JP4556499B2 - ベルト式無段変速機の制御装置 - Google Patents

Description

この発明は、駆動プーリと従動プーリとに対するベルトの巻き掛け半径を連続的に変化させて変速をおこなう無段変速機に関し、特に変速比とベルト挟圧力とを油圧によって制御するように構成された無段変速機の制御装置に関するものである。

ベルト式の無段変速機は、駆動プーリと従動プーリとのそれぞれを、固定シーブとこれに接近・離隔する可動シーブとによって構成し、これら固定シーブと可動シーブとの間に形成される溝に、ベルトを巻き掛けるとともに、そのベルトを固定シーブと可動シーブとで挟み付けて所定の伝達トルク容量を設定するように構成されている。従来、入力トルクと変速比とに基づいて定まるベルト挟圧力（以下、単に挟圧力と記す）を設定するための油圧を従動プーリに供給し、これに対して変速比は駆動プーリの溝幅を圧油の供給量に応じて変化させて設定する構成の装置が知られている。

例えば特許文献１には、変速時にプライマリプーリに供給する圧油の制御として、目標変速比と実際の変速比との偏差から変速速度に応じた変速圧力を求め、定常時に必要とする油圧にその変速圧力を加減算することにより目標プライマリ油圧を求める変速制御装置が記載されている。また、特許文献２には、変速比の目標値と実際値との偏差に応じて変速速度を求め、その変速速度を達成するように油圧制御のためのデューティ比を算出するように構成した装置が記載されている。
特開平３−１８１６５９号公報 特開昭６２−２２７８２５号公報

上記の特許文献１に記載された発明では、変速比の目標値と実際値との偏差に基づいて圧油の流量を制御しており、また特許文献２に記載された発明では、変速比の偏差に基づいて変速速度およびこれを達成するための油圧制御量を求めており、このようにいずれの発明も変速制御をフィードバック制御によっておこなっている。しかしながら、上記のいずれの発明も変速比に基づくフィードバック制御であるために、変速応答性が必ずしも充分には良好にならない場合や、変速制御にオーバーシュートが生じて変速比の収束性やショックが悪化する可能性があった。

すなわち、ベルト式無段変速機における各シーブは、ベルトを巻き掛ける溝が、固定シーブのテーパ面と可動シーブのテーパ面とによって形成され、またその溝形状は、駆動プーリと従動プーリとで実質的に同一の形状となっている。これらのプーリの溝にベルトを巻き掛け、その溝幅を広狭に変化させることにより、ベルトの巻き掛け半径が変化し、変速が生じるが、その場合、一方のプーリの回転数を一定とすると、溝幅の変化量に対する変速比の変化量は、変速比が大きい場合と小さい場合とでは異なる。例えばベルト式無段変速機を車両に搭載した場合には、従動プーリが駆動輪に連結されるので、走行中の変速の際には従動プーリの回転数を実質的に一定として変速が生じる。

その場合、変速比が小さければ（高速側の変速比であれば）、所定の変速比の変化幅を得るための可動シーブの移動量が、変速比が大きい（低速側の変速比）場合に対して大きくなる。言い換えれば、可動シーブを一定量移動させても、変速比が高速側の場合には、変速比の変化が小さく、低速側の場合には変速比の変化が大きくなる。そのため、変速比に基づいてフィードバック制御をおこなうと、その時点の変速比によっては必要とする制御量が大きくなって実際の制御量が追従せずに応答遅れが生じたり、反対に僅かな制御量で大きく変速比が変化してしまってオーバーシュートが生じたりする可能性がある。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、プーリに供給する油圧によって変速比をフィードバック制御するにあたり、変速比の目標値に対する追従性や収束性を向上させることのできる制御装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、ベルトが巻き掛けられた溝の幅を油圧によって変化させることのできる駆動プーリと従動プーリとを有し、一方のプーリに供給する油圧によって変速比を制御するとともに、変速時に前記一方のプーリに供給する油圧をフィードフォワード制御とフィードバック制御とによって制御するベルト式無段変速機の制御装置において、前記変速時における前記フィードバック制御として、前記駆動プーリの目標回転数と実際の回転数との偏差に基づきその偏差を収束させる油圧を求める制御を実行するフィードバック制御手段を有し、前記フィードフォワード制御として、前記駆動プーリと従動プーリとのうちの他方のプーリに供給する油圧と変速制御が実行されていない定常走行時における前記ベルトを挟み付ける方向の各プーリの推力の比とから定常走行時必要圧力を求めるとともに、目標変速比の時間的変化に基づいて変速時必要油圧を求める制御を実行する手段を備えていることを特徴とする制御装置である。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、変速比を制御するための前記一方のプーリの油圧が、前記無段変速機の運転状態に基づいて求められる下限圧力より低くならないように制限する下限ガード手段を備えていることを特徴とする制御装置である。

