JP2016098903A - 車両の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】無段変速機の伝達要素の滑りを抑制すると共に燃費を向上する。
【解決手段】油圧制御回路内の油路における屈曲点ｉの形状を用いて算出した、変速前と変速後とにおける屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)を、オイルポンプの各負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))，map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))分に換算し、この各負荷の差分を複数の屈曲点ｉ毎に算出して合算することで、変速中のオイルポンプの総負荷変動ＴＰＬmagariを算出することができる。変速中の油路における屈曲点ｉの圧力損失を置き換えた総負荷変動ＴＰＬmagariを用いてＣＶＴ入力トルクをより高い精度で算出することができる。よって、無段変速機の伝動ベルトの滑りを抑制又は防止すると共に車両の燃費を向上することができる。
【選択図】図６

Description

本発明は、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝達要素が巻き掛けられた形式の無段変速機を備える車両の制御装置に関するものである。

プーリ間に伝達要素(例えばベルト、チェーン)が巻き掛けられた形式の無段変速機が良く知られている。例えば、特許文献１に記載されたベルト式の無段変速機がそれである。このような無段変速機では、例えばエンジンにより回転駆動されるオイルポンプが発生した作動油圧を調圧した油圧(例えばライン圧)を元圧として各プーリへ供給される各プーリ油圧によって変速制御やベルト挟圧力制御が行われる。又、このベルト挟圧力制御では、ベルトが滑らない範囲でベルト挟圧力を小さくすることが好ましいとされている。特許文献１には、エンジントルクからオイルポンプロストルクを差し引いて算出した無段変速機入力トルクを用いることで、エンジントルクをそのまま用いることよりも、無段変速機における伝達トルクに精度良く対応した過不足のないベルト挟圧力を得る為の目標油圧を設定することが開示されている。

特開平２−２３６０５２号公報

ところで、無段変速機への入力トルクをより高い精度で算出することができれば、ベルトが滑らない範囲でベルト挟圧力をより小さくすることができ、ベルト挟圧力の低減に伴うオイルポンプロストルクの低減によってエンジンの燃費を向上することが可能となる。無段変速機への入力トルクをより高い精度で算出する手段として、ベルト挟圧力を得る為の油圧を調圧する油圧制御回路内の油路における圧力損失を考慮することが考えられる。しかしながら、油路の形状に起因する圧力損失の算出には、油路の形状(例えば屈曲状態等の諸元)や油路を流通するオイル特性(例えば粘性抵抗係数等の諸元)などを把握する必要があるが、圧力損失を計測することが非常に困難である為、正確な諸元を求めるのが困難であった。その為、油路の形状に起因する圧力損失の算出が困難であった。尚、上述したような課題は未公知である。

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、無段変速機の伝達要素の滑りを抑制又は防止すると共に燃費を向上することができる車両の制御装置を提供することにある。

前記目的を達成する為の第１の発明の要旨とするところは、(a) 駆動力源と、プライマリプーリとセカンダリプーリと前記各プーリに巻き掛けられた伝達要素とを有して前記駆動力源の動力を駆動輪側へ伝達する無段変速機と、前記駆動力源により回転駆動されることで作動油圧を発生するオイルポンプと、前記オイルポンプが発生した作動油圧を調圧した油圧を元圧として前記各プーリへ各プーリ油圧を供給する油圧制御回路とを備えた車両において、前記各プーリと前記伝達要素との間の挟圧力を制御する前記プーリ油圧を調圧する為の指令信号を前記油圧制御回路へ出力する、車両の制御装置であって、(b) 前記挟圧力を制御する前記プーリ油圧が流通する前記油圧制御回路内の油路における屈曲点での半径と長さと屈曲角度とを用いて、前記無段変速機の変速前と変速後とにおける前記屈曲点の圧力損失をそれぞれ算出し、(c) 前記各圧力損失を前記元圧にそれぞれ換算した後、前記換算した元圧に基づいて前記変速前と前記変速後とにおける前記屈曲点の前記各圧力損失に応じた前記オイルポンプの負荷分をそれぞれ算出し、(d) 前記変速後における前記負荷分から前記変速前における前記負荷分を減算することで、前記屈曲点の前記オイルポンプの変速前後負荷変動を算出し、(e) 前記変速前後負荷変動を複数の前記屈曲点毎に算出し、前記複数の屈曲点毎の前記変速前後負荷変動を合算することで、前記屈曲点での前記オイルポンプの総負荷変動を算出し、(f) 前記駆動力源の出力トルクから減算する所定トルクに加えて、更に前記総負荷変動を前記駆動力源の出力トルクから減算することで、前記無段変速機の入力トルクを算出し、(g) 前記無段変速機の入力トルクに基づいて前記挟圧力を制御する前記プーリ油圧の指示値を算出することにある。

