JP2019095035A - 自動変速機の制御方法および制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車速の検出精度が低下する状況にあっても目標変速比の達成を可能とする。【解決手段】バリエータの実際の変速比である実変速比に基づき変速用ポンプを制御する第１制御モードと、バリエータの実際の作動圧である実作動圧に基づき変速用ポンプを制御する第２制御モードと、を切り換える。第１制御モードでは、車速の検出値に基づき実変速比を算出し、実変速比を目標変速比に近付けるように変速用ポンプを制御する。第２制御モードでは、実作動圧を検出し、実作動圧を目標変速比に応じた目標作動圧に近付けるように変速用ポンプを制御する。車速の検出精度が低下する状況ないし条件では、制御モードを第１制御モードから第２制御モードへ切り換える。【選択図】図３

Description

本発明は、実変速比の検出に車速を用いる自動変速機の制御方法および制御装置に関する。

特許文献１には、運転状態に応じた目標変速比を設定し、バリエータの実際の変速比である実変速比を目標変速比に近付けるように制御する自動変速機が開示されている。

特開２００１−１６５２９３号公報（段落００４１〜００４２）

特許文献１では、自動変速機の入力側の回転速度を出力側の回転速度で除することにより、実変速比を算出する。ここで、出力側の回転速度の算出に車速を用いる場合は、次のことが問題となる。車速の検出には、車両の駆動輪または駆動軸の回転速度を検出する車速センサが一般的に用いられるが、車速センサは、その特性上、極めて低い回転速度の領域で車速の検出精度が低下することから、実変速比を用いた制御を安定して実行することが困難となる。車速センサの時々刻々の検出値にフィルタ処理を施し、変動の影響を緩和することも考えられるが、この場合は、実際に車速が変化した場合に、その変化を的確に把握することができなくなってしまう。

本発明は、このような問題を考慮した自動変速機の制御方法および制御装置を提供することを目的とする。

本発明は、一形態において、プライマリプーリ、セカンダリプーリおよびベルトからなるバリエータを備え、プライマリプーリまたはセカンダリプーリにおけるベルトの巻掛径を、変速用ポンプにより形成されるバリエータの作動圧に応じて変更可能に構成された自動変速機を制御する、自動変速機の制御方法を提供する。本形態に係る制御方法は、車両の運転状態に応じたバリエータの目標変速比を設定し、バリエータの実際の変速比である実変速比に基づき変速用ポンプを制御する第１制御モードと、バリエータの実際の作動圧である実作動圧に基づき変速用ポンプを制御する第２制御モードと、を切り換える。第１制御モードでは、車速の検出値に基づき実変速比を算出し、実変速比を目標変速比に近付けるように変速用ポンプを制御する。第２制御モードでは、実作動圧を検出し、実作動圧を目標変速比に応じた目標作動圧に近付けるように変速用ポンプを制御する。そして、車速の検出値が実際の車速に対する許容範囲に収まる第１条件では、第１制御モードを選択し、車速の検出値が許容範囲を外れる第２条件では、第２制御モードを選択する。

本発明は、他の形態において、自動変速機の制御装置を提供する。

本発明によれば、車速の検出値が実際の車速に対する許容範囲に収まる第１条件に限らず、車速の検出値が許容範囲を外れる第２条件においても目標変速比に対して実変速比を安定して追従させ、目標変速比を達成することが可能となる。

図１は、本発明の一実施形態に係る自動変速機ＴＭを備える車両駆動系Ｐの構成を示す概略図である。 図２は、同上自動変速機ＴＭに備わる油圧系の構成を示す概略図である。 図３は、本発明の一実施形態に係る変速制御の基本的な流れを示すフローチャートである。 図４は、同上変速制御の第１制御モードに係る制御系の構成を示す概略図である。 図５は、同上変速制御の第２制御モードに係る制御系の構成を示す概略図である。 図６は、バリエータに対する入力トルクが０である場合の、プーリ油室圧（および差圧）と変速比との関係を示す説明図である。 図７は、最高速側の変速比における、プーリ油室圧（および差圧）と入力トルクとの関係を示す説明図である。 図８は、最低速側の変速比における、プーリ油室圧（および差圧）と入力トルクとの関係を示す説明図である。 図９は、本発明の一実施形態により第１制御モードから第２制御モードに切り換える場合のプーリ油室圧および変速比の変化を示す説明図である。 図１０は、比較例として第１制御モードのみによる場合のプーリ油室圧および変速比の変化を示す説明図である。 図１１は、本発明の他の実施形態に係る変速制御の第２制御モードに係る制御系の構成を示す概略図である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。

（車両駆動系の構成）
図１は、本発明の一実施形態に係る自動変速機ＴＭを備える車両駆動系Ｐの全体構成を概略的に示している。

車両駆動系Ｐは、内燃エンジン（以下、単に「エンジン」という）１を駆動源として備え、エンジン１と左右の駆動輪７とをつなぐ動力伝達経路上にトルクコンバータ２および自動変速機ＴＭを備えている。本実施形態において、自動変速機ＴＭは、前後進切替機構３およびバリエータ４からなるが、トルクコンバータ２をその一部として構成することも可能である。自動変速機ＴＭは、エンジン１からトルクコンバータ２を介して入力した回転動力を所定の変速比で変換し、ディファレンシャルギア５を介して駆動輪７に出力する。

トルクコンバータ２は、トルクコンバータ２の入力軸に接続されたポンプインペラ２１と、トルクコンバータ２の出力軸に接続されたタービンランナ２２と、を備え、入力した回転動力を、流体の力学的作用を介して出力軸に伝達する。トルクコンバータ２は、さらに、出力軸に接続されたロックアップクラッチ２３を備え、ロックアップクラッチ２３を締結状態とすることで、入力軸と出力軸とを直結させ、流体接続による伝達損失を削減することが可能である。ロックアップクラッチ２３の締結および解放は、ロックアップクラッチ２３に作用させる油圧を制御することで切替可能である。

