JP4274033B2 - ベルト式無段変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、プライマリプーリ及びセカンダリプーリの夫々にベルト挟圧力発生用のアクチュエータを具備するベルト式無段変速機の制御装置に関する。

一般に、ベルト式無段変速機は、平行に配置された二本の回転軸と、これら各回転軸に別個に取り付けられたプライマリプーリ及びセカンダリプーリと、このプライマリプーリ及びセカンダリプーリの夫々のＶ字形状の溝に巻き掛けられたベルトとを備えている。ここで、そのプライマリプーリ及びセカンダリプーリは、夫々、回転軸（プライマリシャフト及びセカンダリシャフト）に固定された垂体状の固定シーブと、その回転軸上でその軸線方向に摺動する垂体状の可動シーブとを有しており、対向する固定シーブの傾斜部分と可動シーブの傾斜部分とで上記Ｖ字形状の溝を形成している。

そして、この種のベルト式無段変速機においては、上記可動シーブを回転軸の軸線方向に摺動させてＶ字形状の溝幅を変化させることで、ベルトとプライマリプーリ及びセカンダリプーリとの夫々の接触半径を無段階に変化させ、これにより変速比γを無段階に変えることができる。換言すれば、プライマリプーリ側の接触半径とセカンダリプーリ側の接触半径との比がベルト式無段変速機の変速比γになることから、このベルト式無段変速機は、プライマリプーリの溝幅を制御することによって変速比γを無段階に可変させることができる。

このように、従来、ベルト式無段変速機において変速比γを変える為には可動シーブを回転軸方向に摺動させる必要があり、これが為、このベルト式無段変速機にはプライマリプーリの可動シーブを摺動させる為の機構（可動シーブ摺動機構）が設けられている。例えば、この可動シーブ摺動機構としては電動モータや油圧モータ等のモータの駆動力を利用して可動シーブの摺動を行うものがある。

また、このベルト式無段変速機においては、変速比γを保持し、上記Ｖ字形状の溝におけるベルトの滑りを抑える為に、可動シーブを固定シーブ側に押し付けてベルト挟圧力を発生させる押圧機構（アクチュエータ）が設けられている。例えば、この押圧機構としては、可動シーブの裏面（Ｖ字形状の溝の反対側の面）に設けたシリンダ内の油圧や空気圧によってベルト挟圧力を発生させるもの、その裏面に設けたトルクカムによってベルト挟圧力を発生させるもの等があり、かかる押圧機構を具備するベルト式無段変速機は、例えば下記の特許文献１に開示されている。

実開昭６４−１２９６０号公報

ここで、上述した油圧等による押圧機構においては、その油圧等をベルト式無段変速機への入力トルクに応じて適宜変化させることによってベルト挟圧力を発生させている。

しかしながら、その入力トルクとして例えば運転状態に応じて予め記憶された内燃機関の出力トルクを用いることが考えられるが、内燃機関の特性バラツキ等により、その記憶された内燃機関の出力トルクと実際の内燃機関の出力トルクとの間に差異が生じる場合があり、ベルト挟圧力が過剰になる又は不足する等、適切なベルト挟圧力の制御を行えない虞があった。

そこで、本発明は、かかる従来例の有する不都合を改善して、正確なベルト式無段変速機への入力トルクが取得でき、その入力トルクに応じた適切なベルト挟圧力制御を行い得るベルト式無段変速機の制御装置を提供することを、その目的とする。

上記目的を達成する為、請求項１記載の発明では、一方の可動シーブに当該可動シーブを固定シーブに向けて押圧して当該一方の可動シーブのベルト挟圧力を発生し得る第１アクチュエータを設けると共に、他方の可動シーブに当該可動シーブを固定シーブに向けて押圧して当該他方の可動シーブのベルト挟圧力を発生し得る第２アクチュエータ及びトルクカムを設けたベルト式無段変速機の制御装置において、第１アクチュエータの制御量を用いて求めたベルト式無段変速機の出力トルクと当該ベルト式無段変速機の変速比とに基づいて当該ベルト式無段変速機に実際に入力されている入力トルクを導出する入力トルク導出機能と、その実際のベルト式無段変速機の入力トルクと内燃機関の状態とに基づいて当該状態に応じた当該内燃機関からベルト式無段変速機への入力トルク情報を修正する機能と、を設けている。

ここで、この入力トルク導出機能は、請求項２記載の発明の如く、第１アクチュエータの制御量に基づいて他方の可動シーブの推力を求め、この他方の可動シーブの推力と第２アクチュエータの制御量に基づき求めた当該第２アクチュエータの推力とからトルクカムの推力を求め、このトルクカムの推力と当該トルクカムの諸元とからトルクカム伝達トルクを求め、このトルクカム伝達トルクとベルト式無段変速機の変速比とに基づいて前記実際のベルト式無段変速機の入力トルクを導出する機能であることが好ましい。

この請求項１又は２に記載の発明によれば、ベルト式無段変速機への実際の入力トルクを簡易且つ精度良く求めることができる。特に、トルクカム伝達トルク（セカンダリトルク）を求める際に請求項２記載の発明の如くトルクカムの諸元をも考慮すれば、より精度の高い実際の入力トルクを求めることが可能になる。また、この請求項１又は２に記載の発明によれば、内燃機関の状態（機関回転数等）からでも精度の高い入力トルクを推定することができるので、変速比を保持するに必要十分なベルト挟圧力を発生させることができる。

また、請求項３記載の発明の如く、第２アクチュエータが他方の可動シーブを押圧しないよう当該第２アクチュエータの制御量を制御することによって、より簡単に実際の入力トルクを求めることができる。更に、この請求項３記載の発明のように、入力トルク導出機能は、所定の変速比のときに、第２アクチュエータが他方の可動シーブを押圧しないよう当該第２アクチュエータの制御量を制御し、第１アクチュエータの制御量に基づいて他方の可動シーブのベルト挟圧力を担うトルクカムの推力を求め、このトルクカムの推力と当該トルクカムの諸元とからトルクカム伝達トルクを求め、このトルクカム伝達トルクとベルト式無段変速機の変速比とに基づいて実際のベルト式無段変速機の入力トルクを導出する機能であることが好ましい。

また、上記目的を達成する為、請求項４記載の発明では、上記請求項１，２又は３に記載のベルト式無段変速機の制御装置において、入力トルク導出機能により求められた前記実際のベルト式無段変速機の入力トルクに基づいて第１及び第２のアクチュエータの制御量を制御するアクチュエータ制御機能を設けている。

この請求項４記載の発明によれば、ベルト式無段変速機への実際の入力トルクに応じた最適なベルト挟圧力を得ることができる。

また、上記目的を達成する為、請求項５記載の発明では、所定の間隔を設けて平行に配置した２本のプーリ軸と、その各プーリ軸に各々配置し且つ当該プーリ軸上を軸線方向に摺動し得る可動シーブと、その各可動シーブに各々対向させてプーリ軸上に配置し且つ当該可動シーブとの間で溝を形成する固定シーブと、対向配置した夫々の可動シーブ及び固定シーブにおける各溝に巻き掛けたベルトとを備えたベルト式無段変速機の制御装置において、一方のプーリ軸上における可動シーブ及び固定シーブの組を入力側とし、且つ、他方のプーリ軸上における可動シーブ及び固定シーブの組を出力側とし、前記入力側の可動シーブを固定シーブに向けて押圧してベルト挟圧力を発生させる第１アクチュエータの制御量を用いてその出力側のプーリ軸から出力された出力トルクを求める機能と、その出力トルクと変速比に基づいて入力側のプーリ軸に入力された実際の入力トルクを求める機能と、その実際の入力トルクを内燃機関の状態に応じた当該内燃機関からベルト式無段変速機への入力トルク情報と比較して当該内燃機関の状態に応じた入力トルク情報を修正する機能とを設けている。この請求項５記載の発明によれば、内燃機関の状態（機関回転数等）からでも精度の高い入力トルクを推定することができるので、変速比を保持するに必要十分なベルト挟圧力を発生させることができる。

本発明に係るベルト式無段変速機の制御装置は、ベルト式無段変速機への実際の入力トルクを精度良く求めることができるので、その入力トルクに応じた最適なベルト挟圧力を発生させることができる。

以下に、本発明に係るベルト式無段変速機の制御装置の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。尚、この実施例によりこの発明が限定されるものではない。

本発明に係るベルト式無段変速機の制御装置の実施例１を図１〜図１６に基づいて説明する。

最初に、ベルト式無段変速機を備えた動力伝達装置の全体構成について図１を用いて説明する。

この動力伝達装置は、内燃機関１０と、この内燃機関１０の出力側に配置されたトランスアクスル２０とで構成される。

上記トランスアクスル２０は、図１に示す如く、内燃機関１０の出力側から順に、内燃機関１０に取り付けられたトランスアクスルハウジング２１と、このトランスアクスルハウジング２１に取り付けられたトランスアクスルケース２２と、このトランスアクスルケース２２に取り付けられたトランスアクスルリヤカバー２３とを備えており、これらにより筐体が構成される。

先ず、上記トランスアクスルハウジング２１の内部には、トルクコンバータ（発進装置）３０が収納されている。このトルクコンバータ３０は、内燃機関１０のトルクを増加させて後述するベルト式無段変速機１に伝達するものであり、ポンプインペラ３１，タービンライナ３２，ステータ３３，ロックアップクラッチ３４及びダンパ装置３５等を備えている。

また、このトランスアクスルハウジング２１の内部には、内燃機関１０のクランクシャフト１１と同一の軸線を中心に回転可能なインプットシャフト３８が設けられている。ここで、このインプットシャフト３８における内燃機関１０側の端部には、上記タービンライナ３２が取り付けられており、更に上記ダンパ装置３５を介して上記ロックアップクラッチ３４が設けられている。

一方、上記クランクシャフト１１におけるトランスアクスル２０側の端部には、ドライブプレート１２を介してトルクコンバータ３０のフロントカバー３７が連結されており、このフロントカバー３７に上記ポンプインペラ３１が接続されている。