このようにすれば、挟圧力を制御するプーリ油圧が流通する油圧制御回路内の油路における屈曲点の形状(半径、長さ、屈曲角度)を用いて算出した、無段変速機の変速前と変速後とにおける屈曲点の各圧力損失を、変速前と変速後とにおける屈曲点のオイルポンプの各負荷分に換算し、この各負荷の差分を複数の屈曲点毎に算出して合算することで、変速中のオイルポンプの総負荷変動を算出することができる。この変速中のオイルポンプの総負荷変動は、変速中の油路における屈曲点の圧力損失と見なすことができるので、屈曲点の形状で油路の形状に起因する圧力損失を近似することができる。このように、変速中の油路における屈曲点の圧力損失を容易に算出することができ、この圧力損失を置き換えたオイルポンプ負荷(総負荷変動)を用いて無段変速機への入力トルクをより高い精度で算出することができる。従って、伝達要素が滑らない範囲で挟圧力をより小さくすることができる。よって、無段変速機の伝達要素の滑りを抑制又は防止すると共に燃費を向上することができる。

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図であると共に、車両における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。 車両に備えられた油圧制御回路のうちで無段変速機の変速制御などに関連する油圧回路図である。 無段変速機の変速中に屈曲点の圧力損失を考慮することで、燃料噴射量を低減する燃費向上処理の流れを説明する為の図である。 ベルト挟圧力を制御するセカンダリ圧が流通する油圧制御回路内の油路における屈曲点の一例を示す図である。 屈曲点ｉでの油路の形状の一例を示す図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわち無段変速機の伝動ベルトの滑りを抑制又は防止すると共に燃費を向上する為の制御作動を説明するフローチャートである。

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源としてのエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１７内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ１８、トルクコンバータ１８に連結されたタービン軸２０、タービン軸２０に連結された前後進切替装置２２、前後進切替装置２２に連結された入力軸２４、入力軸２４に連結された無段変速機２６、無段変速機２６に連結された出力軸２８、減速歯車装置３０、差動歯車装置３２等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ１８、前後進切替装置２２、無段変速機２６、減速歯車装置３０、差動歯車装置３２等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。

トルクコンバータ１８は、エンジン１２に連結されたポンプ翼車１８ｐ、及びタービン軸２０に連結されたタービン翼車１８ｔを備えている。ポンプ翼車１８ｐには、無段変速機２６を変速制御したり、無段変速機２６におけるベルト挟圧力を発生させたり、後述する前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の各々の作動を切り替えたり、動力伝達装置１６の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ３４が連結されている。

前後進切替装置２２は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２２ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２２ｐのサンギヤ２２ｓはタービン軸２０に連結され、遊星歯車装置２２ｐのキャリア２２ｃは入力軸２４に連結され、遊星歯車装置２２ｐのリングギヤ２２ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジング１７に選択的に連結されている。又、キャリア２２ｃとサンギヤ２２ｓとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、公知の油圧式摩擦係合装置である。このように構成された前後進切替装置２２では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前進用の動力伝達経路が成立(形成)させられる。又、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、後進用の動力伝達経路が成立させられる。又、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切替装置２２は動力伝達を遮断するニュートラル状態(動力伝達遮断状態)とされる。

無段変速機２６は、入力軸２４に設けられた有効径が可変のプライマリプーリ３６と、出力軸２８に設けられた有効径が可変のセカンダリプーリ３８と、それら各プーリ３６，３８の間に巻き掛けられた伝達要素としての伝動ベルト４０とを備え、それら各プーリ３６，３８と伝動ベルト４０との間の摩擦力を介してエンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する。

プライマリプーリ３６は、入力軸２４に固定された固定シーブ３６ａと、入力軸２４に対して軸回りの相対回転不能且つ軸方向の移動可能に設けられた可動シーブ３６ｂと、それら各シーブ３６ａ，３６ｂの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ３６におけるプライマリ推力Ｗin(＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積Ａin)を付与する油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ３６ｃとを備えている。又、セカンダリプーリ３８は、出力軸２８に固定された固定シーブ３８ａと、出力軸２８に対して軸回りの相対回転不能且つ軸方向の移動可能に設けられた可動シーブ３８ｂと、それら各シーブ３８ａ，３８ｂの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ３８におけるセカンダリ推力Ｗout(＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積Ａout)を付与する油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ３８ｃとを備えている。プライマリ圧Ｐinは油圧シリンダ３６ｃへ供給される油圧であり、セカンダリ圧Ｐoutは油圧シリンダ３８ｃへ供給される油圧である。各油圧Ｐin，Ｐoutは、各々、可動シーブ３６ｂ，３８ｂを固定シーブ側３６ａ，３８ａへ押圧する推力Ｗin，Ｗoutを付与するプーリ油圧である。