前後進切替機構３は、トルクコンバータ２とバリエータ４との間に配置され、前後進切替機構３の入力軸に対する出力軸の回転方向を順方向か逆方向かに切り替えることで、車両の進行方向を前進か後退かで切り替える。前後進切替機構３は、前進レンジ選択時に締結される前進クラッチ３１と、後退レンジ選択時に締結される後退ブレーキ３２と、を備え、前進クラッチ３１が締結された状態では、車両を前進させ、後退ブレーキ３２が締結された状態では、車両を後退させる。前進レンジが選択されているか後退レンジが選択されているかは、運転者により操作されるシフトレバーの位置（以下「シフト位置」という場合がある）に基づき判断される。前進クラッチ３１および後退ブレーキ３２がいずれも解放された状態では、自動変速機ＴＭがニュートラル状態となり、前後進切替機構３、つまり、自動変速機ＴＭを通じた回転動力の伝達が遮断される。前後進切替機構３の動作は、前進クラッチ３１および後退ブレーキ３２に作用させる油圧を調整することで制御される。

バリエータ４は、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２を備えるとともに、これらのプーリ４１、４２の間に巻き掛けられるベルト４３を備え、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２におけるベルト４３の接触部半径（以下「巻掛径」という場合がある）の比を変化させることで、変速比を無段階に変更することが可能である。バリエータ４の入力軸（前進走行時では、プライマリプーリ４１の回転軸）に入力された回転動力が変速比に応じて変換され、変換後の回転動力がバリエータ４の出力軸（セカンダリプーリ４２の回転軸）を通じて出力される。バリエータ４の変速比は、プライマリプーリ４１およびセカンダリプーリ４２の可動プーリに作用させる油圧を調整し、可動プーリおよび固定プーリの各シーブ面の間に形成されるＶ溝の幅（以下「プーリの溝幅」という場合がある）を変化させることで制御される。本実施形態では、単位時間当たりのプライマリプーリ４１の回転数Ｎｐｒｉをセカンダリプーリ４２の回転数Ｎｓｅｃで除した値（＝Ｎｐｒｉ／Ｎｓｅｃ）を、バリエータ４の変速比とする。

自動変速機ＴＭから出力された回転動力は、所定のギア比に設定された最終ギア列およびディファレンシャルギア５を介して駆動軸（本実施形態では、車輪軸）６に伝達され、駆動輪７を回転させる。

本実施形態では、トルクコンバータ２のロックアップクラッチ２３、前後進切替機構３の締結要素（前進クラッチ３１、後退ブレーキ３２）およびバリエータ４の変速要素（プライマリプーリ４１、セカンダリプーリ４２）に作用させる油圧の発生源として、機械式オイルポンプ８と電動式オイルポンプ９とを備える（図２）。機械式オイルポンプ８および電動式オイルポンプ９は、自動変速機ＴＭの元圧用ポンプを構成する。機械式オイルポンプ８は、エンジン１と駆動輪７とをつなぐ動力伝達経路に伝わる回転動力により駆動可能に構成されており、エンジン１の出力または駆動輪７からの動力により駆動され、自動変速機ＴＭのオイルパンに貯蔵されている変速機オイルまたは作動油を所定の圧力にまで昇圧させ、油圧回路１０を介してこれらの各部に供給する。図１は、油圧回路１０を通じた各部への作動油の供給経路を、矢印付きの点線で示している。

（制御システムの構成および基本動作）
エンジン１および自動変速機ＴＭの動作は、エンジンコントローラ１０１、変速機コントローラ２０１により夫々制御される。これらのコントローラ１０１、２０１は、いずれも電子制御ユニットとして構成され、中央演算装置（ＣＰＵ）、ＲＡＭおよびＲＯＭ等の各種記憶装置、入出力インターフェース等を備えたマイクロコンピュータからなる。

エンジンコントローラ１０１は、エンジン１の運転状態を検出する運転状態センサの検出信号を入力し、運転状態をもとに所定の演算を実行して、エンジン１の燃料噴射量、燃料噴射時期および点火時期等を設定する。

本実施形態では、運転状態センサとして、運転者によるアクセルペダルの操作量（以下「アクセル開度」という）ＡＰＯを検出するアクセルセンサ１１１、エンジン１の回転速度ＮＥを検出する回転速度センサ１１２、エンジン冷却水の温度ＴＷを検出する冷却水温度センサ１１３等が設けられるほか、図示しないエアフローメータ、スロットルセンサ、燃料圧力センサおよび空燃比センサ等が設けられている。

変速機コントローラ２０１は、自動変速機ＴＭの制御に関連して、車両の走行速度（以下「車速」という）ＶＳＰを検出する車速センサ２１１、運転者によるブレーキペダルの踏込量を示すブレーキ踏力ＢＰＦを検出するブレーキセンサ２１２、プライマリプーリ４１の回転速度（単位時間当たりの回転数Ｎｐｒｉをいう）を検出する入力側回転速度センサ２１３、プライマリプーリ４１に作用する油圧（油室４１ａ内の圧力であり、以下「プライマリ圧」という場合がある）Ｐｐｒｉを検出するプライマリ圧センサ２１４、セカンダリプーリ４２に作用する油圧（油室４２ａ内の圧力であり、以下「セカンダリ圧」という場合がある）Ｐｓｅｃを検出するセカンダリ圧センサ２１５、自動変速機ＴＭの作動油の温度（以下、単に「油温」という）Ｔｏｉｌを検出する油温センサ２１６、シフトレバーの位置ＳＦＴを検出するシフト位置センサ２１７、後に述べる変速用オイルポンプ１２の回転速度（電気モータ１２２の単位時間当たりの回転数Ｎｍｔｒにより表し、以下「モータ回転数」という場合がある）を検出するモータ回転数センサ２１８が設けられている。モータ回転数Ｎｍｔｒは、変速用オイルポンプ１２の吐出量に相関する。本実施形態において、車速センサ２１１は、駆動輪７の回転速度に相関する状態を測定可能に設けられており、変速機コントローラ２０１は、車速センサ２１１の検出信号に基づき車速ＶＳＰを算出する。車速センサ２１１の検出対象として、駆動軸６の回転速度および駆動輪７の回転速度を例示することができる。さらに、本実施形態では、セカンダリプーリ４２の回転速度を、車速センサ２１１の検出値をセカンダリプーリ４２の単位時間当たりの回転数Ｎｓｅｃに換算することにより検出する。

変速機コントローラ２０１は、エンジンコントローラ１０１に対し、ＣＡＮ規格のバスを介して互いに通信可能に接続されており、エンジンコントローラ１０１からエンジン１の運転状態としてアクセル開度ＡＰＯ等の情報を入力する。

