴｒを算出し、ステップＳ２２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲から外れることで、車両が悪路を走行して路面からベルト式無段変速機ＴＭに逆伝達される負荷が大きく変動していると判断された場合、ステップＳ２５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ２２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲に戻り、かつステップＳ２３でその状態が所定時間が継続すると、ステップＳ２４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。

これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、悪路走行時に路面からの負荷でベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５およびプーリ１３，１４間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ２３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。

ところで、上記特許文献１に記載された発明（以下、比較例という）は、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐを目標滑り識別子に収束させるようにプーリ側圧をフィードバック制御し、あるいは位相遅れΔφを目標位相遅れに収束させるようにプーリ側圧をフィードバック制御するものであるが、各変動成分の周波数ｆ₀ において滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφはトルク比Ｔｒと対応関係にあるため、比較例であってもトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒに間接的に収束させることができる。しかしながら、比較例では変動成分の周波数ｆ₀ が変化すると、トルク比Ｔｒの変動に対する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの変動率が異なるため、以下のような問題が発生する。

例えば、比較例において、図１３（Ａ）に示すように、トルク比Ｔｒを０．９から１．０に変更する指令を出力した場合を考えると、変動成分の周波数ｆ₀ が比較的に小さいｆ₀ １であるときには、トルク比Ｔｒ＝０．９に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとトルク比Ｔｒ＝１．０に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとの偏差ｅ１は比較的に大きくなるのに対し、変動成分の周波数ｆ₀ が比較的に大きいｆ₀ ２であるときには、トルク比Ｔｒ＝０．９に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとトルク比Ｔｒ＝１．０に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとの偏差ｅ２は比較的に小さくなる。よって、前記偏差ｅ１，ｅ２に基づいてプーリ側圧をフィードバック制御した場合にトルク比Ｔｒの応答性が変化してしまい、エンジンＥの全回転数領域での速応性を確保できなくなる。

即ち、目標トルク比ＳＴｒ（指令値）を０．７と０．８との間で矩形波状に変化させた場合、図１４（Ａ）に示すように変動成分の周波数ｆ₀ が比較的に小さいｆ₀ １＝１５．６Ｈｚであれば、推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒは比較的に高い応答性を有するのに対し、図１４（Ｂ）に示すように、変動成分の周波数ｆ₀ が比較的に大きいｆ₀ ２＝２２．２Ｈｚであれば、推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒの応答性は著しく低下する。

それに対して本実施の形態によれば、図１３（Ｂ）に示すように、トルク比自体が目標値ＳＴｒとなっているため、当然のことながら、変動成分の周波数ｆ₀ が変化しても、目標トルク比ＳＴｒ（指令値）を０．７と０．８との間で変化させたときの偏差ｅは一定値の０．１であり、図１４（Ｃ）および図１４（Ｄ）に示すように、変動成分の周波数ｆ₀ が１５．６Ｈｚの場合も２２．２Ｈｚの場合も推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒの応答性は共に高くなり、しかも図１４（Ａ）および図１４（Ｂ）に示す比較例の制御に比べて追従性も向上する。

次に、図１７のタイムチャートに基づいて本実施の形態の作用の一例を説明する。

時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけてアクセル開度が急激に増加すると、これに僅かに遅れて時刻ｔ２から時刻ｔ３にかけて無段変速機ＴＭが実際に伝達しているトルク（負荷トルク）Ｔが増加する。このとき、本実施の形態（フィードフォワードあり）ではプーリ側圧が時刻ｔ１に素早く立ち上がるのに対し、比較例（フィードフォワードなし）ではプーリ側圧の立ち上がりに遅れが生じる。本実施の形態では、時刻ｔ１にプーリ側圧が素早く立ち上がることで最大伝達トルクＴｍａｘが実際の伝達トルクＴに先立って素早く立ち上がるため、実トルク比Ｔｒ（＝Ｔ／Ｔｍａｘ）が目標トルク比ＳＴｒから一時的に落ち込み、そこから増加に転じて目標トルク比ＳＴｒに収束する。