無段変速機２６では、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutが油圧制御回路５０(図２参照)によって各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御される。これにより、各プーリ３６，３８のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４０の掛かり径(有効径)が変更され、変速比(ギヤ比)γ(＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout)が変化させられると共に、伝動ベルト４０が滑りを生じないように各プーリ３６，３８と伝動ベルト４０との間の摩擦力(すなわち挟圧力；以下ベルト挟圧力という)が制御される。つまり、プライマリ圧Ｐin(プライマリ推力Ｗinも同意)及びセカンダリ圧Ｐout(セカンダリ推力Ｗoutも同意)が各々制御されることで、伝動ベルト４０の滑りが防止されつつ実変速比γが目標変速比γtgtとされる。

車両１０には、例えば無段変速機２６の変速制御を行う車両１０の制御装置を含む電子制御装置６０が備えられている。電子制御装置６０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置６０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２６のベルト挟圧力制御を含む変速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、油圧制御用等に分けて構成される。

電子制御装置６０には、車両１０が備える各種センサ(例えば各種回転速度センサ７０，７２，７４，７６、アクセル開度センサ７８、スロットルセンサ８０、油温センサ８２など)による検出信号に基づく各種実際値(例えばエンジン回転速度Ｎe、タービン回転速度Ｎt、入力軸回転速度Ｎin、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout、アクセル開度θacc、スロットル弁開度θth、油圧制御回路５０内の作動油の温度である作動油温THoilなど)が、それぞれ供給される。又、電子制御装置６０からは、車両１０に設けられた各装置（例えばエンジン１２、油圧制御回路５０など）に各種出力信号（例えばエンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、無段変速機２６の変速等に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcvt、前進用クラッチＣ１や後進用ブレーキＢ１の係合作動に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcltなど）が供給される。油圧制御指令信号Ｓcvtは、例えばプライマリ圧Ｐinを制御する油圧制御回路５０内のリニアソレノイドバルブＳＬＰを駆動する為の指令信号、セカンダリ圧Ｐoutを制御する油圧制御回路５０内のリニアソレノイドバルブＳＬＳを駆動する為の指令信号、ライン油圧Ｐlを制御する油圧制御回路５０内のリニアソレノイドバルブＳＬＴを駆動する為の指令信号などである。又、電子制御装置６０は、例えば出力軸回転速度Ｎoutと入力軸回転速度Ｎinとに基づいて無段変速機２６の実変速比γ(＝Ｎin／Ｎout)を算出する。

図２は、車両１０に備えられた油圧制御回路５０のうちで無段変速機２６の変速制御などに関連する油圧回路図である。図２において、油圧制御回路５０は、例えばオイルポンプ３４、プライマリ圧Ｐinを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ５２、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ５４、ライン油圧Ｐlを調圧するプライマリレギュレータバルブ５６、モジュレータ油圧Ｐmを調圧するモジュレータバルブ５８、リニアソレノイドバルブＳＬＰ、リニアソレノイドバルブＳＬＳ、リニアソレノイドバルブＳＬＴ等を備えている。ライン油圧Ｐlは、オイルポンプ３４が発生した作動油圧を元圧として、プライマリレギュレータバルブ５６によりリニアソレノイドバルブＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐsltに基づいて調圧された油圧である。モジュレータ油圧Ｐmは、制御油圧Ｐslt、リニアソレノイドバルブＳＬＰの出力油圧である制御油圧Ｐslp、及びリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐslsの各元圧となるものであって、ライン油圧Ｐlを元圧としてモジュレータバルブ５８により一定圧に調圧された油圧である。

図２の如く構成されたプライマリ圧コントロールバルブ５２は、例えば制御油圧Ｐslpをパイロット圧として受け入れることで、入力ポート５２ｉに入力されたライン油圧Ｐlを調圧制御して出力ポート５２ｏから油圧シリンダ３６ｃへ供給する。このように、油圧制御回路５０は、ライン油圧Ｐlを元圧としてプライマリプーリ３６へプライマリ圧Ｐinを供給する。又、図２の如く構成されたセカンダリ圧コントロールバルブ５４は、例えば制御油圧Ｐslsをパイロット圧として受け入れることで、入力ポート５４ｉに入力されたライン油圧Ｐlを調圧制御して出力ポート５４ｏから油圧シリンダ３８ｃへ供給する。このように、油圧制御回路５０は、ライン油圧Ｐlを元圧としてセカンダリプーリ３８へセカンダリ圧Ｐoutを供給する。

