JP2019105332A - 変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】登坂路発進時に発生するベルト滑りの防止と燃費悪化の抑制とを両立することができる変速機の制御装置を提供すること。【解決手段】トルクをギヤ機構を経由して出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、トルクを無段変速機を経由して出力軸に伝達する第２動力伝達経路と、無段変速機と駆動輪との間に設けられ、第２動力伝達経路を係合または解放するクラッチと、を備えた変速機の制御装置において、前進レンジ選択時かつ停止時に登坂路であるとともに、正トルク状態であることを判断した場合、クラッチの係合状態を判断し、判断したクラッチの係合状態が、完全係合状態、係合過渡状態または解放過渡状態である場合は、無段変速機の推力比を入カトルクから算出された推力比より高い推力比とし、判断したクラッチの係合状態が完全解放状態である場合は、無段変速機の推力比を入カトルクから算出された推力比とする。【選択図】図４

Description

本発明は、変速機の制御装置に関する。

特許文献１には、変速機の制御装置において、登坂路発進時は平路発進時よりもベルト式の無段変速機の推力比を高くすることで、車両がずり下がることにより発生するベルト滑りを防止することが開示されている。

特開２０１４−１１４８５６号公報

しかしながら、無段変速機と並列にギヤ機構による動力伝達経路を備える場合には、ギヤ機構による発進が考えられるため、登坂路発進時に常に無段変速機の推力比を高くすると、燃費が悪化するおそれがある。

本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであって、その目的は、登坂路発進時に発生するベルト滑りの防止と燃費悪化の抑制とを両立することができる変速機の制御装置を提供することである。

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る変速機の制御装置は、トルクをギヤ機構を経由して出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、トルクを無段変速機を経由して前記出力軸に伝達する第２動力伝達経路と、前記無段変速機と駆動輪との間に設けられ、前記第２動力伝達経路を係合または解放するクラッチと、を備えた変速機の制御装置において、前進レンジ選択時かつ停止時に登坂路であるとともに、正トルク状態であることを判断した場合、前記クラッチの係合状態を判断し、判断した前記クラッチの係合状態が、完全係合状態、係合過渡状態または解放過渡状態である場合は、前記無段変速機の推力比を入カトルクから算出された推力比より高い推力比とし、判断した前記クラッチの係合状態が完全解放状態である場合は、前記無段変速機の推力比を入カトルクから算出された推力比とすることを特徴とするものである。

本発明に係る変速機の制御装置は、前進レンジの停止時に登坂路であるとともに、正トルク状態であることを判断した場合、クラッチの係合状態を判断し、クラッチが係合状態である場合には推力比を高くし、クラッチが完全解放状態である場合には推力比を高くしないため、登坂路発進時に発生するベルト滑りの防止と燃費悪化の抑制とを両立することができるという効果を奏する。

図１は、実施形態に係る動力伝達装置を備えた車両の一例を示すスケルトン図である。 図２は、エンジンや無段変速機などを制御するために車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。 図３は、セカンダリプーリ側にのみセカンダリ圧センサが備えられている場合に、必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立するための制御構造を示すブロック図である。 図４は、実施形態に係る電子制御装置より実行される車両発進時の推力比選択制御の一例を示したフローチャートである。 図５は、実施形態に係る電子制御装置より実行される車両発進時の推力比選択制御の他例を示したフローチャートである。

以下に、本発明に係る変速機の制御装置の一実施形態について説明する。なお、本実施形態により本発明が限定されるものではない。

図１は、実施形態に係る動力伝達装置１００を備えた車両Ｖｅの一例を示すスケルトン図である。図１に示すように、車両Ｖｅは、動力源としてエンジン１と動力伝達装置１００とを備える。エンジン１はエンジン回転数Ｎｅに応じて所定の動力を出力する。エンジン１から出力された動力は、動力伝達装置１００を構成する、トルクコンバータ２、入力軸３、前後進切替機構４、ベルト式の無段変速機であるＣＶＴ５またはギヤ機構６、出力軸７、カウンタギヤ機構８、デファレンシャルギヤ９、及び、駆動軸１０を介して、駆動輪１１に伝達される。ＣＶＴ５の下流側には、エンジン１を駆動輪１１から切り離すためのクラッチとしてクラッチＣ２が設けられている。クラッチＣ２を解放させることによって、ＣＶＴ５と出力軸７との間がトルク伝達不能に遮断され、エンジン１に加えＣＶＴ５が駆動輪１１から切り離される。

具体的にトルクコンバータ２は、エンジン１に連結されたポンプインペラ２ａ、ポンプインペラ２ａに対向して配置されたタービンランナ２ｂ、及び、ポンプインペラ２ａとタービンランナ２ｂとの間に配置されたステータ２ｃを備える。トルクコンバータ２の内部は作動流体としてのオイルで満たされている。ポンプインペラ２ａはエンジン１のクランクシャフト１ａと一体回転する。タービンランナ２ｂには、入力軸３が一体回転するように連結されている。トルクコンバータ２はロックアップクラッチを備え、その係合状態ではポンプインペラ２ａとタービンランナ２ｂとが一体回転し、その解放状態ではエンジン１から出力された動力が作動流体を介してタービンランナ２ｂに伝達される。なお、ステータ２ｃは、一方向クラッチを介してケースなどの固定部に保持されている。