このポンプインペラ３１は上記タービンライナ３２と対向配置され、これらの内側に上記ステータ３３が配置されている。また、このステータ３３には、ワンウェイクラッチ３９を介して中空軸３６が接続されており、この中空軸３６の内部に上記インプットシャフト３８が配置されている。

ここで、上記の如きフロントカバー３７やポンプインペラ３１等により形成されたケーシング（図示略）内には、作動油が供給されている。

以下に、上記トルクコンバータ３０の動作説明を行う。

先ず、内燃機関１０の出力トルクＴｅがクランクシャフト１１からドライブプレート１２を介してフロントカバー３７に伝達される。ここで、ロックアップクラッチ３４がダンパ装置３５により解放されている場合には、フロントカバー３７に伝達されたトルクがポンプインペラ３１に伝達され、このポンプインペラ３１とタービンライナ３２との間を循環する作動油を介して、タービンライナ３２にトルクが伝達される。そして、このタービンライナ３２に伝達されたトルクは、インプットシャフト３８に伝達される。

ここで、このトルクコンバータ３０と後述する前後進切換え機構４０との間には、図１に示すオイルポンプ（油圧ポンプ）２６が設けられている。このオイルポンプ２６は、そのロータ２７により円筒形状のハブ２８を介して上記ポンプインペラ３１に接続されており、また、そのボデー（筐体）２９がトランスアクスルケース２２側に固定されている。更に、上記ハブ２８は、上記中空軸３６にスプライン嵌合されている。以上の如き構成により内燃機関１０の動力がポンプインペラ３１を介してロータ２７に伝達されるので、オイルポンプ２６を駆動することが可能になる。

次に、上記トランスアクスルケース２２及びトランスアクスルリヤカバー２３の内部には、前後進切換え機構４０とベルト式無段変速機１と差動装置たる最終減速機７０とが収納されている。

先ず、上記前後進切換え機構４０は、トルクコンバータ３０内のインプットシャフト３８に伝達された内燃機関１０の出力トルクＴｅを後述するベルト式無段変速機１のプライマリプーリ５０に伝達するものであり、遊星歯車機構４１と、フォワードクラッチ４２と、リバースブレーキ４３とから構成されている。

上記遊星歯車機構４１は、サンギヤ４４と、ピニオン（プラネタリピニオン）４５と、リングギヤ４６とから構成されている。

ここで、そのサンギヤ４４は連結部材（図示略）にスプライン嵌合されており、その連結部材はプライマリプーリ５０の回転軸たるプライマリシャフト５１にスプライン嵌合されている。かかる構成により、サンギヤ４４に伝達されたトルクは、プライマリシャフト５１に伝達される。

また、上記ピニオン４２は、サンギヤ４４の周囲に複数個（例えば３個）配置され、そのサンギヤ４４に噛み合わされている。ここで、夫々のピニオン４２は、ピニオン４２自身を自転可能に支持すると共にサンギヤ４４の周囲で一体に公転可能に支持するキャリヤ４８に保持されている。このキャリヤ４８は、その外周端部でリバースブレーキ４３に接続されている。

また、上記リングギヤ４６は、キャリヤ４８に保持されている各ピニオン４２に噛み合わされ、フォワードクラッチ４２を介してトルクコンバータ３０内のインプットシャフト３８に接続されている。

続いて、上記フォワードクラッチ４２は、インプットシャフト３８の中空部に供給された作動油によりＯＮ／ＯＦＦ制御されるものである。ここで、このＯＮ／ＯＦＦ制御には、ブレーキピストン（図示略）が用いられる。尚、前進走行時には、フォワードクラッチ４２がＯＮ、リバースブレーキ４３がＯＦＦにされ、後進走行時には、フォワードクラッチ４２がＯＦＦ、リバースブレーキ４３がＯＮにされる。

次に、上記ベルト式無段変速機１の概略構成について説明する。

このベルト式無段変速機１は、上記インプットシャフト３８と同心上に配置されたプライマリシャフト（プーリ軸）５１と、このプライマリシャフト５１に対して所定の間隔を設けて平行に配置されたセカンダリシャフト（プーリ軸）６１とを備えている。ここで、このプライマリシャフト５１は図１に示す軸受８１，８２により回転可能に支持されており、セカンダリシャフト６１は図１に示す軸受８３，８４により回転可能に支持されている。

先ず、上記プライマリシャフト５１には、図１に示すプライマリプーリ５０が設けられている。このプライマリプーリ５０は、プライマリシャフト５１の外周に一体的に配設された固定シーブ５２と、そのプライマリシャフト５１の軸線方向に摺動可能な可動シーブ５３とを備えている。

ここで、この可動シーブ５３は、図２に示すスプライン５４によってプライマリシャフト５１にスプライン嵌合されている。また、上記固定シーブ５２及び可動シーブ５３の対向面間には、Ｖ字形状の溝８０ａが形成されている。

更に、このプライマリシャフト５１には、可動シーブ５３をプライマリシャフト５１の軸線方向に摺動させて固定シーブ５２に接近又は離隔させる可動シーブ摺動機構５５が設けられている。以下、本実施例１の可動シーブ摺動機構５５について詳述する。

この可動シーブ摺動機構５５は、図２に示す如く、可動シーブ５３をプライマリシャフト５１の軸線方向に摺動させる為の駆動源たる油圧モータ５５０と、この油圧モータ５５０の駆動力（回転方向の力）を可動シーブ５３の摺動方向の力に変換する運動方向変換機構５５１とを備えている。

先ず、本実施例１の油圧モータ５５０としては、インナーロータとの相対回転により生じたアウターロータの回転を駆動力とする構造のモータを用いる。例えば、図３に示す如く、アウターロータ５５０ａとインナーロータたるベーン（羽根）５５０ｂ，５５０ｂとを備え、これらの間に形成された第１油室５５０ｃ，５５０ｃ（又は第２油室５５０ｄ，５５０ｄ）に流入させた作動油によってアウターロータ５５０ａを回転させる所謂ベーンモータを使用する。ここで、本実施例１のベーン５５０ｂ，５５０ｂは、プライマリシャフト５１と一体的に設けられている。

上記アウターロータ５５０ａは、可動シーブ５３における上記溝８０ａの反対側の空間部分に且つプライマリシャフト５１と同心上に配置され、プライマリシャフト５１と共に回転可能な図２に示す軸受５１ａを介することで、このプライマリシャフト５１に対してその回転軸を中心とした相対回転が可能になっている。

ここで、このアウターロータ５５０ａの外周部分は、図２に示す如く、上記運動方向変換機構５５１を介して、可動シーブ５３における上記空間部分の内壁面に取り付けられている。例えば、本実施例１の運動方向変換機構５５１としては、アウターロータ５５０ａの回転力をその軸線方向の力に変換する多条ネジや滑りネジ等の所謂運動ネジを用いる。これにより、比較的小さなトルクで大きな推力を発生させることができ、油圧モータ５５０の出力（トルク）を低くすることができるので、油圧低減による高効率化や油圧モータ５５０の小型化（小径化）が図れる。

また、この運動方向変換機構５５１は、アウターロータ５５０ａと可動シーブ５３とをプライマリシャフト５１の回転方向において一体回転させるものであることから、油圧モータ５５０を可動シーブ５３と共に一体回転させる一体回転機構としても機能する。

以上の軸受５１ａと運動方向変換機構５５１とにより、油圧モータ５５０と可動シーブ５３との間の相対移動を可能にする相対移動機構が構成される。例えば、アウターロータ５５０ａが回転すると、この回転力（トルク）は、運動方向変換機構５５１を介することで可動シーブ５３を摺動させる為の油圧モータ５５０の推力となる。ここで、この推力に対する反力は軸受５１ａに掛かるが、この軸受５１ａはプライマリシャフト５１に固定されたものであることから、アウターロータ５５０ａが上記反力の方向に然程移動しないので、可動シーブ５３は、油圧モータ５５０に対して相対移動し、固定シーブ５２に接近する。このように、アウターロータ５５０ａを回転させると、可動シーブ５３をプライマリシャフト５１の軸線方向に摺動させることができる。

また、軸受５１ａがプライマリシャフト５１に固定されているので、油圧モータ５５０の推力に対する反力は軸受５１ａを介してプライマリシャフト５１で受けることができる。更にまた、アウターロータ５５０ａとプライマリシャフト５１との間の相対回転は、可動シーブ５３の摺動方向のストロークで制限される。これらのことから、本実施例１にあっては、トランスアクスルケース２２やトランスアクスルリヤカバー２３等の静止系で上記反力を受けず、また、軸受５１ａの転動は殆ど起こらないので、この軸受５１ａにおける損失を低減することができる。

ここで、前述したが如く油圧モータ５５０のベーン５５０ｂ，５５０ｂはプライマリシャフト５１と一体的に設けられているので、油圧モータ５５０のアウターロータ５５０ａは、油圧モータ５５０の回転が停止していればプライマリシャフト５１と同一回転数で回転し、アウターロータ５５０ａとベーン５５０ｂ，５５０ｂとの間に相対回転が生じていればプライマリシャフト５１とは異なる回転数で回転する。

更に、プライマリシャフト５１（又はベーン５５０ｂ，５５０ｂ）には、図３に示す如く、上記第１油室５５０ｃ，５５０ｃと連通して当該第１油室５５０ｃ，５５０ｃに作動油を供給する又は当該第１油室５５０ｃ，５５０ｃから作動油を排出する油路５１ｂと、上記第２油室５５０ｄ，５５０ｄと連通して当該第２油室５５０ｄ，５５０ｄに作動油を供給する又は当該第２油室５５０ｄ，５５０ｄから作動油を排出する油路５１ｃとが形成されている。

これら各油路５１ｂ，５１ｃは、図４に示す如く、変速比制御用切替バルブ５６と連通しており、この変速比制御用切替バルブ５６には、図４に示すオイルタンクＯＴ，オイルポンプ（Ｏ／Ｐ）ＯＰ，油路５９ｂ，レギュレータバルブ５９，油路５８ａ，挟圧力調圧バルブ５８及び油路５６ａを介して作動油が供給される。