図１に戻り、電子制御装置６０はエンジン出力制御手段すなわちエンジン出力制御部６２、及び無段変速機制御手段すなわち無段変速機制御部６４を備えている。エンジン出力制御部６２は、例えばアクセル開度θaccに応じた駆動力(駆動トルク)を得る為の目標エンジントルクＴetgtを設定し、その目標エンジントルクＴetgtが得られるように、スロットル信号や噴射信号や点火時期信号などのエンジン出力制御指令信号Ｓeをそれぞれスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置へ出力する。

無段変速機制御部６４は、例えば無段変速機２６のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機２６の目標変速比γtgtを達成するように、プライマリ圧Ｐinの目標値(以下、目標プライマリ圧Ｐintgtという)と、セカンダリ圧Ｐoutの目標値(以下、目標セカンダリ圧Ｐouttgt)とを決定し、目標プライマリ圧Ｐintgtと目標セカンダリ圧Ｐouttgtとに各々対応する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路５０へ出力する。

具体的には、無段変速機制御部６４は、アクセル開度Ａccをパラメータとする車速Ｖと無段変速機２６の目標入力軸回転速度Ｎintgtとの予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された(すなわち予め定められた)公知の関係(変速マップ)に実際の車速Ｖ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態を適用することで目標入力軸回転速度Ｎintgtを設定する。無段変速機制御部６４は、その目標入力軸回転速度Ｎintgtに基づいて目標変速比γtgt(＝Ｎintgt／Ｎout)を算出する。上記変速マップは、例えば運転性(動力性能)と燃費性(燃費性能)とを両立させる為の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Ａccが大きい程、大きな変速比γとなる目標入力軸回転速度Ｎintgtが設定される。

無段変速機制御部６４は、例えば次式(１)に示すような予め定められた制御式から、無段変速機２６の入力トルクＴin(以下、ＣＶＴ入力トルクＴinという)に基づいて目標セカンダリ圧Ｐouttgtを算出する。次式(１)において、ＳＦ1は安全代であり、αは各プーリ３６，３８のシーブ角であり、μは伝動ベルト４０のエレメントと各プーリ３６，３８とにおける金属間摩擦係数であり、Ｒinは実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ３６におけるシーブ３６ａ，３６ｂのベルト掛かり径であり、Ａoutはセカンダリプーリ３８における油圧シリンダ３８ｃの受圧面積である(以上、図２参照)。次式(１)の制御式は、例えばベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト挟圧力を一対のプーリ３６，３８に発生させる為の制御条件に相当するものである。従って、目標セカンダリ圧Ｐouttgtは、ベルト挟圧力に対応するベルト挟圧指示値である。
Ｐouttgt ＝ (Ｔin＋ＳＦ1)×cosα／(２×μ×Ｒin×Ａout) …(１)

無段変速機制御部６４は、例えばスロットル弁開度θthをパラメータとするエンジン回転速度ＮeとエンジントルクＴeとの予め定められた公知の関係(エンジントルクマップ)に実際のスロットル弁開度θth及びエンジン回転速度Ｎeを適用することでエンジントルクＴeの推定値(以下、推定エンジントルクＴep)を算出する。推定エンジントルクＴepはエンジン発生トルクに相当するものである。推定エンジントルクＴepから所定トルクＴpre分を減算したロス分減算後エンジントルクＴe0(＝Ｔep−Ｔpre)に、トルクコンバータ１８のトルク比ｔ(＝タービントルクＴt／ポンプトルクＴp)を乗じたトルク(＝Ｔe0×ｔ)がＣＶＴ入力トルクＴinとなる。但し、便宜上、本実施例ではトルク比ｔの乗算を省略し、ロス分減算後エンジントルクＴe0をそのままＣＶＴ入力トルクＴinとして取り扱う。上記所定トルクＴpreは、例えばエンジントルクＴeのうちで無段変速機２６側へ流れないトルクであって、駆動用とは別の用途に用いられるトルク分であり、車両１０の走行状態などに基づく予め定められたトルク分である。上記所定トルクＴpreは、例えばエンジン１２により回転駆動されるオルタネータのトルク(以下、オルタトルクという)、無段変速機２６の変速が行われていない定常走行時におけるオイルポンプ３４の駆動に伴う損失トルク(以下、O/Pロストルクという)、イナーシャトルク分などである。

無段変速機制御部６４は、目標セカンダリ圧Ｐouttgtに基づいて目標セカンダリ推力Ｗouttgt(＝Ｐouttgt×Ａout)を算出する。無段変速機制御部６４は、目標変速比γtgtと目標変速比γtgtを実現する為の推力比τ(＝Ｗout／Ｗin)との予め定められた関係(推力比マップ)に目標変速比γtgtを適用することで推力比τを算出する。無段変速機制御部６４は、その推力比τと目標セカンダリ推力Ｗouttgtとに基づいて目標プライマリ推力Ｗintgt(＝Ｗouttgt／τ)を算出する。無段変速機制御部６４は、目標プライマリ推力Ｗintgtに基づいて目標プライマリ圧Ｐintgt(＝Ｗintgt／Ａin)を算出する。Ａinはプライマリプーリ３６における油圧シリンダ３６ｃの受圧面積である。