そして、変速機コントローラ２０１は、アクセル開度ＡＰＯおよび車速ＶＳＰ等、車両の運転状態に基づき自動変速機ＴＭ（本実施形態では、バリエータ４）の目標変速比を設定し、バリエータ４の実際の変速比を目標変速比に近付けるように、プライマリ圧Ｐｐｒｉおよびセカンダリ圧Ｐｓｅｃを制御する。具体的には、機械式オイルポンプ８が発生させる油圧、換言すれば、機械式オイルポンプ８の吐出圧を元圧として、プライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２との間に所定の差圧が作用するように、油圧回路１０に組み込まれた各種ソレノイドおよび変速用オイルポンプ１２に制御信号を出力する。

（自動変速機の構成）
図２は、本実施形態に係る自動変速機ＴＭの構成を、油圧系を中心に示している。

自動変速機ＴＭは、油圧源として機械式オイルポンプ８および電動式オイルポンプ９を備えるとともに、オイルポンプ８、９により吐出された作動油を供給先である各部に振り分けるための油圧回路１０を備える。機械式オイルポンプ８および電動式オイルポンプ９は、変速機オイルないし作動油をオイルパンから汲み上げ、回転数に応じた流量でこれを吐出する。油圧回路１０は、複数のソレノイド弁を備えるとともに、複数の油路を含み、オイルポンプ８、９の吐出圧を元圧として油圧を調整し、作動油を所定の圧力で各部へ供給する。

機械式オイルポンプ８は、エンジン１と駆動輪７（図１）とをつなぐ動力伝達経路から動力の供給を受けて作動し、オイルパンに貯蔵されている作動油を油圧回路１０のライン圧油路ｃ１に供給する。本実施形態では、トルクコンバータ２のポンプインペラ２１と機械式オイルポンプ８の入力軸とに対して夫々同軸にプーリが装着され、それらのプーリの間にベルトが掛け渡されて、ポンプインペラ２１からベルトを介して機械式オイルポンプ８に動力が伝達される。

電動式オイルポンプ９は、機械式オイルポンプ８とともに自動変速機ＴＭの油圧源を構成する。本実施形態において、電動式オイルポンプ９は、機械式オイルポンプ８の補助的な位置付けで設けられており、例えば、キーオンにより電源が投入されているにも拘らずエンジン１が未だ始動されていない停車時に、油圧回路１０のライン圧を上昇させたり、エンジン１のアイドルストップ時に、所定のライン圧を維持したりするために駆動される。

油圧回路１０は、各部に供給される作動油を流通させる油路として、複数の油路、具体的には、ライン圧油路ｃ１、クラッチ圧油路ｃ２および変速圧油路ｃ３を有する。説明のため、上記３種の油路ｃ１〜ｃ３のみを例示するが、これら以外の油路が設けられてもよいことは、勿論である。

ライン圧油路ｃ１には、オイルポンプ８、９により吐出された、元圧の作動油が流入する。ライン圧油路ｃ１には、調圧弁ｖ１が接続されており、調圧弁ｖ１により、ライン圧油路ｃ１の圧力が所定のライン圧に調整される。調圧弁ｖ１は、弁体動作圧ないし開弁圧が可変に設定されており、例えば、セカンダリプーリ４２に生じさせるベルトクランプ力の最適化のため、アクセル開度ＡＰＯに応じて弁体動作圧を変更し、ライン圧を調整することが可能である。ライン圧油路ｃ１には、さらに、調圧弁ｖ１の下流側に、減圧弁ｖ２とセカンダリ圧制御弁ｖ３とが並列に接続されている。セカンダリ圧制御弁ｖ３は、リニアソレノイド弁により構成されている。

クラッチ圧油路ｃ２には、減圧弁ｖ２による減圧後の作動油が流入する。減圧弁ｖ２により、クラッチ圧油路ｃ２の圧力が、ライン圧よりも低い所定のクラッチ圧に調整される。クラッチ圧油路ｃ２には、前後進切替用の流量制御弁ｖ４が接続されている。流量制御弁ｖ４は、リニアソレノイド弁により構成されている。

流量制御弁ｖ４による制御後の作動油は、シフトレバーに連動するマニュアルバルブ１１によりその油路が切り換えられることで、前進クラッチ３１か後退ブレーキ３２かに供給される（前進クラッチ３１または後退ブレーキ３２を駆動するための油圧シリンダを符号３１ａ、３２ａにより示す）。油圧シリンダ３１ａに通じる油路が設定された場合は、前進クラッチ３１が締結されて、車両が前進可能な状態となり、油圧シリンダ３２ａに通じる油路が設定された場合は、後退ブレーキ３２が締結されて、車両が後退可能な状態となる。他方で、流量制御弁ｖ４を介するクラッチ圧油路ｃ２と油圧シリンダ３１ａ、３２ａとの連通が遮断された状態では、油圧シリンダ３１ａ、３２ａからオイルパンに作動油が排出され、前進ブレーキ３１および後退ブレーキ３２がいずれも解放され、自動変速機ＴＭがニュートラル状態となる。

調圧弁ｖ１を通過した変速機オイルおよび減圧弁ｖ２を通過した変速機オイルの一部は、ロックアップクラッチ２３の作動油として、低圧回路１２を介してトルクコンバータ２に供給されるほか、自動変速機ＴＭの潤滑系および冷却系に供給される。

変速圧油路ｃ３には、セカンダリ圧制御弁ｖ３による制御後の作動油が流入する。変速用油路ｃ３に変速用オイルポンプ１２が介装され、変速用オイルポンプ１２に対する片側の一端がプライマリプーリ４１の油室（以下「プライマリ油室」という場合がある）４１ａに接続され、他端がセカンダリプーリ４２の油室（以下「セカンダリ油室」という場合がある）４２ａに接続されている。つまり、プライマリ油室４１ａとセカンダリ油室４２ａとは、変速圧油路ｃ３（および変速用オイルポンプ１２のポンプ室）を介して連通した状態にあり、セカンダリ油室４２ａ内の作動油を、変速圧油路ｃ３を通じてプライマリ油室４１ａに供給したり、プライマリ油室４１ａ内の作動油を、変速圧油路ｃ３を通じてセカンダリ油室４２ａに供給したりすることが可能である。変速用オイルポンプ１２は、本実施形態に係る「変速用ポンプ」を構成する。