さらに、請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記一方のプーリの油圧が、前記無段変速機の運転状態に基づいて定まる所定油圧以下になった場合に、前記他方のプーリの油圧を増大させる挟圧力増大手段を更に備えていることを特徴とする制御装置である。

請求項１の発明によれば、駆動プーリと従動プーリとのいずれか一方のプーリに供給する油圧によってそのプーリの溝幅すなわち変速比が制御され、変速時にはその油圧がフィードフォワード制御に加えてフィードバック制御によって制御される。その変速時のフィードバック制御が、駆動プーリの目標回転数と実際の回転数との偏差に基づいてその偏差を収束させる油圧を求める制御として実行され、その結果、変速比を圧力制御で実行する場合の制御応答性および収束性を向上させることができる。また、変速のための油圧を、定常走行時に必要とする油圧と目標変速比の時間的変化に基づく油圧とによって求めるので、変速比を圧力制御するにあたって応答性の良好な制御をおこなうことができる。

また、請求項２の発明によれば、駆動プーリの回転数を目標値に追従させるために、その駆動プーリの油圧が高低に変化するとしても、その油圧が予め定めた下限圧力より高い圧力に制限されるので、ベルトとプーリとの間の過剰な滑りを未然に防止することができる。

さらに、請求項３の発明によれば、挟圧力を設定するための他方のプーリの油圧が高くなると、それに応じて変速比を制御するための前記一方のプーリの油圧も高くなるので、変速を実行するために、前記一方のプーリの油圧が低い圧力として算出されたとしても、挟圧力の増大によって当該一方のプーリの油圧も高くなり、その結果、ベルトとプーリとの間の過剰な滑りが未然に防止されるとともに、変速応答性の低下を回避もしくは抑制することができる。

つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。まず、この発明を適用できる無段変速機１およびその油圧制御系統について説明する。図６は、ベルト式無段変速機１の基本的な構成を模式的に示しており、駆動プーリ２と従動プーリ３とがそれぞれの中心軸線を互いに平行にして所定の間隔を空けて配置されている。その駆動プーリ２は、ベルト４を巻き掛けるいわゆるＶ溝の幅を変更できるようになっており、そのために軸線方向に対して固定された固定シーブ（固定プーリ片）５と軸線方向に前後動してその固定シーブ５に対して接近・離隔する可動シーブ（可動プーリ片）６とから構成されている。その可動シーブ６の背面側（固定シーブ５に対して反対側）に、可動シーブ６を前後動させるための油圧アクチュエータ（具体的には油圧シリンダ）７が設けられている。そして、これら固定シーブ５と可動シーブ６との対向面が、テーパ角の一定なテーパ面となっていて、これらのテーパ面によって前記Ｖ溝が形成されている。

従動プーリ３は、固定シーブと可動シーブとの位置が上記の駆動プーリ２とは左右反対になっている以外は基本的には駆動プーリ２と同様の構成であって、同一軸線上で互いに対向させた固定シーブ８とその固定シーブ８に対して前後動する可動シーブ９とからなり、これら固定シーブ８と可動シーブ９との対向面（一定角度のテーパ面）の間に形成されるいわゆるＶ溝の幅を広狭に変化させ、ベルト４の巻き掛け半径を変化させるように構成されている。そして、駆動プーリ２における固定シーブ５の半径方向で外側に従動プーリ３における可動シーブ９が配置され、また駆動プーリ２における可動シーブ６の半径方向で外側に従動プーリ３における固定シーブ８が配置されている。さらに、その可動シーブ９の背面側（固定シーブ８に対して反対側）に、可動シーブ９を前後動させるための油圧アクチュエータ（具体的には油圧シリンダ）１０が設けられている。