また、ポンプインペラ２ａには、ベルト機構などの伝動機構を介して、オイルポンプ４１が連結されている。オイルポンプ４１は、ポンプインペラ２ａを介してクランクシャフト１ａに連結され、エンジン１によって駆動される。なお、オイルポンプ４１とポンプインペラ２ａとが一体回転するように構成されてもよい。

入力軸３は、前後進切替機構４に連結されている。前後進切替機構４は、エンジントルクを駆動輪１１へ伝達する際、駆動輪１１に作用するトルクの方向を前進方向と後進方向との間で切り替える。前後進切替機構４は、差動機構からなり、図１に示す例ではダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されている。その前後進切替機構４は、サンギヤ４Ｓと、サンギヤ４Ｓに対して同心円上に配置されたリングギヤ４Ｒと、サンギヤ４Ｓに噛み合っている第１ピニオンギヤ４Ｐ_１と、第１ピニオンギヤ４Ｐ_１及びリングギヤ４Ｒに噛み合っている第２ピニオンギヤ４Ｐ_２と、第１ピニオンギヤ４Ｐ_１及び第２ピニオンギヤ４Ｐ_２を自転可能かつ公転可能に保持しているキャリヤ４Ｃとを備えている。サンギヤ４Ｓには、ギヤ機構６の駆動ギヤ６１が一体回転するように連結されている。キャリヤ４Ｃには、入力軸３が一体回転するように連結されている。

また、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとを選択的に一体回転させるクラッチＣ１が設けられている。クラッチＣ１を係合させることによって、前後進切替機構４全体が一体回転する。さらに、リングギヤ４Ｒを選択的に回転不能に固定するブレーキＢ１が設けられている。クラッチＣ１及びブレーキＢ１は、油圧式である。

例えば、クラッチＣ１を係合させ、かつブレーキＢ１を解放させると、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが一体回転する。すなわち、入力軸３と駆動ギヤ６１とが一体回転する。また、クラッチＣ１を解放させ、かつブレーキＢ１を係合させると、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが逆方向に回転する。すなわち、入力軸３と駆動ギヤ６１とは逆方向に回転する。

車両Ｖｅにおいては、無段変速機であるＣＶＴ５と有段変速部であるギヤ機構６とが並列に設けられている。入力軸３と出力軸７との間の動力伝達経路として、ギヤ機構６を介する第１動力伝達経路と、ＣＶＴ５を介する第２動力伝達経路とが、並列に形成されている。

ＣＶＴ５は、入力軸３と入力軸回転速度Ｎ_ｉｎで一体回転するプライマリプーリ５１、セカンダリシャフト５４と一体回転するセカンダリプーリ５２、プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２に形成されたＶ溝に巻き掛けられたベルト５３を備える。入力軸３はプライマリシャフトとなる。プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２のＶ溝幅を変化させることによってベルト５３の巻き掛け径が変化するので、ＣＶＴ５の変速比γを連続的に変化させることができる。ＣＶＴ５の変速比γは、最大変速比γ_ｍａｘ（ギヤが最Ｌｏｗ）から最小変速比γ_ｍｉｎ（ギヤが最Ｈｉｇｈ）の範囲内で連続的に変化する。

プライマリプーリ５１は、入力軸３と一体化された固定シーブ５１ａ、入力軸３上で軸線方向に移動可能な可動シーブ５１ｂ、及び、可動シーブ５１ｂに推力を付与するプライマリ圧シリンダ５１ｃを備える。固定シーブ５１ａのシーブ面と可動シーブ５１ｂのシーブ面とが対向して、プライマリプーリ５１のＶ溝を形成する。プライマリ圧シリンダ５１ｃは、可動シーブ５１ｂの背面側に配置されている。プライマリ圧シリンダ５１ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐ_ｉｎによって、可動シーブ５１ｂを固定シーブ５１ａ側へ移動させる推力が発生し、プライマリプーリ５１に巻き掛けられたベルト５３に対して挟持圧力を発生させる。

セカンダリプーリ５２は、セカンダリシャフト５４と一体化された固定シーブ５２ａ、セカンダリシャフト５４上で軸線方向に移動可能な可動シーブ５２ｂ、及び可動シーブ５２ｂに推力を付与するセカンダリ圧シリンダ５２ｃを備える。固定シーブ５２ａのシーブ面と可動シーブ５２ｂのシーブ面とが対向して、セカンダリプーリ５２のＶ溝を形成する。セカンダリ圧シリンダ５２ｃは、可動シーブ５２ｂの背面側に配置されている。セカンダリ圧シリンダ５２ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐ_ｏｕｔによって、可動シーブ５２ｂを固定シーブ５２ａ側へ移動させる推力が発生し、セカンダリプーリ５２に巻き掛けられたベルト５３に対して挟持圧力を発生させる。

