JP4811153B2 - 自動変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、油圧指令値に基づいてオイルポンプから吐出される作動油をライン油圧に調圧する調圧装置を有する自動変速機の制御装置に係り、特に、必要なライン油圧を適切に得るための技術に関するものである。

油圧指令値に基づいてオイルポンプから吐出される作動油をライン油圧に調圧する調圧装置を備え、油圧指令値とライン油圧との予め記憶された関係から必要なライン油圧に基づいて油圧指令値を出力する自動変速機の制御装置が良く知られている。例えば、上記調圧装置は、レギュレータバルブとリニアソレノイドバルブとで構成され、必要なライン油圧が得られるための油圧指令値すなわち制御電流値に応じたリニアソレノイドバルブの出力油圧がレギュレータバルブに作用することによりライン油圧が電気的に制御される。

このような調圧装置においては、油圧指令値とライン油圧との予め記憶された関係（マップ）が、個体差や経時変化などによりばらついたり変化したりする。そこで、特許文献１には、調圧装置により調圧された実際のライン油圧を検出すると共に、記憶されたマップと、油圧指令値と実際のライン油圧との最新のマップとの差が大きいときには、正確なマップとなるように最新のマップに学習補正する自動変速機の制御装置が提案されている。

特開２００５−１６３９３４号公報

ところで、実際のライン油圧には、オイルポンプの回転速度を影響因子としてそのオイルポンプの回転速度の変化によって変化する油圧上昇分であるライジング量が含まれることがある。そうすると、油圧指令値が同じであってもオイルポンプの回転速度によっては実際のライン油圧が異なってしまうことから、上記特許文献１のようにライジング量を考慮せずにマップを学習補正すると、正確なマップが得られない可能性があった。つまり、マップの学習精度が悪化するという問題があった。

また、自動変速機が、駆動側プーリと従動側プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有し、駆動側プーリへの作動油の流量により変速比が制御されると共に従動側プーリに作用する作動油の油圧によりベルト挟圧力が制御される無段変速機である場合に、ライン油圧と駆動側プーリに作用する作動油の油圧との差圧に基づいて駆動側プーリへの作動油の流量を算出して変速制御を行うようなときには、ライン油圧の推定値を求めることが必要になる場合がある。このような場合に、学習補正されたマップを用いてライン油圧の推定値を算出することが考えられるが、上述したようにライジング量が考慮されないと、ライン油圧の推定精度も悪化するという問題があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、自動変速機の制御装置において、油圧指令値とライン油圧との関係の学習精度を向上することにある。

かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a) 油圧指令値に基づいてオイルポンプから吐出される作動油をライン油圧に調圧する調圧装置と、油圧指令値とライン油圧との予め記憶された関係から必要なライン油圧に基づいてその必要なライン油圧が得られるための油圧指令値を出力するライン油圧制御手段と、前記調圧装置により調圧された実際のライン油圧を検出する実ライン油圧検出手段と、その実ライン油圧検出手段により検出された実際のライン油圧に基づいて前記関係を学習補正する学習補正手段とを備える自動変速機の制御装置であって、(b) 前記オイルポンプの回転速度に基づいてそのオイルポンプの回転速度を影響因子としたライン油圧の油圧上昇分を算出する油圧上昇分算出手段を更に備え、(c) 前記学習補正手段は、前記油圧上昇分算出手段により算出された油圧上昇分に基づいて更に前記関係を学習補正することにある。

このようにすれば、実ライン油圧検出手段により検出された実際のライン油圧と油圧上昇分算出手段により算出されたオイルポンプの回転速度を影響因子とするライン油圧の油圧上昇分とに基づいて、学習補正手段により油圧指令値とライン油圧との予め記憶された関係が学習補正されるので、ライン油圧の油圧上昇分に拘わらず適正な油圧指令値とライン油圧との関係を得ることができ、油圧指令値とライン油圧との関係の学習精度が向上する。これによって、例えば、必要なライン油圧が得られる範囲で可及的に小さなライン油圧とするように油圧指令値を設定することができ、必要以上に余裕を持たせた高めのライン油圧とするように油圧指令値を設定する場合に比較して、オイルポンプの損失が抑制されて燃費が向上する。

