JP2021196027A - 棚圧推定装置 - Google Patents

Abstract

【課題】摩擦係合要素の棚圧を精度よく推定できる、棚圧推定装置を提供する。【解決手段】ＥＣＵでは、クラッチ圧Ｐが解放されたときに、クラッチ圧Ｐの時間変化率α１での単調低下が終了した時刻Ｔ１でのクラッチ圧Ｐ、つまりクラッチピストン６３がクッショニングスプリング６８から離間するタイミングでのクラッチ圧Ｐである棚圧Ｐ１が推定される。棚圧Ｐ１は、クラッチピストン６３の移動が停止した時刻Ｔ２での油圧Ｐ２およびクラッチ圧Ｐの時間変化率α２を用いた演算により算出することができる。【選択図】図５

Description

本発明は、クラッチの棚圧を推定する棚圧推定装置に関する。

エンジンの動力により走行するコンベンショナルな車両には、変速機が搭載されている。エンジンの動力は、変速機のインプット軸に入力されて、変速機内で変速され、変速機のアウトプット軸からデファレンシャルギヤなどを介して左右の駆動輪に伝達される。

変速機として、無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）や有段式の自動変速機（ＡＴ：Automatic Transmission）が広く知られている。これらの変速機には、複数の油圧式のクラッチ（ブレーキ）が備えられており、その複数のクラッチの係合／解放の組合せにより、Ｐレンジ（駐車レンジ）、Ｒレンジ（後進レンジ）、Ｎレンジ（中立レンジ）およびＤレンジ（前進レンジ）の各変速レンジが構成される。

クラッチを係合させる係合制御では、係合ショックの発生を防止するため、伝達トルク容量の制御が重要である。クラッチの伝達トルク容量は、クラッチに供給される油圧（クラッチ圧）に依存するので、クラッチ圧を制御することにより、クラッチの伝達トルク容量を制御することができる。ところが、クラッチのピストンストロークの経時変化などの要因により、クラッチ圧と伝達トルク容量との関係が変化する。そのため、クラッチ圧と伝達トルク容量との関係、たとえば、クラッチの伝達トルク容量の得失が切り替わるときのクラッチ圧である棚圧が学習される。

特開平６−１５９４９３号公報

たとえば、変速機がベルト式の無段変速機であって、トルクコンバータから動力が入力されるインプット軸とプライマリ軸との間にクラッチが介在される構成では、クラッチ圧を０から上昇させて、トルクコンバータのタービン回転数の低下が検出されたときのクラッチ圧を棚圧と推定できる。しかしながら、引きずりトルクによるタービン回転数の低下との見分けが困難であり、棚圧の推定結果がばらつきやすい。

また、その構成では、クラッチが完全係合した状態からクラッチ圧を低下させて、タービン回転数の上昇が検出されたときのクラッチ圧を棚圧と推定することも考えられる。しかし、タービン回転数の上昇がトルクコンバータのトルク増幅の影響を受けるため、棚圧を精度よく推定できない。

本発明の目的は、摩擦係合要素の棚圧を精度よく推定できる、棚圧推定装置を提供することである。

前記の目的を達成するため、本発明に係る棚圧推定装置は、プレートとディスクとが回転軸線方向に対向して設けられ、油室に供給される油圧により、ピストンがリターンスプリングの弾性力に抗して回転軸線方向の一方側に移動し、ピストンがプレートをディスクに押し付けることにより係合し、その係合状態から油室の油圧が解放されると、時間の経過に伴って、ピストンの移動が停止するまで、油室の油圧が直線的に低下する摩擦係合要素を対象とし、摩擦係合要素の伝達トルク容量の得失が切り替わるときの油室の油圧である棚圧を推定する装置であって、摩擦係合要素が係合している状態から油室の油圧が解放されたときに、リターンスプリングの弾性力により直線的に低下する油室の油圧の時間変化率およびピストンの移動が停止した時点の油室の油圧を検出し、その検出した時間変化率および油圧を用いる演算式に従って算出した値を棚圧と推定する。

油室の油圧は、たとえば、油圧センサによって検出できるので、リターンスプリングの弾性力により直線的に低下する油圧の時間変化率は、たとえば、その油圧センサによって検出される油圧を時間微分することにより算出できる。また、ピストンの移動が停止したことに応じて、油室に残る油圧が急峻に低下するので、ピストンの移動が停止した時点における油室の油圧は、容易に特定できる。

したがって、リターンスプリングの弾性力により直線的に低下する油圧の時間変化率およびピストンの移動が停止した時点における油室の油圧を用いる演算式に従って、摩擦係合要素の棚圧を算出することにより、棚圧を精度よく推定できる。