この無段変速機１は、車両用の変速機として採用することができ、したがって上記の駆動プーリ２が、発進クラッチやトルクコンバータなどを介して、内燃機関や電動機などの動力源（それぞれ図示せず）に連結されている。また、従動プーリ３が、出力軸やデファレンシャルあるいはプロペラシャフトなどを介して駆動輪（それぞれ図示せず）に連結されている。

上記のベルト４は、各プーリ２，３のＶ溝に挟み込まれる形状の多数の金属片（ブロックと称されることがある）を環状に配列し、それらの金属片をフープと称される金属バンドによって結束して構成されている。したがってその全長はフープによって制限されるから、各プーリ２，３によってベルト４を挟み付けると、Ｖ溝の傾斜面（テーパ面）によってベルト４を半径方向で外側に押し出す向きの力が作用し、その結果、ベルト４に張力が加えられるとともに、ベルト４と各プーリ２，３との接触圧力が発生し、その接触圧力と摩擦係数とで決まる摩擦力によってベルト４と各プーリ２，３との間でトルクが伝達される。このようにベルト４を挟み付ける圧力が挟圧力であって、例えば前記従動プーリ３に供給する油圧によって設定される。

これに対していずれか一方のプーリ２，３においてベルト４を挟み付ける圧力が相対的に増大し、あるいは低下すると、ベルト４の張力に抗してベルト４が当該一方のプーリ２，３で半径方向で外側に押し出され、あるいは反対に半径方向で内側に入り込み、同時に他方のプーリ３，２ではベルト４が半径方向で内側に入り込み、あるいは半径方向で外側に押し出される。このような巻き掛け半径の変更が変速の実行であり、これは、例えば駆動プーリ２に供給する油圧によって実行する。

すなわち上記の無段変速機１は、挟圧力制御と変速制御とを、各プーリ２，３に供給する油圧の圧力制御によっておこなうように構成されている。そのための油圧制御系統について簡単に説明すると、駆動プーリ２に供給する油圧を調圧する調圧弁１１が設けられている。この調圧弁１１は、スプールタイプのバルブであって、スプール（図示せず）をその軸線方向に押圧するスプリング１２がスプールの一端部に配置されるとともに、スプリング１２による押圧方向と同方向に押圧力を作用させるように信号圧を供給する制御ポート１３が設けられ、その制御ポート１３に電磁弁１４が連通されている。

また、スプールによって開閉される入力ポート１５に、油圧系統の全体の元圧であるライン圧ＰＬが供給されており、スプールが軸線方向に移動することによりその入力ポート１５を出力ポート１６とドレーンポート１７とに切り換えて連通させているようになっている。さらに、スプールの軸線方向において前記制御ポート１３とは反対側にフィードバックポート１８が形成されている。そして、前記出力ポート１６の油圧をこのフィードバックポート１８にオリフィス１９を介して作用させるようになっている。

したがってこの調圧弁１１は、スプリング１２と制御ポート１３に供給された信号圧とによるスプールに対する軸線方向の押圧力と、フィードバックポート１８に作用する出力圧によるスプールに対する軸線方向の押圧力とがバランスするように、出力圧を調圧するように構成されている。そして、この出力圧を前記駆動プーリ２に供給するために、前記出力ポート１６が前記駆動プーリ２における油圧シリンダ７に連通されている。なお、前記電磁弁１４は、制御ポート１３に加える信号圧を出力するためのものであって、ライン圧ＰＬもしくはこれを調圧したソレノイドモジュレータ圧を基圧として、デューティ比あるいは電流値に応じた油圧を出力する公知の構成の電磁弁である。また、駆動プーリ２側の油圧シリンダ７における油圧を検出する油圧センサ２０が設けられている。

