JP2013024327A

JP2013024327A - 無段変速機の制御装置

Info

Publication number: JP2013024327A
Application number: JP2011159730A
Authority: JP
Inventors: Yusuke Ito; 祐輔伊藤
Original assignee: Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2011-07-21
Filing date: 2011-07-21
Publication date: 2013-02-04
Anticipated expiration: 2031-07-21
Also published as: JP5738700B2

Abstract

【課題】加速／減速の応答性低下を防止し、前後進切換機構の摩耗を防止し、さらには前後進切換機構の差回転の収束に伴うショックを防止する。
【解決手段】ＣＶＴ制御ユニット６０は、トルク信号(Etq)により前後進切換機構への供給油圧を算出する供給油圧算出部６７、アクセル信号(Acc)／車速信号(v)により目標変速比変化量(δR)を算出して目標変速比変化量(δR)と第１しきい値とを比較する目標変速比変化量算出部６４、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値以上のときに前後進切換機構の滑り動作を抑えるための加算油圧(add)を算出する加算油圧算出部６５、クラッチ油圧(Cop1)に加算油圧(add)を加算して得た合算油圧(Cop2)によりクラッチ圧調整弁４７ｂへの駆動電流(I)を算出して駆動電流(I)をクラッチ圧調整弁４７ｂに出力する駆動電流算出部６８を備えている。
【選択図】図３

Description

本発明は、自動車等の車両に搭載される無段変速機の制御装置に関する。

自動車等の車両に搭載される無段変速機（CVT）は、駆動ベルト（動力伝達要素）が巻き掛けられたプーリ機構を備えている。プーリ機構は、エンジン（駆動源）と駆動輪との間に設けられ、エンジン側のプライマリプーリと駆動輪側のセカンダリプーリとを有している。各プーリはいずれも固定シーブと可動シーブとを備えており、駆動ベルトは各シーブ間に挟持されている。

例えば、プライマリプーリに作動油を給排すると、可動シーブが固定シーブに対して近接または離間して駆動ベルトの巻き掛け径が変化する。これにより変速比が無段階で制御される。このようにプライマリプーリは、変速比を制御する変速プーリとして機能する。一方、セカンダリプーリに作動油を給排すると、可動シーブが固定シーブに対して近接または離間して駆動ベルトのクランプ力が変化する。これにより駆動ベルトの滑りを抑制して動力の伝達効率を高めている。このようにセカンダリプーリは、クランプ力を制御する締付プーリとして機能する。

エンジンとプーリ機構との間には、駆動輪の正転（前進）と逆転（後退）とを切り換える前後進切換機構が設けられている。前後進切換機構は、ロック状態となることで駆動輪を正転させる前進用クラッチと、ロック状態となることで駆動輪を逆転させる後退用ブレーキとを備えている。前進用クラッチおよび後退用ブレーキは、いずれも作動油の給排により作動（ロック作動／リリース作動）し、前進用クラッチおよび後退用ブレーキは、双方が同時にロック状態となることは無い。

無段変速機の制御、つまりプーリ機構および前後進切換機構等の制御は、車両に搭載されたＣＶＴ制御ユニット（コントローラ）により行われる。ＣＶＴ制御ユニットは、スロットル開度や車速等に基づいて制御マップを参照しつつ、目標変速比を設定するようになっている。ＣＶＴ制御ユニットは、設定した目標変速比を得るための所定圧の作動油をプライマリプーリに供給し、これにより変速比を目標変速比に制御する。また、前後進切換機構にも所定圧の作動油が供給され、前進時においては前進用クラッチがロック状態，後退用ブレーキがリリース状態となり、後退時においては前進用クラッチがリリース状態，後退用ブレーキがロック状態となる。

このようなプーリ機構および前後進切換機構を、作動油の給排により制御するようにした無段変速機の制御装置としては、例えば、特許文献１に記載された技術が知られている。特許文献１に記載された技術は、エンジンにより駆動される１つのオイルポンプを備え、当該オイルポンプから吐出される作動油を、プーリの制御や前後進切換装置（前後進切換機構）の摩擦係合要素の油圧制御等に用いている。これらの各要素を互いに干渉することなく独立して精度良く制御するために、各要素間にはスイッチ弁を設けている。

特開平１０−３２５４５８号公報（図３）

上述の特許文献１に記載された無段変速機の制御装置は、セレクトレバー（操作レバー）がＮレンジ，ＤレンジおよびＤｓレンジに操作された場合に、前後進切換機構を形成する前進用クラッチの油室に低いクラッチ圧（0.7Mpa）を供給し、セレクトレバーがＰレンジおよびＲレンジに操作された場合に、前後進切換機構を形成する後退用ブレーキの油室に高いクラッチ圧（1.2Mpa）を供給するようにしている。よって、前進時においては、前進用クラッチが低いクラッチ圧で締結状態となるため、変速ショック等を有効に緩和することができる。また、後退時においては、後退用ブレーキが高いクラッチ圧で締結状態となるため、充分なトルク容量を確保することができる。

しかしながら、アクセルを踏み込んで素早く加速（アップシフト）させたい場合や、アクセルを緩めて強力なエンジンブレーキを効かせつつ減速（ダウンシフト）させたい場合等においては、前進用クラッチは低いクラッチ圧で締結状態となっているため、所謂クラッチスリップ現象（滑り動作）が発生する虞がある。

このクラッチスリップ現象は、加速／減速の応答性の低下をもたらす。また、前進用クラッチの摩耗を促進する原因にもなる。さらには、前進用クラッチの差回転が収束する際にショックが発生し、当該ショックがドライバに不快感を与えてしまう。

本発明の目的は、加速／減速の応答性低下を防止し、前後進切換機構の摩耗を防止し、さらには前後進切換機構の差回転の収束に伴うショックを防止することができる無段変速機の制御装置を提供することにある。