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の自動変速機の制御装置において、前記自動変速機は、駆動側プーリと従動側プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有し、前記駆動側プーリに作用する作動油により変速比が制御されると共に前記従動側プーリに作用する作動油によりベルト挟圧力が制御される無段変速機であり、前記学習補正手段により学習補正された前記関係から油圧指令値に基づいてライン油圧の推定値を算出すると共に、そのライン油圧の推定値を前記油圧上昇分に基づいて補正するライン油圧推定値算出手段を更に備え、前記補正されたライン油圧の推定値に基づいて前記無段変速機を制御するものである。このようにすれば、ライン油圧の推定精度が向上する。これによって、無段変速機の制御精度が向上する。例えば、ライン油圧と駆動側プーリに作用する作動油の油圧との差圧に基づいて駆動側プーリへの作動油の流量を算出して変速制御を行うようなときには、必要とされるライン油圧の推定値が精度良く求められて変速制御精度が向上する。

ここで、好適には、前記自動変速機は、走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に配設されるものであって、複数組の遊星歯車装置の回転要素が油圧式摩擦係合装置によって選択的に連結されることにより複数のギヤ段（変速段）が択一的に達成される例えば前進４段、前進５段、前進６段、更にはそれ以上の変速段を有する等の種々の遊星歯車式多段変速機、動力伝達部材として機能する伝動ベルトが有効径が可変である一対の可変プーリに巻き掛けられ変速比が無段階に連続的に変化させられる所謂ベルト式無段変速機などにより構成される。

また、好適には、前記無段変速機の通常の変速制御は、例えば予め定められた変速条件に従って目標変速比を求め、実際の変速比がその目標変速比になるようにプライマリプーリ側油圧シリンダへの作動油の流量を制御することによりプライマリプーリの溝幅を変更して変速比をフィードバック制御したり、車速や出力回転速度（駆動輪側回転速度）などに応じて入力側（駆動源側）の目標回転速度を求め、実際の入力回転速度がその目標回転速度になるようにプライマリプーリ側油圧シリンダへの作動油の流量を制御することによりプライマリプーリの溝幅を変更して変速比をフィードバック制御したりするなど、種々の態様を採用できる。

上記予め定められた変速条件は、例えばアクセル操作量などの運転者の出力要求量（加速要求量）および車速（出力回転速度に対応）などの運転状態をパラメータとするマップや演算式などによって設定される。

また、好適には、前記走行用動力源としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジンが広く用いられる。さらに、補助的な走行用動力源として、電動機等が上記エンジンに加えて用いられても良い。或いは、走行用動力源として電動機のみが用いられてもよい。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。

図１は、本発明が適用された車両用駆動装置１０の構成を説明する骨子図である。この車両用駆動装置１０は横置き型自動変速機であって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源としてエンジン１２を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、エンジン１２のクランク軸、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ分配される。

トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、およびトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３４を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、油圧制御回路１００（図２、図３参照）内の図示しないロックアップコントロールバルブ（L/C制御弁）などによって係合側油室および解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６を係合解放制御したり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。

前後進切換装置１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置を主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３４はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３６はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は断続装置に相当するもので、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。

そして、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３４が入力軸３６に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。

無段変速機１８は、入力軸３６に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ（駆動側プーリ、プライマリプーリ）４２と、出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ（従動側プーリ、セカンダリプーリ）４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。

可変プーリ４２および４６は、入力軸３６および出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体４２ａおよび４６ａと、入力軸３６および出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた可動回転体４２ｂおよび４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する入力側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）４２ｃおよび出力側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されており、入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給排出流量が油圧制御回路１００によって制御されることにより、両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が連続的に変化させられる。また、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧（ベルト挟圧Ｐd）が油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。このような制御の結果として、入力側油圧シリンダ４２ｃの油圧（変速制御圧Ｐin）が生じるのである。

図２は、図１の車両用駆動装置１０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。電子制御装置５０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、エンジン１２の出力制御や無段変速機１８の変速制御およびベルト挟圧力制御やロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用や無段変速機１８およびロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。

電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸回転角度（位置）Ａ_ＣＲ（°）およびエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅに対応するクランク軸回転速度を表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３４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５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸３６の回転速度（入力軸回転速度）Ｎ_ＩＮを表す信号、車速センサ（出力軸回転速度センサ）５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎ_ＯＵＴすなわち出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応する車速Ｖを表す車速信号、スロットルセンサ６０により検出されたエンジン１２の吸気配管３２（図１参照）に備えられた電子スロットル弁３０のスロットル弁開度θ_ＴＨを表すスロットル弁開度信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温Ｔ_Ｗを表す信号、ＣＶＴ油温センサ６４により検出された無段変速機１８等の油圧回路の油温Ｔ_ＣＶＴを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出されたアクセルペダル６８の操作量であるアクセル開度Ａccを表すアクセル開度信号、フットブレーキスイッチ７０により検出された常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無Ｂ_ＯＮを表すブレーキ操作信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバー７４のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを表す操作位置信号などが供給されている。