クラッチＣ２は、セカンダリシャフト５４と出力軸７との間に設けられており、出力軸７からＣＶＴ５を選択的に切り離すことができる。例えば、クラッチＣ２を係合させると、ＣＶＴ５と出力軸７との間が動力伝達可能に接続され、セカンダリシャフト５４と出力軸７とが一体回転する。一方、クラッチＣ２を解放させると、セカンダリシャフト５４と出力軸７との間がトルク伝達不能に遮断され、エンジン１及びＣＶＴ５が駆動輪１１から切り離される。

クラッチＣ２は油圧式である。油圧アクチュエータによってクラッチＣ２の係合要素同士が摩擦係合するように構成されている。そのため、クラッチＣ２の係合要素同士を半係合状態として摩擦係合させると、クラッチＣ２をスリップ状態にできる。この場合、ＣＶＴ５と出力軸７との間を伝達するトルクが比較的小さくなる。

出力軸７には、出力ギヤ７ａと従動ギヤ６３とが一体回転するように取り付けられている。出力ギヤ７ａは、減速機構であるカウンタギヤ機構８のカウンタドリブンギヤ８ａと噛み合っている。カウンタギヤ機構８のカウンタドライブギヤ８ｂは、デファレンシャルギヤ９のリングギヤ９ａと噛み合っている。デファレンシャルギヤ９には、左右の駆動軸１０を介して左右の駆動輪１１が連結されている。

ギヤ機構６は、前後進切替機構４のサンギヤ４Ｓと一体回転する駆動ギヤ６１と、カウンタギヤ機構６２と、出力軸７と一体回転する従動ギヤ６３とを含む。ギヤ機構６は減速機構であって、ギヤ機構６の変速比（ギヤ比）は、ＣＶＴ５の最大変速比γ_ｍａｘよりも大きい所定値に設定されている。車両Ｖｅにおいては、発進時にエンジン１からギヤ機構６を介して駆動輪１１にトルクを伝達可能に構成されている。ギヤ機構６は例えば発進ギヤとして機能する。

駆動ギヤ６１は、カウンタギヤ機構６２のカウンタドリブンギヤ６２ａと噛み合っている。カウンタギヤ機構６２は、カウンタドリブンギヤ６２ａと、カウンタシャフト６２ｂと、従動ギヤ６３に噛み合っているカウンタドライブギヤ６２ｃとを含む。カウンタシャフト６２ｂには、カウンタドリブンギヤ６２ａが一体回転するように取り付けられている。カウンタシャフト６２ｂは入力軸３及び出力軸７と平行に配置されている。カウンタドライブギヤ６２ｃは、カウンタシャフト６２ｂに対して相対回転可能に構成されている。

また、カウンタシャフト６２ｂとカウンタドライブギヤ６２ｃとを選択的に一体回転させる噛合式の係合装置であるドグクラッチＳ１が設けられている。ドグクラッチＳ１は、噛合式の第１係合要素６４ａ及び第２係合要素６４ｂと、軸線方向に移動可能なスリーブ６４ｃとを備える。第１係合要素６４ａは、カウンタシャフト６２ｂにスプライン嵌合されたハブである。第１係合要素６４ａとカウンタシャフト６２ｂとは一体回転する。第２係合要素６４ｂは、カウンタドライブギヤ６２ｃと一体回転するように連結されている。すなわち、第２係合要素６４ｂはカウンタシャフト６２ｂに対して相対回転する。スリーブ６４ｃの内周面に形成されたスプライン歯が、第１係合要素６４ａ及び第２係合要素６４ｂの外周面に形成されたスプライン歯と噛み合うことによって、ドグクラッチＳ１は係合状態となる。ドグクラッチＳ１を係合させることによって、駆動ギヤ６１と従動ギヤ６３との間がトルク伝達可能に接続される。第２係合要素６４ｂとスリーブ６４ｃとの噛み合いが解除されることによって、ドグクラッチＳ１は解放状態となる。ドグクラッチＳ１を解放させることによって、駆動ギヤ６１と従動ギヤ６３との間はトルク伝達不能に遮断される。また、ドグクラッチＳ１は、油圧式であり、油圧アクチュエータによってスリーブ６４ｃが軸線方向に移動する。

このように構成される車両Ｖｅでは、電子制御装置１１０（図２参照）によって制御されて、クラッチＣ１を係合状態とし、クラッチＣ２を解放状態とすることにより、入力軸３の動力がギヤ機構６を介して出力軸７に伝達され、ＣＶＴ５は動力伝達を行わない。この状態をギヤ走行モードと呼ぶ。一方、電子制御装置１１０によって制御されて、クラッチＣ２を係合状態とし、クラッチＣ１を解放状態とすることにより、入力軸３の動力がＣＶＴ５を介して出力軸７に伝達され、ギヤ機構６には動力伝達を行わない。この状態をベルト走行モードと呼ぶ。