セカンダリ油室４２ａ内の作動油をプライマリ油室４１ａに移動させることで、プライマリプーリ４１の可動プーリが固定プーリに近付き、プライマリプーリ４１の溝幅が減少する一方、セカンダリプーリ４２の可動プーリが固定プーリから離れ、セカンダリプーリ４２の溝幅が増大する。これに対し、プライマリ油室４１ａ内の作動油をセカンダリ油室４２ａに移動させることで、プライマリプーリ４１の可動プーリが固定プーリから離れ、プライマリプーリ４１の溝幅が増大する一方、セカンダリプーリ４２の可動プーリが固定プーリに近付き、セカンダリプーリ４２の溝幅が減少する。このように、セカンダリプーリ４２における可動プーリの移動が、プライマリプーリ４１における可動プーリの移動に伴う溝幅ないしベルト４３の巻掛径の変化に連動するため、プライマリプーリ４１における可動プーリの位置、換言すれば、可動プーリのストローク量（以下「プライマリプーリのストローク量」という場合がある）を制御することで、バリエータ４の変速比を調整することが可能である。

変速用オイルポンプ１２は、電動式ポンプにより構成され、ポンプ室を形成するポンプ本体１２１とその動力源である電気モータ１２２とを備える。電気モータ１２２が変速機コントローラ２０１からの指令信号に応じて作動することで、ポンプ本体１２１に備わるロータが回転する。本実施形態では、変速用オイルポンプ１２の回転方向および回転速度が調整可能であり、セカンダリ油室４２ａからプライマリ油室４１ａに作動油を移動させる場合の回転方向を変速用オイルポンプ１２の正転方向とし、プライマリ油室４１ａからセカンダリ油室４２ａに作動油を移動させる場合の回転方向を変速用オイルポンプ１２の逆転方向とする。作動油の移動に伴い、セカンダリ圧Ｐｓｅｃが所定の範囲を超えて増大しまたは減少した場合は、セカンダリ圧制御弁ｖ３を作動させて、超過分の作動油を変速圧油路ｃ３からオイルパンに排出させ、不足分の作動油をライン圧油路ｃ１から変速圧油路ｃ３に補充することが可能である。

変速用オイルポンプ１２の動作の結果、プライマリ油室４１ａにプライマリ圧Ｐｐｒｉが形成されて、プライマリプーリ４１の可動プーリに所定のプーリ推力が作用する一方、セカンダリ油室４２ａにセカンダリ圧Ｐｓｅｃが形成されて、セカンダリプーリ４２の可動プーリに所定のプーリ推力が作用する。ここで、「プーリ推力」とは、プーリ油室４１ａ、４２ａの圧力に、対象とする可動プーリに形成された受圧面の実効面積を乗じたものをいう。

本実施形態では、車両の運転状態に応じたバリエータ４の目標変速比Ｒｔｒｇを設定し、バリエータ４の変速比Ｒを目標変速比Ｒｔｒｇに近付けるように、プライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２とにおけるベルト４３の巻掛径の比、つまり、プライマリプーリ４１における可動プーリの位置と、セカンダリプーリ４２における可動プーリの位置と、を制御する。既に述べたように、プライマリプーリ４１とセカンダリプーリ４２とで可動プーリの位置ないし動きが相関することから、本実施形態では、基本的には、プライマリプーリ４１のストローク量を制御パラメータとする。

（変速制御の内容）
以下、図３〜５を参照して、本実施形態に係る変速機コントローラ２０１が行う制御の内容について説明する。

図３は、本実施形態に係る変速制御の基本的な流れをフローチャートにより示しており、図４は、変速制御の第１制御モードに係る制御系の構成を、図５は、変速制御の第２制御モードに係る制御系の構成を、機能ブロックにより夫々示している。図５において、第１制御モードと同様の演算ないし動作を行う部分には、図４におけると同一の符号を付している。

本実施形態において、変速機コントローラ２０１は、図３のフローチャートに示す制御を所定の演算周期で実行するようにプログラムされている。

本実施形態では、プライマリプーリ４１のストローク量を制御パラメータとし、実際のストローク量をバリエータ４の目標変速比に応じた目標ストローク量に近付けるように、変速用オイルポンプ１２の回転方向および回転速度（モータ回転数Ｎｍｔｒ）を制御する。ストローク量として、可動プーリが固定プーリから最も離れた位置、換言すれば、プーリの溝幅が最も大きくなる位置からの可動プーリの移動量を例示することができる。ここで、実際のストローク量を把握するため、フィードバック情報としてバリエータ４の実際の変速比を検出し、これをストローク量に換算する演算を行う。変速比の検出は、車速センサ２１１の検出値からセカンダリプーリ４２の回転数Ｎｓｅｃを算出し、プライマリプーリ４１の回転数Ｎｐｒｉをセカンダリプーリ４２の回転数Ｎｓｅｃで除することによるが、車速センサ２１１は、その特性上、極めて低い回転速度の領域で車速の検出精度が低下することから、極低車速域では、ストローク量を用いた変速用オイルポンプ１２の制御を安定して実行することが困難となる。

そこで、本実施形態では、車速センサ２１１の検出精度が制御上の許容範囲を超えて低下する極低車速域とそれ以外の領域とで制御モードを切り換え、極低車速域以外の領域では、第１制御モードを選択して、バリエータ４の実際の変速比をフィードバック情報とし、極低車速域では、第２制御モードを選択して、バリエータ４に作用する実際の作動圧をフィードバック情報とする。プライマリ圧Ｐｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとの差または比を制御することで、プライマリプーリ４１におけるプーリ推力とセカンダリプーリ４２におけるプーリ推力とを調整し、バリエータ４の変速比を変更することが可能である。本実施形態では、セカンダリ圧Ｐｓｅｃに対するプライマリ圧Ｐｐｒｉの相対圧がバリエータ４の動作、換言すれば、ベルト４３の巻掛径の変化に実質的な影響を及ぼすことから、「バリエータの作動圧」として、プライマリ圧Ｐｐｒｉからセカンダリ圧Ｐｓｅｃを減じた差（以下「差圧」という）ＤＰを採用する。差圧ＤＰに限らず、プライマリ圧Ｐｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとの比、例えば、プライマリ圧Ｐｐｒｉをセカンダリ圧Ｐｓｅｃで除した値（＝Ｐｐｒｉ／Ｐｓｅｃ）をバリエータ４の相対圧とし、これを作動圧に採用してもよい。