無段変速機制御部６４は、例えば目標プライマリ圧Ｐintgtが得られるリニアソレノイドバルブＳＬＰを駆動する為の指令信号と、目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるリニアソレノイドバルブＳＬＳを駆動する為の指令信号とを決定し、それら各指令信号を油圧制御指令信号Ｓcvtとして油圧制御回路５０へ出力する。油圧制御回路５０は、その油圧制御指令信号Ｓcvtに従って、リニアソレノイド弁ＳＬＰを作動させてプライマリ圧Ｐinを調圧すると共に、リニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。

ここで、油圧制御回路５０では、油路の形状に起因する圧力損失が発生する。この油圧制御回路５０内の圧力損失は、例えば油路の屈曲点における圧力損失であり、無段変速機２６の変速中に増加する。この屈曲点の圧力損失が増加すると、オイルポンプ３４の負荷が増大する。オイルポンプ３４の負荷変動分を更に推定エンジントルクＴepから減算することで、ロス分減算後エンジントルクＴe0(ＣＶＴ入力トルクＴin)が低減させられる。これにより、目標セカンダリ圧Ｐouttgt(ベルト挟圧指示値)を低減することができ、その結果として、O/Pロストルク、ベルトフリクション、エンジントルクＴeが低減されて、燃費を向上することができる。

図３は、無段変速機２６の変速中に屈曲点の圧力損失を考慮することで、燃料噴射量を低減する燃費向上処理の流れを説明する為の図である。図３において、「ＥＣＵ計算フロー」は電子制御装置６０の制御作動の流れを示しており、「実現象フロー」は「ＥＣＵ計算フロー」の各制御作動に対応する実際の現象を示している。「ＥＣＵ計算フロー」の[１]において、目標セカンダリ圧Ｐouttgt(ベルト挟圧指示値)の計算に必要なロス分減算後エンジントルクＴe0(ＣＶＴ入力トルクＴin)を低減する。「実現象フロー」の[１]'では、ＣＶＴ入力トルクＴinは、推定エンジントルクＴepから所定トルクＴpre(オルタトルク、O/Pロストルク(定常走行時)、イナーシャ項)分が減算され、更に屈曲点の圧力損失のオイルポンプ３４の負荷換算分が減算された値とされる。「ＥＣＵ計算フロー」の[２]において、ＣＶＴ入力トルクＴinの低減に伴って、指示値としての目標セカンダリ圧Ｐouttgt、目標プライマリ圧Ｐintgt、目標ライン油圧Ｐltgtが低減される。「実現象フロー」の[２]'では、実セカンダリ圧Ｐout、実プライマリ圧Ｐin、実ライン油圧Ｐlが低減される。「ＥＣＵ計算フロー」の[３]において、所定トルクＴpre分に含まれるO/Pロストルクが低減される。「実現象フロー」の[３]'では、実O/Pロストルクや実ベルトフリクションが低減される。「ＥＣＵ計算フロー」の[４]において、エンジントルクＴeを計算する上でのO/Pロストルクが低減される。「実現象フロー」の[４]'では、必要駆動力に対して、発生するエンジントルクＴeが低減される。「ＥＣＵ計算フロー」の[５]において、エンジントルクＴeを計算する上での要求トルクが低減される。「実現象フロー」の[５]'では、実エンジントルクＴeが低減される。「ＥＣＵ計算フロー」の[６]において、燃料噴射量の指示値が低減される。「実現象フロー」の[６]'では、燃料噴射量が低減される。

上述した屈曲点の圧力損失のオイルポンプ３４の負荷換算分(すなわちオイルポンプ３４の総屈曲点損失負荷であるオイルポンプ３４の総負荷変動)の算出手順を以下に詳細に説明する。

図４は、ベルト挟圧力を制御するセカンダリ圧Ｐoutが流通する油圧制御回路５０内の油路(すなわちセカンダリ圧コントロールバルブ５４とセカンダリプーリ３８の油圧シリンダ３８ｃとの間の油路)における屈曲点の一例を示す図である。図４において、屈曲点はｎ箇所あり、セカンダリ圧コントロールバルブ５４から順に屈曲点１、屈曲点２、・・・屈曲点ｎが存在している。セカンダリ圧コントロールバルブ５４からｉ番目の屈曲点を屈曲点ｉとする。

図５は、屈曲点ｉでの油路の形状の一例を示す図である。図５において、ｌは屈曲点ｉの長さであり、ｄは油路の内径であり、ｒは屈曲点ｉでの半径であり、θは屈曲点ｉの屈曲角度であり、ｕは屈曲点ｉでの作動油の流速である。長さｌ、内径ｄ、半径ｒ、屈曲角度θは、各屈曲点ｉの設計諸元値であり、予め定められている。