この変速比制御用切替バルブ５６は、複数の油路が形成されたバルブの位置を切り替えることによって、作動油の供給対象たる油室（上記第１油室５５０ｃ，５５０ｃ又は第２油室５５０ｄ，５５０ｄ）の切り替えを行うものである。この切り替えは、シリンダの内部に配置されたバネの反発力とその内部に供給する空気や作動油等の流体の圧力との差分を調節することで行われ、その流体の圧力制御は後述する電子制御装置（ＥＣＵ）Ｃによって行われる。

この変速比制御用切替バルブ５６は、例えば、バルブの位置を図５−１に示す如く切り替えることで作動油が第１油室５５０ｃ，５５０ｃに供給されて油圧モータ５５０が正転し、図５−３に示す如く切り替えることで作動油が第２油室５５０ｄ，５５０ｄに供給されて油圧モータ５５０が逆転する。

また、この変速比制御用切替バルブ５６は、バルブの位置を図５−２に示す如く切り替えることで第１油室５５０ｃ，５５０ｃ及び第２油室５５０ｄ，５５０ｄに同圧の作動油を供給する。これにより油圧モータ５５０の回転が停止するので、この変速比制御用切替バルブ５６は、変速比γを固定する際にも使用される。

このように、本実施例１にあっては、プライマリシャフト５１上で油圧モータ５５０と可動シーブ５３とを一体的に配置しているので、その油圧モータ５５０と可動シーブ５３とをコンパクトに纏めることができ、可動シーブ５３を摺動させる可動シーブ摺動機構５５の小型化が可能になる。また、かかる可動シーブ摺動機構５５の小型化により、ベルト式無段変速機１自体の小型化も可能となる。更に、上述したベーンモータの如き油圧モータ５５０を用いることで、また、上述した運動方向変換機構５５１を具備することで、モータの駆動力を可動シーブ５３に伝達する為の歯車群が不要になり、可動シーブ摺動機構５５やベルト式無段変速機１の更なる小型化を図ることができる。

また、上記の如き運動方向変換機構５５１を用いて可動シーブ５３を摺動させるので、従来の如き歯車群により発生していた駆動損失が無くなり、可動シーブ摺動機構５５における駆動損失が低減される。

更に、本実施例１のプライマリシャフト５１には、可動シーブ５３を固定シーブ５２側に押し付けて、固定シーブ５２と可動シーブ５３との間に軸線方向のベルト挟圧力を発生させる押圧機構が設けられている。

この押圧機構は、油圧モータ５５０（アウターロータ５５０ａ）と可動シーブ５３との間に形成された図４に示す油圧室５７と、この油圧室５７に連通する例えばプライマリシャフト５１に形成された図４に示す油路５１ｄと、この油路５１ｄに連通する図４に示す挟圧力調圧バルブ５８とにより構成される。

このように、本実施例１にあっては油圧モータ５５０（アウターロータ５５０ａ）が油圧室５７の一部を構成するので、押圧機構の小型化が図れ、ひいてはベルト式無段変速機１の小型化にも寄与する。

この押圧機構は、電子制御装置Ｃによって作動油の供給圧が調節された挟圧力調圧バルブ５８からの油圧を油圧室５７に供給することで、固定シーブ５２と可動シーブ５３との間にベルト挟圧力を発生させ、後述するベルト８０の滑りを防ぐことができる。また、油圧室５７がプライマリシャフト５１の軸線方向に対して油圧モータ５５０（アウターロータ５５０ａ）と直列に設けられており、この油圧室５７内の油圧によって可動シーブ５３を固定シーブ５２に向けて押圧することができるので、油圧モータ５５０の出力を小さくすることができ、これにより油圧モータ５５０の小型化，ひいてはベルト式無段変速機１の小型化が図れる。

ここで、上記挟圧力調圧バルブ５８は、図４に示す油路５６ａを介して前述した変速比制御用切替バルブ５６と連通しているので、この挟圧力調圧バルブ５８からの油圧が、変速比制御用切替バルブ５６を介して、油圧モータ５５０内の第１油室５５０ｃ，５５０ｃ及び第２油室５５０ｄ，５５０ｄにも供給される。

また、上記油圧室５７と油圧モータ５５０の第１及び第２の油室５５０ｃ，５５０ｄはプライマリシャフト５１の軸線方向で対向配置されており、これらにおける油圧は同一であることから、油圧室５７と第１及び第２の油室５５０ｃ，５５０ｄとの間の内圧が相殺されている。これが為、油圧室５７と第１及び第２の油室５５０ｃ，５５０ｄとの間に位置する油圧モータ５５０（アウターロータ５５０ａ）の壁面を薄型化でき、その軽量化を図ることが可能になる。

また、上記油圧室５７と油圧モータ５５０の第１及び第２の油室５５０ｃ，５５０ｄは、油路５１ｄ，油路５６ａ，変速比制御用切替バルブ５６，油路５１ｂ及び油路５１ｃを介して連通している。これが為、その油圧室５７と第１及び第２の油室５５０ｃ，５５０ｄとの間において作動油のやり取りが可能になる。このことは、特に急減速ダウンシフトの際に有用であり、後述する如く油圧室５７から排出された作動油を第２油室５５０ｄ，５５０ｄに供給することができるので、変速比γ変更時のレスポンスを向上し得る。また、その作動油のやり取りを可能にしたことで、オイルポンプＯＰから供給される作動油の消費量を低減することができ、これによりオイルポンプＯＰを小容量化することができる。

以上示した如く、このプライマリプーリ５０側には、油圧により可動シーブ５３を固定シーブ５２に向けて押圧させ、ベルト挟圧力を発生させるアクチュエータ，即ち、油圧室５７や挟圧力調圧バルブ５８等からなる第１アクチュエータが設けられている。尚、ここでは油圧によるアクチュエータを例示するが、必ずしもこれに限定するものではない。

次に、上記セカンダリシャフト６１には、図１に示すセカンダリプーリ６０が設けられている。このセカンダリプーリ６０は、セカンダリシャフト６１の外周に一体的に配設された固定シーブ６２と、セカンダリシャフト６１の軸線方向に摺動可能な可動シーブ６３とを備えている。ここで、この可動シーブ６３は、図６に示すスプライン６４によってセカンダリシャフト６１にスプライン嵌合されている。また、上記固定シーブ６２及び可動シーブ６３の対向面間には、Ｖ字形状の溝８０ｂが形成されている。

更に、このセカンダリシャフト６１には、可動シーブ６３を固定シーブ６２側に押し付けて、固定シーブ６２と可動シーブ６３との間に軸線方向のベルト挟圧力を発生させる押圧機構が設けられている。ここで、本実施例１の押圧機構としては、そのベルト挟圧力を主として受け持つトルクカム６５と、このトルクカム６５によるベルト挟圧力の不足分を補う油圧室６６の２種類が用意されている。

先ず、本実施例１のトルクカム６５は、例えば図６，図７−１及び図７−２に示す如く、可動シーブ６３に環状に設けられた山谷状の第１係合部６５ａと、この第１係合部６５ａに対向する山谷状の第２係合部６５ｂを有するトルクカム主体６５ｃと、その第１及び第２の係合部６５ａ，６５ｂの間に配置された複数の球状部材６５ｄとから構成される。

ここで、上記トルクカム主体６５ｃは、セカンダリシャフト６１に固定された図６に示す軸受６１ａと、セカンダリシャフト６１との間に配置された軸受６１ｂとにより、このセカンダリシャフト６１や可動シーブ６３に対してその回転軸を中心とした相対回転が可能になっている。

これにより、例えば可動シーブ６３が固定シーブ６２に接近したとしても（換言すれば、第１係合部６５ａが第２係合部６５ｂから離隔したとしても）、トルクカム主体６５ｃとセカンダリシャフト６１と共に回転する可動シーブ６３との間に相対回転が起こるので、トルクカム６５を図７−１に示す状態から図７−２に示す状態に変化させることができ、第１係合部６５ａと第２係合部６５ｂと球状部材６５ｄとの間に面圧を発生させることができる。これが為、第２係合部６５ｂと球状部材６５ｄが第１係合部６５ａを押圧して、固定シーブ６２と可動シーブ６３との間にベルト挟圧力を発生させるので、ベルト８０の滑りを防ぐことが可能になる。

また、トルクカム主体６５ｃと可動シーブ６３とが相対回転するので、このトルクカム主体６５ｃが可動シーブ６３に対する推力を発生させても、可動シーブ６３と固定シーブ６２は互いに捩れることがない。これが為、ベルト８０の耐久性を向上させたり、変速比γの幅を拡大させたりすることができる。また、それにより、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との相対位置を初期設定値のまま維持することができるので、耐久性の向上にも寄与する。

ここで、上記面圧によるトルクカム６５の推力に対する反力は軸受６１ａを介してセカンダリシャフト６１で受けることができる。このように、その反力をプライマリプーリ５０の場合と同様に静止系で受けず、軸受６１ａの転動は殆ど起こらないので、この軸受６１ａの損失を低減することができる。

また、トルクカム６５の作動箇所（第１及び第２の係合部６５ａ，６５ｂ、球状部材６５ｄ）を可動シーブ６３の外径側に配置しているので、上記第１係合部６５ａと第２係合部６５ｂと球状部材６５ｄとの間の面圧を低減することができる。

続いて、本実施例１の油圧室６６は、可動シーブ６３における上記溝８０ｂの反対側の空間部分と、セカンダリシャフト６１に設けられた当該セカンダリシャフト６１と同心円の円形部材６７とから形成される。

ここで、この油圧室６６は、可動シーブ６３の内径側に配置しているので、その容積を小さくすることができ、これが為、急変速時等における油圧室６６の流量の低減が図れる。

この油圧室６６は、例えばセカンダリシャフト６１に形成された図４に示す油路６１ｃと連通しており、更にこの油路６１ｃと連通する上記油路５１ｄを介して挟圧力調圧バルブ５８に連通している。