図２は、エンジン１やＣＶＴ５などを制御するために車両Ｖｅに設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図２において、車両Ｖｅには、例えばＣＶＴ５の変速制御などに関連する変速機の制御装置としての機能を有する電子制御装置１１０が備えられている。電子制御装置１１０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Ｖｅの各種制御を実行する。例えば、電子制御装置１１０は、エンジン１の出力制御やＣＶＴ５の変速制御やベルト挟圧力制御などを実行するようになっている。

電子制御装置１１０には、エンジン回転速度センサ１２０により検出されたクランクシャフト１ａの回転角度（位置）Ａ_ＣＲ及びエンジン１の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅを表す信号、タービン回転速度センサ１２１により検出された入力軸３（タービン軸）の回転速度（タービン回転速度）Ｎ_Ｔを表す信号、入力軸回転速度センサ１２２により検出されたＣＶＴ５の入力回転速度である入力軸回転速度Ｎ_ｉｎを表す信号、出力軸回転速度センサ１２３により検出された車速Ｖに対応するＣＶＴ５の出力回転速度である出力軸回転速度Ｎ_ｏｕｔを表す信号、スロットルセンサ１２４により検出された電子スロットル弁のスロットル弁開度θ_ＴＨを表す信号、アクセル開度センサ１２５により検出された運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａ_ＣＣを表す信号、フットブレーキスイッチ１２６により検出された常用ブレーキであるフットブレーキが操作された状態を示すブレーキオンＢ_ＯＮを表す信号、レバーポジションセンサ１２７により検出されたシフトレバーのレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを表す信号、セカンダリ圧センサ１２８により検出されたセカンダリプーリ５２への供給油圧であるセカンダリ圧Ｐ_ｏｕｔを表す信号、加速度センサ１２９により検出された車両Ｖｅの前後方向の加速度を表す信号などが、それぞれ供給される。なお、電子制御装置１１０は、例えば、出力軸回転速度Ｎ_ｏｕｔと入力軸回転速度Ｎ_ｉｎとに基づいてＣＶＴ５の実変速比γ（＝Ｎ_ｉｎ／Ｎ_ｏｕｔ）を逐次算出する。

また、電子制御装置１１０からは、エンジン１の出力制御のためのエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅや、ＣＶＴ５の変速に関する油圧制御のための油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴなどが、それぞれ出力される。具体的には、エンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅとして、スロットルアクチュエータ１３０を駆動して電子スロットル弁の開閉を制御するためのスロットル信号や、燃料噴射装置１３１から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号や、点火装置１３２によるエンジン１の点火時期を制御するための点火時期信号などが出力される。また、油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴとしては、プライマリ圧Ｐｉｎを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＰ（図１参照）を駆動するための指令信号や、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳ（図１参照）を駆動するための指令信号などが、油圧制御回路１４０へ出力される。

油圧制御回路１４０において、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰにより調圧されるプライマリ圧Ｐｉｎ及びリニアソレノイド弁ＳＬＳにより調圧されるセカンダリ圧Ｐｏｕｔは、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、プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２に発生させるように制御される。また、プライマリ圧Ｐｉｎとセカンダリ圧Ｐｏｕｔとの相互関係で、プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２の推力比τ（＝Ｗｏｕｔ／Ｗｉｎ）が変更されることによりＣＶＴ５の変速比γが変更される。例えば、その推力比τが大きくされるほど変速比γが大きくされる（すなわちＣＶＴ５はダウンシフトされる）。

図３は、セカンダリプーリ５２側にのみセカンダリ圧センサ１２８が備えられている場合に、必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立するための制御構造を示すブロック図である。図３において、目標変速比γ^＊及びＣＶＴ５の入力トルクＴｉｎが、電子制御装置１１０により逐次算出される。

図３のブロックＢ１及びブロックＢ２において、電子制御装置１１０は、例えば実変速比γとＣＶＴ５の入力トルクＴｉｎとに基づいて滑り限界推力Ｗｌｍｔを算出する。具体的には、電子制御装置１１０は、下記（１）式及び下記（２）式からプライマリプーリ５１の入力トルクとしてのＣＶＴ５の入力トルクＴｉｎ、セカンダリプーリ５２の入力トルクとしてのＣＶＴ５の出力トルクＴｏｕｔ、プライマリプーリ５１及びセカンダリプーリ５２のシーブ角α、プライマリプーリ５１側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μｉｎ、セカンダリプーリ５２側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μｏｕｔ、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ５１側のベルト掛かり径Ｒｉｎ、実変速比γから一意的に算出されるセカンダリプーリ５２側のベルト掛かり径Ｒｏｕｔに基づいて、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗｏｕｔｌｍｔ及びプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔをそれぞれ算出する。なお、Ｔｏｕｔ＝γ×Ｔｉｎ＝（Ｒｏｕｔ／Ｒｉｎ）×Ｔｉｎとしている。