一方、比較例では、プーリ側圧が遅れて立ち上がることで最大伝達トルクＴｍａｘの立ち上がりも遅れるため、時刻ｔ２からの実際の伝達トルクＴの増加と共に実トルク比Ｔｒ（＝Ｔ／Ｔｍａｘ）が目標トルク比ＳＴｒを大幅に超えてしまい、プーリ１３，１４および無端ベルト１５間にマクロスリップが発生する可能性がある。

以上のように、本実施の形態によれば、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒを、入力軸１１が有する変動成分が無端ベルト１５を介して出力軸１２に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の位相差を指標化した位相遅れΔφとの少なくとも一方を用いるので、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比Ｔｒを精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφからトルク比Ｔｒを推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。

また定常運転時には、必要軸推力Ｑの推定誤差を、推定したトルク比Ｔｒと目標トルク比ＳＴｒとの偏差から求めた補正係数Ｋで補償するフィードバック制御を行うことで、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒに精度良く収束させることができる。一方、アクセルペダルを急激に踏み込んだような場合には、必要軸推力Ｑを瞬時に変化させるフィードフォワード制御を行うことで、制御応答性を高めて無端ベルト１５のスリップを確実に防止することができる。

次に、図１９に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップから明らかなように、変動成分の周波数ｆ₀ の中間領域（ｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H ）では各トルク比Ｔｒの特性ラインの上下間隔が大きく、他の領域では前記間隔が狭くなっており、よってｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H の領域でトルク比Ｔｒの推定精度が向上する。また変動成分の周波数ｆ₀ および位相遅れΔφに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップから明らかなように、変動成分の周波数ｆ₀ の低い領域（ｆ₀ ≦ｆ_L ）および高い領域（ｆ₀ ≧ｆ_H ）では各トルク比Ｔｒの特性ラインの上下間隔が大きく、他の領域では前記間隔が狭くなっており、よってｆ₀ ≦ｆ_L の領域およびｆ₀ ≧ｆ_H の領域でトルク比Ｔｒの推定精度が向上する。

以上のことから、ステップＳ４１でｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H であれば、ステップＳ４２で変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索し、前記ステップＳ４１でｆ₀ ≦ｆ_L またはｆ₀ ≧ｆ_H であれば、ステップＳ４３で変動成分の周波数ｆ₀ および位相遅れΔφをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索する。そしてステップＳ４４でトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒと比較し、ステップＳ４５でその偏差に基づいてプーリ側圧を制御することで、より精度の高い制御を可能にすることができる。

次に、図２０および図２１に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。

図２０において、変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップの特性ラインは、システムの固有振動数ｆ_n が変化すると横軸方向に平行移動する。前記固有振動数ｆ_n はベルト式無段変速機ＴＭの入力トルクおよび変速比に応じて変化するため、トルク比Ｔｒを推定するためのマップを各固有振動数ｆ_n に応じて複数準備する必要があり、メモリの記憶容量の増加やコストアップの要因となる問題がある。システムの固有振動数ｆ_n が変化する理由は、図２１に示される。

図２１（Ａ）はベルト式無段変速機ＴＭを振動系としてモデル化したもので、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４にマスｍ１，ｍ２が接触し、マスｍ１，ｍ２がスプリングおよびダッシュポッドよりなる無端ベルト１５で接続される。ベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５は、複数枚の金属リングを積層した金属リング集合体に多数の金属エレメントを支持したもので、金属エレメントを相互に圧接することで駆動力を伝達する。入力トルク（ベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）が増加するのに応じて金属エレメント同士の接触面が圧縮変形して接触面積が増加することで、金属エレメントが次第に圧縮変形し難くなって前記モデルのスプリングのばね剛性が増加し（図２１（Ｂ）参照）、その結果として入力トルクの増加に応じてシステムの固有振動数ｆ_n が増加する（図２１（Ｃ）参照）。