このように油圧室６６，油路６１ｃ及び挟圧力調圧バルブ５８により構成されたセカンダリプーリ６０の押圧機構は、電子制御装置Ｃによって作動油の供給圧が調節された挟圧力調圧バルブ５８からの油圧を油圧室６６に供給することで、固定シーブ６２と可動シーブ６３との間にベルト挟圧力を発生させ、ベルト８０の滑りを防ぐ。

また、仮に変速比γ変更時（セカンダリプーリ６０における可動シーブ６３の駆動／非駆動時）等にトルクの乱れが生じてトルクカム６５による推力を得られなくても、このトルクカム６５とは別個独立に油圧で作動する油圧室６６等からなる押圧機構で所望のベルト挟圧力を発生させることができる。これにより、より確実にベルト８０の滑りを防ぐことができるので、信頼性の向上やドライバビリティの向上が可能となる。

このように、本実施例１にあっては、セカンダリプーリ６０側においても油圧により可動シーブ６３を固定シーブ６２に向けて押圧させ、ベルト挟圧力を発生させるアクチュエータ，即ち、油圧室６６や挟圧力調圧バルブ５８等からなる第２アクチュエータが設けられている。尚、ここでは油圧によるアクチュエータを例示するが、必ずしもこれに限定するものではない。

ここで、本実施例１の油圧室６６には、一端が可動シーブ６３における上記空間部分の壁面に固定され、他端が円形部材６７に固定された例えばコイルスプリング等の弾性部材６８が設けられている。

本実施例１にあっては、トルクカム６５による推力が必要推力に対して低くなるようなカム角（例えば非線形カム）δでトルクカム６５を設定し、その不足分を油圧室６６等からなる押圧機構又は／及び弾性部材６８で補うように設定する。

これにより、ベルト８０を必要以上の力で挟まずともすむので、そのベルト８０の耐久性を向上させることができる。また、ベルト８０における駆動損失が低減されるので動力伝達効率を向上させることができ、更にオイルポンプの動力低減をも図ることができる。

また、一般に、トルクカム６５による推力はバラツキが小さく、油圧室６６による推力は油圧制御回路等の構成部品の影響によるバラツキが大きいが、本実施例１にあっては、トルクカム６５がベルト挟圧力を主として受け持つので、バラツキの少ないベルト挟圧力を得ることができる。

また、内燃機関１０の非駆動時のトルクに対応する推力を油圧室６６等からなる押圧機構又は／及び弾性部材６８で受け持つように設定してもよく、これにより、トルクカム６５の作動により起こり得る可動シーブ６３の移動（換言すれば変速）を抑制し、変速比γを一定に保つことが可能になる。また、ベルト挟圧力も必要値に保つことが可能になる。

尚、このセカンダリプーリ６０側の押圧機構は、必ずしも本実施例１の如く２種類に限定するものではなく、１種類又は３種類以上であってもよい。但し、固定シーブ６２と可動シーブ６３との間におけるベルト挟圧力の制御性を高める為には、少なくとも２種類以上の押圧機構が設けられることが好ましい。即ち、夫々の押圧機構にベルト挟圧力を分担させ、その内の少なくとも一つを油圧により作動する押圧機構（本実施例１の油圧室６６）にすることで、ベルト挟圧力の制御性の向上させることができる。

次に、このセカンダリシャフト６１における内燃機関１０側には、カウンタドライブピニオン９２が固定されており、このカウンタドライブピニオン９２の両側にセカンダリシャフト６１の軸受８７，８８が配置されている。

ここで、このカウンタドライブピニオン９２と後述する最終減速機７０との間には、セカンダリシャフト６１と平行なインターミディエイトシャフト９１を有する動力伝達経路９０が設けられている。そのインターミディエイトシャフト９１は、軸受８５，８６により回転可能に支持され、上記カウンタドライブピニオン９２に噛み合わされたカウンタドリブンギヤ９３とファイナルドライブピニオン９４とを軸上に備えている。

尚、このセカンダリシャフト６１におけるセカンダリプーリ６０とトランスアクスルリヤカバー２３との間には、パーキングギヤ６５が配置されている。

ここで、このベルト式無段変速機１においては、上記プライマリプーリ５０及びセカンダリプーリ６０の夫々のＶ字形状の溝８０ａ，８０ｂにベルト８０が巻き掛けられている。このベルト８０は多数の金属製の駒と複数本のスチールリングで構成された無端ベルトであって、このベルト８０を介して、プライマリプーリ５０に伝達された内燃機関１０のトルクがセカンダリプーリ６０に伝達される。

次に、上記最終減速機７０について説明する。この最終減速機７０は、内部が中空のデフケース７１と、ピニオンシャフト７２と、ピニオン７３，７４と、サイドギヤ７５，７６とから構成されている。

先ず、上記デフケース７１は、軸受７７，７８により回転可能に支持されており、その外周に上記ファイナルドライブピニオン９４と噛み合わされたリングギヤ７９が設けられている。

また、上記ピニオンシャフト７２はデフケース７１の中空部に取り付けられており、このピニオンシャフト７２に上記ピニオン７３，７４が固定されている。

また、上記サイドギヤ７５，７６は、車輪１００が取り付けられたドライブシャフト（ここではフロントドライブシャフト）１０１に夫々固定されている。

以上の如く構成されたトランスアクスルケース２２の内部においては、その底部（オイルパン）に貯留された潤滑油が、回転するリングギヤ７９によって掻き上げられて各ギヤ９４，９３，９２の噛み合い面を伝達し飛散しながら、最終減速機７０等の各構成部材（例えば各シャフト１０１，９１，６１や各軸受８３〜８８等）を潤滑すると共に、トランスアクスルケース２２の内壁面に当たって落下することでプライマリシャフト５１等の潤滑を行っている。

ここで、上記ベルト式無段変速機１をはじめとする各構成要素は、各種センサの情報に基づいて図４に示す制御部たる電子制御装置（ＥＣＵ）Ｃにより制御される。この電子制御装置Ｃには、ベルト式無段変速機１の変速制御を行う為のデータ，例えばアクセル開度や車速等の情報に基づいた走行状態に応じてベルト式無段変速機１の変速比γを制御する為のデータや後述する機関トルク特性マップ等が予め記憶されている。以下、変速比γを制御する際の上記可動シーブ摺動機構５５及び押圧機構（トルクカム６５、油圧室６６）の動作について詳述する。

先ず、変速比γを小さくして増速させる場合について説明する。電子制御装置Ｃは、レギュレータバルブ５９，挟圧力調圧バルブ５８及び変速比制御用切替バルブ５６を制御して、第１油室５５０ｃ，５５０ｃに作動油を流入させ、所望の変速比γに相当するプライマリプーリ５０におけるベルト８０の巻き掛け半径となるよう可動シーブ５３を固定シーブ５２に接近させる。

かかる場合、この電子制御装置Ｃは、変速比制御用切替バルブ５６の作動用流体の圧力制御を行うことで図５−１に示す如くバルブ位置の調整を行う。これにより、第１油室５５０ｃ，５５０ｃに作動油が供給されると共に第２油室５５０ｄ，５５０ｄの作動油が排出されるので、油圧モータ５５０のアウターロータ５５０ａがプライマリシャフト５１に対して相対回転する。

そして、この油圧モータ５５０の回転により、運動方向変換機構５５１を介してプライマリプーリ５０の可動シーブ５３が固定シーブ５２に接近すると共に、セカンダリプーリ６０の可動シーブ６３が固定シーブ６２から離隔して、変速比γが小さくなる。

その際、セカンダリプーリ６０の可動シーブ６３は、固定シーブ６２，セカンダリシャフト６１及び軸受６１ａと共に回転するので、この可動シーブ６３とトルクカム主体６５ｃとの間に相対回転が起こり、トルクカム６５が例えば図７−２に示す離隔状態から図７−１に示す接近状態へと変化する。これが為、固定シーブ５２と可動シーブ５３との間にベルト挟圧力が発生してベルト８０の滑りを防ぐことができる。

また、可動シーブ５３，６３の摺動時には、プライマリプーリ５０の油圧室５７に油路５１ｄを介して作動油が供給され、セカンダリプーリ６０の油圧室６６の作動油は油路６１ｃを介して排出される。そして、プライマリプーリ５０においては、油圧室５７に作動油が供給されることで可動シーブ５３が摺動方向に押圧され、その押圧力が油圧モータ５５０による可動シーブ５３の摺動力を補助している。これが為、油圧モータ５５０を出力の低いものにしても可動シーブ５３を十分に摺動させることができるので、出力を低下させた小型の油圧モータ５５０の使用が可能になる。

上記夫々の油路５１ｄと油路６１ｃは図４に示す如く連通しているので、セカンダリプーリ６０の油圧室６６から排出された作動油は、プライマリプーリ５０の油圧室５７に供給される。更に、その油圧室６６から排出された作動油は、変速比制御用切替バルブ５６を介して第１油室５５０ｃ，５５０ｃにも供給される。このように、排出された作動油を循環させて他の油室に送ることができるので、作動油の消費量の低減が図れ、オイルポンプＯＰの小容量化が可能になる。

以上の如くして変速比γの変更を終えると、電子制御装置Ｃは、変速比制御用切替バルブ５６のバルブ位置を図５−２に示す如く調整し、第１油室５５０ｃ，５５０ｃ及び第２油室５５０ｄ，５５０ｄに挟圧力調圧バルブ５８からの同一の油圧を掛ける。これにより、油圧モータ５５０のプライマリシャフト５１に対する相対回転が停止し、この油圧モータ５５０は、プライマリシャフト５１や可動シーブ５３と共に一体となって回転する。これが為、油圧モータ５５０とプライマリシャフト５１や可動シーブ５３との間の回転差が無くなるので、その間における無用な相対回転や摩擦等による損失を低減することができる。