Ｗｏｕｔｌｍｔ＝（Ｔｏｕｔ×ｃｏｓα）／（２×μｏｕｔ×Ｒｏｕｔ）
＝（Ｔｉｎ×ｃｏｓα）／（２×μ_ｏｕｔ×Ｒｉｎ） ・・・（１）

Ｗｉｎｌｍｔ＝（Ｔｉｎ×ｃｏｓα）／（２×μｉｎ×Ｒｉｎ） ・・・（２）

図３のブロックＢ３及びブロックＢ６において、電子制御装置１１０は、例えばプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔに対応するセカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌ、及び目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊に対応するプライマリバランス推力Ｗｉｎｂｌをそれぞれ算出する。

具体的には、電子制御装置１１０は、目標変速比γ^＊をパラメータとして、プライマリ側安全率ＳＦｉｎ（＝Ｗｉｎ／Ｗｉｎｌｍｔ）の逆数ＳＦｉｎ^−１（＝Ｗｉｎｌｍｔ／Ｗｉｎ）と、プライマリプーリ５１側に対応するセカンダリプーリ５２側の推力を算出するときの推力比τｉｎと、の予め実験的に求められて記憶された関係（推力比マップ）から、逐次算出される目標変速比γ^＊及びプライマリ側安全率の逆数ＳＦｉｎ^−１に基づいて推力比τｉｎを算出する。

そして、電子制御装置１１０は、下記（３）式からプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔ及び推力比τｉｎに基づいて、セカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌを算出する。

Ｗｏｕｔｂｌ＝Ｗｉｎｌｍｔ×τｉｎ ・・・（３）

また、電子制御装置１１０は、目標変速比γ^＊をパラメータとして、セカンダリ側安全率ＳＦｏｕｔ（＝Ｗｏｕｔ／Ｗｏｕｔｌｍｔ）の逆数ＳＦｏｕｔ^−１（＝Ｗｏｕｔｌｍｔ／Ｗｏｕｔ）と、セカンダリプーリ５２側に対応するプライマリプーリ５１側の推力を算出するときの推力比τｏｕｔと、の予め実験的に求められて記憶された関係（推力比マップ）から、逐次算出される目標変速比γ^＊及びセカンダリ側安全率の逆数ＳＦｏｕｔ^−１に基づいて推力比τｏｕｔを算出する。

そして、電子制御装置１１０は、下記（４）式から目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊及び推力比τｏｕｔに基づいて、プライマリバランス推力Ｗｉｎｂｌを算出する。

Ｗｉｎｂｌ＝Ｗｏｕｔ^＊／τｏｕｔ ・・・（４）

なお、被駆動時には入力トルクＴｉｎや出力トルクＴｏｕｔが負の値となることから、各安全率の逆数ＳＦｉｎ^−１，ＳＦｏｕｔ^−１も被駆動時には負の値となる。また、この逆数ＳＦｉｎ^−１，ＳＦｏｕｔ^−１は、逐次算出されても良いが、安全率ＳＦｉｎ、ＳＦｏｕｔに所定値を各々設定するならばその逆数を設定しても良い。

図３のブロックＢ４及びブロックＢ７において、電子制御装置１１０は、例えばセカンダリプーリ５２側にて目標の変速を実現する場合のセカンダリプーリ側換算の差推力ΔＷとしてのセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔ、及びプライマリプーリ５１側にて目標の変速を実現する場合のプライマリプーリ側換算の差推力ΔＷとしてのプライマリ変速差推力ΔＷｉｎを算出する。

具体的には、電子制御装置１１０は、セカンダリ側目標変速速度（ｄＸｏｕｔ／ｄＮｅｌｍｏｕｔ）とセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔとの予め実験的に求められて記憶された関係（差推力マップ）から、逐次算出されるセカンダリ側目標変速速度（ｄＸｏｕｔ／ｄＮｅｌｍｏｕｔ）に基づいてセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔを算出する。また、電子制御装置１１０は、プライマリ側目標変速速度（ｄＸｉｎ／ｄＮｅｌｍｉｎ）とプライマリ変速差推力ΔＷｉｎとの予め実験的に求められて記憶された関係（差推力マップ）から、逐次算出されるプライマリ側目標変速速度（ｄＸｉｎ／ｄＮｅｌｍｉｎ）に基づいてプライマリ変速差推力ΔＷｉｎを算出する。