前記従動プーリ３の油圧シリンダ１０に供給する油圧を制御して挟圧力を設定するための油圧系統は、上記の駆動プーリ２に供給する油圧を制御する制御系統とほぼ同じ構成であって、信号圧に応じた油圧を出力する調圧弁２１が設けられ、その調圧弁２１は、前述した調圧弁１１と同様に、スプリング２２と、制御ポート２３とを有し、その制御ポート２３に、前記電磁弁１４と同様の電磁弁２４が連通されている。さらに、調圧弁２１は、ライン圧ＰＬが供給される入力ポート２５と、出力ポート２６と、ドレーンポート２７と、出力ポート２６にオリフィス２９を介して連通されたフィードバックポート２８とを備えている。そして、従動プーリ３の油圧シリンダ１０における油圧を検出する油圧センサ３０が設けられている。そして、上記の各電磁弁１４，２４に適宜に指令信号を出力して、駆動プーリ２側の油圧および従動プーリ３側の油圧を制御する電子制御装置（ＥＣＵ）３１が設けられている。

上記の駆動プーリ２における油圧シリンダ７の油圧は、所定の変速比を設定するための圧力に制御される。その変速比は、要は、車両の走行状態に応じて予め定められている変速比であり、例えば、動力源に内燃機関を使用している場合には、その燃費が最少となる回転数を設定する変速比に制御し、また、加減速時には、加減速要求を満たす速度で変速を実行するように過渡油圧が制御される。この油圧の制御は、例えばフィードフォワード・フィードバック制御によって実行される。これに対して、従動プーリ３の油圧シリンダ１０における油圧は、挟圧力を設定するためのものであり、したがって主として入力トルクに応じて制御される。その制御は基本的には、フィードバック制御である。

図１はこの発明の制御装置で実行される制御例を示すフローチャートであり、主として前記駆動プーリ２側の油圧を制御して所定の変速比を設定するための制御フローチャートである。変速比を油圧の圧力制御で設定する場合、定常時油圧Ｐincが算出される。図６に示す例では、駆動プーリ（プライマリプーリ）２側の油圧で変速比を制御するので、図１には「定常時プライマリプーリ油圧」と記載してある。

図１において、先ず、従動プーリ３による軸線方向の荷重すなわち実セカンダリプーリ推力ＷOUTが算出される（ステップＳ００１）。その推力ＷOUTは、従動プーリ３側の油圧シリンダ１０によって発生させられるから、
ＷOUT＝（ＰOUT＋ＰSCH）×ＡOUT
によって算出される。ここで、ＰOUTは従動プーリ３側の油圧シリンダ１０における油圧、ＰSCHはその油圧シリンダ１０での遠心油圧、ＡOUTはその油圧シリンダ１０でのピストンの受圧面積である。

また、従動プーリ３で発生すべき推力すなわち理論セカンダリプーリ推力ＷOUTSLPが算出される（ステップＳ００２）。前述したように、従動プーリ３側の油圧シリンダ１０では、入力されたトルクを滑りを生じることなく伝達するのに必要十分な挟圧力を設定するように推力を発生するが、実際の推力は、幾分かの安全率（セーフティファクタＳＦ）を見込んでいるので、ステップＳ００２では、ＳＦ＝１の推力が算出される。具体的には、
ＷOUTSLP＝ＴT×ｃｏｓα／（２×μ×ＲIN）
によって算出される。ここでＴTは、推定入力トルクであり、例えば内燃機関を動力源としている場合にはスロットル開度をパラメータとしたマップに基づいて求めることができる。αは駆動プーリ２におけるベルト４の挟角、μはベルト４と駆動プーリ２との間の摩擦係数、ＲINは駆動プーリ２におけるベルト４の巻き掛かり半径である。この巻き掛かり半径ＲINは、変速比により幾何学的に定まる値であるから、変速比のマップとして予め用意しておき、そのマップから読み出すように構成してもよい。