また、電子制御装置５０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅ、例えば電子スロットル弁３０の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータ７６を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置７８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８０によるエンジン１２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、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号Ｓ_Ｔ例えば入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための指令信号、伝動ベルト４８の挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂ例えばベルト挟圧Ｐdを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号、ライン油圧Ｐ_Ｌを制御させる為のライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬ例えばライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動するための指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。

シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、および「Ｌ」（図３参照）のうちの何れかへ手動操作されるようになっている。

「Ｐ」ポジション（レンジ）は車両用駆動装置１０の動力伝達経路を解放しすなわち車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態（中立状態）とし且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力軸４４の回転を阻止（ロック）するための駐車ポジション（位置）であり、「Ｒ」ポジションは出力軸４４の回転方向を逆回転とするための後進走行ポジション（位置）であり、「Ｎ」ポジションは車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態とするための中立ポジション（位置）であり、「Ｄ」ポジションは無段変速機１８の変速を許容する変速範囲で自動変速モードを成立させて自動変速制御を実行させる前進走行ポジション（位置）であり、「Ｌ」ポジションは強いエンジンブレーキが作用させられるエンジンブレーキポジション（位置）である。このように、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションは車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであり、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジションおよび「Ｌ」ポジションは車両を走行させるときに選択される走行ポジションである。

図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバー７４の操作に伴う前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３において、油圧制御回路１００は、伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるベルト挟圧Ｐdを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１０、変速比γが連続的に変化させられるように入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御する変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６、変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とする推力比コントロールバルブ１１８、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ１２０等を備えている。

ライン油圧Ｐ_Ｌは、エンジン１２により回転駆動される機械式のオイルポンプ２８（図１参照）から出力（発生）される作動油圧を元圧として、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１２２によりリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧されるようになっている。

より具体的には、プライマリレギュレータバルブ１２２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１２２ｉを開閉してオイルポンプ２８から発生される作動油圧を出力ポート１２２ｔを経て吸入油路１２４へ排出するスプール弁子１２２ａと、そのスプール弁子１２２ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２２ｂと、そのスプリング１２２ｂを収容し且つスプール弁子１２２ａに閉弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＴを受け入れる油室１２２ｃと、スプール弁子１２２ａに開弁方向の推力を付与するためにオイルポンプ２８から発生される作動油圧を受け入れる油室１２２ｄとを備えている。

このように構成されたプライマリレギュレータバルブ１２２において、スプリング１２２ｂの付勢力をＦ_Ｓ、油室１２２ｃにおける制御油圧Ｐ_ＳＬＴの受圧面積をａ、油室１２２ｄにおけるライン油圧Ｐ_Ｌの受圧面積差をｂとすると、次式（１）で平衡状態となる。
Ｐ_Ｌ×ｂ＝Ｐ_ＳＬＴ×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）
従って、ライン油圧Ｐ_Ｌは、次式（２）で表され、制御油圧Ｐ_ＳＬＴに比例する。
Ｐ_Ｌ＝Ｐ_ＳＬＴ×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（２）

このように、プライマリレギュレータバルブ１２２とリニアソレノイド弁ＳＬＴとは、油圧指令値としてのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいてオイルポンプ２８から吐出される作動油をライン油圧Ｐ_Ｌに調圧する調圧装置として機能する。

モジュレータ油圧Ｐ_Ｍは、制御油圧Ｐ_ＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＳの元圧となるものであると共に、電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ２の元圧となるものであって、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてモジュレータバルブ１２６により一定圧に調圧されるようになっている。

出力油圧Ｐ_ＬＭ２は、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてライン圧モジュレータNO.2バルブ１２８により制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいて調圧されるようになっている。

前記マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａには出力油圧Ｐ_ＬＭ２が供給される。そして、シフトレバー７４が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、出力油圧Ｐ_ＬＭ２が前進走行用出力圧として前進用出力ポート１２０ｆを経て前進用クラッチＣ１に供給され且つ後進用ブレーキＢ１内の作動油が後進用出力ポート１２０ｒから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放させられる。

また、シフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、出力油圧Ｐ_ＬＭ２が後進走行用出力圧として後進用出力ポート１２０ｒを経て後進用ブレーキＢ１に供給され且つ前進用クラッチＣ１内の作動油が前進用出力ポート１２０ｆから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放させられる。