図３に示すフローチャートにおいて、Ｓ１０１では、車速ＶＳＰが極低車速域の上限を示す所定の車速ＶＳＰ１よりも高いか否かを判定する。車速ＶＳＰが所定の車速ＶＳＰ１よりも高い場合は、極低車速域以外の領域にあるとして、Ｓ１０２へ進み、所定の車速ＶＳＰ１以下である場合は、極低車速域にあるとして、Ｓ１０３へ進む。

Ｓ１０２では、制御モードを第１制御モードに設定する。

Ｓ１０３では、制御モードを第２制御モードに設定する。

第１制御モード（図４）では、プライマリプーリ４１のストローク量を制御パラメータとする。車両の運転状態として、例えば、アクセル開度ＡＰＯおよび車速ＶＳＰに基づきバリエータ４の目標変速比Ｒｔｒｇを算出し、目標変速比Ｒｔｒｇをプライマリプーリ４１の目標ストローク量Ｓｔｒｇに換算する（目標ストローク量演算部Ｂ１０１）。変速比Ｒとストローク量Ｓとの関係を定めたテーブルデータを作成して、変速機コントローラ２０１に予め記憶させておき、実際の変速制御に際してこのテーブルデータを目標変速比Ｒｔｒｇにより検索することで、目標ストローク量Ｓｔｒｇを算出する。

目標ストローク量Ｓｔｒｇとプライマリプーリ４１の実際のストローク量（以下「実ストローク量」という）Ｓとの偏差ΔＳ（＝Ｓｔｒｇ−Ｓ）を算出し（減算部Ｂ１０２）、ストローク量の偏差ΔＳに基づき変速用オイルポンプ１２の回転速度の指令値（モータ回転数指令値Ｎｃｍｄ）を算出する（フィードバック補償部Ｂ１０３）。モータ回転数指令値Ｎｃｍｄは、例えば、次式により毎分の回転速度として算出する。次式は、プライマリ油室４１ａまたはセカンダリ油室４２ａに対し、変速用オイルポンプ１２により１分間当たりに送り込む作動油の容積、換言すれば、作動油の流量を設定するものである。この意味で、第１制御モードは、作動油の流量を制御する制御モードである。
Ｎｃｍｄ＝Ｃ（ｓ）×ΔＳ …（１．１）
Ｃ（ｓ）＝（６０×Ａ_ＰＲＩ／Ｄｉｓｐ）×Ｋ_Ｐ …（１．２）

ここで、Ａ_ＰＲＩをプライマリ油室４１ａに形成された受圧面の実効面積とし、Ｄｉｓｐを変速用オイルポンプ１２の１回転当たりの吐出量とする。さらに、Ｋ_Ｐは、比例ゲインを示す。

モータ回転数指令値Ｎｃｍｄをモータ回転数制御系Ｂ１０４へ入力する。これにより、変速用オイルポンプ１２がモータ回転数指令値Ｎｃｍｄに応じた速度（モータ回転数Ｎｍｔｒ）で回転し、ストローク量の偏差ΔＳの正負に応じ、作動油をセカンダリ油室４２ａからプライマリ油室４１ａへまたはプライマリ油室４１ａからセカンダリ油室４２ａへ移動させる。ここで、変速用オイルポンプ１２は、偏差ΔＳが正の値を有する場合に正転方向に回転し、偏差ΔＳが負の値を有する場合に逆転方向に回転する。本実施形態において、モータ回転数制御系Ｂ１０４は、変速用オイルポンプ１２の電気モータ１２２、モータ回転数センサ２１８および図示しないインバータを有する。

プライマリプーリ４１の回転数Ｎｐｒｉをセカンダリプーリ４２の回転数Ｎｓｅｃで除することで、バリエータ４の実際の変速比（以下「実変速比」という）Ｒを算出し、実変速比Ｒをプライマリプーリ４１の実際のストローク量（以下「実ストローク量」という）Ｓに換算する（実ストローク量演算部Ｂ１０５）。実ストローク量の計算は、目標変速比Ｒｔｒｇから目標ストローク量Ｓｔｒｇへの換算に用いたテーブルデータを援用して行うことが可能である。

他方で、バリエータ４の入力トルクＴｉおよび実変速比Ｒに基づき変速圧油路ｃ３における作動油の最低圧を算出する（セカンダリ圧演算部Ｂ１０６）。変速圧油路ｃ３の最低圧は、セカンダリプーリ４２に生じさせるベルトクランプ力に相関し、入力トルクＴｉ等に応じて最低圧を調整することで、セカンダリプーリ４２に適切なベルトクランプ力を生じさせることができる。バリエータ４の入力トルクＴｉは、エンジン１の出力トルクに、トルクコンバータ２の伝達効率ηを乗じることで算出することが可能である。最低圧の計算には、実変速比Ｒに限らず、目標変速比Ｒｔｒｇを用いてもよい。

変速圧油路ｃ３の最低圧を、セカンダリ圧指令値Ｐｃｍｄとしてセカンダリ圧制御系Ｂ１０７へ入力する。これにより、セカンダリ圧制御弁ｖ３がセカンダリ圧の指令値Ｐｃｍｄと実際値（実セカンダリ圧Ｐｓｅｃ）との関係に応じて作動し、実セカンダリ圧Ｐｓｅｃをセカンダリ圧指令値Ｐｃｍｄ（つまり、入力トルクＴｉ等に応じた最低圧）に維持する。具体的には、実セカンダリ圧Ｐｓｅｃがセカンダリ圧指令値Ｐｃｍｄよりも低い場合は、ライン圧油路ｃ１の作動油を変速圧油路ｃ３へ移動させて、セカンダリ圧Ｐｓｅｃを増大させ、実セカンダリ圧Ｐｓｅｃがセカンダリ圧指令値Ｐｃｍｄよりも高い場合は、変速圧油路ｃ３の作動油をオイルパンへ排出し、セカンダリ圧Ｐｓｅｃを減少させる。本実施形態において、セカンダリ圧制御系Ｂ１０７は、セカンダリ圧制御弁ｖ３およびセカンダリ圧センサ２１５を有する。