摩擦係合要素は、回転軸線方向の一方側と逆の他方側の端のプレートに対する他方側に、クッショニングスプリングが配置されており、ピストンがリターンスプリングの弾性力に抗して一方側に移動し、ピストンがクッショニングスプリングに当接した後、ピストンがリターンスプリングおよびクッショニングスプリングの弾性力に抗してプレートをディスクに押し付けることにより係合する構成であってもよい。

その構成の摩擦係合要素を対象とする場合、棚圧をＰ１とし、ピストンの移動が停止した時点の油室の油圧をＰ２とし、油室の油圧の解放からピストンがクッショニングスプリングから離間するまでの時間をＴ１とし、油室への油圧の供給停止からピストンの移動が停止するまでの時間をＴ２とし、リターンスプリングの弾性力により直線的に低下する油圧の時間変化率をα２として、
演算式は、
Ｐ１＝Ｐ２−α２（Ｔ２−Ｔ１）
であってもよい。

また、棚圧をＰ１とし、油室の油圧が解放される前の油室の油圧をＰ０とし、ピストンの移動が停止した時点の油室の油圧をＰ２とし、油室の油圧の解放からピストンの移動が停止するまでの時間をＴ２とし、リターンスプリングおよびクッショニングスプリングの弾性力により直線的に低下する油圧の時間変化率をα１とし、リターンスプリングの弾性力により直線的に低下する油圧の時間変化率をα２として、
演算式は、
Ｐ１＝（α１×Ｐ２−α２×Ｐ０−α１×α２×Ｔ２）／（α１−α２）
であってもよい。

本発明によれば、摩擦係合要素の棚圧を精度よく推定することができる。

本発明の一実施形態に係る車両の駆動系の構成を示すスケルトン図である。 前進クラッチの構成を示す断面図である。 前進クラッチのクラッチ圧とピストンストロークとの関係を示す図である。 車両の制御系の構成を示すブロック図である。 前進クラッチのクラッチ圧の時間変化の一例を示す図である。

以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。

＜車両の駆動系＞
図１は、本発明の一実施形態に係る車両１の駆動系の構成を示すスケルトン図である。

車両１は、エンジン２を駆動源として搭載し、たとえば、ＦＲ（Front-engine Rear-wheel-drive：フロントエンジン・リヤドライブ）レイアウトを採用している。エンジン２は、クランクシャフト３が車両１の前後方向（以下、単に「前後方向」という。）に対して縦向きになる縦置きで車両１の前部に搭載される。

エンジン２は、たとえば、３気筒４ストロークエンジンであるが、３気筒４ストロークエンジンに限定されない。すなわち、エンジン２の気筒数は、３気筒に限らず、４気筒以上であってもよいし、２気筒以下であってもよい。また、エンジン２のストローク数は、４ストロークに限らず、２ストロークであってもよい。エンジン２には、エンジン２の燃焼室への吸入空気量を調整するための電子スロットルバルブ、燃料を吸入空気に噴射するインジェクタ（燃料噴射装置）および燃焼室内に電気放電を生じさせる点火プラグなどが備えられている。また、エンジン２のクランキングのためのスタータモータがエンジン２に付随して設けられている。

エンジン２の動力は、変速ユニット４に入力される。変速ユニット４から出力される動力は、プロペラシャフト５を介して、デファレンシャルギヤ６に伝達され、デファレンシャルギヤ６から左右の駆動輪（後輪）７Ｌ，７Ｒに伝達される。

変速ユニット４は、外殻をなすユニットケース内に、トルクコンバータ８および無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）９を備えている。

トルクコンバータ８は、ロックアップ機構付きのトルクコンバータであり、フロントカバー１１、ポンプインペラ１２、タービンランナ１３およびロックアップクラッチ（ロックアップピストン）１４を備えている。

フロントカバー１１は、前後方向に延びる回転軸線を中心に略円板状に延び、その外周端部がエンジン２側と反対側である後側に屈曲した形状をなしている。フロントカバー１１の中心部には、エンジン２のクランクシャフト３が相対回転不能に結合される。

ポンプインペラ１２は、フロントカバー１１の後側に配置されている。ポンプインペラ１２の外周端部は、フロントカバー１１の外周端部に接続され、ポンプインペラ１２は、フロントカバー１１と一体回転可能に設けられている。

タービンランナ１３は、フロントカバー１１とポンプインペラ１２との間に配置されている。

ロックアップクラッチ１４は、フロントカバー１１とタービンランナ１３との間に位置している。ロックアップクラッチ１４に対してタービンランナ１３側の係合側油室１５の油圧がフロントカバー１１側の解放側油室１６の油圧よりも高いと、その差圧により、ロックアップクラッチ１４がフロントカバー１１側に移動し、ロックアップクラッチ１４がフロントカバー１１に押し付けられて、ポンプインペラ１２とタービンランナ１３とが直結（ロックアップオン）される。