ここで、ブロックＢ３及びブロックＢ４における演算では、推力比マップや差推力マップなどの予め実験的に求められて設定された物理特性図を用いる。そのため、油圧制御回路１４０等の個体差によりセカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌやセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔの算出結果には、物理特性に対するばらつきが存在する。そこで、このような物理特性に対するばらつきを考慮する場合、電子制御装置１１０は、例えばプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔに基づくセカンダリプーリ５２側の推力（セカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌやセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔ）の算出に関わる物理特性に対するばらつき分に対応する所定推力である制御マージンＷｍｇｎを、セカンダリプーリ５２側の推力の算出に先立って、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔに加算する。したがって、上記物理特性に対するばらつきを考慮する場合、ブロックＢ３において電子制御装置１１０は、例えば上記（３）式に替えて、下記（３）’式から制御マージンＷｍｇｎが加算されたプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔ及び推力比τｉｎに基づいて、セカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌを算出する。

Ｗｏｕｔｂｌ＝（Ｗｉｎｌｍｔ＋Ｗｍｇｎ）×τｉｎ ・・・（３）’

なお、制御マージンＷｍｇｎは、例えば予め実験的に求められて設定された一定値（設計値）であるが、定常状態（変速比一定状態）よりも過渡状態（変速中）の方がばらつき要因（推力比マップや差推力マップなどの物理特性図）を多く用いるので、大きい値に設定されている。また、上記算出に関わる物理特性に対するばらつき分は、例えば各リニアソレノイド弁ＳＬＰ，ＳＬＳへの各制御電流に対する制御油圧のばらつき、その制御電流を出力する駆動回路のばらつき、制御油圧に対するプライマリ圧Ｐｉｎやセカンダリ圧Ｐｏｕｔのばらつきなどのプーリ圧の油圧指令値に対する実油圧のずれ分（油圧ばらつき分、油圧制御上のばらつき分）とは異なるものである。

この油圧ばらつき分は、油圧制御回路１４０などのハードユニットによっては比較的大きな値となるが、上記算出に関わる物理特性に対するばらつき分は、上記油圧ばらつき分と比べて極めて小さな値である。そのため、制御マージンＷｍｇｎをプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗｉｎｌｍｔに加算することは、プーリ圧の油圧指令値に対して実プーリ圧がどんなにばらついても目標のプーリ圧が得られるように、その油圧指令値に制御上のばらつき分を上乗せすることに比べ、燃費の悪化が抑制される。また、ブロックＢ６及びＢ７における演算では、目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊を基にするので、ここでは演算に先立って制御マージンＷｍｇｎを目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊に加算することについては実行しない。

また、電子制御装置１１０は、例えばプライマリプーリ５１側のベルト滑りを防止するために必要なセカンダリ推力として、セカンダリバランス推力Ｗｏｕｔｂｌにセカンダリ変速差推力ΔＷｏｕｔを加算したセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗｏｕｔｓｈ（＝Ｗｏｕｔｂｌ＋ΔＷｏｕｔ）を算出する。そして、図３のブロックＢ５において、電子制御装置１１０は、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗｏｕｔｌｍｔとセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗｏｕｔｓｈとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊として選択する。

また、電子制御装置１１０は、例えばプライマリバランス推力Ｗｉｎｂｌにプライマリ変速差推力ΔＷｉｎを加算してプライマリプーリ側変速制御推力Ｗｉｎｓｈ（＝Ｗｉｎｂｌ＋ΔＷｉｎ）を算出する。

また、図３のブロックＢ８において、電子制御装置１１０は、例えば下記（５）式に示すような予め求められて設定されたフィードバック制御式を用いて、実変速比γを目標変速比γ^＊と一致させるためのフィードバック制御量（ＦＢ制御補正量）Ｗｉｎｆｂを算出する。なお、下記（５）式において、Δγは目標変速比γ^＊と実変速比γとの変速比偏差（＝γ^＊−γ）、ＫＰは所定の比例定数、ＫＩは所定の積分定数、ＫＤは所定の微分定数である。

Ｗｉｎｆｂ＝ＫＰ×Δγ＋ＫＩ×（∫Δγｄｔ）＋ＫＤ×（ｄΔγ／ｄｔ）・・（５）

そして、電子制御装置１１０は、例えばプライマリプーリ側変速制御推力Ｗｉｎｓｈに対して、変速比偏差Δγに基づいたフィードバック制御により補正した値（＝Ｗｉｎｓｈ＋Ｗｉｎｆｂ）を目標プライマリ推力Ｗｉｎ^＊として設定する。

このように、図３のブロックＢ１〜Ｂ５は、目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊を設定するセカンダリ側目標推力演算部１５０として機能する。また、図３のブロックＢ６〜Ｂ８は、目標プライマリ推力Ｗｉｎ^＊を設定するプライマリ側目標推力演算部１５２として機能する。

図３のブロックＢ９及びブロックＢ１０において、電子制御装置１１０は、例えば目標推力を目標プーリ圧に変換する。具体的には、電子制御装置１１０は、目標セカンダリ推力Ｗｏｕｔ^＊及び目標プライマリ推力Ｗｉｎ^＊を、セカンダリ圧シリンダ５２ｃ及びプライマリ圧シリンダ５１ｃの各受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐｏｕｔ^＊（＝Ｗｏｕｔ^＊／セカンダリ圧シリンダ５２ｃの受圧面積）及び目標プライマリ圧Ｐｉｎ^＊（＝Ｗｉｎ^＊／プライマリ圧シリンダ５１ｃの受圧面積）に各々変換し、セカンダリ指示圧Ｐｏｕｔｔｇｔ及びプライマリ指示圧Ｐｉｎｔｇｔを設定する。