これら従動プーリ３における実推力ＷOUTと理論推力ＷOUTSLPとからセーフティファクタＳＦが求められる（ステップＳ００３）。
ＳＦ＝ＷOUT／ＷOUTSLP

さらに、定常走行時推力比τが算出される（ステップＳ００４）。この定常走行時推力比τは、所定の変速比（駆動プーリ２の回転数ＮINと従動プーリ３の回転数ＮOUTとの比）γにおいて無段変速機１を駆動させるための駆動プーリ２での推力ＷINと従動プーリ３での推力ＷOUTとの比であり、変速比γおよび入力トルクに応じて予めマップとして求めておくことができる。図２に、変速比γと推力比τとの関係を規定するマップの例を模式的に示してある。なお、セーフティファクタＳＦをパラメータとして更に加えたマップとしてもよい。ステップＳ００４ではそのマップを使用して推力比τを算出することができる。

駆動プーリ２における推力ＷINは、その油圧シリンダ７における油圧Ｐincと受圧面積Ａinとの積である。したがって、定常走行時における駆動プーリ２の油圧（定常時プライマリプーリ油圧）Ｐincが、
Ｐinc＝ＷOUT／（τ×Ａin）
によって算出される（ステップＳ００５）。

一方、変速をおこなう場合には、駆動プーリ２での推力ＷINを変化させ、それに伴って駆動プーリ２での溝幅が狭くなる（巻き掛け半径が増大する）とともに従動プーリ３での溝幅が広くなって（巻き掛け半径が小さくなって）アップシフトが生じ、あるいは反対に駆動プーリ２での溝幅が広くなる（巻き掛け半径が減少する）とともに従動プーリ３での溝幅が狭くなって（巻き掛け半径が増大して）ダウンシフトが生じる。そこで、変速による駆動プーリ２側の油圧シリンダ７の油圧（プライマリプーリ油圧）Ｐinsが算出される。その演算について説明する。

先ず、ベルト４を構成している金属片（ブロック）の１個当たりのプライマリプーリ移動量（駆動プーリ２を構成している可動シーブ６の移動量）ＤX／ＤNが算出される（ステップＳ００６）。すなわち、変速速度は、推力変化量によって決まるため、変速速度を、変速比および駆動プーリ回転数に依存しないように、ブロック１個当たりの駆動プーリ移動量として算出する。この移動量ＤX／ＤNを求めるために、先ず、現時点における駆動プーリ２の可動シーブ６の位置（以下、駆動プーリ２の位置と略して記載する）ＷDX(i)を、目標変速比（目標入力回転数ＮINT(i)と従動プーリ３の回転数ＮOUT(i)との比）をパラメータとしてマップから算出する。そのマップの例を図３に模式的に示してある。なお、この駆動プーリ２の位置は、変速比γに基づいて幾何学的に求めることができるので、マップによらずに算出することとしてもよい。

また、同様にして、所定時間前の時点における駆動プーリ２の位置ＷDX(i-1)を、目標変速比（ＮINT(i-1)／ＮOUT(i-1)）をパラメータとしてマップから算出する。この場合、変速比と駆動プーリ２の位置との幾何学的関係に基づいて求めてもよい。これらの演算値を使用して、所定時間の間における駆動プーリ２の位置の変化量ＤXを、下記の式で算出する。
ＤX＝ＷDX(i)−ＷDX(i-1)

所定時間の間にプーリに巻き掛かるブロックの個数ＤNは、変速比γをパラメータとしたマップ（図４参照）から算出したプーリの１回転当たりのブロックの数ＤNPRに所定時間の間における駆動プーリ２の回転数ＤNINを掛けるとにより算出する。
ＤN＝ＤNPR×ＤNIN
である。

こうして求められた所定時間の間における駆動プーリ２の位置の変化量ＤXを、所定時間の間にプーリに巻き掛かるブロックの個数ＤNで除算することにより、ベルト４を構成しているブロックの１個当たりの駆動プーリ２の移動量ＤX／ＤNが算出される。
ＤX／ＤN＝ＤX÷ＤN

ベルト４を構成しているブロックの１個当たりの駆動プーリ２の移動量ＤX／ＤNと駆動プーリ２の推力変化量ＤWINとには一定の関係があり、これを模式的に示せば図５のとおりとなる。したがってベルト４を構成しているブロックの１個当たりの駆動プーリ２の移動量ＤX／ＤNをパラメータとして駆動プーリ２の推力変化量ＤWINを算出でき、これを前記油圧シリンダ７における受圧面積Ａinで除算することにより、変速による駆動プーリ油圧（プライマリプーリ油圧）Ｐinsが求められる（ステップＳ００７）。