逆に、解放側油室１６の油圧が係合側油室１５の油圧よりも高いと、その差圧により、ロックアップクラッチ１４がタービンランナ１３側に移動する。ロックアップクラッチ１４がフロントカバー１１から離間した状態では、ポンプインペラ１２とタービンランナ１３との直結が解除（ロックアップオフ）される。ロックアップオフの状態において、エンジントルクによりポンプインペラ１２が回転すると、ポンプインペラ１２からタービンランナ１３に向かうオイルの流れが生じる。このオイルの流れがタービンランナ１３で受けられて、タービンランナ１３が回転する。このとき、トルクコンバータ８の増幅作用が生じ、タービンランナ１３には、エンジントルクよりも大きなトルクが発生する。

無段変速機９は、インプット軸２１、無段変速機構２２、リバース伝達機構２３およびアウトプット軸２４を備えている。無段変速機９は、インプット軸２１が前後方向に延びる縦向きとなるように設けられている。

インプット軸２１は、トルクコンバータ８の回転軸線上を延び、トルクコンバータ８のタービンランナ１３と一体的に回転可能に設けられている。インプット軸２１には、インプット軸ギヤ２５が一体に形成されるか、または、別体に形成されたインプット軸ギヤ２５が相対回転不能に支持されている。

無段変速機構２２は、プライマリ軸３１、セカンダリ軸３２、プライマリ軸３１に支持されたプライマリプーリ３３、セカンダリ軸３２に支持されたセカンダリプーリ３４およびプライマリプーリ３３とセカンダリプーリ３４とに巻きかけられたベルト３５を備えている。

プライマリ軸３１は、その軸心がインプット軸２１の軸心に対して後側から見て右下方に離間した位置に配置されて、インプット軸２１と平行に延びている。セカンダリ軸３２は、その軸心がインプット軸２１の軸心に対して後側から見て左上方に離間した位置に配置されて、インプット軸２１と平行に延びている。このように、インプット軸２１に対して、プライマリ軸３１とセカンダリ軸３２とが左右に分かれて配置されている。これにより、プライマリ軸３１とセカンダリ軸３２との上下方向の軸間距離を短くすることができ、無段変速機９の上下方向のサイズを小さくすることができる。そのため、車両１が商用車などの車室が低床化された車両であっても、その車両１への変速ユニット４の搭載を車両１の最低地上高を確保しつつ可能とすることができる。

プライマリプーリ３３は、プライマリ軸３１に固定されたプライマリ固定シーブ４１と、プライマリ固定シーブ４１にベルト３５を挟んで対向配置され、プライマリ軸３１にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持されたプライマリ可動シーブ４２とを備えている。プライマリ可動シーブ４２は、プライマリ固定シーブ４１に対して前側に配置されている。

プライマリ可動シーブ４２に対してプライマリ固定シーブ４１側と反対側、つまり前側には、シリンダ４３が設けられている。シリンダ４３は、内周端がプライマリ軸３１に固定され、プライマリ軸３１から軸径方向に延び、外周端部が後側に屈曲して延びている。プライマリ可動シーブ４２の外周端は、シリンダ４３の外周端部に回転径方向の内側から液密的に当接している。プライマリ可動シーブ４２とシリンダ４３との間は、油室（ピストン室）４４として形成されている。

セカンダリプーリ３４は、セカンダリ軸３２に固定されたセカンダリ固定シーブ４５と、セカンダリ固定シーブ４５にベルト３５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸３２にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持されたセカンダリ可動シーブ４６とを備えている。セカンダリ可動シーブ４６は、セカンダリ固定シーブ４５に対して後側に配置されており、前後方向において、セカンダリ固定シーブ４５とセカンダリ可動シーブ４６との位置関係は、プライマリプーリ３３のプライマリ固定シーブ４１とプライマリ可動シーブ４２との位置関係と逆転している。

セカンダリ可動シーブ４６に対してセカンダリ固定シーブ４５と反対側、つまり後側には、ピストン４７が設けられている。ピストン４７は、内周端がセカンダリ軸３２に固定され、セカンダリ軸３２から軸径方向に延びている。セカンダリ可動シーブ４６の外周端部は、後側に延出しており、ピストン４７の外周端は、そのセカンダリ可動シーブ４６の外周端部に回転径方向の内側から液密的に当接している。セカンダリ可動シーブ４６とピストン４７との間は、油室４８として形成されている。

無段変速機構２２では、プライマリプーリ３３およびセカンダリプーリ３４の各油室４４，４８に供給される油圧が制御されて、プライマリプーリ３３およびセカンダリプーリ３４の各溝幅が変更されることにより、ベルト変速比（プライマリプーリ３３とセカンダリプーリ３４とのプーリ比）が一定の変速比範囲内で連続的に無段階で変更される。