また、シフトレバー７４が「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１２０ａから前進用出力ポート１２０ｆへの油路および入力ポート１２０ａから後進用出力ポート１２０ｒへの油路がいずれも遮断され且つ前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１内の作動油が何れもマニュアルバルブ１２０からドレーンされるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放させられる。

前記変速比コントロールバルブＵＰ１１４は、軸方向へ移動可能に設けられることによりライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側可変プーリ４２へ供給可能且つ入出力ポート１１４ｋを閉弁するアップシフト位置と入力側可変プーリ４２が入出力ポート１１４ｊを介して入出力ポート１１４ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１４ａと、そのスプール弁子１１４ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１４ｂと、そのスプリング１１４ｂを収容し且つスプール弁子１１４ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１４ｃと、スプール弁子１１４ａにアップシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１４ｄとを備えている。

また、変速比コントロールバルブＤＮ１１６は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１６ｊが排出ポートＥＸと連通させられるダウンシフト位置と入出力ポート１１６ｊが入出力ポート１１６ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１６ｂと、そのスプリング１１６ｂを収容し且つスプール弁子１１６ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａにダウンシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。

このように構成された変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６において、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがスプリング１１４ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通させられ、入力側可変プーリ４２（入力側油圧シリンダ４２ｃ）の作動油が入出力ポート１１６ｊへ流通することが許容される。また、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがスプリング１１６ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１６ｊと入出力ポート１１６ｋとが連通させられ、推力比コントロールバルブ１１８からの推力比制御油圧Ｐ_τが入出力ポート１１４ｋへ流通することが許容される。

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１が油室１１４ｄへ供給されると、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがその制御油圧Ｐ_ＤＳ１に応じた推力によりスプリング１１４ｂの付勢力に抗してアップシフト位置側へ移動させられ、ライン油圧Ｐ_Ｌが制御油圧Ｐ_ＤＳ１に対応する流量で入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されると共に、入出力ポート１１４ｋが遮断されて変速比コントロールバルブＤＮ１１６側への作動油の流通が阻止される。これにより、変速制御圧Ｐinが高められ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ２が油室１１６ｄへ供給されると、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがその制御油圧Ｐ_ＤＳ２に応じた推力によりスプリング１１６ｂの付勢力に抗してダウンシフト位置側へ移動させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が制御油圧Ｐ_ＤＳ２に対応する流量で入出力ポート１１４ｊから入出力ポート１１４ｋさらに入出力ポート１１６ｊを経て排出ポートＥＸから排出される。これにより、変速制御圧Ｐinが低められ、入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。

このように、ライン油圧Ｐ_Ｌは変速制御圧Ｐinの元圧となるものであって、制御油圧Ｐ_ＤＳ１が出力されると変速比コントロールバルブＵＰ１１４に入力されたライン油圧Ｐ_Ｌが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速制御圧Ｐinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧Ｐ_Ｓ２が出力されると入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出されて変速制御圧Ｐinが低められて連続的にダウンシフトされる。

例えば図４に示すようにアクセル開度Ａccをパラメータとして車速Ｖと無段変速機１８の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊との予め記憶された関係（変速マップ）から実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて設定される目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の入力軸回転速度（以下、実入力軸回転速度という）Ｎ_ＩＮとが一致するように、無段変速機１８の変速がフィードバック制御により実行される、すなわち入力側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の供給および排出により両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化させられて変速比γがフィードバック制御により連続的に変化させられる。

図４の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Ｖが小さくアクセル開度Ａccが大きい程大きな変速比γになる目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊が設定されるようになっている。また、車速Ｖは出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応するため、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標値である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊は目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）に対応し、無段変速機１８の最小変速比γmin と最大変速比γmax の範囲内で定められる。

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１は変速比コントロールバルブＤＮ１１６の油室１１６ｃに供給され、制御油圧Ｐ_ＤＳ２に拘らずその変速比コントロールバルブＤＮ１１６を閉じ状態としてダウンシフトを制限する一方、制御油圧Ｐ_ＤＳ２は変速比コントロールバルブＵＰ１１４の油室１１４ｃに供給され、制御油圧Ｐ_ＤＳ１に拘らずその変速比コントロールバルブＵＰ１１４を閉じ状態としてアップシフトを禁止するようになっている。つまり、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないときはもちろんであるが、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されるときにも、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６は何れも原位置に保持されている閉じ状態とされる。これにより、電気系統の故障などでソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２の一方が機能しなくなり、制御油圧Ｐ_ＤＳ１または制御油圧Ｐ_ＤＳ２が最大圧で出力され続けるオンフェール時となった場合でも、急なアップシフトやダウンシフトが生じたり、その急変速に起因してベルト滑りが発生したりすることが防止される。