本発明の無段変速機の制御装置は、駆動源と駆動輪との間に設けられ、動力伝達要素が巻き掛けられるプーリ機構と、前記駆動源と前記プーリ機構との間に設けられ、前記駆動輪の正転と逆転とを切り換える前後進切換機構とを有する無段変速機の制御装置であって、前記駆動源により駆動され、前記プーリ機構および前記前後進切換機構に作動油を供給する作動油供給源と、前記作動油供給源と前記前後進切換機構との間に設けられ、前記前後進切換機構への供給油圧を調整し、前記前後進切換機構の締結状態を制御する締結制御弁と、前記締結制御弁を開閉制御するコントローラとを備え、前記コントローラは、前記駆動源の駆動状態に基づいて前記前後進切換機構への前記供給油圧を算出する供給油圧算出部と、車両の操作状態に基づいて目標変速比変化量を算出し、前記目標変速比変化量と予め設定された滑りしきい値とを比較する目標変速比変化量算出部と、前記目標変速比変化量が前記滑りしきい値以上のときに、前記前後進切換機構の滑り動作を抑えるための加算油圧を算出する加算油圧算出部と、前記供給油圧に前記加算油圧を加算して得た合算油圧に基づいて前記締結制御弁への駆動量を算出し、当該駆動量を前記締結制御弁に出力する駆動量算出部と、を備えることを特徴とする。

本発明の無段変速機の制御装置は、前記加算油圧算出部は、前記目標変速比変化量の大きさに比例した大きさの前記加算油圧を算出することを特徴とする。

本発明の無段変速機の制御装置は、前記加算油圧算出部は、前記目標変速比変化量が前記滑りしきい値以上になるとタイマを作動させ、タイマ作動時間が予め設定された時間しきい値以上になると、前記加算油圧を示す加算油圧信号の出力を停止することを特徴とする。

本発明によれば、コントローラは、駆動源の駆動状態に基づいて前後進切換機構への供給油圧を算出する供給油圧算出部と、車両の操作状態に基づいて目標変速比変化量を算出し、目標変速比変化量と予め設定された滑りしきい値とを比較する目標変速比変化量算出部と、目標変速比変化量が滑りしきい値以上のときに、前後進切換機構の滑り動作を抑えるための加算油圧を算出する加算油圧算出部と、供給油圧に加算油圧を加算して得た合算油圧に基づいて締結制御弁への駆動量を算出し、当該駆動量を締結制御弁に出力する駆動量算出部と、を備えている。

これにより、目標変速比変化量が滑りしきい値以上となると、前後進切換機構の滑り動作を抑えるための加算油圧が算出され、当該加算油圧を供給油圧に加算して合算油圧が求められる。加算油圧は前後進切換機構の滑り動作を考慮して算出されるため、求めた合算油圧により前後進切換機構の滑り動作を確実に防止できる。加算油圧は目標変速比変化量に基づいて算出されるため、滑り動作が始まる前に合算油圧を算出しつつ、締結制御弁をフィードフォワード制御しておくことができる。これにより、クラッチスリップの発生を防止でき、従前のように加速／減速の応答性が低下するようなことは無く、クラッチスリップによる前後進切換機構の摩耗を防止でき、差回転の収束に伴うショックを防止できる。また、目標変速比変化量が滑りしきい値未満の場合には、駆動源は合算油圧を発生するよう作動油供給源を駆動しなくて済み、駆動源に対する負荷の増大を抑えることができる。よって、駆動源のエネルギ消費率が悪化するのを防止できる。

本発明によれば、加算油圧算出部は、目標変速比変化量の大きさに比例した大きさの加算油圧を算出するので、加算油圧を、車両の操作状態に応じてよりきめ細かく高精度で算出することができる。よって、駆動源のエネルギ消費率の悪化をより抑制することができる。

本発明によれば、加算油圧算出部は、目標変速比変化量が滑りしきい値以上になるとタイマを作動させ、タイマ作動時間が予め設定された時間しきい値以上になると、加算油圧を示す加算油圧信号の出力を停止するので、前後進切換機構の滑り動作を防止した後に、駆動源により無駄に合算油圧を発生するよう作動油供給源が駆動されるのを防止でき、駆動源のエネルギ消費率の悪化をより抑制することができる。

無段変速機のスケルトン図である。本発明に係る無段変速機の制御装置の油圧回路図である。ＣＶＴ制御ユニットの内部構造を説明するブロック図である。クラッチ圧調整弁の制御ロジックを示すフローチャートである。加算油圧の算出ロジックを示すフローチャートである。（ａ），（ｂ）は、マニュアルバルブおよびスリップコントロールバルブの動作状態（Ｄレンジ）を説明する動作説明図である。

以下、本発明の一実施の形態について図面を用いて詳細に説明する。

図１は無段変速機のスケルトン図を、図２は本発明に係る無段変速機の制御装置の油圧回路図をそれぞれ表している。

図１に示すように、無段変速機１０は、図示しない自動車等の車両に搭載され、エンジン（駆動源）１１に駆動されるプライマリ軸１２と、プライマリ軸１２と平行に設けられるセカンダリ軸１３とを備えている。プライマリ軸１２とセカンダリ軸１３との間には、変速機構（プーリ機構）１４が設けられ、プライマリ軸１２の回転は変速機構１４を介してセカンダリ軸１３に伝達され、セカンダリ軸１３の回転は減速機構１５およびディファレンシャル機構１６を介して左右の駆動輪１７に伝達される。つまり、変速機構１４は、エンジン１１と各駆動輪１７との間に設けられている。

プライマリ軸１２には、変速プーリとしてのプライマリプーリ２０が設けられている。プライマリプーリ２０は、プライマリ軸１２に一体回転可能に設けられた固定シーブ２０ａと、当該固定シーブ２０ａと対向してプライマリ軸１２に対して軸方向に摺動する可動シーブ２０ｂとを備えている。一方、セカンダリ軸１３には、締付プーリとして機能するセカンダリプーリ２１が設けられている。セカンダリプーリ２１は、セカンダリ軸１３に一体回転可能に設けられた固定シーブ２１ａと、当該固定シーブ２１ａと対向してセカンダリ軸１３に対して軸方向に摺動する可動シーブ２１ｂとを備えている。

プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１との間には、動力伝達要素としての駆動ベルト２２が巻き掛けられている。駆動ベルト２２は、鋼材よりなる複数の駒（図示せず）を連ねて形成され、伸縮不可能となっている。そして、各固定シーブ２０ａ，２１ａに対して各可動シーブ２０ｂ，２１ｂをそれぞれ近接または離間させることにより、プライマリプーリ２０およびセカンダリプーリ２１の溝幅を変化させ、駆動ベルト２２の巻き掛け径を無段階で変化、つまり変速比を無段階で変化できるようになっている。ここで、駆動ベルト２２のプライマリプーリ２０に対する巻き掛け径をＲｐとし、セカンダリプーリ２１に対する巻き掛け径をＲｓとすると、変速機構１４の変速比はＲｓ／Ｒｐとなる。

プライマリプーリ２０は、プライマリ軸１２に固定されたプランジャ２３と、可動シーブ２０ｂに固定されたシリンダ２４とを備えている。プランジャ２３の外周面にはシリンダ２４の内周面が摺接しており、プランジャ２３およびシリンダ２４は、作動油が出入りする作動油室２５（図中網掛）を形成している。一方、セカンダリプーリ２１は、セカンダリ軸１３に固定されたプランジャ２６と、可動シーブ２１ｂに固定されたシリンダ２７とを備えている。プランジャ２６の外周面にはシリンダ２７の内周面が摺接しており、プランジャ２６およびシリンダ２７は、作動油が出入りする作動油室２８（図中網掛）を形成している。各プーリ２０，２１の溝幅は、プライマリ側の作動油室２５に供給されるプライマリ圧Ｐｐ（図中破線矢印）と、セカンダリ側の作動油室２８に供給されるセカンダリ圧Ｐｓ（図中破線矢印）とをそれぞれ調圧することにより制御される。

エンジン１１のクランク軸１１ａとプライマリ軸１２との間、つまりエンジン１１と変速機構１４との間には、トルクコンバータ３０および前後進切換機構３１が設けられている。トルクコンバータ３０はエンジン１１側に配置され、クランク軸１１ａに連結されるポンプインペラ３０ａと、ポンプインペラ３０ａと対向するタービンランナ３０ｂとを備え、タービンランナ３０ｂにはタービン軸３２が連結されている。

トルクコンバータ３０内には、車両の走行状態に応じてクランク軸１１ａとタービン軸３２とを締結するロックアップクラッチ３３が設けられている。ロックアップクラッチ３３は、例えば、一定速度で高速走行中等、変速機構１４による変速を行わない状況のもとで作動して、クランク軸１１ａとタービン軸３２とを直結するようになっている。これにより、高速走行時等における燃費の向上を図るようにしている。

ポンプインペラ３０ａには、エンジン１１により駆動されて、変速機構１４の各プーリ２０，２１と、前後進切換機構３１の前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６とに向けて、図中破線矢印に示すように作動油を供給するオイルポンプ４１が設けられている。オイルポンプ４１は、ポンプインペラ３０ａを介してクランク軸１１ａに直結され、エンジン１１の回転数と同じ回転数で回転駆動されるようになっている。つまり、オイルポンプ４１に対する負荷が小さい場合にはエンジン１１への負荷も小さくなり、オイルポンプ４１に対する負荷が大きい場合にはエンジン１１への負荷も大きくなる。

前後進切換機構３１は、変速機構１４側に配置され、ダブルピニオン式の遊星歯車列３４，前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を備えている。前進用クラッチ３５は作動油室３５ａ（図中網掛）を備え、多板式クラッチ（詳細図示せず）により形成されている。そして、作動油室３５ａにクラッチ圧Ｃｐを供給することでロック状態（締結状態）となり、作動油室３５ａからクラッチ圧Ｃｐを排出することでリリース状態（開放状態）となる。

一方、後退用ブレーキ３６は作動油室３６ａ（図中網掛）を備え、多板式ブレーキ（詳細図示せず）により形成されている。そして、作動油室３６ａにブレーキ圧Ｂｐを供給することでロック状態となり、作動油室３６ａからブレーキ圧Ｂｐを排出することでリリース状態となる。

このように前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を作動させて、遊星歯車列３４を介してエンジン１１の動力の伝達経路を切り換えるようにしている。これにより車両を前進させたり後退させたりできるようにしている。具体的には、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６の双方をリリース状態とすると、タービン軸３２とプライマリ軸１２とが切り離されて、前後進切換機構３１はプライマリ軸１２に動力を伝達しないニュートラル状態（Ｎレンジ／Ｐレンジ）に切り換えられる。

また、前進用クラッチ３５をロック状態とし、後退用ブレーキ３６をリリース状態とすると、タービン軸３２の回転（正転）がそのままプライマリプーリ２０に伝達され、車両は前進状態（Ｄレンジ）に切り換えられる。一方、前進用クラッチ３５をリリース状態とし、後退用ブレーキ３６をロック状態とすると、タービン軸３２の回転（正転）が遊星歯車列３４により逆転され、その逆回転がプライマリプーリ２０に伝達され、車両は後退状態（Ｒレンジ）に切り換えられる。ここで、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６の各作動油室３５ａ，３６ａの上流側には、マニュアルバルブ４８（図２参照）が設けられ、これにより前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６の双方は同時にロック状態とならない。

図２に示すように、無段変速機１０の変速比制御を行う制御装置４０は、コントローラとしてのＣＶＴ制御ユニット６０を備えている。ＣＶＴ制御ユニット６０は、後述する種々の制御弁および調整弁を開閉制御することで、プライマリプーリ２０およびセカンダリプーリ２１を形成する各作動油室２５，２８および、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を形成する各作動油室３５ａ，３６ａのそれぞれに対して、所定圧の作動油を給排するようになっている。