具体的には、ベルト変速比が小さくされるときには、プライマリプーリ３３の油室４４に供給される油圧が上げられる。これにより、プライマリプーリ３３のプライマリ可動シーブ４２がプライマリ固定シーブ４１側に移動し、プライマリ固定シーブ４１とプライマリ可動シーブ４２との間隔（溝幅）が小さくなる。これに伴い、プライマリプーリ３３に対するベルト３５の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ３４のセカンダリ固定シーブ４５とセカンダリ可動シーブ４６との間隔（溝幅）が大きくなる。その結果、ベルト変速比が小さくなる。

ベルト変速比が大きくされるときには、プライマリプーリ３３の油室４４に供給される油圧が下げられる。これにより、ベルト３５に対するセカンダリプーリ３４の推力がベルト３５に対するプライマリプーリ３３の推力よりも大きくなり、セカンダリプーリ３４のセカンダリ固定シーブ４５とセカンダリ可動シーブ４６との間隔が小さくなるとともに、プライマリ固定シーブ４１とプライマリ可動シーブ４２との間隔が大きくなる。その結果、ベルト変速比が大きくなる。

なお、図示されていないが、セカンダリプーリ３４の油室４８には、バイアススプリングが設けられている。バイアススプリングは、一端がセカンダリ可動シーブ４６に弾性的に当接し、他端がピストン４７に弾性的に当接している。バイアススプリングの弾性力により、セカンダリ可動シーブ４６およびピストン４７が互いに離間する方向に付勢されている。セカンダリ可動シーブ４６には、油室４８の油圧およびバイアススプリングによる付勢力が付与され、ベルト３５には、それに応じた挟圧力が付与される。

プライマリ軸３１の前側の端部には、プライマリ入力ギヤ５１が相対回転可能に支持されている。

プライマリ入力ギヤ５１とその後側に配置されるプライマリプーリ３３との間に、前進クラッチ５２が設けられている。前進クラッチ５２は、油圧式の摩擦クラッチであり、油圧により係合し、プライマリ軸３１に対するプライマリ入力ギヤ５１の回転を禁止する。したがって、前進クラッチ５２の係合状態では、プライマリ入力ギヤ５１が回転すると、プライマリ軸３１がプライマリ入力ギヤ５１と一体に回転する。この係合状態の前進クラッチ５２から油圧が開放されると、前進クラッチ５２が解放される。前進クラッチ５２の解放により、プライマリ軸３１に対するプライマリ入力ギヤ５１の回転が許容され、プライマリ入力ギヤ５１が回転しても、その回転がプライマリ軸３１に伝達されない。

セカンダリ軸３２の前側の端部には、セカンダリ入力ギヤ５３が相対回転可能に支持されている。

セカンダリ入力ギヤ５３とその後側に配置されるセカンダリプーリ３４との間には、後進クラッチ５４が設けられている。後進クラッチ５４は、油圧式の摩擦クラッチであり、油圧により係合し、セカンダリ軸３２に対するセカンダリ入力ギヤ５３の回転を禁止する。したがって、セカンダリ入力ギヤ５３が回転すると、セカンダリ軸３２がセカンダリ入力ギヤ５３と一体に回転する。この係合状態の後進クラッチ５４から油圧が開放されると、後進クラッチ５４が解放される。後進クラッチ５４の解放により、セカンダリ軸３２に対するセカンダリ入力ギヤ５３の回転が許容され、セカンダリ入力ギヤ５３が回転しても、その回転がセカンダリ軸３２に伝達されない。

リバース伝達機構２３は、インプット軸２１の動力（回転）を無段変速機構２２を経由せずにセカンダリ軸３２に伝達する機構である。リバース伝達機構２３は、リバースアイドラ軸５５、第１リバースギヤ５６および第２リバースギヤ５７を含む。

リバースアイドラ軸５５は、インプット軸２１と平行をなす前後方向に延びている。

第１リバースギヤ５６は、リバースアイドラ軸５５と一体に形成されるか、または、リバースアイドラ軸５５と別体に形成されて、リバースアイドラ軸５５に相対回転不能に支持されている。

アウトプット軸２４は、インプット軸２１に対して後側に間隔を空けて、インプット軸２１と同一軸線上に配置されている。アウトプット軸２４には、アウトプット軸ギヤ５８が一体に形成されるか、または、アウトプット軸２４と別体に形成されたアウトプット軸ギヤ５８が相対回転不能に支持されている。これに対応して、セカンダリ軸３２には、セカンダリプーリ３４のピストン４７の後側に隣接して、セカンダリ出力ギヤ５９がスプライン嵌合により相対回転不能に支持されている。アウトプット軸ギヤ５８とセカンダリ出力ギヤ５９とは、噛合している。