ここで、挟圧力調圧バルブ５８からの油圧はプライマリプーリ５０の油圧室５７及びセカンダリプーリ６０の油圧室６６にも掛けられており、これが為、プライマリプーリ５０における固定シーブ５２と可動シーブ５３との間及びセカンダリプーリ６０における固定シーブ６２と可動シーブ６３との間にベルト挟圧力が発生し、ベルト８０の滑りを防ぐことができる。

次に、変速比γを大きくして減速させる場合について説明する。かかる場合の電子制御装置Ｃは、レギュレータバルブ５９，挟圧力調圧バルブ５８及び変速比制御用切替バルブ５６を制御して、第２油室５５０ｄ，５５０ｄに作動油を流入させ、所望の変速比γに相当するプライマリプーリ５０におけるベルト８０の巻き掛け半径となるよう可動シーブ５３を固定シーブ５２から離隔させる。

かかる場合、この電子制御装置Ｃは、変速比制御用切替バルブ５６の作動用流体の圧力制御を行うことで図５−３に示す如くバルブ位置の調整を行う。これにより、第２油室５５０ｄ，５５０ｄに作動油が供給されると共に第１油室５５０ｃ，５５０ｃの作動油が排出されるので、油圧モータ５５０のアウターロータ５５０ａがプライマリシャフト５１に対して相対回転する。

そして、この油圧モータ５５０の回転により、運動方向変換機構５５１を介してプライマリプーリ５０の可動シーブ５３が固定シーブ５２から離隔すると共に、セカンダリプーリ６０の可動シーブ６３が固定シーブ６２に接近して、変速比γが大きくなる。

その際、セカンダリプーリ６０の可動シーブ６３は、固定シーブ６２，セカンダリシャフト６１及び軸受６１ａと共に回転するので、この可動シーブ６３とトルクカム主体６５ｃとの間に相対回転が起こり、トルクカム６５が例えば図７−１に示す接近状態から図７−２に示す離隔状態へと変化する。これが為、固定シーブ５２と可動シーブ５３との間にベルト挟圧力が発生してベルト８０の滑りを防ぐことができる。

また、プライマリプーリ５０の油圧室５７の作動油は油路５１ｄを介して排出され、セカンダリプーリ６０の油圧室６６に油路６１ｃを介して作動油が供給される。かかる場合には、プライマリプーリ５０の油圧室５７から排出された作動油が、セカンダリプーリ６０の油圧室６６、プライマリプーリ５０の第２油室５５０ｄ，５５０ｄに供給される。このことは、前述したオイルポンプＯＰの小容量化だけでなく、特に、急減速ダウンシフト時において油圧室５７の作動油を第２油室５５０ｄ，５５０ｄに供給し、油圧モータ５５０を即座に回転させることができるので、変速比γの変更のレスポンス向上にも有用である。

尚、この変速比γの変更後の動作は、前述した変速比γを大きくする場合と同様である。

次に、上述した変速比γ変更後のプライマリプーリ５０側及びセカンダリプーリ６０側におけるベルト挟圧力の発生動作について詳述する。

ここで、本実施例１の挟圧力調圧バルブ５８は、プライマリプーリ５０の油圧室５７とセカンダリプーリ６０の油圧室６６に対して同一油圧の作動油を供給するものとして構成している。そこで、本実施例１にあっては、何れか一方の油圧室５７，６６に供給する油圧を求め、これを双方の油圧室５７，６６に供給してベルト挟圧力を発生させるものとして例示する。

最初に、プライマリプーリ５０の油圧室５７にプライマリ油圧Ｐ_priする油圧を求め、このプライマリ油圧Ｐ_priに基づきプライマリプーリ５０の油圧室５７とセカンダリプーリ６０の油圧室６６を制御して、夫々のベルト挟圧力を発生させる場合について図８のフローチャートを用いて説明する。

先ず、電子制御装置Ｃは、機関回転数Ｎｅとスロットル開度θ_thに基づいて図９に示す機関トルク特性マップから内燃機関１０の出力トルクＴｅ（Ｎｅ，θ_th）を求め、これをベルト式無段変速機１への入力トルクＴ_inと推定して（ステップＳＴ１）、プライマリプーリ５０の回転方向のトルク（以下「プライマリトルク」という。）Ｔ_priを下記の式１から求める（ステップＳＴ２）。

続いて、電子制御装置Ｃは、変更した変速比γを保持する為に必要なプライマリプーリ５０の軸線方向の全推力（以下「プライマリ必要全推力」という。）Ｆｎ_pri-allを算出する（ステップＳＴ３）。

このプライマリ必要推力Ｆｎ_pri-allは、上記ステップＳＴ２で求めたプライマリトルクＴ_priを下記の式２に代入して求める。

この式２において、「θ」は図１０に示す如くプライマリプーリ５０における固定シーブ５２及び可動シーブ５３のプーリ角を示し、「μ」は固定シーブ５２及び可動シーブ５３とベルト８０との間の摩擦係数を示し、「ｒ_pri」はプライマリプーリ５０におけるベルト８０の巻き掛け半径を示す。

ここで、この式２は、図１０に示す固定シーブ５２及び可動シーブ５３とベルト８０との間の回転方向における摩擦力と、プライマリトルクＴ_priとの関係式（下記の式３）から求めたものであり、この式３のプライマリ推力Ｆ_priをプライマリ必要全推力Ｆｎ_pri-allに置き換えたものである。

本実施例１のプライマリプーリ５０においては、上記プライマリ必要全推力Ｆｎ_pri-allが油圧室５７の油圧によって発生させる推力（以下「プライマリ必要油圧推力」という。）Ｆｎ_pri-pとなる。そこで、電子制御装置Ｃは、そのプライマリ必要全推力Ｆｎ_pri-allが求められたところで、挟圧力調圧バルブ５８に指示する油圧（以下「制御指示プライマリ油圧」という。）Ｐ_priを算出する（ステップＳＴ４）。

ここで、この制御指示プライマリ油圧Ｐ_priは、下記の式４で求めることが好ましいが、実際には油圧室５７内の作動油による軸線方向の遠心油圧等による油圧の公差の影響を受けてしまうので、その油圧公差（ここでは±ａ％とする）を考慮した下記の式５で求める。

これら式４，５において、「Ａ_pri」は軸線方向の油圧を受けている油圧室５７内の受圧面積を示す。

この式５にて制御指示プライマリ油圧Ｐ_priを求めた後、電子制御装置Ｃは、挟圧力調圧バルブ５８を制御してその制御指示プライマリ油圧Ｐ_priを発生させる（ステップＳＴ４）。

これにより、その制御指示プライマリ油圧Ｐ_priが夫々の油圧室５７，６６へ印加され、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０の双方において油圧室５７，６６によるベルト挟圧力が発生する。尚、その際、セカンダリプーリ６０においてはトルクカム６５によるベルト挟圧力も発生している。

次に、セカンダリプーリ６０の油圧室６６に供給するセカンダリ油圧Ｐ_secを求め、このセカンダリ油圧Ｐ_secに基づきプライマリプーリ５０の油圧室５７とセカンダリプーリ６０の油圧室６６を制御して、夫々のベルト挟圧力を発生させる場合について図１１のフローチャートを用いて説明する。

先ず、電子制御装置Ｃは、プライマリプーリ５０の場合と同様にしてベルト式無段変速機１への入力トルクＴ_inを推定し（ステップＳＴ１１）、セカンダリプーリ６０の回転方向のトルク（以下「セカンダリトルク」という。）Ｔ_secを下記の式６から算出する（ステップＳＴ１２）。尚、このセカンダリトルクＴ_secは、トルクカム６５における回転方向の伝達トルク（トルクカム伝達トルク）Ｔ_camと同一のものであり、ベルト式無段変速機１の出力トルクのことをいう。

続いて、電子制御装置Ｃは、変更した変速比γを保持する為に必要なセカンダリプーリ６０の軸線方向の全推力（以下「セカンダリ必要全推力」という。）Ｆｎ_sec-allを算出する（ステップＳＴ１３）と共に、トルクカム６５による軸線方向の推力（以下「トルクカム推力」という。）Ｆ_camを算出する（ステップＳＴ１４）。

上記セカンダリ必要全推力Ｆｎ_sec-allは、上記ステップＳＴ１２で求めたセカンダリトルクＴ_secを下記の式７に代入して求める。

この式７において、「θ」はセカンダリプーリ６０における固定シーブ６２及び可動シーブ６３のプーリ角を示し、「μ」は固定シーブ６２及び可動シーブ６３とベルト８０との間の摩擦係数を示し、「ｒ_sec」はセカンダリプーリ６０におけるベルト８０の巻き掛け半径を示す。尚、この式７は、前述した式２と同様にして求められる。

また、上記トルクカム推力Ｆ_camは、上記ステップＳＴ１２で求めたセカンダリトルクＴ_secを下記の式８に代入して求める。

この式８において、「ｒ_cam」はトルクカム６５におけるカム取付半径を示し、「δ」はトルクカム６５におけるカム角を示す。

ここで、この式８は、図７−２に示す軸線方向のトルクカム推力Ｆ_camと周方向におけるトルクカム６５の接続力Ｆ_tとの関係（下記の式９，１０）から求めたものである。

続いて、電子制御装置Ｃは、下記の式１１に示す如く、求めたセカンダリ必要全推力Ｆｎ_sec-allからトルクカム推力Ｆ_camを除算して、油圧室６６の油圧によって発生させる推力（以下「セカンダリ必要油圧推力」という。）Ｆｎ_sec-pを算出する（ステップＳＴ１５）。

そして、電子制御装置Ｃは、プライマリプーリ５０の場合と同様に、油圧公差（ここでは±ａ％とする）を考慮した上で挟圧力調圧バルブ５８に指示する油圧（以下「制御指示セカンダリ油圧」という。）Ｐ_secを下記の式１２から算出し（ステップＳＴ１６）、挟圧力調圧バルブ５８を制御してその制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secを発生させる（ステップＳＴ１７）。