前記挟圧力コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経て出力側可変プーリ４６および推力比コントロールバルブ１１８へベルト挟圧Ｐdを供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＳを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１０ｔから出力されたベルト挟圧Ｐdを受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧Ｐ_Ｍを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。

このように構成された挟圧力コントロールバルブ１１０において、伝動ベルト４８が滑りを生じないように制御油圧Ｐ_ＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔからベルト挟圧Ｐdが出力される。このように、ライン油圧Ｐ_Ｌはベルト挟圧Ｐdの元圧となるものである。なお、出力ポート１１０ｔと出力側油圧シリンダ４６ｃとの間の油路には油圧センサ１３０が設けられており、この油圧センサ１３０によりベルト挟圧Ｐdが検出される。

例えば図５に示すように伝達トルクに対応するアクセル開度Ａccをパラメータとして変速比γとベルト挟圧力Ｐd^＊とのベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された関係（ベルト挟圧力マップ）から実際の変速比γおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて決定（算出）されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られるように出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが調圧され、このベルト挟圧Ｐdに応じてベルト挟圧力Ｐd^＊すなわち可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力が増減させられる。

前記推力比コントロールバルブ１１８は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１８ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１８ｉから出力ポート１１８ｔを経て変速比コントロールバルブＤＮ１１６へ推力比制御油圧Ｐ_τを供給可能にするスプール弁子１１８ａと、そのスプール弁子１１８ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１８ｂと、そのスプリング１１８ｂを収容し且つスプール弁子１１８ａに開弁方向の推力を付与するためにベルト挟圧Ｐdを受け入れる油室１１８ｃと、スプール弁子１１８ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１８ｔから出力された推力比制御油圧Ｐ_τを受け入れるフィードバック油室１１８ｄとを備えている。

このように構成された推力比コントロールバルブ１１８において、油室１１８ｃにおけるベルト挟圧Ｐdの受圧面積をａ、フィードバック油室１１８ｄにおける推力比制御油圧Ｐ_τの受圧面積をｂ、スプリング１１８ｂの付勢力をＦ_Ｓとすると、次式（３）で平衡状態となる。
Ｐ_τ×ｂ＝Ｐd×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（３）
従って、推力比制御油圧Ｐ_τは、次式（４）で表され、ベルト挟圧Ｐdに比例する。
Ｐ_τ＝Ｐd×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（４）

そして、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないか、或いは所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ１および所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ２がともに供給されて、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６が何れも原位置に保持されている閉じ状態とされたときには、推力比制御油圧Ｐ_τが入力側油圧シリンダ４２ｃに供給されることから、変速制御圧Ｐinが推力比制御油圧Ｐ_τと一致させられる。つまり、推力比コントロールバルブ１１８により変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Ｐ_τすなわち変速制御圧Ｐinが出力される。

例えば、車速センサ５８の精度上所定車速未満の極低車速では車速Ｖの検出精度が劣ることから、このような極低車速走行時や発進時には回転速度差（偏差）ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）を解消するための変速比γのフィードバック制御に替えて、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２を供給せず変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６を何れも閉じ状態とする所謂閉じ込み制御を実行する。これにより、車両発進時には変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とするようにＰdに比例するＰinが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて、車両停車時から極低車速時における伝動ベルト４８のベルト滑りが防止されると共に、このとき例えば最大変速比γmaxに対応する推力比τ（＝出力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＯＵＴ／入力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＩＮ；Ｗ_ＯＵＴはベルト挟圧Ｐd×出力側油圧シリンダ４６ｃの断面積、Ｗ_ＩＮは変速制御圧Ｐin×入力側油圧シリンダ４２ｃの断面積）より大きな推力比τが可能なように上記式（４）の右辺第１項の（ａ／ｂ）やＦＳ／ｂが設定されていると、最大変速比γmax又はその近傍の変速比γmax’にて良好な発進が行われる。また、上記所定車速は、所定回転部材の回転速度例えば入力軸回転速度Ｎ_ＩＮが検出不可能な回転速度となる車速Ｖとして予め定められたフィードバック制御を実行可能な下限の車速であって、例えば２km/h程度に設定されている。

図６は、電子制御装置５０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図６において、目標入力回転設定手段１５０は、例えば図４に示すような予め記憶された変速マップから実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する。