無段変速機９は、たとえば、Ｐレンジ（駐車レンジ）、Ｒレンジ（後進レンジ）、Ｎレンジ（中立レンジ）およびＤレンジ（前進レンジ）を含む変速レンジを有している。変速レンジの切り替えを指示するため、車両１の車室内には、シフトレバー（セレクトレバー）が配設されている。シフトレバーの可動域には、Ｐレンジ、Ｒレンジ、ＮレンジおよびＤレンジに対応して、それぞれＰポジション、Ｒポジション、ＮポジションおよびＤポジションが設定されている。

シフトレバーがＰポジションに位置する状態では、前進クラッチ５２および後進クラッチ５４の両方が解放され、たとえば、アウトプット軸２４に相対回転不能に支持されるパーキングギヤが固定されることにより、Ｐレンジが構成される。また、シフトレバーがＮポジションに位置する状態では、前進クラッチ５２および後進クラッチ５４の両方が解放され、パーキングロックギヤが固定されないことにより、Ｎレンジが構成される。

シフトレバーがＤポジションに位置する状態では、前進クラッチ５２が係合されて、後進クラッチ５４が解放されることにより、Ｄレンジが構成される。このとき、エンジン２からトルクコンバータ８を介してインプット軸２１に入力される動力は、前進クラッチ５２の係合により、インプット軸ギヤ２５からプライマリ入力ギヤ５１を介してプライマリ軸３１に伝達される。一方、インプット軸２１に入力される動力がインプット軸ギヤ２５からセカンダリ入力ギヤ５３に伝達されて、セカンダリ入力ギヤ５３が回転しても、後進クラッチ５４の解放により、セカンダリ入力ギヤ５３がセカンダリ軸３２に対して空転し、セカンダリ軸３２に動力が伝達されない。

プライマリ軸３１に伝達される動力は、プライマリプーリ３３とセカンダリプーリ３４とのプーリ比に応じたベルト変速比で変速されて、セカンダリ軸３２に伝達される。そして、セカンダリ軸３２に伝達される動力は、セカンダリ出力ギヤ５９からアウトプット軸ギヤ５８を介してアウトプット軸２４に伝達され、アウトプット軸２４からプロペラシャフト５に伝達される。

シフトレバーがＲポジションに位置する状態では、前進クラッチ５２が解放されて、後進クラッチ５４が係合されることにより、Ｒレンジが構成される。このとき、エンジン２からトルクコンバータ８を介してインプット軸２１に入力される動力は、後進クラッチ５４の係合により、インプット軸ギヤ２５からリバース伝達機構２３およびセカンダリ入力ギヤ５３を介してセカンダリ軸３２に伝達される。このとき、セカンダリ軸３２は、車両１の前進時と逆方向に回転する。一方、インプット軸２１に入力される動力がインプット軸ギヤ２５からプライマリ入力ギヤ５１に伝達されて、プライマリ入力ギヤ５１が回転しても、前進クラッチ５２の解放により、プライマリ入力ギヤ５１がプライマリ軸３１に対して空転し、プライマリ軸３１に動力が伝達されない。

セカンダリ軸３２に伝達される動力は、セカンダリ出力ギヤ５９からアウトプット軸ギヤ５８を介してアウトプット軸２４に伝達され、アウトプット軸２４からプロペラシャフト５に伝達される。

＜前進クラッチの構成＞
図２は、前進クラッチ５２の構成を示す断面図である。

前進クラッチ５２は、クラッチドラム６１、クラッチハブ６２およびクラッチピストン６３を備えている。

クラッチドラム６１は、内周端がプライマリ軸３１に固定され、プライマリ軸３１から軸径方向に延び、外周端部がプライマリ入力ギヤ５１側、つまり前側に屈曲して延びている。

クラッチハブ６２は、プライマリ入力ギヤ５１と一体に形成され、プライマリ入力ギヤ５１から後側に延出する円筒状をなし、クラッチドラム６１の外周端部に対して軸径方向の内側から間隔を空けて対向している。

クラッチピストン６３は、クラッチドラム６１とクラッチハブ６２との間に、軸線方向に移動可能に設けられている。クラッチピストン６３は、クラッチドラム６１に液密的に当接しており、クラッチドラム６１とクラッチピストン６３との間には、クラッチピストン６３に作用する油圧が供給される油室６４が形成されている。また、クラッチピストン６３は、リターンスプリング６５により、後側に弾性的に付勢されている。