図１に戻り、電子制御装置６０は圧力損失算出手段すなわち圧力損失算出部６６を更に備えている。圧力損失算出部６６は、屈曲点ｉでの半径ｒと長さｌと屈曲角度θとを用いて、無段変速機２６の変速前と変速後とにおける屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i),Ｐmagari2(i)をそれぞれ算出する。具体的には、圧力損失算出部６６は、次式(２)，(３)，(４)に示すような予め定められた計算式から、変速前の流速ｕ1と変速後の流速ｕ2とに基づいて、変速前屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i)と変速後屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari2(i)とを算出する。次式(２)，(３)，(４)において、ζは損失係数であり、λ1は変速前の管摩擦係数であり、λ2は変速後の管摩擦係数であり、ρ1は変速前の流体密度であり、ρ2は変速後の流体密度である。管摩擦係数λ1，λ2と流体密度ρ1，ρ2とは、例えば各々作動油温THoilによって変化させられる値であり、作動油温THoilとの関係(マップ)が予め定められている。

圧力損失算出部６６は、次式(５)，(６)，(７)，(８)に示すような予め定められた計算式から、変速前の流速ｕ1と変速後の流速ｕ2とを算出する。すなわち、次式(５)に示すように、屈曲点ｉの直ぐ上流の油圧Ｐout(i-1)から圧力損失Ｐmagari1(i)を減算することで、屈曲点ｉの直ぐ下流の油圧Ｐout(i)が算出される。又、次式(６)に示すように、油圧Ｐout(i-1)の初期値Ｐout(0)はライン油圧Ｐlである。又、油圧Ｐout(i)は次式(７)でも表される。従って、次式(５)，(７)から変速前の流速ｕ1を算出することができる。そして、その算出した変速前の流速ｕ1を用いて次式(８)から変速後の流速ｕ2を算出することができる。次式(８)において、accは変速中の流速加速度であって、予め定められた設計諸元値である。又、Δｔは屈曲点ｉにおける作動油の通過時間であり、長さｌを流速ｕ1にて除算することで算出される。

圧力損失算出部６６は、各圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)をライン油圧Ｐlにそれぞれ換算した後、その換算したライン油圧Ｐlに基づいて変速前と変速後とにおける屈曲点ｉの各圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)に応じたオイルポンプ３４の負荷分をそれぞれ算出する。具体的には、圧力損失算出部６６は、次式(９)，(１０)に示すような予め定められた計算式から、各圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)に基づいて各ライン圧変換値Ｐlmagari1(i)，Ｐlmagari2(i)を算出する。次式(９)，(１０)において、ａ，ｂは予め定められた油圧制御回路５０の油路内圧のライン油圧換算調圧係数である。圧力損失算出部６６は、ライン油圧Ｐlとエンジン回転速度Ｎeとオイルポンプ３４の負荷との予め定められた関係(オイルポンプ負荷マップ)に各ライン圧変換値Ｐlmagari1(i)，Ｐlmagari2(i)及びエンジン回転速度Ｎeを適用することで、上記オイルポンプ３４の負荷である変速前と変速後とにおける各屈曲点負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))，map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))を算出する。上記オイルポンプ負荷マップでは、例えば各ライン圧変換値Ｐlmagari1(i)，Ｐlmagari2(i)が大きい程、又エンジン回転速度Ｎeが高い程、大きな各屈曲点負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))，map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))が定められている。

圧力損失算出部６６は、次式(１１)に示すように、変速後における屈曲点負荷map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))分から変速前における屈曲点負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))分を減算することで、屈曲点ｉのオイルポンプ３４の変速前後負荷変動である変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)を算出する。又、圧力損失算出部６６は、変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)をなまし処理して、なまし処理後の変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~を算出する。このなまし処理は、例えば作動油の粘性による応答遅れを反映させる為の処理である。

圧力損失算出部６６は、なまし処理後の変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~を複数の屈曲点ｉ毎に算出する。圧力損失算出部６６は、それら複数の屈曲点ｉ毎の変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~を合算することで、セカンダリ圧Ｐoutが流通する油圧制御回路５０内の油路における屈曲点ｉでの変速中のオイルポンプ３４の総負荷変動ＴＰＬmagariを算出する。

無段変速機制御部６４は、エンジントルクＴeから減算する所定トルクＴpreに加えて、更に総負荷変動ＴＰＬmagariをエンジントルクＴeから減算することで、ＣＶＴ入力トルクＴin(＝推定エンジントルクＴep−所定トルクＴpre−総負荷変動ＴＰＬmagari)を算出する。無段変速機制御部６４は、前記式(１)に示す制御式からＣＶＴ入力トルクＴinに基づいて、ベルト挟圧力を制御するセカンダリ圧Ｐoutの指示値である目標セカンダリ圧Ｐouttgtを算出する。