この式１２において、「Ａ_sec」は軸線方向の油圧を受けている油圧室６６内の受圧面積を示す。

これにより、その制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secは夫々の油圧室５７，６６へ印加され、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０の双方において油圧室５７，６６によるベルト挟圧力が発生する。

以上示した如く、本実施例１の電子制御装置Ｃには、ベルト式無段変速機１への入力トルクＴ_inに基づき第１及び第２のアクチュエータを構成する油圧室５７，６６の油圧（制御量）の双方を制御するアクチュエータ制御機能が設けられている。尚、このアクチュエータ制御機能は、各油圧室５７，６６の油圧の少なくとも何れか一方を制御するものであってもよい。

ここで、そのアクチュエータ制御機能は、夫々の油圧室５７，６６に印加する油圧をベルト式無段変速機１の入力トルクＴ_inに応じて設定するが、この入力トルクＴ_inは、前述したが如く内燃機関１０の出力トルクＴｅ（Ｎｅ，θ_th）から推定したものであり、必ずしもその入力トルクＴ_inと出力トルクＴｅ（Ｎｅ，θ_th）とが一致するとは限らない。例えば、内燃機関１０とベルト式無段変速機１との間にはトルクコンバータ３０等が介在しているので、その間を伝わる間にトルクが変化する場合もある。

そこで、本実施例１にあっては、ベルト式無段変速機１への実際の入力トルクＴ_inを導出する入力トルク導出機能を電子制御装置Ｃに設け、その入力トルクＴ_inに基づいて上記アクチュエータ制御機能によるベルト挟圧力制御を行わせる。

そのような入力トルク導出機能としては、例えば、機関回転数Ｎｅやスロットル開度θ_thをパラメータにした入力トルクＴ_inのマップを予め用意しておき、このマップに基づいて導き出すものであってもよいが、本実施例１にあっては以下の如き演算処理を行って実際の入力トルクＴ_inを導出するものを用意している。以下に、その入力トルク導出機能の動作説明を図１２のフローチャートに基づいて行う。

先ず、本実施例１の電子制御装置Ｃは、プライマリプーリ５０の油圧室５７内のプライマリ油圧Ｐ_pri 及びプライマリ遠心油圧Ｐ _pri-cp に応じたプライマリ油圧推力Ｆ _pri-p 及びプライマリ遠心油圧推力Ｆ _pri-cp と推力比ｒ _pp （γ）とに基づいてセカンダリプーリ６０の軸線方向の全推力（以下「セカンダリ全推力」という。）Ｆ_sec-allを下記の式１３から算出する（ステップＳＴ２１）。

この式１３において、「ｒ_pp（γ）」は、変速比γに応じたセカンダリプーリ６０における軸線方向の推力（以下「セカンダリ推力」という。）Ｆ_secとプライマリプーリ５０における軸線方向の推力（以下「プライマリ推力」という。）Ｆ_priとの比（推力比＝Ｆ_sec／Ｆ_pri）を示す。この推力比ｒ_pp（γ）は、変速比γとプライマリ推力Ｆ_pri及びセカンダリ推力Ｆ_secとの関係を表した図１３に示す推力−変速比マップから求める。

また、「Ｆ_pri-p」は、油圧室５７に印加されているプライマリ油圧Ｐ_priによる推力（以下「プライマリ油圧推力」という。）を示し、現在の制御指示プライマリ油圧Ｐ_priと受圧面積Ａ_priとを乗算して求められる。また、「Ｆ_pri-cp」は、油圧室５７内の作動油による軸線方向のプライマリ遠心油圧Ｐ_pri-cpによる推力（以下「プライマリ遠心油圧推力」という。）を示し、そのプライマリ遠心油圧Ｐ_pri-cpと受圧面積Ａ_priとを乗算して求められる。

ここで、かかる演算処理で用いるプライマリ油圧Ｐ_priは、電子制御装置Ｃが挟圧力調圧バルブ５８に指示している制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secを使用してもよく、また、油圧室５７や油路５１ｄ等の油圧制御回路上に圧力センサを配備し、この圧力センサの出力情報に基づいて取得してもよい。尚、本実施例１にあってはプライマリ遠心油圧Ｐ_pri-cpも演算処理に使用するので、その圧力センサは油圧室５７内に配備されていることが好ましい。

続いて、電子制御装置Ｃは、下記の式１４に基づき上記ステップＳＴ２１で求めたセカンダリ全推力Ｆ_sec-allからセカンダリ油圧推力Ｆ_sec-p及びセカンダリ遠心油圧推力Ｆ_sec-cpを除算してトルクカム推力Ｆ_camを算出する（ステップＳＴ２２）。

ここで、上記セカンダリ油圧推力Ｆ_sec-pは現在の制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secと受圧面積Ａ_secとを乗算して求め、上記セカンダリ遠心油圧Ｐ_sec-cpはセカンダリ遠心油圧Ｐ_sec-cpと受圧面積Ａ_secとを乗算して求める。

かかる演算処理においても、セカンダリ油圧Ｐ_secは、電子制御装置Ｃが挟圧力調圧バルブ５８に指示している制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secを使用してもよく、また、油圧室６６や油路６１ｃ等の油圧制御回路上に圧力センサを配備し、この圧力センサの出力情報に基づいて取得してもよい。ここでも、その圧力センサは油圧室６６内に配備されていることが好ましい。

更に、この電子制御装置Ｃは、上記ステップＳＴ２２で求めたトルクカム推力Ｆ_camとトルクカム６５の諸元とからセカンダリトルクＴ_sec（トルクカム伝達トルクＴ_cam）を算出する（ステップＳＴ２３）。ここで、演算処理の簡易化の為に、トルクカム６５の諸元としては、カム取付半径ｒ_camとカム角δの二つのパラメータを用いるが、必ずしもこれらのみに限定するものではない。

そのセカンダリトルクＴ_secは、上記式８を変形した下記の式１５から求める。尚、トルクカム６５のカム角δは、一定のものであってもよく、可動シーブ６３の軸線方向の位置（換言すれば変速比γ）によって変化するもの（非線形カム等）であってもよい。そこで、後者の場合にあっては、変速比γに応じたカム角δの値を式１５に代入する。

以上示した如くしてセカンダリトルクＴ_secを求めた後、電子制御装置Ｃは、そのセカンダリトルクＴ_secと現在の変速比γとを下記の式１６に代入して入力トルクＴ_inを求め（ステップＳＴ２４）、入力トルク特性マップの作成又は修正を行う（ステップＳＴ２５）。

この入力トルク特性マップは、図９に示す機関トルク特性マップと同様のものであり、機関回転数Ｎｅとスロットル開度θ_thをパラメータにして入力トルクＴ_inを求めることができるものである。上記ステップＳＴ２５においては、最初に入力トルク特性マップを作成した後、上記の入力トルク算出処理を繰り返してその修正を行う。

本実施例１の電子制御装置Ｃは、そのような入力トルクＴ_inの学習処理が行われた入力トルク特性マップを用いて前述した図８に示す処理又は図１１に示す処理を行い、油圧室５７，６６にプライマリ油圧Ｐ_pri及びセカンダリ油圧Ｐ_secを印加してベルト挟圧力を発生させる。

このように、本実施例１の電子制御装置Ｃによれば、ベルト式無段変速機１への実際の入力トルクＴ_inを簡易且つ精度良く求めることができる。特に、セカンダリトルクＴ_secを求める際にはトルクカム６５の諸元をも考慮しているので、より精度の高い実際の入力トルクＴ_inを求めることが可能になる。

また、その実際の入力トルクＴ_inを入力トルク特性マップとして学習し、記憶させておくことによって、機関回転数Ｎｅとスロットル開度θ_thからでも精度の高い実際の入力トルクＴ_inを図８に示すステップＳＴ１又は図１１に示すＳＴ１１にて推定することができるので、変速比γを保持するに必要十分なベルト挟圧力を発生させることができる。

これが為、過剰なベルト挟圧力の発生を抑止することができるので、ベルト８０とプライマリプーリ５０及びセカンダリプーリ６０との間での駆動損失が低減され、また、ベルト８０の耐久性の向上も図れる。更に、内燃機関１０の出力トルクＴｅ（Ｎｅ，θ_th）とベルト式無段変速機１の入力トルクＴ_inとのズレを考慮して、従来は高めの油圧を油圧室５７，６６に印加しなければならなかったが、本実施例１にあっては、その余剰分を削減することができるので、オイルポンプＯＰの動力損失をも低減させることが可能になる。

また、車輌加速時等の過渡期においては、機関回転数Ｎｅを上げる為にトルクが使われ、ベルト式無段変速機１への入力トルクＴ_inが減少してしまう。これが為、かかる過渡期に入力トルク特性マップを用いて制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secを設定すると、実際の入力トルクＴ_inよりも大きい値に基づいた制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secが設定されるので、過剰なベルト挟圧力が発生し、ベルト８０とプライマリプーリ５０及びセカンダリプーリ６０との間で駆動損失が生じるだけでなく、ベルト８０の耐久性も悪化してしまう。

しかしながら、本実施例１の如く実際の入力トルクＴ_inに応じて直接的にベルト挟圧力を発生させることによって、そのベルト駆動損失やベルト耐久性の悪化という不都合を解消することができる。更に、本実施例１によれば、変速比γを保持するに必要十分な制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secで事足りるので、オイルポンプＯＰの動力損失をも低減することができる。

以上示した如く、本実施例１の電子制御装置Ｃを用いることによって、実際の入力トルクＴ_inに応じた最適なベルト挟圧力を発生させることができるだけでなく、駆動損失の低減等の種々の効果をも奏することが可能になる。

尚、上述したセカンダリプーリ６０には、図１４及び図１５に示す緩衝機構６９を設けてもよい。

この緩衝機構６９は、円形部材６７に配置されたドーナッツ状のアウターケース６９１と、トルクカム主体６５ｃに立設された板状部材６９２とから構成される。そのアウターケース６９１は、内部に粘性流体（例えば作動油）が充填された二つの中空部６９１ａを有しており、円形部材６７と一体になって回転する。また、その板状部材６９２は、面上に貫通孔（オリフィス）６９２ａが形成されており、トルクカム主体６５ｃと一体になって回転する。