上述した定常走行時における駆動プーリ２の油圧（定常時プライマリプーリ油圧）Ｐinc、および変速による駆動プーリ油圧（プライマリプーリ油圧）Ｐinsは、アクセル開度や車速などの走行状態から求められる目標入力回転数（目標駆動プーリ回転数）に基づく油圧であるから、変速時の駆動プーリ２の油圧が、上記の各油圧Ｐinc，Ｐinsに基づいてフィードフォワード制御される。すなわち、上記の各油圧Ｐinc，Ｐinsを加算し、かつ駆動プーリ２での遠心油圧Ｐinhを減算することにより、フィードフォワード駆動（プライマリ）プーリ油圧Ｐinffが算出される（ステップＳ００８）。
Ｐinff＝Ｐinc＋Ｐins−Ｐinh

この発明に係る制御装置は、変速のための油圧を上記のようにフィードフォワード制御することに加えて、変速時における駆動プーリ２の実際の回転数ＮINを目標回転数ＮINTに追従および収束させるためのフィードバック制御を実行するようになっている。一例として、実際の回転数ＮINと目標変速比から求まる目標入力回転数ＮINTとの偏差を制御偏差としたＰＩＤ制御によって、その偏差を収束させるようにフィードバック駆動（プライマリ）プーリ油圧Ｐinfbが求められる（ステップＳ００９）。そして、前述したフィードフォワード制御による駆動プーリ２の油圧Ｐinffに、上記のフィードバック制御による駆動プーリ２の油圧Ｐinfbを加算することにより、変速の際の目標駆動（プライマリ）プーリ油圧Ｐintが算出される（ステップＳ０１０）。

このようにして求められる目標油圧Ｐintは、変速を達成するためのものであるから、要求されている変速によっては低い圧力として算出される場合がある。そこで、無段変速機１での伝達トルク容量を維持するために、下限ガードが設定される。すなわち、入力トルクと変速比とに対応し、かつ安全率（セーフティファクタ）ＳＦが“１”の駆動プーリ２の油圧を下限ガード値Ｐingとして求める（ステップＳ０１１）。
Ｐing＝ＴT×ｃｏｓα／（２×μ×ＲIN×Ａin）−Ｐinh

この下限ガード値Ｐingと前記目標駆動プーリ油圧Ｐintとが比較される。すなわち目標駆動プーリ油圧Ｐintが下限ガード値Ｐingより低いか否かが判断される（ステップＳ０１２）。目標駆動プーリ油圧Ｐintが下限ガード値Ｐing以上であることによりステップＳ０１２で否定的に判断された場合には、このルーチンを一旦終了する。すなわち、変速のための駆動プーリ２の油圧として、上記の目標駆動プーリ油圧Ｐintが採用され、その油圧を設定するための制御が実行される。例えば図６に示す電磁弁１４に所定の制御信号が出力される。

これとは反対に目標駆動プーリ油圧Ｐintが下限ガード値Ｐingより低いことによりステップＳ０１２で肯定的に判断された場合には、駆動プーリ２の油圧として下限ガード値Ｐingが採用される（ステップＳ０１３）。すなわち、駆動プーリ２の油圧が下限ガード値Ｐingより低くなることが禁止される。上述したように、下限ガード値Ｐingは、入力トルクを安全率ＳＦが“１”の状態で伝達するのに要する圧力であるから、駆動プーリ２の油圧がこの下限ガード値Ｐingに設定されることにより、ベルト４とプーリ２，３との間で滑りを生じさせることなくトルクを伝達することができる。

なおこの場合、挟圧力が所定圧力、上昇させられる（ステップＳ０１４）。すなわち従動プーリ３側の油圧が所定圧力、高くさせられる。こうすることにより、無段変速機１の伝達トルク容量が増大するので、滑りが確実に防止もしくは回避され、またベルト４に作用する張力が高くなるので、変速応答性が向上する。