第２制御モード（図５）では、制御パラメータをプライマリプーリ４１のストローク量Ｓから相対圧、具体的には、プライマリ圧Ｐｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとの差圧ＤＰ（＝Ｐｐｒｉ−Ｐｓｅｃ）に切り換え、車両の運転状態に基づき算出したバリエータ４の目標変速比Ｒｔｒｇを差圧ＤＰの目標値（以下「目標差圧」という）ＤＰｔｒｇに換算する（目標差圧演算部Ｂ２０１）。本実施形態において、目標差圧ＤＰｔｒｇは、目標変速比Ｒｔｒｇとバリエータ４に対する実際の入力トルクＴｉとに基づき算出する。変速比Ｒ、入力トルクＴｉおよび差圧ＤＰの関係を定めたマップデータを作成して、変速機コントローラ２０１に予め記憶させておき、実際の変速制御に際してこのマップデータを目標変速比Ｒｔｒｇおよび実際の入力トルクＴｉにより検索することで、目標差圧ＤＰｔｒｇを算出する。

目標差圧ＤＰｔｒｇと実際の差圧（以下「実差圧」という）ＤＰとの偏差ΔＤＰ（＝ＤＰｔｒｇ−ＤＰ）を算出し（減算部Ｂ２０２）、差圧の偏差ΔＤＰに基づきモータ回転数指令値Ｎｃｍｄを算出する（フィードバック補償部Ｂ２０３）。モータ回転数指令値Ｎｃｍｄの計算は、例えば、偏差ΔＤＰに比例ゲインＫ_Ｐを乗じることによる。そして、モータ回転数指令値Ｎｃｍｄを電気モータ１２２等からなるモータ回転数制御系Ｂ１０４へ入力し、変速用オイルポンプ１２をモータ回転数指令値Ｎｃｍｄに応じた速度で回転させる。実差圧ＤＰの計算は、プライマリ圧センサ２１４により検出された実プライマリ圧Ｐｐｒｉからセカンダリ圧センサ２１５により検出された実セカンダリ圧Ｐｓｅｃを減じることによる（減算部Ｂ２０４）。実差圧ＤＰの検出は、個別の圧力センサ２１４、２１５および減算部Ｂ２０４によるばかりでなく、差圧センサによることも可能である。このように、第２制御モードは、変速用オイルポンプ１２の制御を通じてプライマリ圧Ｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとの相対圧を制御するものであり、この意味で、作動圧を制御する制御モードである。

図６〜８は、バリエータ４の入力トルクＴｉ、変速比Ｒとプーリ油室圧Ｐ（プライマリ圧Ｐｐｒｉ、セカンダリ圧Ｐｓｅｃ）との関係を上段に、プーリ油室圧Ｐを差圧ＤＰ（＝Ｐｐｒｉ−Ｐｓｅｃ）に換算したものを下段に示している。これらの図を参照して、変速圧油路ｃ３の最低圧（セカンダリ圧指令値Ｐｃｍｄ）および目標差圧ＤＰｔｒｇの設定についてさらに説明する。

図６は、バリエータ４の入力トルクＴｉが０である場合の、プーリ油室圧Ｐ（および差圧ＤＰ）と変速比Ｒとの関係を示している。入力トルクＴｉが０である場合は、変速比が増大するほど（つまり、変速段が最低速段に近付くほど）、プライマリ圧Ｐｐｒｉを減少させて、プライマリプーリ４１の溝幅を広げる一方、セカンダリ圧Ｐｓｅｃを増大させて、セカンダリプーリ４２の溝幅を狭める。これにより、入力トルクＴｉが０のもとでは、変速圧油路ｖ３の最低圧は、バリエータ４が低速段側にあるときほど増大する傾向を持たせて設定される。他方で、目標差圧ＤＰｔｒｇは、プライマリ圧Ｐｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとが一致する点を０として、低速段側にあるときほど負の方向に増大し、高速段側にあるときほど正の方向に増大する傾向を持たせて設定される。

図７は、最高速側の変速比（いわゆる最ハイ変速比）における、プーリ油室圧Ｐ（および差圧ＤＰ）と入力トルクＴｉとの関係を示している。最ハイ変速比のもとでは、入力トルクＴｉ（具体的には、入力トルクの絶対値）が大きいときほど、プライマリ圧Ｐｐｒｉを増大させ、セカンダリ圧Ｐｓｅｃも増大させる。ただし、プライマリ圧Ｐｐｒｉは、セカンダリ圧Ｐｓｅｃよりも大きく、セカンダリ圧Ｐｓｅｃと比べてより大きな傾きに設定される。これにより、最ハイ変速比のもとでは、変速圧油路ｖ３の最低圧および目標差圧ＤＰｔｒｇは、いずれも入力トルクＴｉが大きいときほど増大する傾向を持たせて設定される。

図８は、最低速側の変速比（いわゆる最ロー変速比）における、プーリ油室圧Ｐ（および差圧ＤＰ）と入力トルクＴｉとの関係を示している。最ロー変速比のもとでは、入力トルクＴｉが大きいときほど、プライマリ圧Ｐｐｒｉおよびセカンダリ圧Ｐｓｅｃをいずれも増大させるが、最ハイ変速比の場合に対し、セカンダリ圧Ｐｓｅｃがプライマリ圧Ｐｐｒｉよりも大きく、プライマリ圧Ｐｐｒｉと比べてより大きな傾きに設定される。よって、最ロー変速比のもとでは、変速圧油路ｖ３の最低圧が入力トルクＴｉの増大に対して増大する傾向を持たせて設定される一方、目標差圧ＤＰｔｒｇは、負の値を有し、入力トルクＴｉの増大に対して負の方向に増大する傾向を持たせて設定される。