制御装置４０は、主流路４０ａと、主流路４０ａから分岐した第１分岐路４０ｂおよび第２分岐路４０ｃとを備えている。第１分岐路４０ｂの下流側にはプライマリプーリ２０の作動油室２５が接続され、第２分岐路４０ｃの下流側にはセカンダリプーリ２１の作動油室２８が接続されている。また、主流路４０ａの下流側には、スリップコントロールバルブ４７およびマニュアルバルブ４８を介して、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６の各作動油室３５ａ，３６ａが接続されている。

主流路４０ａの上流側にはオイルポンプ（作動油供給源）４１が設けられ、当該オイルポンプ４１は、各作動油室２５，２８，３５ａ，３６ａのそれぞれに、プライマリ圧Ｐｐ，セカンダリ圧Ｐｓ，クラッチ圧Ｃｐ，ブレーキ圧Ｂｐの作動油をそれぞれ供給するようになっている。オイルポンプ４１の上流側には、作動油を貯留するオイルパン４２が設けられ、オイルパン４２に貯留された作動油は、ストレーナ（濾過器）４３を介してオイルポンプ４１の吸込口から吸い込まれ、オイルポンプ４１の吐出口から主流路４０ａに吐出される。

主流路４０ａのオイルポンプ４１側には、主流路４０ａを流通する作動油の圧力、つまりライン圧ＰＬを制御するライン圧制御弁４４が設けられている。ライン圧制御弁４４は、ＣＶＴ制御ユニット６０により駆動される比例ソレノイドおよびスプールバルブ（何れも図示せず）を備えている。そして、ライン圧制御弁４４は、主流路４０ａを流通する作動油をオイルパン４２にリリース（開放）することで、必要とされるライン圧ＰＬを得るようになっている。つまり、ライン圧ＰＬは、オイルポンプ４１の最大吐出圧力以下の範囲で決定されるようになっている。

第１分岐路４０ｂには、プライマリプーリ２０の作動油室２５に対して作動油を給排する給排弁４５が設けられている。給排弁４５は、スプールバルブ（図示せず）を備え、当該スプールバルブの端部に圧力（パイロット圧）を負荷することで開閉制御されるようになっている。つまり、給排弁４５はパイロット型制御弁であり、第１パイロット管路４５ａを介して接続されたプライマリ圧調整弁４５ｂにより調整されたパイロット圧ＰＰによって、開閉制御されるようになっている。

プライマリ圧調整弁４５ｂは、ＣＶＴ制御ユニット６０により駆動される比例ソレノイドおよびスプールバルブ（何れも図示せず）を備えている。そして、比例ソレノイドおよびスプールバルブを駆動することで、第１パイロット管路４５ａを流通するパイロット圧ＰＰを調整できるようになっている。

パイロット圧ＰＰを調整して給排弁４５を一の位置に移動させることで、所定圧力の作動油が作動油室２５に供給され、ひいては変速比が変更される。また、作動油室２５内の圧力を下げる場合には、パイロット圧ＰＰを調整して給排弁４５を他の位置に移動させ、これにより作動油室２５内の作動油がオイルパン４２にリリースされて、作動油室２５内の圧力が下がり、ひいては変速比が変更される。

主流路４０ａにはパイロット圧制御弁４６が設けられている。パイロット圧制御弁４６は、ＣＶＴ制御ユニット６０により駆動される比例ソレノイドおよびスプールバルブ（何れも図示せず）を備えている。そして、パイロット圧制御弁４６は、主流路４０ａを流通する作動油をオイルパン４２にリリースすることで、必要とされるパイロット圧ＰＰを得るようになっている。そして、パイロット圧制御弁４６により調整されたパイロット圧ＰＰは、第２パイロット管路４６ａを介して、プライマリ圧調整弁４５ｂおよびクラッチ圧調整弁４７ｂに流入するようになっている。

主流路４０ａの下流側には、３ポート２位置の切換弁よりなるスリップコントロールバルブ４７が設けられている。スリップコントロールバルブ４７は、スプールバルブ（図示せず）を備え、当該スプールバルブの端部に圧力（パイロット圧）を負荷することで開閉制御されるようになっている。つまり、スリップコントロールバルブ４７はパイロット型制御弁であり、第３パイロット管路４７ａを介して接続されたクラッチ圧調整弁４７ｂにより調整されたパイロット圧ＰＰによって、開閉制御されるようになっている。

ここで、スリップコントロールバルブ４７は、オイルポンプ４１と前後進切換機構３１（前進用クラッチ３５／後退用ブレーキ３６）との間に設けられ、当該スリップコントロールバルブ４７とこれを制御するクラッチ圧調整弁４７ｂによって、本発明における締結制御弁を構成している。

スリップコントロールバルブ４７は、クラッチ圧調整弁４７ｂによりパイロット圧ＰＰを高めることで供給位置（Ａ）に切り換えられ、これにより主流路４０ａを流通するライン圧ＰＬの作動油を、前進用クラッチ３５の作動油室３５ａおよび後退用ブレーキ３６の作動油室３６ａ側に供給可能となる。一方、クラッチ圧調整弁４７ｂによりパイロット圧ＰＰを低くすることで排出位置（Ｂ）に切り換えられ、これにより各作動油室３５ａ，３６ａ側の作動油をオイルパン４２にリリース可能となる。このように、スリップコントロールバルブ４７は、作動油室３５ａおよび作動油室３６ａに対して作動油を給排し、作動油室３５ａおよび作動油室３６ａへの供給油圧を調整するようになっている。これにより、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６の締結状態が制御される。

なお、スリップコントロールバルブ４７は、供給位置（Ａ）と排出位置（Ｂ）との間を連続的（リニア）に切り換えられるようになっている。つまり、パイロット圧ＰＰを徐々に高めていくことで徐々に供給位置（Ａ）に切り換えられ、パイロット圧ＰＰを徐々に低くしていくことで徐々に排出位置（Ｂ）に切り換えられるようになっている。