クラッチドラム６１の外周端部とクラッチハブ６２とに軸径方向に挟まれる空間において、クラッチドラム６１に保持される略円環状のクラッチプレート６６とクラッチハブ６２に保持される略円環状のクラッチディスク６７とが回転軸線方向の一方側である後側からその順で交互に並んでいる。最後端のクラッチプレート６６の後側には、略円環状のクッショニングスプリング６８が配置されている。クッショニングスプリング６８は、クラッチドラム６１にその外周端部が保持されている。

図３は、クラッチ圧Ｐ（油室６４の油圧）とピストンストローク（クラッチピストン６３の移動量）との関係を示す図である。

油室６４に油圧が供給され、油室６４の油圧であるクラッチ圧Ｐが上昇すると、そのクラッチ圧Ｐにより、クラッチピストン６３がリターンスプリング６５の弾性力に抗して前側に移動する。クラッチ圧Ｐが当接圧まで上昇すると、クラッチピストン６３がクッショニングスプリング６８に当接する。クラッチ圧Ｐがさらに上昇すると、クラッチピストン６３がクッショニングスプリング６８を前側に押圧して、クッショニングスプリング６８が弾性変形し始める。その後、クラッチピストン６３は、クラッチ圧Ｐの上昇に伴って、リターンスプリング６５およびクッショニングスプリング６８の各弾性力の合力に抗して前側に移動する。クラッチピストン６３がクッショニングスプリング６８を介してクラッチプレート６６を前側に押圧し、クラッチプレート６６とクラッチディスク６７との圧接力が高まるのにつれて、前進クラッチ５２の伝達トルク容量が上昇する。クッショニングスプリング６８がクラッチピストン６３に押し切られると（クッショニングスプリング６８の弾性変形が停止すると）、クラッチピストン６３の移動が停止した状態となる。

前進クラッチ５２が係合した状態になると、プライマリ軸３１に対するプライマリ入力ギヤ５１の回転が禁止され、プライマリ入力ギヤ５１が回転すると、プライマリ軸３１がプライマリ入力ギヤ５１と一体に回転する。

前進クラッチ５２の係合状態から、クラッチ圧Ｐが解放されると、リターンスプリング６５およびクッショニングスプリング６８の各弾性力の合力により、クラッチピストン６３が後側に移動し、クラッチプレート６６とクラッチディスク６７との圧接力が弱まり、これに伴って、前進クラッチ５２の伝達トルク容量が低下する。クッショニングスプリング６８が復元して、クラッチピストン６３がクッショニングスプリング６８から離間すると、前進クラッチ５２の伝達トルク容量が０になり、前進クラッチ５２が完全に解放される。

前進クラッチ５２の解放により、プライマリ軸３１に対するプライマリ入力ギヤ５１の回転が許容され、プライマリ入力ギヤ５１が回転しても、その回転がプライマリ軸３１に伝達されない。

＜車両の制御系＞
図４は、車両１の制御系の構成を示すブロック図である。

車両１には、マイコン（マイクロコントローラユニット）を含む構成のＥＣＵ（Electronic Control Unit：電子制御ユニット）が備えられている。マイコンには、たとえば、ＣＰＵ、フラッシュメモリなどの不揮発性メモリおよびＤＲＡＭ（Dynamic Random Access Memory）などの揮発性メモリが内蔵されている。図２には、１つのＥＣＵ７１のみが示されているが、車両１には、各部を制御するため、ＥＣＵ７１と同様の構成を有する複数のＥＣＵが搭載されている。ＥＣＵ７１を含む複数のＥＣＵは、ＣＡＮ（Controller Area Network）通信プロトコルによる双方向通信が可能に接続されている。

ＥＣＵ７１には、エンジン２の制御のためのエンジン制御ロジックと、変速ユニット４の制御のための変速制御ロジックとが組まれている。エンジン制御ロジックにより、エンジン２の始動、停止および出力調整などのため、エンジン２に設けられた電子スロットルバルブ、インジェクタおよび点火プラグなどが制御される。変速制御ロジックにより、トルクコンバータ８のロックアップオン／オフの切り替えや無段変速機構２２のベルト変速比（無段変速機９の変速比）の制御などのため、変速ユニット４の各部に油圧を供給するための油圧回路に含まれる各種のバルブなどが制御される。

ＥＣＵ７１には、制御に必要な各種センサが接続されており、各種センサの検出信号が入力される。各種センサには、たとえば、前進クラッチ５２のクラッチ圧Ｐ（油室６４の油圧）を検出する油圧センサ７２が含まれる。ＥＣＵ７１では、各種センサの検出信号から各種情報が取得される。また、ＥＣＵ７１には、他のＥＣＵから制御に必要な各種情報が入力される。ＥＣＵ７１に他のＥＣＵから入力される情報は、その情報を取得するためのセンサがＥＣＵ７１に接続されて、ＥＣＵ７１において、そのセンサの検出信号から求められてもよい。