またベルト式無段変速機ＴＭの変速比がＬＯＷ側に変化すると、入力軸１１の回転数に対する出力軸１２の回転数が低くなるため、出力軸１２自体の慣性モーメントＪ２が減少したのと同じ効果が得られ、逆にベルト式無段変速機ＴＭの変速比がＯＤ側に変化すると、入力軸１１の回転数に対する出力軸１２の回転数が高くなるため、出力軸１２自体の慣性モーメントＪ２が増加したのと同じ効果が得られ、これにより変速比がＬＯＷ側に変化するとシステムの固有振動数ｆ_n が増加する（図２１（Ｄ）参照）。

図２０のフローチャートのステップＳ５１で入力トルクＴ_DRと変速比とから固有振動数ｆ_n を算出する。入力トルクＴ_DRはエンジンＥの負荷トルクに一致するのでエンジンＥのＥＣＵで算出した値を使用することができ、変速比は入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数ＮＤＲおよび出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数ＮＤＮの比ＮＤＲ／ＮＤＮとして電子制御ユニットＵで算出可能である。

続くステップＳ５２で変動成分の周波数ｆ₀ および上下の閾値ｆ_L ，ｆ_H を固有振動数ｆ_n で除算して正規化する。これにより、トルク比Ｔｒを検索するマップを各周波数領域毎に準備することなく、正規化した周波数をパラメータとする共通のマップを使用することが可能となり、メモリの記憶容量の節減およびコストの節減が可能となる。そして第２の実施の形態と同様に、ｆ_L ／ｆ_n ＜ｆ₀ ／ｆ_n ＜ｆ_H ／ｆ_n であれば、ステップＳ５３で正規化した変動成分の周波数ｆ₀ ／ｆ_n および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索し、前記ステップＳ５２でｆ₀ ／ｆ_n ≦ｆ_L ／ｆ_n またはｆ₀ ／ｆ_n ≧ｆ_H ／ｆ_n であれば、ステップＳ５４で正規化した変動成分の周波数ｆ₀ ／ｆ_n および位相遅れΔφをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索する。そしてステップＳ５５でトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒと比較し、ステップＳ５６でプーリ側圧を制御することで、より精度の高い制御を可能にすることができる。

次に、図２２に基づいて本発明の第４の実施の形態を説明する。

上記各実施の形態では、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの二つのパラメータのうち、何れか一方のパラメータを用いてトルク比Ｔｒを推定しているが、第４の実施の形態は、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの両方のパラメータを用いてトルク比Ｔｒを推定するものである。

図２２は、各トルク比Ｔｒの滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの特性を、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの平方根を動径とし、位相遅れΔφを偏角として極座標に表したマップである。例えば、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｒ² であり、位相遅れΔφの値がθの場合には、そのときのトルク比Ｔｒは０．７であると推定することができる。この実施の形態によれば、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの両方を用いてトルク比Ｔｒを推定するので、その推定精度を高めることができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の入力軸１１および出力軸１２の変動成分は回転数に限定されず、トルクであっても良い。

また本発明の入力軸１１は、それに結合されたエンジンＥのクランクシャフトであっても良い。

また実施の形態ではエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から変動成分の周波数ｆ₀ を算出しているが、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数から、あるいはエンジンＥの点火時期信号から変動成分の周波数ｆ₀ を算出しても良い。

尚、実施の形態では、プーリ側圧の制御にフィードバックおよびフィードフォワードを併用しているが、必要軸推力Ｑのフィードフォワードを廃止し、推定トルク比Ｔｒおよび目標トルク比ＳＴｒの偏差からＰＩＤコントローラでプーリ側圧の制御量（実施の形態の補正係数Ｋに相当）を算出し、この制御量に基づいてフィードバック制御を行うことも可能である。この場合、ＰＩＤコントローラで算出したプーリ側圧の制御量を、上述した補正係数Ｋと同様に学習して記憶すれば、何らかの理由で一時的に前記制御量が算出不能になった場合に、学習値を用いて側圧制御を継続することができる。