また、クラッチ圧調整弁４７ｂにおいても、プライマリ圧調整弁４５ｂと同様に、ＣＶＴ制御ユニット６０により駆動される比例ソレノイドおよびスプールバルブ（何れも図示せず）を備えている。そして、比例ソレノイドおよびスプールバルブを駆動することで、第３パイロット管路４７ａを流通するパイロット圧ＰＰを調整できるようになっている。

主流路４０ａのスリップコントロールバルブ４７よりも下流側には、４ポート４位置の切換弁よりなるマニュアルバルブ４８が設けられている。マニュアルバルブ４８はスプールバルブ（図示せず）を備え、当該スプールバルブは操作者による操作レバー（シフトレバー）４８ａの操作により移動可能となっている。マニュアルバルブ４８の４位置は、それぞれ図示のように、Ｄレンジ（ドライブ），Ｎレンジ（ニュートラル），Ｒレンジ（リバース）およびＰレンジ（パーキング）となっている。

操作レバー４８ａを操作して「Ｄレンジ」とした場合には、前進用クラッチ３５の作動油室３５ａに作動油が供給されるようになり、その一方で後退用ブレーキ３６の作動油室３６ａからは作動油がオイルパン４２にリリースされる。これにより、前進用クラッチ３５がロック状態，後退用ブレーキ３６がリリース状態となり車両は前進可能となる。

操作レバー４８ａを操作して「Ｒレンジ」とした場合には、「Ｄレンジ」とは逆に、後退用ブレーキ３６の作動油室３６ａに作動油が供給されるようになり、その一方で前進用クラッチ３５の作動油室３５ａからは作動油がオイルパン４２にリリースされる。これにより、後退用ブレーキ３６がロック状態，前進用クラッチ３５がリリース状態となり車両は後退可能となる。

また、操作レバー４８ａを操作して「Ｎレンジ」（図示の状態）または「Ｐレンジ」とした場合には、各作動油室３５ａ，３６ａがオイルパン４２と連通状態となり、各作動油室３５ａ，３６ａからは作動油がオイルパン４２にリリースされる。これにより、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６の双方がリリース状態となり車両は前進も後退もしない中立状態（停車状態）となる。

次に、制御装置４０を形成するＣＶＴ制御ユニット６０の詳細構造について、図面を用いて詳細に説明する。

図３はＣＶＴ制御ユニットの内部構造を説明するブロック図を表している。

ＣＶＴ制御ユニット６０は、車室内のグローブボックス等（図示せず）の内部に設置されている。ＣＶＴ制御ユニット６０には、ライン圧制御弁４４，プライマリ圧調整弁４５ｂ，パイロット圧制御弁４６およびクラッチ圧調整弁４７ｂがそれぞれ電気的に接続され（図２参照）、ＣＶＴ制御ユニット６０は、これらの制御弁および調整弁４４，４５ｂ，４６，４７ｂを、所定の制御ロジックに基づきそれぞれ開閉制御するようになっている。

ＣＶＴ制御ユニット６０には、図示しないインターフェイスを介して、スロットル開度センサ６１，車速センサ６２およびエンジントルクセンサ６３がそれぞれ電気的に接続されている。ＣＶＴ制御ユニット６０は、これらのセンサ信号（車両情報信号）等に基づいて目標変速比を設定し、当該目標変速比に基づくプライマリ圧Ｐｐおよびセカンダリ圧Ｐｓをそれぞれ算出するようになっている。

ここで、ＣＶＴ制御ユニット６０には、これらのプライマリ圧Ｐｐおよびセカンダリ圧Ｐｓを算出する変速制御部（図示せず）と、クラッチ／ブレーキ制御部６０ａが設けられている。以下、本発明の主要部であるクラッチ／ブレーキ制御部６０ａについて詳細に説明する。

クラッチ／ブレーキ制御部６０ａには、目標変速比変化量算出部６４が設けられている。目標変速比変化量算出部６４には、スロットル開度センサ６１からのアクセル信号(Acc)と、車速センサ６２からの車速信号(v)とが入力されるようになっている。ここで、アクセル信号(Acc)および車速信号(v)は、何れも車両の操作状態を示す信号となっている。目標変速比変化量算出部６４は、車速(v)−プライマリプーリ回転数(rpm)マップ６４ａを備えており、この車速(v)−プライマリプーリ回転数(rpm)マップ６４ａは、アクセル開度が低開度の場合（図中破線）に対応する低開度マップと、アクセル開度が全開の場合（図中実線）に対応する全開マップとから形成されている。

目標変速比変化量算出部６４は、スロットル開度センサ６１からのアクセル信号(Acc)からエンジン回転数を推定し、このエンジン回転数からこれと略等しいプライマリプーリ回転数(rpm)を得るようになっている。また、目標変速比変化量算出部６４は、車速センサ６２からの車速信号(v)からこれと略等しいセカンダリプーリ回転数を得るようになっている。このように、目標変速比変化量算出部６４においては、アクセル信号(Acc)および車速信号(v)からプライマリプーリ回転数(rpm)とセカンダリプーリ回転数とを推定し、各回転数およびアクセル開度から目標変速比(R)を求めるようになっている。

目標変速比変化量算出部６４は、車速(v)−プライマリプーリ回転数(rpm)マップ６４ａを参照して求めた目標変速比(R)を微分処理し、単位時間当たりの変化量、つまり目標変速比変化量(δR)を算出するようになっている。さらに、目標変速比変化量算出部６４は、目標変速比変化量(δR)と、滑りしきい値としての第１しきい値(th1)とを比較し、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)よりも大きい場合に、当該目標変速比変化量(δR)を、そのまま加算油圧算出部６５に出力するようになっている（図５参照）。一方、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)未満である場合には、当該目標変速比変化量(δR)を「ゼロ(0)」とし、加算油圧算出部６５に出力するようになっている（図５参照）。