図６は、電子制御装置６０の制御作動の要部すなわち無段変速機２６の伝動ベルト４０の滑りを抑制又は防止すると共に燃費を向上する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば繰り返し実行される。

図６において、先ず、無段変速機制御部６４に対応するステップ(以下、ステップを省略する)Ｓ１０において、例えば推定エンジントルクＴepが算出される。次いで、圧力損失算出部６６に対応するＳ２０において、例えばｎ箇所ある屈曲点ｉにおいて「ｉ＝１」とされ、総負荷変動ＴＰＬmagariの算出において「ＴＰＬmagari＝０」とされる。次いで、圧力損失算出部６６に対応するＳ３０において、例えば手順[１]−[６]に従って、屈曲点ｉにおける変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~が算出される。すなわち、手順[１]，[２]にて、前記式(３)，(４)に示す計算式を用いて変速前屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i)と変速後屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari2(i)とが算出される。手順[３]，[４]にて、前記式(９)，(１０)に示す計算式を用いて各圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)の各ライン圧変換値Ｐlmagari1(i)，Ｐlmagari2(i)が算出される。手順[５]，[６]にて、前記式(１１)に示す計算式を用いて変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)が算出され、その変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)がなまし処理されて、なまし処理後の変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~が算出される。次いで、圧力損失算出部６６に対応するＳ４０において、例えば現在の総負荷変動ＴＰＬmagariに変速前後屈曲点負荷変動ｄＴＰＬmagari(i)~が加算されて、総負荷変動ＴＰＬmagariが更新される。次いで、圧力損失算出部６６に対応するＳ５０において、例えばｎ箇所ある屈曲点ｉにおいて「ｉ＝ｎ」であるか否かが判定される。このＳ５０の判断が否定される場合は圧力損失算出部６６に対応するＳ６０において、例えば屈曲点ｉにおいて「ｉ＝ｉ＋１」とされる。このＳ６０の後は上記Ｓ３０に戻される。一方で、上記Ｓ５０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ７０において、例えば無段変速機２６のアップシフトを実施しているか否かが判定される。このＳ７０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ８０において、例えば安全代ＳＦを変更するか否かが判定される。安全代ＳＦは例えば駆動輪１４側からの入力に対してベルト滑りを防止する為のマージンであり、所定の条件に基づいてベルト滑りの可能性が低いと判断されると、安全代ＳＦが小さい側に変更される。このＳ８０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ９０において、例えば安全代ＳＦ１の値が安全代ＳＦ２(＜ＳＦ１)の値に更新される。上記Ｓ８０の判断が否定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１００において、例えば総負荷変動ＴＰＬmagariの値が零とされる。上記Ｓ７０の判断が否定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１１０において、例えば無段変速機２６のダウンシフトを実施しているか否かが判定される。上記Ｓ１１０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１２０において、例えば安全代ＳＦを変更するか否かが判定される。このＳ１２０の判断が肯定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１３０において、例えば安全代ＳＦ１の値が安全代ＳＦ３(＜ＳＦ１)の値に更新される。上記Ｓ１１０の判断が否定されるか或いは上記Ｓ１２０の判断が否定される場合は無段変速機制御部６４に対応するＳ１４０において、例えば総負荷変動ＴＰＬmagariの値が零とされる。上記Ｓ９０、Ｓ１００、Ｓ１３０、或いはＳ１４０に次いで、無段変速機制御部６４に対応するＳ１５０において、例えばＣＶＴ入力トルクＴin(＝推定エンジントルクＴep−オルタトルク−O/Pロストルク(定常走行時)−イナーシャ項−総負荷変動ＴＰＬmagari)が算出される。次いで、無段変速機制御部６４に対応するＳ１６０において、例えば目標セカンダリ圧Ｐouttgt(ベルト挟圧指示値)(＝(ＣＶＴ入力トルクＴin＋ＳＦ1)×cosα／(２×μ×Ｒin×Ａout))が算出される。