上述した図１に示す制御を実行するこの発明に係る制御装置は、定常走行時に必要とする駆動プーリ２の油圧と変速のために必要とする駆動プーリ２の油圧とをフィードフォワード制御するとともに、変速時における駆動プーリ２の油圧のフィードバック制御を、駆動プーリ２の目標回転数と実回転数との差に基づいてその差を収束させるように実行する。そのため、駆動プーリ２の移動量（駆動プーリ２における可動シーブ６の移動量）と変速比の変化量とが一次関数的な関係になくても、応答遅れやオーバーシュートを生じることなく変速を実行することができる。また、上記のように油圧に下限ガードを施してあるので、変速制御の際における無段変速機１での滑りを確実に防止することでき、さらに、変速のために算出される駆動プーリ２の油圧が所定値より低い場合には、挟圧力を増大させる制御が実行されるので、変速制御の際における無段変速機１での滑りを更に確実に防止することできる同時に、変速応答性を向上させることができる。

ここで、上記の具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、図１に示すステップＳ００９の制御を実行する機能機手段が、この発明のフィードバック制御手段に相当し、またステップＳ００５，Ｓ００７，Ｓ００８の制御を実行する機能的手段が、この発明のフィードフォワード制御を実行する手段に相当し、さらにステップＳ０１１〜Ｓ０１３の制御を実行する機能的手段が、この発明の下限ガード手段に相当し、そして、ステップＳ０１４の制御を実行する機能的手段が、この発明の挟圧力増大手段に相当する。

なお、上記の具体例では算出された目標駆動プーリ油圧が下限ガード値より低い場合に挟圧力を増大させるように構成したが、挟圧力を増大させるための判断しきい値は、上記の下限ガード値に限らず、これより高い適宜の圧力値であってもよい。また、この発明で対象とする無段変速機は、変速比制御を圧力制御によって実行するように構成された無段変速機であればよく、その油圧制御系統の構成は、図６に示す構成以外の適宜の構成のものであってよい。

この発明の制御装置による制御例を説明するためのフローチャートである。 変速比と推力比とのマップを模式的に示す図である。 変速比と駆動プーリの位置とのマップの模式図である。 変速比とブロックの個数とのマップの模式図である。 ブロック１個当たりの駆動プーリ移動量と推力変化量とのマップの模式図である。 この発明で対象とする無段変速機およびその油圧系統を模式的に示す図である。

符号の説明

１…無段変速機、 ２…駆動プーリ、 ３…従動プーリ、 ４…ベルト、 １１，２１…調圧弁、 １４，２４…電磁弁、 ３１…電子制御装置。

Claims (3)

1. ベルトが巻き掛けられた溝の幅を油圧によって変化させることのできる駆動プーリと従動プーリとを有し、一方のプーリに供給する油圧によって変速比を制御するとともに、変速時に前記一方のプーリに供給する油圧をフィードフォワード制御とフィードバック制御とによって制御するベルト式無段変速機の制御装置において、
   前記変速時における前記フィードバック制御として、前記駆動プーリの目標回転数と実際の回転数との偏差に基づきその偏差を収束させる油圧を求める制御を実行するフィードバック制御手段を有し、
   前記フィードフォワード制御として、前記駆動プーリと従動プーリとのうちの他方のプーリに供給する油圧と変速制御が実行されていない定常走行時における前記ベルトを挟み付ける方向の各プーリの推力の比とから定常走行時必要圧力を求めるとともに、目標変速比の時間的変化に基づいて変速時必要油圧を求める制御を実行する手段を備えていることを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
2. 変速比を制御するための前記一方のプーリの油圧が、前記無段変速機の運転状態に基づいて求められる下限圧力より低くならないように制限する下限ガード手段を備えていることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機の制御装置。
3. 前記一方のプーリの油圧が、前記無段変速機の運転状態に基づいて定まる所定油圧以下になった場合に、前記他方のプーリの油圧を増大させる挟圧力増大手段を更に備えていることを特徴とする請求項１または２に記載のベルト式無段変速機の制御装置。

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