加算油圧算出部６５は、目標変速比変化量算出部６４から入力された目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)以上のとき、つまり目標変速比変化量(δR)が「ゼロ(0)」でない場合に、前後進切換機構３１（図１参照）の滑り動作を抑えるための、クラッチ油圧(Cop1)に加算すべき加算油圧(add)を求めるようになっている。具体的には、加算油圧算出部６５は、目標変速比変化量(δR)−加算油圧(add)マップ６５ａを備えており、入力された目標変速比変化量(δR)と目標変速比変化量(δR)−加算油圧(add)マップ６５ａとを照らし合わせて加算油圧(add)を求めるようになっている。求められた加算油圧(add)は、その後、加え合わせ点６６に出力される。

目標変速比変化量(δR)−加算油圧(add)マップ６５ａは、目標変速比変化量(δR)の大きさに比例した大きさの加算油圧(add)が得られるよう設定されている。つまり、加算油圧算出部６５で算出される加算油圧(add)は、入力される目標変速比変化量(δR)の大きさに応じてきめ細かく設定できるようになっている。

加算油圧算出部６５はタイマ６５ｂを備えており、このタイマ６５ｂは、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)よりも大きい場合、つまり加算油圧(add)が「ゼロ(0)」でない場合に作動するようになっている。そして、経過時間（タイマ作動時間）ｔを時間しきい値としての第２しきい値(th2)と比較し、経過時間ｔが第２しきい値(th2)よりも大きくなると、加算油圧(add)の加え合わせ点６６への出力を「ゼロ(0)」とする（図５参照）。つまり、経過時間ｔが第２しきい値(th2)よりも大きくなると、加算油圧信号である加算油圧(add)の出力が停止される。ここで、第２しきい値(th2)は、本実施の形態においては3〜5(sec)に設定されている。つまり、加算油圧(add)による前進用クラッチ３５の作動油室３５ａ内の圧力の増加が、3〜5(sec)継続されるようになっている。

なお、クラッチ油圧(Cop1)は、急激なアップシフトやダウンシフト等を行っていない車両の操作状態において、前進用クラッチ３５の作動油室３５ａ（図２参照）に供給される作動油の油圧（通常油圧）であり、例えば、オイルポンプ４１の最大吐出圧力の４割程度(例えば、0.7Mpa)に設定されている。これにより、前進用クラッチ３５の滑り動作を抑えつつポンプロスの増大を抑制し、燃費の向上を図るようにしている。

クラッチ／ブレーキ制御部６０ａは、供給油圧算出部６７を備えており、この供給油圧算出部６７では、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６への供給油圧であるクラッチ油圧(Cop1)を算出するようになっている。供給油圧算出部６７は、クラッチ入力トルク算出部６７ａとクラッチ油圧算出部６７ｂとから形成されている。クラッチ入力トルク算出部６７ａには、エンジン１１の駆動状態を示すエンジントルクセンサ６３からトルク信号(Etq)が入力され、クラッチ入力トルク算出部６７ａでは、トルクコンバータ３０（図１参照）によるトルク増幅度を考慮して、前進用クラッチ３５に入力されるクラッチ入力トルク(Ctq)を算出するようになっている。

クラッチ入力トルク(Ctq)はクラッチ油圧算出部６７ｂに入力され、クラッチ油圧算出部６７ｂでは、入力されたクラッチ入力トルク(Ctq)に基づいて、クラッチ油圧(Cop1)を求めるようになっている。具体的には、クラッチ油圧算出部６７ｂは、クラッチ入力トルク(Ctq)−クラッチ油圧(Cop1)マップ６７ｃを備えており、入力されたクラッチ入力トルク(Ctq)とクラッチ入力トルク(Ctq)−クラッチ油圧(Cop1)マップ６７ｃとを照らし合わせてクラッチ油圧(Cop1)を求めるようになっている。求められたクラッチ油圧(Cop1)は、その後、加え合わせ点６６に出力される。

クラッチ入力トルク(Ctq)−クラッチ油圧(Cop1)マップ６７ｃは、クラッチ入力トルク(Ctq)の大きさに比例した大きさのクラッチ油圧(Cop1)が得られるよう設定されている。つまり、クラッチ油圧算出部６７ｂで算出されるクラッチ油圧(Cop1)は、入力されるクラッチ入力トルク(Ctq)の大きさに応じてきめ細かく設定できるようになっている。

加え合わせ点６６では、クラッチ油圧(Cop1)と加算油圧(add)とが加算されて、合算油圧(Cop2)が求められる。ここで、合算油圧(Cop2)は、オイルポンプ４１の最大吐出圧力の７割程度(例えば、1.2Mpa)に設定されている。その後、合算油圧(Cop2)は、加え合わせ点６６から駆動量算出部としての駆動電流算出部６８に入力され、当該駆動電流算出部６８では、合算油圧(Cop2)に基づいて、油圧−電流変換マップ（図示せず）から駆動量としての駆動電流(I)を算出するようになっている。そして、駆動電流算出部６８で算出した駆動電流(I)はクラッチ圧調整弁４７ｂに出力され、当該クラッチ圧調整弁４７ｂの作動によりパイロット圧ＰＰが高められる。

これにより、前進用クラッチ３５の作動油室３５ａ内の圧力が通常時よりも高められて、急激なアップシフトやダウンシフト等を行ったとしても、前進用クラッチ３５の滑り動作（クラッチスリップ）が確実に抑制される。よって、加速／減速の応答性低下や前進用クラッチ３５の早期摩耗、さらには差回転の収束に伴うショックが防止される。

次に、以上のように形成した制御装置４０のより具体的な動作について、図面を用いて詳細に説明する。

図４はクラッチ圧調整弁の制御ロジックを示すフローチャートを、図５は加算油圧の算出ロジックを示すフローチャートを、図６（ａ），（ｂ）はマニュアルバルブおよびスリップコントロールバルブの動作状態（Ｄレンジ）を説明する動作説明図をそれぞれ表している。