ここで、上記各中空部６９１ａには板状部材６９２が夫々配置されており、アウターケース６９１と板状部材６９２とが相対回転することによって、その板状部材６９２は、中空部６９１ａ内を移動する。この板状部材６９２の端部と中空部６９１ａの内壁面との間には隙間が設けられている。

これにより、変速比の変更時にトルクカム６５が作動することで、板状部材６９２が中空部６９１ａ内を移動する。その際、オリフィス６９２ａ及び上記隙間を粘性流体が流れることによって抵抗が生じ、トルクカム主体６５ｃと可動シーブ６３との間の相対移動を緩やかに行わせることができる。これが為、変速比変更時（トルクカム６５の駆動／非駆動切替時）においてトルクカム６５のガタが詰まる際のショック低減を図れる。

尚、上記抵抗の大きさは、板状部材６９２の端部と中空部６９１ａの内壁面との間の隙間、オリフィス６９２ａの径により調整する。

また、この緩衝機構６９は、図１５に示す中空部６９１ａの中間部分を、その両端部分よりも幅広のものにして、変速比に応じて緩衝の程度（緩衝力）が変化可能なものにしてもよい。即ち、上述した板状部材６９２の端部と中空部６９１ａの内壁面との隙間が、板状部材６９２が中空部６９１ａの中間部分に位置する場合には大きく、板状部材６９２が中空部６９１ａの両端部分に近づくにつれて小さくなるように、円周方向で幅を変化させた中空部６９１ａを形成する。

これにより、板状部材６９２の移動速度が、板状部材６９２が中空部６９１ａの中間部分に位置する場合に速く、板状部材６９２が中空部６９１ａの両端部分に近づくにつれて遅くなるので、変速比に応じて緩衝の程度（緩衝力）を変化させ、トルクカム６５のガタが詰まる際のショックを低減することができる。例えば、ダウンシフトのときに緩衝力が大きくなるように隙間を設定することによって、ドライバビリティの向上が図れる。

ここで、可動シーブ６３はスプライン６４を介してセカンダリシャフト６１に取り付けられているので、この可動シーブ６３と固定シーブ６２は、その回転方向、回転速度が同じである。そこで、上記緩衝機構６９は、本実施例１の如く可動シーブ６３とトルクカム６５との間に限らず、固定シーブ６２側に設けてもよい。かかる場合の緩衝機構６９は、例えば、トルクカム主体６５ｃと同一の回転を行う回転部材（図示略）を固定シーブ６２における溝８０ｂと反対側に設け、その回転部材に上記板状部材６９２を取り付けると共に、固定シーブ６２に上記アウターケース６９１を取り付けて構成すればよい。尚、その回転部材は、トルクカム６５と別個独立のものであってもよく、例えばトルクカム主体６５ｃから延設されたものであってもよい。

更に、上述した可動シーブ摺動機構５５のベーン式油圧モータ５５０を図１６に示す電動モータ５５２に変更してもよい。

この電動モータ５５２は、可動シーブ５３における溝８０ａの反対側の空間部分に且つプライマリシャフト５１と同心円上に配置されたものであり、インバータ５５３を介してバッテリ５５４に繋がれた３相交流ブラシ５５２ａへ給電することにより、軸受５５２ｃを介したアウターロータ５５２ｂをプライマリシャフト５１に対して相対回転させるものである。ここで、この電動モータ５５２は、電子制御装置が３相交流ブラシ５５２ａへの給電を制御することで正転又は逆転の切り替えを行う。

また、そのアウターロータ５５２ｂの外周部分と可動シーブ５３における上記空間部分の内壁面との間には同様の運動方向変換機構５５１が設けられており、これが為、この電動モータ５５２を駆動させることによって、可動シーブ５３をプライマリシャフト５１の軸線方向に摺動させることができる。

このような電動モータ５５２を適用した場合にあっても、電子制御装置Ｃは、ベーン式油圧モータ５５０の場合と同様の制御処理を行い、これと同様の効果を奏する。

次に、本発明に係るベルト式無段変速機の制御装置の実施例２を図１７のフローチャートを用いて説明する。

本実施例２のベルト式無段変速機１は、前述した実施例１のベルト式無段変速機１と同様の構成からなり、電子制御装置Ｃの処理動作が実施例１に対して一部異なるものである。

より具体的には、本実施例２の電子制御装置Ｃは、図１７のフローチャートに示す如く、実施例１の図８のフローチャートに示すステップＳＴ２１〜ＳＴ２４と同様の処理を行い、ベルト式無段変速機１への実際の入力トルクＴ_inを算出する（ステップＳＴ３１〜ＳＴ３４）。

ここで、実施例１にあっては、しかる後に入力トルク特性マップの学習処理を行い、この入力トルク特性マップを用いて図８に示す処理又は図１１に示す処理を行って、制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secを油圧室５７，６６に印加している。

これに対して、本実施例２にあっては、実際の入力トルクＴ_inを算出した後、この入力トルクＴ_inを用いて直接的に油圧室５７，６６に印加する油圧を制御している（ステップＳＴ３５）。即ち、本実施例２の電子制御装置Ｃは、図８に示すステップＳＴ１の処理を行わずにステップＳＴ２にてプライマリトルクＴ_priを求め、以降同様の演算処理を行ってプライマリ油圧Ｐ_priを油圧室５７，６６に印加する。または、図１１に示すステップＳＴ１１の処理を行わずにステップＳＴ１２にてセカンダリトルクＴ_secを求め、以降同様の演算処理を行ってセカンダリ油圧Ｐ_secを油圧室５７，６６に印加する。

これにより、本実施例２にあっては、実際の入力トルクＴ_inに応じたより精度の高い制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secを設定することができ、より最適なベルト挟圧力の発生が可能になる。

また、車輌加速時等の過渡期においては、機関回転数Ｎｅを上げる為にトルクが使われ、ベルト式無段変速機１への入力トルクＴ_inが減少してしまう。これが為、かかる過渡期に入力トルク特性マップを用いて制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secを設定すると、実際の入力トルクＴ_inよりも大きい値に基づいた制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secが設定されるので、過剰なベルト挟圧力が発生し、ベルト８０とプライマリプーリ５０及びセカンダリプーリ６０との間で駆動損失が生じるだけでなく、ベルト８０の耐久性も悪化してしまう。

しかしながら、本実施例２の如く実際の入力トルクＴ_inに応じて直接的にベルト挟圧力を発生させることによって、そのベルト駆動損失やベルト耐久性の悪化という不都合を解消することができる。更に、本実施例２によれば、変速比γを保持するに必要十分な制御指示プライマリ油圧Ｐ_pri又は制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secで事足りるので、オイルポンプＯＰの動力損失をも低減することができる。

次に、本発明に係るベルト式無段変速機の制御装置の実施例３について説明する。

本実施例３のベルト式無段変速機１は、前述した実施例１のベルト式無段変速機１と比して以下の点が異なる。

前述した実施例１においては、プライマリプーリ５０の油圧室５７とセカンダリプーリ６０の油圧室６６とに挟圧力調圧バルブ５８の油圧が均等に掛かるようになっている。これにより、油圧制御回路の簡易化等、種々の効果を奏することができるが、ベルト挟圧力の観点からすれば、プライマリプーリ５０の油圧室５７とセカンダリプーリ６０の油圧室６６とに別個独立した油圧を掛けることがより精度の高いベルト挟圧力制御を行う上で好ましい。

そこで、本実施例３にあっては、プライマリプーリ５０の油圧室５７とセカンダリプーリ６０の油圧室６６とに掛かる油圧を個々に制御し得るよう挟圧力調圧バルブ５８を構成する，又は挟圧力調圧バルブ５８を油圧室５７専用のものにすると共に油圧室６６専用の挟圧力調圧バルブを設けている。

また、これに伴って、本実施例３の電子制御装置Ｃは、プライマリプーリ５０のベルト挟圧力を図８に示す処理によって得た制御指示プライマリ油圧Ｐ_priによって発生させる一方、セカンダリプーリ６０のベルト挟圧力を図１１に示す処理によって得た制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secによって発生させる。

これにより、本実施例３にあっては、プライマリプーリ５０のベルト挟圧力とセカンダリプーリ６０のベルト挟圧力をより緻密に制御することが可能になる。

次に、本発明に係るベルト式無段変速機の制御装置の実施例４について説明する。

本実施例４のベルト式無段変速機１は、前述した実施例２のベルト式無段変速機１に対して実施例３と同様の構成を設けたものである。

即ち、プライマリプーリ５０の油圧室５７とセカンダリプーリ６０の油圧室６６とに掛かる油圧を個々に制御し得るよう挟圧力調圧バルブ５８を構成する，又は挟圧力調圧バルブ５８を油圧室５７専用のものにすると共に油圧室６６専用の挟圧力調圧バルブを設け、更に、プライマリプーリ５０のベルト挟圧力を図８に示す処理によって得た制御指示プライマリ油圧Ｐ_priによって発生させる一方、セカンダリプーリ６０のベルト挟圧力を図１１に示す処理によって得た制御指示セカンダリ油圧Ｐ_secによって発生させるよう電子制御装置Ｃを構成したものである。

これにより、本実施例４にあっては、実施例２と同様の効果を奏するだけでなく、実施例３と同様にプライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０における夫々のベルト挟圧力のより緻密な制御が可能になる。