また実施の形態では無端ベルト１５を有するベルト式無段変速機ＴＭについて説明したが、本発明の無段変速機はチェーンベルト式無段変速機やトロイダル無段変速機であっても良い。トロイダル無段変速機の場合、入力軸に設けられた入力ディスクが本発明の入力軸要素に対応し、出力軸に設けられた出力ディスクが本発明の出力軸要素に対応し、入力ディスクおよび出力ディスク間に挟持されて駆動力を伝達するパワーローラが本発明の動力伝達要素に対応し、入力ディスクおよび出力ディスク間にパワーローラを挟持する圧力が本発明の挟圧に対応する。

１１ 入力軸
１２ 出力軸
１３ ドライブプーリ（入力軸要素）
１４ ドリブンプーリ（出力軸要素）
１５ 無端ベルト（動力伝達要素）
Ｅ エンジン（駆動源）
ｉ 速度比
ＩＤｓｌｉｐ 滑り識別子
Ｋ 補正係数
Ｍ１ トルク比推定手段
Ｍ２ 側圧制御手段（挟圧制御手段）
Ｍ３ 負荷トルク推定手段
Ｍ４ クルーズ判定手段
Ｍ５ 学習処理手段
Ｑ 必要軸推力
Ｑ′ 補正した必要軸推力
Ｒ 無端ベルトの巻き付き半径
ＳＴｒ 目標トルク比
Ｔ 実際の伝達トルク
ＴＭ ベルト式無段変速機
Ｔｍａｘ 伝達可能な最大トルク
Ｔｒ トルク比
Δφ 位相遅れ
η 動力伝達効率
μ 摩擦係数

Claims (3)

1. 駆動源（Ｅ）の駆動力が入力される入力軸（１１）と、
   前記入力軸（１１）に設けられた入力軸要素（１３）と、
   前記駆動源（Ｅ）の駆動力が変速して出力される出力軸（１２）と、
   前記出力軸（１２）に設けられた出力軸要素（１４）と、
   前記入出力軸要素（１３，１４）にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸（１１）から前記出力軸（１２）に駆動力を伝達する動力伝達要素（１５）と、
   前記入力軸（１１）が有する任意の変動成分の前記出力軸（１２）への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルク（Ｔｍａｘ）に対する実際の伝達トルク（Ｔ）の比であるトルク比（Ｔｒ）を推定するトルク比推定手段（Ｍ１）と、
   前記入出力軸要素（１３，１４）のうちの何れか一方の軸要素（１３，１４）の挟圧を制御する挟圧制御手段（Ｍ２）と、
   を備える無段変速機の挟圧制御装置であって、
   前記トルク比推定手段（Ｍ１）は、前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）と、前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）の変動成分の位相差を指標化した位相遅れ（Δφ）との少なくとも一方から前記トルク比（Ｔｒ）を推定し、
   前記挟圧制御手段（Ｍ２）は、前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の必要軸推力（Ｑ）を求め、前記推定したトルク比（Ｔｒ）と目標トルク比（ＳＴｒ）との偏差に基づく補正係数（Ｋ）により前記必要軸推力（Ｑ）を補正し、前記補正した必要軸推力（Ｑ′）に基づいて前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の挟圧を制御することを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置。
2. 前記駆動源（Ｅ）の負荷トルクを推定する負荷トルク推定手段（Ｍ３）を備え、
   前記挟圧制御手段（Ｍ２）は、前記負荷トルクと、前記何れか一方の軸要素（１３，１４）および前記動力伝達要素（１５）間の摩擦係数（μ）とに基づいて前記必要軸推力（Ｑ）を求めることを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機の挟圧制御装置。
3. 前記駆動源（Ｅ）および前記無段変速機（ＴＭ）を搭載した移動体がクルーズ走行しているか否かを判定するクルーズ判定手段（Ｍ４）と、前記移動体が前記クルーズ状態にあるときに前記補正係数（Ｋ）を学習する学習処理手段（Ｍ５）とを備えることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の無段変速機の挟圧制御装置。

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