図４に示すように、イグニッションスイッチ（図示せず）をオン操作することにより、クラッチ圧調整弁４７ｂの制御プログラム（メインフロー）がスタートする（ステップＳ１）。ここで、図５に示す加算油圧(add)の算出プログラム（サブフロー）についても、イグニッションスイッチのオン操作によりスタート（ステップＳ１０）して並行処理される。なお、図５のサブフローについては後述する。

ステップＳ２では、エンジントルクセンサ６３からのトルク信号(Etq)が、供給油圧算出部６７のクラッチ入力トルク算出部６７ａに入力される。ステップＳ３では、入力されたトルク信号(Etq)に基づいて、クラッチ入力トルク算出部６７ａがクラッチ入力トルク(Ctq)を算出する。ステップＳ４では、算出したクラッチ入力トルク(Ctq)に基づいて、クラッチ油圧算出部６７ｂによりクラッチ油圧(Cop1)を求める。

続くステップＳ５では、加え合わせ点６６に向けてクラッチ油圧(Cop1)を出力するとともに、図５のサブフローで算出した加算油圧(add)を読み込む。ステップＳ６では、加え合わせ点６６で加算処理、つまりクラッチ油圧(Cop1)＋加算油圧(add)＝合算油圧(Cop2)の処理を実行する。ステップＳ７では、駆動電流算出部６８によって、合算油圧(Cop2)から駆動電流(I)を算出する算出処理が実行される。その後、ステップＳ８において、駆動電流算出部６８からクラッチ圧調整弁４７ｂに向けて駆動電流(I)が出力され、クラッチ油圧(Cop1)および加算油圧(add)による駆動電流(I)によりクラッチ圧調整弁４７ｂが制御される。そして、ステップＳ９においてリターン処理される。

図５に示すステップＳ１１では、スロットル開度センサ６１からのアクセル信号(Acc)が目標変速比変化量算出部６４に入力され、ステップＳ１２では、車速センサ６２からの車速信号(v)が目標変速比変化量算出部６４に入力される。このように、ステップＳ１１およびステップＳ１２では、目標変速比変化量算出部６４によって、車両の操作状態であるアクセル信号(Acc)および車速信号(v)を読み込むようになっている。

続くステップＳ１３では、目標変速比変化量算出部６４が、アクセル信号(Acc)および車速信号(v)に基づいて目標変速比(R)を算出する。ステップＳ１４では、目標変速比変化量算出部６４が、目標変速比(R)に基づいて目標変速比変化量(δR)を算出する。ステップＳ１５では、目標変速比変化量算出部６４によって、目標変速比変化量(δR)と、予め定められた第１しきい値(th1)との比較処理を実行し、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)未満である場合（No判定）にはステップＳ１６に進み、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)以上である場合(Yes判定)にはステップＳ１７に進む。

ステップＳ１６では、現在の車両の操作状態では前進用クラッチ３５には滑り動作が発生しないとして、目標変速比変化量(δR)を「ゼロ(0)」とし、これにより加算油圧(add)=0とする。その後、ステップＳ２１に進んでリターン処理される。

一方、ステップＳ１７では、前進用クラッチ３５に滑り動作が発生するとして、加算油圧算出部６５において加算油圧(add)を求めてステップＳ１８に進む。ステップＳ１８ではタイマ６５ｂをスタートさせるとともに経過時間ｔをインクリメントしてステップＳ１９に進む。ステップＳ１９では、加算油圧算出部６５から加え合わせ点６６に向けて加算油圧(add)を出力する。

続くステップＳ２０では、経過時間ｔと予め定められた第２しきい値(th2)との比較処理を実行し、経過時間ｔが第２しきい値(th2)以上であると判定（Yes判定）した場合にはステップＳ１６に進み、加算油圧(add)の加え合わせ点６６への出力を「ゼロ(0)」とする。一方、ステップＳ２０で、未だ経過時間ｔが第２しきい値(th2)未満であると判定（No判定）した場合には、ステップＳ１８に戻り、経過時間ｔが第２しきい値(th2)以上となるまで、経過時間ｔのインクリメント（ステップＳ１８）と加算油圧(add)の出力（ステップＳ１９）とを繰り返して実行する。

ここで、加算油圧(add)が「ゼロ(0)」以外の場合には、図６（ａ）に示すように、クラッチ圧調整弁４７ｂによりパイロット圧ＰＰが高められる。そして、スリップコントロールバルブ４７が供給位置（Ａ）に切り換えられて、これにより主流路４０ａから高い油圧（1.2Mpa）に調圧された作動油が、前進用クラッチ３５の作動油室３５ａ内に供給される。これにより前進用クラッチ３５のロック状態がより強固となり、前進用クラッチ３５の滑り動作が抑えられて、ひいては加速／減速の応答性低下等が防止される。

経過時間ｔが第２しきい値(th2)以上となると、図６（ｂ）に示すように、クラッチ圧調整弁４７ｂによりパイロット圧ＰＰが低下され、これによりスリップコントロールバルブ４７が排出位置（Ｂ）に切り換えられる。したがって、前進用クラッチ３５の作動油室３５ａ内から高い油圧（1.2Mpa）がオイルパン４２にリリースされて、前進用クラッチ３５の作動油室３５ａ内の圧力が通常油圧(0.7Mpa)に低下される。

このように、制御装置４０は、作動油室３５ａ内の圧力を高めることで加速／減速の応答性低下等を防止し、その後、実変速比が目標変速比に近付いたら（3〜5(sec)経過したら）作動油室３５ａ内の圧力を迅速に低下させるので、直ぐにポンプロスの増大を抑制し燃費の向上を図れるモードに移行することができる。

以上詳述したように、本実施の形態に係る制御装置４０によれば、ＣＶＴ制御ユニット６０は、トルク信号(Etq)に基づいて前後進切換機構３１への供給油圧を算出する供給油圧算出部６７と、アクセル信号(Acc)および車速信号(v)に基づいて目標変速比変化量(δR)を算出し、目標変速比変化量(δR)と予め設定された第１しきい値(th1)とを比較する目標変速比変化量算出部６４と、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)以上のときに、前後進切換機構３１の滑り動作を抑えるための加算油圧(add)を算出する加算油圧算出部６５と、クラッチ油圧(Cop1)に加算油圧(add)を加算して得た合算油圧(Cop2)に基づいてクラッチ圧調整弁４７ｂへの駆動電流(I)を算出し、当該駆動電流(I)をクラッチ圧調整弁４７ｂに出力する駆動電流算出部６８と、を備えている。