電子制御装置１１０は、例えば目標プライマリ圧Ｐｉｎ^＊及び目標セカンダリ圧Ｐｏｕｔ^＊が得られるように、油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴとしてプライマリ指示圧Ｐｉｎｔｇｔ及びセカンダリ指示圧Ｐｏｕｔｔｇｔを油圧制御回路１４０へ出力する。油圧制御回路１４０は、その油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴ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を調圧するとともに、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、車両Ｖｅの登坂路発進時にずり下がりが発生すると、通常の駆動状態とは異なり、駆動輪１１の後進方向の回転がセカンダリプーリ５２に伝達される。そのため、ベルト５３からセカンダリプーリ５２には前進方向のトルクが入力されるにも関わらず、セカンダリプーリ５２は後進方向に回転する状態である逆駆動状態となり、ベルト滑りが発生することが懸念される。したがって、ずり下がり時のベルト滑りを抑制するためには、ベルト挟圧力を増加させる必要があるが、不必要にベルト挟圧力の増加を行うと、効率の低下（燃費の悪化）やベルト５３の耐久性の悪化に繋がる。

図４は、実施形態に係る電子制御装置１１０より実行される車両発進時の推力比選択制御の一例を示したフローチャートである。

まず、図４に示すように、電子制御装置１１０は、車両停止時であるかを判断する（ステップＳ１）。すなわち、電子制御装置１１０は、例えば出力軸回転速度センサ１２３により検出された出力軸回転速度Ｎｏｕｔなどから求まる車速Ｖが、零であるかを判定することによって、車両停止時であるかを判断する。

車両停止時ではないと判断した場合（ステップＳ１でＮｏ）、電子制御装置１１０は、ステップＳ６にて、プライマリプーリ５１側に対応するセカンダリプーリ５２側の推力を算出するときの推力比τｉｎを、ＣＶＴ５の入力トルクＴｉｎの推定値から算出した推力比τｉｎ０に設定し（τｉｎ＝τｉｎ０）、セカンダリプーリ５２側に対応するプライマリプーリ５１側の推力を算出するときの推力比τｏｕｔを、ＣＶＴ５への入力トルクＴｉｎの推定値から算出した推力比τｏｕｔ０に設定して（τｏｕｔ＝τｏｕｔ０）、一連の制御を終了する。

一方、車両停止時であると判断した場合（ステップＳ１でＹｅｓ）、電子制御装置１１０は、前進レンジかつ登坂路であるかを判断する（ステップＳ２）。すなわち、電子制御装置１１０は、レバーポジションセンサ１２７により検出されるレバーポジションＰ_ＳＨから前進レンジであるかを判定し、加速度センサ１２９により検出される車両停止時の検出値（重力加速度の車両前後方向の成分の大きさ）に基づいて登坂路であるかを判定することによって、前進レンジかつ登坂路であるかを判断する。

前進レンジかつ登坂路ではないと判断した場合（ステップＳ２でＮｏ）、電子制御装置１１０は、ステップＳ６にて、推力比τｉｎを推力比τｉｎ０に設定し（τｉｎ＝τｉｎ０）、推力比τｏｕｔを推力比τｏｕｔ０に設定して（τｏｕｔ＝τｏｕｔ０）、一連の制御を終了する。

一方、前進レンジかつ登坂路であると判断した場合（ステップＳ２でＹｅｓ）、電子制御装置１１０は、駆動判定であるかを判断する（ステップＳ３）。なお、電子制御装置１１０は、例えばＣＶＴ５への入力トルクＴｉｎの推定値が、正ならば駆動判定とし、負ならば被駆動判定とする。

駆動判定ではないと判断した場合（ステップＳ３でＮｏ）、電子制御装置１１０は、ステップＳ６にて、推力比τｉｎを推力比τｉｎ０に設定し（τｉｎ＝τｉｎ０）、推力比τｏｕｔを推力比τｏｕｔ０に設定して（τｏｕｔ＝τｏｕｔ０）、一連の制御を終了する。なお、この際、被駆動判定されているため、推力比τｉｎ，τｏｕｔは、すでに被駆動推力比が算出されており、補正する必要はない。

一方、駆動判定であると判断した場合（ステップＳ３でＹｅｓ）、電子制御装置１１０は、クラッチＣ２が完全解放状態以外であるかを判断する（ステップＳ４）。そして、クラッチＣ２が完全解放以外ではないと判断した場合（ステップＳ４でＮｏ）、ギヤ走行モードによる登坂路発進となるため、電子制御装置１１０は、ステップＳ６にて、推力比τｉｎを推力比τｉｎ０に設定し（τｉｎ＝τｉｎ０）、推力比τｏｕｔを推力比τｏｕｔ０に設定して（τｏｕｔ＝τｏｕｔ０）、推力比τｉｎ，τｏｕｔを通常の推力比算出方法よりも被駆動寄りの推力比設定とし、一連の制御を終了する。