＜棚圧推定処理＞
図５は、クラッチ圧Ｐの時間変化の一例を示す図である。

シフトレバーがＤポジションから他のポジションに操作されると、そのシフトレバーの操作がケーブルを介して自動変速機のマニュアルバルブに伝達されて、マニュアルバルブが操作されることにより、マニュアルバルブから前進クラッチ５２を係合させるための油圧の出力が停止する。これに伴い、前進クラッチ５２のクラッチ圧Ｐ（油室６４の油圧）が解放される。また、前進クラッチ５２の係合状態から、ＥＣＵ７１により、前進クラッチ５２の油室６４に供給される油圧を調圧するバルブに対するクラッチ指示圧が０ＭＰａに変更されると、前進クラッチ５２のクラッチ圧Ｐが解放される。

クラッチ圧Ｐが解放されると（時刻Ｔ０）、リターンスプリング６５およびクッショニングスプリング６８の各弾性力の合力により、クラッチピストン６３が後側に移動する。これに伴って、クラッチ圧Ｐが油圧（係合圧）Ｐ０から時間変化率（傾き）α１で直線的に低下する（時間Ｔ０−Ｔ１）。

そして、クラッチピストン６３がクッショニングスプリング６８から離間すると、リターンスプリング６５の弾性力により、クラッチピストン６３が後側に移動する。これに伴って、クラッチ圧Ｐが時間変化率（傾き）α２で直線的に低下する。そして、クラッチピストン６３がクラッチドラム６１に当接して、クラッチピストン６３の移動が停止すると（時刻Ｔ２）、油室６４の容積変化がなくなり、クラッチ圧Ｐがクラッチ圧Ｐ２から急峻に低下する。

ＥＣＵ７１では、クラッチ圧Ｐが解放されたときに、クラッチ圧Ｐの時間変化率α１での単調低下が終了した時刻Ｔ１でのクラッチ圧Ｐ、つまりクラッチピストン６３がクッショニングスプリング６８から離間するタイミングでのクラッチ圧Ｐである棚圧Ｐ１が算出により推定される。棚圧Ｐ１は、時刻Ｔ２でのクラッチ圧Ｐ２およびクラッチ圧Ｐの時間変化率α２を用いた演算により算出することができる。すなわち、棚圧Ｐ１は、次の演算式（１）または演算式（２）に従って算出することができる。

Ｐ１＝Ｐ２−α２（Ｔ２−Ｔ１） ・・・（１）

Ｐ１＝（α１×Ｐ２−α２×Ｐ０−α１×α２×Ｔ２）／（α１−α２）
・・・（２）

演算式（２）は、式（３）を「Ｔ１」について解き、その「Ｔ１」の式を式（４）に代入して、式（４）を「Ｐ１」について解くことにより導き出すことができる。
Ｐ１＝Ｐ０＋α１×Ｔ１ ・・・（３）
Ｐ１＝Ｐ２−α２（Ｔ２−Ｔ１）＝Ｐ２−α２×Ｔ２＋α２×Ｔ１ ・・・（４）

＜作用効果＞
クラッチ圧Ｐが低下し始める前のクラッチ圧Ｐ０およびクラッチピストン６３の移動が停止した時刻Ｔ２でのクラッチ圧Ｐ２は、油圧センサ７２によって検出することができる。クラッチピストン６３の移動が停止したことに応じて、クラッチ圧Ｐが急峻に低下するので、クラッチピストン６３の移動が停止した時点におけるクラッチ圧Ｐ２は、容易に特定することができる。

クラッチ圧Ｐの時間変化率α１および時間変化率α２、ならびにクラッチ圧Ｐの時間変化率α１での単調低下が終了した時刻Ｔ１は、油圧センサ７２によって検出されるクラッチ圧Ｐを用いた演算により算出できる。すなわち、クラッチ圧Ｐの１階微分値を平滑化処理（移動平均処理、ローパスフィルタ処理）して得られる値の最小値（負の値）は、クラッチ圧Ｐの時間変化率α１として求めることができる。また、クラッチ圧Ｐの１階微分値を平滑化処理して得られる値の最大値（負の値）は、クラッチ圧Ｐの時間変化率α２として求めることができる。クラッチ圧Ｐの２階微分値が所定値を超えた時刻は、クラッチ圧Ｐの時間変化率α１での単調低下が終了した時刻Ｔ１として求めることができる。