これにより、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)以上となると、前後進切換機構３１の滑り動作を抑えるための加算油圧(add)が算出され、当該加算油圧(add)をクラッチ油圧(Cop1)に加算して合算油圧(Cop2)が求められる。加算油圧(add)は前後進切換機構３１の滑り動作を考慮して算出されるため、求めた合算油圧(Cop2)により前後進切換機構３１の滑り動作を確実に防止できる。加算油圧(add)は目標変速比変化量(δR)に基づいて算出されるため、滑り動作が始まる前に合算油圧(Cop2)を算出しつつ、クラッチ圧調整弁４７ｂをフィードフォワード制御しておくことができる。これにより、クラッチスリップの発生を防止でき、従前のように加速／減速の応答性が低下するようなことは無く、クラッチスリップによる前後進切換機構３１の摩耗を防止でき、差回転の収束に伴うショックを防止できる。また、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)未満の場合には、エンジン１１は合算油圧(Cop2)を発生するようオイルポンプ４１を駆動しなくて済み、エンジン１１に対する負荷の増大を抑えることができる。よって、エンジン１１の燃料消費率（燃費）が悪化するのを防止できる。

また、本実施の形態に係る制御装置４０によれば、加算油圧算出部６５は、目標変速比変化量(δR)の大きさに比例した大きさの加算油圧(add)を算出するので、加算油圧(add)を、車両の操作状態に応じてよりきめ細かく高精度で算出することができる。よって、エンジン１１の燃費の悪化をより抑制することができる。

さらに、本実施の形態に係る制御装置４０によれば、加算油圧算出部６５は、目標変速比変化量(δR)が第１しきい値(th1)以上になるとタイマ６５ｂを作動させ、経過時間ｔが予め設定された第２しきい値(th2)以上になると、加算油圧信号である加算油圧(add)の出力を停止するので、前後進切換機構３１の滑り動作を防止した後に、エンジン１１により無駄に合算油圧(Cop2)を発生するようオイルポンプ４１が駆動されるのを防止でき、エンジン１１の燃費の悪化をより抑制することができる。

本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることは言うまでもない。上記実施の形態においては、目標変速比変化量(δR)の大きさに比例した大きさの加算油圧(add)を求めるものを示したが、本発明はこれに限らず、条件が揃った際に一定の大きさの加算油圧(add)を選択するようにしても良い。この場合、加算油圧算出部６５の目標変速比変化量(δR)−加算油圧(add)マップ６５ａを省略することができ、制御ロジックの簡素化を図ったり、制御装置４０の応答性をより向上させたりできる。

また、上記実施の形態においては、加算油圧算出部６５にタイマ６５ｂを設け、当該タイマ６５ｂの作動により加算油圧(add)の出力を継続するようにしたものを示したが、本発明はこれに限らず、目標変速比変化量算出部６４で算出した目標変速比(R)と、プライマリプーリ２０の回転数およびセカンダリプーリ２１の回転数から得られる実変速比とに基づいて、目標変速比(R)に実変速比が近付いた際（目標変速比変化量が小さくなった際）に、加算油圧(add)の出力を停止させるようにしても良い。

１０無段変速機
１１エンジン（駆動源）
１４変速機構（プーリ機構）
１７駆動輪
２２駆動ベルト（動力伝達要素）
３１前後進切換機構
４０制御装置
４１オイルポンプ（作動油供給源）
４７スリップコントロールバルブ（締結制御弁）
４７ｂクラッチ圧調整弁（締結制御弁）
６０ＣＶＴ制御ユニット（コントローラ）
６４目標変速比変化量算出部
６５加算油圧算出部
６５ｂタイマ
６７供給油圧算出部
６８駆動電流算出部（駆動量算出部）

Claims

駆動源と駆動輪との間に設けられ、動力伝達要素が巻き掛けられるプーリ機構と、前記駆動源と前記プーリ機構との間に設けられ、前記駆動輪の正転と逆転とを切り換える前後進切換機構とを有する無段変速機の制御装置であって、
前記駆動源により駆動され、前記プーリ機構および前記前後進切換機構に作動油を供給する作動油供給源と、
前記作動油供給源と前記前後進切換機構との間に設けられ、前記前後進切換機構への供給油圧を調整し、前記前後進切換機構の締結状態を制御する締結制御弁と、
前記締結制御弁を開閉制御するコントローラとを備え、
前記コントローラは、
前記駆動源の駆動状態に基づいて前記前後進切換機構への前記供給油圧を算出する供給油圧算出部と、
車両の操作状態に基づいて目標変速比変化量を算出し、前記目標変速比変化量と予め設定された滑りしきい値とを比較する目標変速比変化量算出部と、
前記目標変速比変化量が前記滑りしきい値以上のときに、前記前後進切換機構の滑り動作を抑えるための加算油圧を算出する加算油圧算出部と、
前記供給油圧に前記加算油圧を加算して得た合算油圧に基づいて前記締結制御弁への駆動量を算出し、当該駆動量を前記締結制御弁に出力する駆動量算出部と、
を備えることを特徴とする無段変速機の制御装置。
請求項１記載の無段変速機の制御装置において、前記加算油圧算出部は、前記目標変速比変化量の大きさに比例した大きさの前記加算油圧を算出することを特徴とする無段変速機の制御装置。
請求項１または２記載の無段変速機の制御装置において、前記加算油圧算出部は、前記目標変速比変化量が前記滑りしきい値以上になるとタイマを作動させ、タイマ作動時間が予め設定された時間しきい値以上になると、前記加算油圧を示す加算油圧信号の出力を停止することを特徴とする無段変速機の制御装置。