上述のように、本実施例によれば、ベルト挟圧力を制御するセカンダリ圧Ｐoutが流通する油圧制御回路５０内の油路における屈曲点ｉの形状(半径ｒ、長さｌ、屈曲角度θ)を用いて算出した、無段変速機２６の変速前と変速後とにおける屈曲点ｉの圧力損失Ｐmagari1(i)，Ｐmagari2(i)を、変速前と変速後とにおける屈曲点ｉのオイルポンプ３４の各負荷map(Ｎe1,Ｐlmagari1(i))，map(Ｎe2,Ｐlmagari2(i))分に換算し、この各負荷の差分を複数の屈曲点ｉ毎に算出して合算することで、変速中のオイルポンプ３４の総負荷変動ＴＰＬmagariを算出することができる。この変速中のオイルポンプ３４の総負荷変動ＴＰＬmagariは、変速中の油路における屈曲点ｉの圧力損失と見なすことができるので、屈曲点ｉの形状で油路の形状に起因する圧力損失を近似することができる。このように、変速中の油路における屈曲点ｉの圧力損失を容易に算出することができ、この圧力損失を置き換えたオイルポンプ負荷(総負荷変動ＴＰＬmagari)を用いてＣＶＴ入力トルクＴinをより高い精度で算出することができる。従って、伝動ベルト４０が滑らない範囲でベルト挟圧力をより小さくすることができる。よって、無段変速機２６の伝動ベルト４０の滑りを抑制又は防止すると共に車両１０の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、セカンダリ圧Ｐoutが流通する油圧制御回路５０内の油路における屈曲点ｉでの変速中のオイルポンプ３４の総負荷変動ＴＰＬmagariを算出したが、この態様に限らない。例えば、総負荷変動ＴＰＬmagariには、プライマリ圧Ｐinやライン油圧Ｐlが流通する油圧制御回路５０内の油路における屈曲点での変速中のオイルポンプ３４の負荷変動等を含んでも良い。

また、前述の実施例における図６のフローチャートにおいて、Ｓ３０における手順[６]のなまし処理を実行しなくても本発明は成立させられる。又、Ｓ８０−Ｓ１００やＳ１２０，Ｓ１３０が備えられなくても本発明は成立させられる。このように、各ステップは差し支えのない範囲で適宜変更することができる。

また、前述の実施例では、前記駆動力源として、エンジン１２を例示したが、この態様に限らない。例えば、前記駆動力源は、内燃機関等のガソリンエンジンやディーゼルエンジン等が用いられるが、電動機等の他の原動機をエンジン１２と組み合わせて採用することもできる。又、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ１８を介して、無段変速機２６へ伝達されたが、この態様に限らない。例えば、トルクコンバータ１８に替えて、トルク増幅作用のない流体継手(フルードカップリング)などの他の流体式伝動装置が用いられても良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。又、無段変速機２６の伝達要素として、伝動ベルト４０を例示したが、この態様に限らない。例えば、伝達要素は、伝動チェーンであっても良い。この場合、無段変速機はチェーン式無段変速機となるが、広義には、ベルト式無段変速機の概念にチェーン式無段変速機を含んでも良い。

尚、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。

１０：車両
１２：エンジン(駆動力源)
１４：駆動輪
２６：無段変速機
３４：オイルポンプ
３６：プライマリプーリ
３８：セカンダリプーリ
４０：伝動ベルト(伝達要素)
５０：油圧制御回路
６０：電子制御装置(制御装置)

Claims (1)

1. 駆動力源と、プライマリプーリとセカンダリプーリと前記各プーリに巻き掛けられた伝達要素とを有して前記駆動力源の動力を駆動輪側へ伝達する無段変速機と、前記駆動力源により回転駆動されることで作動油圧を発生するオイルポンプと、前記オイルポンプが発生した作動油圧を調圧した油圧を元圧として前記各プーリへ各プーリ油圧を供給する油圧制御回路とを備えた車両において、前記各プーリと前記伝達要素との間の挟圧力を制御する前記プーリ油圧を調圧する為の指令信号を前記油圧制御回路へ出力する、車両の制御装置であって、
   前記挟圧力を制御する前記プーリ油圧が流通する前記油圧制御回路内の油路における屈曲点での半径と長さと屈曲角度とを用いて、前記無段変速機の変速前と変速後とにおける前記屈曲点の圧力損失をそれぞれ算出し、
   前記各圧力損失を前記元圧にそれぞれ換算した後、前記換算した元圧に基づいて前記変速前と前記変速後とにおける前記屈曲点の前記各圧力損失に応じた前記オイルポンプの負荷分をそれぞれ算出し、
   前記変速後における前記負荷分から前記変速前における前記負荷分を減算することで、前記屈曲点の前記オイルポンプの変速前後負荷変動を算出し、
   前記変速前後負荷変動を複数の前記屈曲点毎に算出し、前記複数の屈曲点毎の前記変速前後負荷変動を合算することで、前記屈曲点での前記オイルポンプの総負荷変動を算出し、
   前記駆動力源の出力トルクから減算する所定トルクに加えて、更に前記総負荷変動を前記駆動力源の出力トルクから減算することで、前記無段変速機の入力トルクを算出し、
   前記無段変速機の入力トルクに基づいて前記挟圧力を制御する前記プーリ油圧の指示値を算出することを特徴とする車両の制御装置。

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