（作用効果の説明）
本実施形態に係る自動変速機ＴＭは、以上のように構成され、以下、本実施形態により得られる効果について述べる。

第１に、車速センサ２１１の検出精度が制御上の許容範囲を超えて低下する極低車速域とそれ以外の領域とで制御モードを切り換え、極低車速域以外の領域では、バリエータ４の変速比（実変速比）Ｒをフィードバック情報とする第１制御モードにより、極低車速域では、プライマリ圧Ｐｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとの差圧（実差圧）ＤＰをフィードバック情報とする第２制御モードにより、変速用オイルポンプ１２を制御することで、バリエータ４の変速比Ｒを、車速ＶＳＰによらず目標変速比Ｒｔｒｇに安定して追従させることが可能となる。このように、本実施形態では、車速ＶＳＰが所定値ＶＳＰ１よりも高く、極低車速域以外の領域にあることが「第１条件」に相当し、極低車速域にあることが「第２条件」に相当する。

図９および１０は、減速走行時における変速比Ｒ、プーリ油室圧Ｐおよび車速ＶＳＰの変化を示し、図９は、本実施形態により制御モードを第１制御モードから第２制御モードに切り換える場合のものを、図１０は、比較例として第１制御モードのみによる場合のものを、夫々示している。

第１制御モードのみによる場合は、車速センサ２１１による車速ＶＳＰの検出精度が低下する極低車速域において、実変速比Ｒ（＝Ｎｐｒｉ／Ｎｓｅｃ）の変動によりフィードバック補償部Ｂ１０３の動作が安定せず、バリエータ４の変速比Ｒを目標変速比Ｒｔｒｇに追従させることが困難となる。図１０は、車速ＶＳＰが所定値ＶＳＰ１以下である極低車速域（時刻ｔ１以降）で、フィードバック補償部Ｂ１０３の動作不安定性によりプライマリ圧Ｐｐｒｉが安定せず、バリエータ４の変速比Ｒに変動が生じる様子を示している。セカンダリ圧Ｐｓｅｃに現れる比較的小さな変動は、プライマリ圧Ｐｐｒｉの変動が伝搬したことによるものである。

これに対し、極低車速域で制御モードを第１制御モードから第２制御モードに切り換え、フィードバック情報をバリエータ４の変速比Ｒからプライマリ圧Ｐｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとの差圧ＤＰに切り換えることで、車速ＶＳＰによらずフィードバック補償部Ｂ２０３の動作を安定させ、所定値ＶＳＰ１以下のより低い車速に至るまでバリエータ４の変速比Ｒを目標変速比Ｒｔｒｇに追従させることが可能となる。ここで、目標変速比Ｒｔｒｇが自動変速機ＴＭの最低速側の変速比（最ロー変速比）Ｒｌｏｗである場合に、目標差圧ＤＰｔｒｇを目標変速比Ｒｔｒｇの達成に最低限必要な差圧（上限圧）よりも小さな所定圧とすることで、最ロー変速比Ｒｌｏｗを確実に達成することができる。

そして、本実施形態によれば、プライマリ油室４１ａとセカンダリ油室４２ａとが変速圧油路ｃ３を介して互いに連通し、変速圧油路ｃ３に変速用オイルポンプ１２が介装された自動変速機ＴＭについて、極低車速域における変速制御を安定させ、目標変速比Ｒｔｒｇを達成することが可能となる。

第２に、第２制御モードにおいて、プライマリ圧Ｐｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとの差圧ＤＰを制御パラメータとし、変速用オイルポンプ１２を実際の差圧である実差圧ＤＰに基づき制御することで、一方の油室（例えば、セカンダリ油室４２ａ）で圧力が変化した場合に、これに起因して他方の油室（プライマリ油室４１ａ）に生じる圧力の変化を補償する必要をなくし、制御を簡略化することが可能となる。例えば、ベルトクランプ力の増大のために変速圧油路ｃ３の圧力（最低圧）を増大させた場合に、差圧ＤＰであれば一定値を保持することから、最低圧の増大に起因したプライマリ圧Ｐｐｒｉの変化を補償する必要をなくすことができる。

以上の説明では、バリエータ４の作動圧として、プライマリ圧Ｐｐｒｉとセカンダリ圧Ｐｓｅｃとの差圧ＤＰを採用したが、これに限らず、プライマリ圧Ｐｒｉを採用することも可能である。

図１１は、本発明の他の実施形態に係る変速制御の第２制御モードに係る制御系の構成を、機能ブロックにより示している。同図において、第１制御モードと同様の演算ないし動作を行う部分には、図４におけると同一の符号を付している。本実施形態において、第１制御モードに係る制御系は、先の実施形態（図４）におけると同様に構成することが可能である。

本実施形態では、第２制御モードにおいて、バリエータ４の目標変速比Ｒｔｒｇをプライマリ圧Ｐｐｒｉの目標値（以下「目標プライマリ圧」という）Ｐｔｒｇに換算する（目標プライマリ圧演算部Ｂ３０１）。目標プライマリ圧Ｐｔｒｇの計算は、図６〜８に示す傾向を有するマップデータを、目標変速比Ｒｔｒｇおよびバリエータ４に対する実際の入力トルクＴｉにより検索することによる。目標プライマリ圧Ｐｔｒｇと実際のプライマリ圧（以下「実プライマリ圧」という）Ｐｐｒｉとの偏差ΔＰ（＝Ｐｔｒｇ−Ｐｐｒｉ）を算出し（減算部Ｂ３０２）、プライマリ圧の偏差ΔＰに比例ゲインＫ_Ｐを乗じることによりモータ回転数指令値Ｎｃｍｄを算出する（フィードバック補償部Ｂ３０３）。そして、モータ回転数指令値Ｎｃｍｄを電気モータ１２２等からなるモータ回転数制御系Ｂ１０４へ入力し、変速用オイルポンプ１２をモータ回転数指令値Ｎｃｍｄに応じた速度で回転させる。

このように、差圧ＤＰに限らず、プライマリ圧Ｐｐｒｉをフィードバック情報とすることによっても極低車速域でフィードバック補償部Ｂ３０３の動作を安定させ、目標変速比Ｒｔｒｇを達成することが可能である。

さらに、以上の説明では、第２制御モードにおいて、圧力（プライマリ圧Ｐｐｒｉまたは相対圧である差圧ＤＰ）を用いてバリエータ４の変速比Ｒを制御したが、プーリ推力を用いて制御することも可能である。この場合は、目標変速比Ｒｔｒｇに応じたプーリ推力の目標値を設定するとともに、プーリ油室圧に受圧面の実効面積を乗じることにより実際のプーリ推力を検出すればよい。プーリ推力も差圧ＤＰ等と同様にベルト４３の巻掛径の変化に実質的な影響を及ぼすものであることから、本発明では、プーリ推力を圧力の概念に含めるものとする。つまり、プライマリプーリ４１におけるプーリ推力とセカンダリプーリ４２におけるプーリ推力との相対値（例えば、差または比）を、「バリエータの作動圧」の一態様とする。