次に、本発明に係るベルト式無段変速機の制御装置の実施例５を図１８のフローチャートを用いて説明する。

本実施例５のベルト式無段変速機１は、前述した実施例３のベルト式無段変速機１において、所定の変速比γではトルクカム６５のみでその変速比γを保持し得るだけのベルト挟圧力を発生させるようトルクカム６５の諸元（カム取付半径ｒ_camやカム角δ等）を設定したものである。これが為、本実施例５の電子制御装置Ｃの入力トルク導出機能は、その所定の変速比γのときに、油圧室６６への油圧供給を停止させる又はベルト挟圧力を発生させない程度の油圧を印加するように、挟圧力調圧バルブ５８又は油圧室６６専用の挟圧力調圧バルブの制御を行って以下の入力トルクＴ_inの算出を少なくとも一度又は所定の間隔内で行う。

この実施例５の電子制御装置Ｃの入力トルク導出機能は、以下の如くしてベルト式無段変速機１への実際の入力トルクＴ_inを算出する。

先ず、本実施例５の電子制御装置Ｃは、上記の所定の変速比γになったときに、プライマリプーリ５０の油圧室５７内のプライマリ油圧Ｐ _pri 及びプライマリ遠心油圧Ｐ _pri-cp に応じたプライマリ油圧推力Ｆ _pri-p 及びプライマリ遠心油圧推力Ｆ _pri-cp と推力比ｒ _pp （γ）とに基づきセカンダリプーリ６０におけるセカンダリ全推力Ｆ_sec-allを実施例３と同様にして算出し（ステップＳＴ４１）、トルクカム推力Ｆ_camを算出する（ステップＳＴ４２）。

ここで、上記の所定の変速比γになっている状態では、セカンダリプーリ６０におけるベルト挟圧力がトルクカム６５のみにより発生している。これが為、電子制御装置Ｃは、前述した式１４にてセカンダリ油圧推力Ｆ_sec-p＝０とした下記の式１７に基づきトルクカム推力Ｆ_camを算出する。

以降、電子制御装置Ｃは、実施例３のステップＳＴ２３〜ＳＴ２５と同様の演算処理を行って入力トルクＴ_inを求め、入力トルク特性マップの作成又は修正を行う。

この実施例５によれば、実施例３と比して演算処理に要するパラメータ（具体的にはセカンダリ油圧推力Ｆ_sec-p）の削減が図れるので、実施例３と同様の効果を奏するだけでなく、より簡単且つ迅速に入力トルクＴ_inを求めることができる。

以上示した各実施例１〜５においては、プライマリプーリ５０側の可動シーブ５３にモータ（油圧モータ５５０又は電動モータ５５２）が一体的に設けられたものを例示したが、必ずしもこれに限定するものではない。例えば、そのモータは、セカンダリプーリ６０側の可動シーブ６３に一体的に設けてもよく、また、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０の双方の可動シーブ５３，６３に夫々一体的に設けてもよい。

また、トルクカム６５についてはセカンダリプーリ６０側に設けているが、例えば、これに替えてプライマリプーリ５０側に設けてもよく、その双方に設けてもよい。

以上のように、本発明に係るベルト式無段変速機の制御装置は、ベルト式無段変速機への実際の入力トルクに応じた最適なベルト挟圧力を発生させる技術として有用である。

本発明に係る制御装置の制御対象たるベルト式無段変速機を備えた動力伝達装置の全体構成を示すスケルトン図である。 本発明に係る制御装置の制御対象たるベルト式無段変速機の実施例１の構成を示す図であって、油圧モータ具備したプライマリプーリ側の構成を説明する説明図である。 図２に示すＸ−Ｘ線から見た油圧モータの断面図である。 実施例１のベルト式無段変速機における油圧回路構成を説明する説明図である。 実施例１の変速比制御用切替バルブの動作を説明する説明図であって、第１油室に油圧を供給する場合のバルブ位置を示す図である。 実施例１の変速比制御用切替バルブの動作を説明する説明図であって、第１及び第２の油室に油圧を供給する場合のバルブ位置を示す図である。 実施例１の変速比制御用切替バルブの動作を説明する説明図であって、第２油室に油圧を供給する場合のバルブ位置を示す図である。 実施例１のベルト式無段変速機におけるセカンダリプーリ側の構成を説明する説明図である。 実施例１のトルクカムを説明する説明図であって、セカンダリプーリの固定シーブと可動シーブとが離隔した状態にある場合を例示した図である。 実施例１のトルクカムを説明する説明図であって、セカンダリプーリの固定シーブと可動シーブとが接近した状態にある場合を例示した図である。 実施例１におけるプライマリ油圧の発生動作について説明するフローチャートである。 機関トルク特性マップの一例を示す図である。 プライマリプーリとベルトとの間に掛かる力について説明する図である。 実施例１におけるセカンダリ油圧の発生動作について説明するフローチャートである。 実施例１におけるベルト式無段変速機の入力トルクの演算処理動作についてについて説明するフローチャートである。 変速比とプライマリ推力及びセカンダリ推力との対応関係を説明する図である。 実施例１におけるセカンダリプーリの他の例であって、緩衝機構について説明する説明図である。 図１４に示すＹ−Ｙ線から見た緩衝機構の断面図である。 実施例１におけるプライマリプーリの他の例であって、油圧モータに替えて電動モータを具備した場合について説明する説明図である。 実施例２におけるベルト式無段変速機の入力トルクの演算処理動作についてについて説明するフローチャートである。 実施例５におけるベルト式無段変速機の入力トルクの演算処理動作についてについて説明するフローチャートである。

符号の説明

１ ベルト式無段変速機
５０ プライマリプーリ
５１ プライマリシャフト
５２ 固定シーブ
５３ 可動シーブ
５７ 油圧室
５８ 挟圧力調圧バルブ
５９ レギュレータバルブ
６０ セカンダリプーリ
６１ セカンダリシャフト
６２ 固定シーブ
６３ 可動シーブ
６５ トルクカム
６５ａ 第１係合部
６５ｂ 第２係合部
６５ｃ トルクカム主体
６５ｄ 球状部材
６６ 油圧室
６７ 円形部材
６８ 弾性部材
８０ ベルト
８０ａ，８０ｂ Ｖ字形状の溝
Ｃ 電子制御装置

Claims (5)

1. 所定の間隔を設けて平行に配置した２本のプーリ軸と、該各プーリ軸に各々配置し且つ当該プーリ軸上を軸線方向に摺動し得る可動シーブと、該各可動シーブに各々対向させて前記プーリ軸上に配置し且つ当該可動シーブとの間で溝を形成する固定シーブと、前記対向配置した夫々の可動シーブ及び固定シーブにおける各溝に巻き掛けたベルトとを備え、一方の可動シーブに当該可動シーブを前記固定シーブに向けて押圧して当該一方の可動シーブのベルト挟圧力を発生し得る第１アクチュエータを設けると共に、他方の可動シーブに当該可動シーブを前記固定シーブに向けて押圧して当該他方の可動シーブのベルト挟圧力を発生し得る第２アクチュエータ及びトルクカムを設けたベルト式無段変速機の制御装置において、
   前記第１アクチュエータの制御量を用いて求めた前記ベルト式無段変速機の出力トルクと当該ベルト式無段変速機の変速比とに基づいて当該ベルト式無段変速機に実際に入力されている入力トルクを導出する入力トルク導出機能と、
   前記実際のベルト式無段変速機の入力トルクと内燃機関の状態とに基づいて当該状態に応じた当該内燃機関から前記ベルト式無段変速機への入力トルク情報を修正する機能と、
   を設けたことを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
2. 前記入力トルク導出機能は、前記第１アクチュエータの制御量に基づいて前記他方の可動シーブの推力を求め、該他方の可動シーブの推力と前記第２アクチュエータの制御量に基づき求めた当該第２アクチュエータの推力とから前記トルクカムの推力を求め、該トルクカムの推力と当該トルクカムの諸元とからトルクカム伝達トルクを求め、該トルクカム伝達トルクと前記ベルト式無段変速機の変速比とに基づいて前記実際のベルト式無段変速機の入力トルクを導出する機能であることを特徴とした請求項１記載のベルト式無段変速機の制御装置。
3. 前記入力トルク導出機能は、所定の変速比のときに、前記第２アクチュエータが前記他方の可動シーブを押圧しないよう当該第２アクチュエータの制御量を制御し、前記第１アクチュエータの制御量に基づいて前記他方の可動シーブのベルト挟圧力を担う前記トルクカムの推力を求め、該トルクカムの推力と当該トルクカムの諸元とからトルクカム伝達トルクを求め、該トルクカム伝達トルクと前記ベルト式無段変速機の変速比とに基づいて前記実際のベルト式無段変速機の入力トルクを導出する機能であることを特徴とした請求項１記載のベルト式無段変速機の制御装置。
4. 前記入力トルク導出機能により求められた前記実際のベルト式無段変速機の入力トルクに基づいて前記第１及び第２のアクチュエータの制御量を制御するアクチュエータ制御機能を設けたことを特徴とする請求項１，２又は３に記載のベルト式無段変速機の制御装置。
5. 所定の間隔を設けて平行に配置した２本のプーリ軸と、該各プーリ軸に各々配置し且つ当該プーリ軸上を軸線方向に摺動し得る可動シーブと、該各可動シーブに各々対向させて前記プーリ軸上に配置し且つ当該可動シーブとの間で溝を形成する固定シーブと、前記対向配置した夫々の可動シーブ及び固定シーブにおける各溝に巻き掛けたベルトとを備えたベルト式無段変速機の制御装置において、
   一方の前記プーリ軸上における前記可動シーブ及び前記固定シーブの組を入力側とし、且つ、他方の前記プーリ軸上における前記可動シーブ及び前記固定シーブの組を出力側とし、
   前記入力側の可動シーブを固定シーブに向けて押圧してベルト挟圧力を発生させる第１アクチュエータの制御量を用いて前記出力側のプーリ軸から出力された出力トルクを求める機能と、該出力トルクと変速比に基づいて前記入力側のプーリ軸に入力された実際の入力トルクを求める機能と、該実際の入力トルクを内燃機関の状態に応じた当該内燃機関から前記ベルト式無段変速機への入力トルク情報と比較して当該内燃機関の状態に応じた入力トルク情報を修正する機能とを設けたことを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。

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