よって、演算式（１）または演算式（２）に従って、棚圧Ｐ１を算出することにより、棚圧Ｐ１を精度よく推定することができる。

棚圧Ｐ１を精度よく推定できるので、前進クラッチ５２の伝達トルク容量を正確に制御することができる。そのため、ＮレンジからＤレンジへの変速時に、前進クラッチ５２の係合ショックの発生を抑制することができる。また、路面から駆動輪７Ｌ，７Ｒに過大なトルクが入力された場合に、ベルト３５よりも先に前進クラッチ５２が滑るようにする制御、いわゆるクラッチヒューズ制御を精度よく行うことができ、ベルト滑りの発生を良好に抑制することができる。さらには、クラッチヒューズ制御を精度よく行うことができるので、ベルト３５に付与される挟圧を下げることができ、車両１の燃費を向上させることができる。

＜変形例＞
以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもできる。

たとえば、前述の実施形態では、前進クラッチ５２を取り上げたが、本発明に係る棚圧推定の技術は、後進クラッチ５４に適用することもできる。

また、変速ユニット４は、エンジン２の後側に、ＣＶＴ５のインプット軸２１が車両の前後方向に延びる縦向きとなる縦置きで配置されている構成に限らず、エンジン２の左側または右側に、ＣＶＴの入力軸（インプット軸）が車両の左右方向に延びるように横置きされる構成であってもよい。

その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。

１：車両
５２：前進クラッチ（摩擦係合要素）
５４：後進クラッチ（摩擦係合要素）
６３：クラッチピストン（ピストン）
６４：油室
６５：リターンスプリング
６６：クラッチプレート（プレート）
６７：クラッチディスク（ディスク）
６８：クッショニングスプリング
７１：ＥＣＵ（棚圧推定装置）
７２：油圧センサ

Claims (3)

1. プレートとディスクとが回転軸線方向に対向して設けられ、油室に供給される油圧により、ピストンがリターンスプリングの弾性力に抗して前記回転軸線方向の一方側に移動し、前記ピストンが前記プレートを前記ディスクに押し付けることにより係合し、その係合状態から前記油室の油圧が解放されると、時間の経過に伴って、前記ピストンの移動が停止するまで、前記油室の油圧が直線的に低下する摩擦係合要素を対象とし、前記摩擦係合要素の伝達トルク容量の得失が切り替わるときの前記油室の油圧である棚圧を推定する装置であって、
   前記摩擦係合要素が係合している状態から前記油室の油圧が解放されたときに、前記リターンスプリングの弾性力により直線的に低下する前記油室の油圧の時間変化率および前記ピストンの移動が停止した時点の前記油室の油圧を検出し、
   その検出した時間変化率および油圧を用いる演算式に従って算出した値を前記棚圧と推定する、棚圧推定装置。
2. 前記回転軸線方向の前記一方側と逆の他方側の端の前記プレートに対する前記他方側に、クッショニングスプリングが配置されており、前記ピストンが前記リターンスプリングの弾性力に抗して前記一方側に移動し、前記ピストンが前記クッショニングスプリングに当接した後、前記ピストンが前記リターンスプリングおよび前記クッショニングスプリングの弾性力に抗して前記プレートを前記ディスクに押し付けることにより、前記摩擦係合要素が係合し、
   前記棚圧をＰ１とし、前記ピストンの移動が停止した時点の前記油室の油圧をＰ２とし、前記油室の油圧の解放から前記ピストンが前記クッショニングスプリングから離間するまでの時間をＴ１とし、前記油室への油圧の供給停止から前記ピストンの移動が停止するまでの時間をＴ２とし、前記リターンスプリングの弾性力により直線的に低下する油圧の時間変化率をα２として、
   前記演算式は、
   Ｐ１＝Ｐ２−α２（Ｔ２−Ｔ１）
   である、請求項１に記載の棚圧推定装置。
3. 前記回転軸線方向の前記一方側と逆の他方側の端の前記プレートに対する前記他方側に、クッショニングスプリングが配置されており、前記ピストンが前記リターンスプリングの弾性力に抗して前記一方側に移動し、前記ピストンが前記クッショニングスプリングに当接した後、前記ピストンが前記リターンスプリングおよび前記クッショニングスプリングの弾性力に抗して前記プレートを前記ディスクに押し付けることにより、前記摩擦係合要素が係合し、
   前記棚圧をＰ１とし、前記油室の油圧が解放される前の前記油室の油圧をＰ０とし、前記ピストンの移動が停止した時点の前記油室の油圧をＰ２とし、前記油室の油圧の解放から前記ピストンの移動が停止するまでの時間をＴ２とし、前記リターンスプリングおよび前記クッショニングスプリングの弾性力により直線的に低下する油圧の時間変化率をα１とし、前記リターンスプリングの弾性力により直線的に低下する油圧の時間変化率をα２として、
   前記演算式は、
   Ｐ１＝（α１×Ｐ２−α２×Ｐ０−α１×α２×Ｔ２）／（α１−α２）
   である、請求項１に記載の棚圧推定装置。

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