一方、ステップＳ４にて、クラッチＣ２が完全解放以外であると判断した場合（ステップＳ４でＹｅｓ）、ベルト走行モードによる登坂路発進となるため、ステップＳ５にて、電子制御装置１１０は、推力比τｉｎを推力比τｉｎ０に推力比の補正量Δτを足したものに設定し（τｉｎ＝τ_ｉｎ０＋Δτ）、推力比τｏｕｔを推力比τｏｕｔ０に推力比の補正量Δτを足したものに設定して（τｏｕｔ＝τｏｕｔ０＋Δτ）、一連の制御を終了する。この際、クラッチＣ２の完全係合だけではなく、クラッチＣ２の係合過渡及びクラッチＣ２の解放過渡のときも対象とすることによって、確実にベルトトルク容量を確保することができる。

このように、電子制御装置１１０は、車両停止時に前進レンジかつ登坂路であるとともに、駆動判定（正トルク状態）であることを判断した場合、クラッチＣ２の係合状態を判断する。そして、電子制御装置１１０は、判断したクラッチＣ２の係合状態が、完全係合状態、係合過渡状態または解放過渡状態である完全解放状態以外の場合、ＣＶＴ５の推力比τｉｎ，τｏｕｔを入力トルクＴｉｎから算出された推力比τｉｎ０，τｏｕｔ０よりも高い推力比とし、言い換えれば、ＣＶＴ５の変速比γを入力トルクＴｉｎから算出された変速比よりも高い変速比とする。また、電子制御装置１１０は、判断したクラッチＣ２の係合状態が完全解放状態である場合、ＣＶＴ５の推力比τｉｎ，τｏｕｔを入力トルクＴｉｎから算出された推力比τｉｎ０，τｏｕｔ０とし、言い換えれば、ＣＶＴ５の変速比γを入力トルクＴｉｎから算出された変速比とする。これにより、クラッチＣ２が完全解放状態である場合には、ＣＶＴ５の変速比を高くしない（通常の推力比設定にする）ため、不要な領域での燃費悪化を避けることができる。また、クラッチＣ２が完全解放状態以外である場合には、ＣＶＴ５の変速比を高くする（通常の推力比設定よりも被駆動寄りの設定にする）ことによって、確実にベルトトルク容量と変速追従性とを確保することができる。よって、登坂路発進時に発生するベルト滑りの防止と燃費悪化の抑制とを両立することができる。

図５は、実施形態に係る電子制御装置１１０より実行される車両発進時の推力比選択制御の他例を示したフローチャートである。なお、図５に示したフローチャートにおいては、ステップＳ１１〜Ｓ１４、及び、ステップＳ１６での処理内容が、図４に示したフローチャートにおけるステップＳ１〜Ｓ４、及び、ステップＳ６での処理内容と同じため、その説明は省略する。

図５に示したフローチャートでは、ステップＳ１４にて、クラッチＣ２が完全解放状態以外であると判断された場合（ステップＳ１４でＹｅｓ）、電子制御装置１１０は、ステップＳ１５にて、推力比τｉｎ，τｏｕｔを、強制的に入力トルクＴｉｎを負の値に読み替えるなどして、被駆動推力比に直接設定する（τｉｎ＝被駆動推力比、τｏｕｔ＝被駆動推力比）。

３ 入力軸
５ ＣＶＴ
６ ギヤ機構
７ 出力軸
１１ 駆動輪
５１ プライマリプーリ
５２ セカンダリプーリ
１１０ 電子制御装置
１２３ 出力軸回転速度センサ
１２７ レバーポジションセンサ
１２８ セカンダリ圧センサ
１２９ 加速度センサ
１４０ 油圧制御回路
Ｃ２ クラッチ

Claims (1)

1. トルクをギヤ機構を経由して出力軸に伝達する第１動力伝達経路と、
   トルクを無段変速機を経由して前記出力軸に伝達する第２動力伝達経路と、
   前記無段変速機と駆動輪との間に設けられ、前記第２動力伝達経路を係合または解放するクラッチと、
   を備えた変速機の制御装置において、
   前進レンジ選択時かつ停止時に登坂路であるとともに、正トルク状態であることを判断した場合、
   前記クラッチの係合状態を判断し、
   判断した前記クラッチの係合状態が、完全係合状態、係合過渡状態または解放過渡状態である場合は、前記無段変速機の推力比を入カトルクから算出された推力比より高い推力比とし、
   判断した前記クラッチの係合状態が完全解放状態である場合は、前記無段変速機の推力比を入カトルクから算出された推力比とすることを特徴とする変速機の制御装置。

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