第２制御モードでは、変速用オイルポンプ１２の制御に際し、モータ回転数Ｎｍｔｒに代えて電気モータ１２２のトルクを制御してもよい。プーリ油室の差圧とモータトルクないしモータ電流値との間には、比例関係があることから、制御系、特にフィードバック補償部の構築が容易となる。

第２制御モードを選択する第２条件として、車速センサの特性に起因する条件（極低車速域にあること）以外に、例えば、（ａ）悪路（凸凹道）走行時であることまたは（ｂ）車速センサのフェール時であることを例示することができる。これらの状況下においても制御モードを第１制御モードから第２制御モードに切り換えることで、フィードバック補償部の動作を安定させ、目標変速比Ｒｔｒｇを達成することが可能となる。

さらに、本発明が適用される自動変速機は、前後進切替機構３に代えて、バリエータ４を主変速機構として、バリエータ４よりも駆動輪７に近い下流側に副変速機構を備えるものであってもよい。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載した事項の範囲内において、様々な変更および修正を成し得ることはいうまでもない。

Ｐ…車両駆動系
ＴＭ…自動変速機
１…内燃エンジン
２…トルクコンバータ
３…前後進切替機構
４…バリエータ
４１…プライマリプーリ
４１ａ…プライマリ油室
４２…セカンダリプーリ
４２ａ…セカンダリ油室
４３…ベルト
５…ディファレンシャルギア
６…駆動軸（車輪軸）
７…駆動輪
１０…油圧回路
１２…変速用オイルポンプ
１０１…エンジンコントローラ
２０１…変速機コントローラ

Claims (7)

1. プライマリプーリ、セカンダリプーリおよびベルトからなるバリエータを備え、前記プライマリプーリまたは前記セカンダリプーリにおける前記ベルトの巻掛径を、変速用ポンプにより形成される前記バリエータの作動圧に応じて変更可能に構成された自動変速機を制御する、自動変速機の制御方法であって、
   車両の運転状態に応じた前記バリエータの目標変速比を設定し、
   前記バリエータの実際の変速比である実変速比に基づき前記変速用ポンプを制御する第１制御モードと、前記バリエータの実際の作動圧である実作動圧に基づき前記変速用ポンプを制御する第２制御モードと、を切り換え、
   前記第１制御モードでは、
   車速の検出値に基づき前記実変速比を算出し、
   前記実変速比を前記目標変速比に近付けるように前記変速用ポンプを制御し、
   前記第２制御モードでは、
   前記実作動圧を検出し、
   前記実作動圧を前記目標変速比に応じた目標作動圧に近付けるように前記変速用ポンプを制御し、
   前記車速の検出値が実際の車速に対する許容範囲に収まる第１条件では、前記第１制御モードを選択し、前記車速の検出値が前記許容範囲を外れる第２条件では、前記第２制御モードを選択する、
   自動変速機の制御方法。
2. 前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリが、固定プーリと、前記固定プーリに対してその回転軸に沿って油圧式に移動可能に構成された可動プーリと、を備え、
   前記プライマリプーリの油室と前記セカンダリプーリの油室とが油路を介して互いに連通し、
   前記変速用ポンプが前記油路に介装された、請求項１に記載の自動変速機の制御方法であって、
   前記第２制御モードでは、前記プライマリプーリの油室の、前記セカンダリプーリの油室の圧力に対する実際の相対圧を前記実作動圧として、前記実際の相対圧に基づき前記変速用ポンプを制御する、
   自動変速機の制御方法。
3. 前記相対圧は、前記プライマリプーリの油室の圧力から前記セカンダリプーリの油室の圧力を減じた差である、
   請求項２に記載の自動変速機の制御方法。
4. 前記第２制御モードでの目標変速比が当該自動変速機の最低速側の変速比である場合に、前記相対圧を、前記目標変速比の達成に必要な上限圧よりも小さな所定圧とする、
   請求項３に記載の自動変速機の制御方法。
5. 前記第２制御モードでは、前記実作動圧を前記目標作動圧に近付けるように、前記変速用ポンプを駆動する電気モータの電流値を制御する、
   請求項３または４に記載の自動変速機の制御方法。
6. 前記車速が予め定められた所定値よりも高い場合に、前記第１条件にあるとし、前記車速が前記所定値以下の場合に、前記第２条件にあるとする、
   請求項１〜５のいずれか一項に記載の自動変速機の制御方法。
7. プライマリプーリ、セカンダリプーリおよびベルトを有し、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとにおける前記ベルトの巻掛径の比に応じて変速比が定められるバリエータを備え、前記プライマリプーリまたは前記セカンダリプーリにおける前記ベルトの巻掛径が、当該バリエータの作動圧に応じて変更可能に構成された自動変速機を制御する、自動変速機の制御装置であって、
   前記バリエータの作動圧を形成する変速用ポンプと、
   前記変速用ポンプを制御するコントローラと、
   を備え、
   前記コントローラは、
   車両の運転状態に応じた前記バリエータの目標変速比を設定する目標変速比設定部と、
   車速の検出値に基づき前記バリエータの実際の変速比である実変速比を算出する実変速比算出部と、
   前記バリエータの実際の作動圧である実作動圧を検出する実作動圧検出部と、
   前記実変速比を前記目標変速比に近付けるように前記変速用ポンプを制御する第１制御モードと、前記実作動圧を前記目標変速比に応じた目標作動圧に近付けるように前記変速用ポンプを制御する第２制御モードと、を切換可能に構成された変速用ポンプ制御部と、
   を備え、
   前記変速用ポンプ制御部は、前記車速の検出値が実際の車速に対する許容範囲に収まる第１条件では、前記第１制御モードにより前記変速用ポンプを制御し、前記車速の検出値が前記許容範囲を外れる第２条件では、前記第２制御モードにより前記変速用ポンプを制御する、
   自動変速機の制御装置。

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