変速制御手段１５２は、実入力軸回転速度Ｎ_ＩＮが前記目標入力回転設定手段１５０によって設定された目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と一致するように、換言すると回転速度差ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）を解消するように、無段変速機１８の変速をフィードバック実行する。すなわち、入力側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の流量を制御することにより両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅を変化させる変速制御指令信号（油圧指令）Ｓ_Ｔを油圧制御回路１００へ出力して変速比γを連続的に変化させる。

ベルト挟圧力設定手段１５４は、例えば図５に示すような予め実験的に求められて記憶されたベルト挟圧力マップから、実際のアクセル開度Ａccおよび電子制御装置５０により実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮおよび出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに基づいて算出される実変速比γ（＝Ｎ_ＩＮ／Ｎ_ＯＵＴ）で示される車両状態に基づいてベルト挟圧力Ｐd^＊を設定する。つまり、ベルト挟圧力設定手段１５４は、ベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを設定する。

ベルト挟圧力制御手段１５６は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdに調圧する挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂを油圧制御回路１００へ出力してベルト挟圧力Ｐd^＊を増減させる。

油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号Ｓ_Ｔに従って無段変速機１８の変速が実行されるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給・排出量を制御すると共に、上記挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂに従ってベルト挟圧力Ｐd^＊が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてベルト挟圧Ｐdを調圧する。

エンジン出力制御手段１５８は、エンジン１２の出力制御の為にエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅ、例えばスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などをそれぞれスロットルアクチュエータ７６や燃料噴射装置７８や点火装置８０へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１５８は、アクセル開度Ａccに応じたスロットル開度θ_ＴＨとなるように電子スロットル弁３０を開閉するスロットル信号をスロットルアクチュエータ７６へ出力してエンジントルクＴ_Ｅを制御する。

ところで、変速性能例えば変速応答性を良好なものとする為に変速比γがフィードバック制御されるときに必要な変速制御圧Ｐin（以下、必要Ｐin圧という）およびベルト挟圧力Ｐd^＊を発生させる為のベルト挟圧Ｐd（以下、Ｐd圧という）を確保できるよう、それら必要Ｐin圧やＰd圧の元圧であるライン油圧Ｐ_Ｌを設定する必要がある。

つまり、ライン油圧Ｐ_Ｌが必要Ｐin圧やＰd圧よりも比較的高いと変速応答性が良くベルト滑りも生じ難いが、必要以上に高いと燃費が悪化する要因となる。また、ライン油圧Ｐ_Ｌが必要Ｐin圧より低いと変速応答性が低下する要因となったり、ライン油圧Ｐ_ＬがＰd圧よりも低いとベルト滑りが生じ易くなる要因となる。

そこで、ライン油圧設定手段１６０は、ソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２による入力側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の流量制御とリニアソレノイド弁ＳＬＳによるＰd圧の制御とは独立してリニアソレノイド弁ＳＬＴにより制御されるライン油圧Ｐ_Ｌを、必要Ｐin圧とＰd圧とのいずれか高い方の油圧に基づいて設定する。

例えば、ライン油圧設定手段１６０は、必要Ｐin圧とＰd圧とのそれぞれにライン油圧Ｐ_Ｌの制御精度や車両状態を考慮した所定の余裕値を加えた油圧のいずれか高い方の油圧に基づいてライン油圧Ｐ_Ｌを設定する。

図７は、ライン油圧Ｐ_Ｌを設定する考え方の一例を説明するための図である。図７に示すように、所定の余裕値として予め実験的に求めて定められた基準余裕値ＥＸは、必要Ｐin圧においては必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinであり、Ｐd圧においてはＰd圧基準余裕値ＥＸdである。このように、基準余裕値ＥＸは、必要Ｐin圧とＰd圧とではそれぞれ異なる値が設定される。そして、必要Ｐin圧に必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを加えた油圧とＰd圧にＰd圧基準余裕値ＥＸdを加えた油圧とのいずれか高い方の油圧が必要なライン油圧Ｐ_Ｌすなわち目標のライン油圧（以下、目標ライン油圧）Ｐ_Ｌ ^＊として設定される。

目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊の設定について以下により詳細に説明する。

Ｐd圧は、ベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のＰd圧となるようにベルト挟圧力制御手段１５６による挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂに従ってリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させて直接的に調圧制御される油圧である。よって、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊の設定に用いられるＰd圧は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のＰd圧がそのまま用いられる。

一方、必要Ｐin圧は、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊（或いは目標変速比γ^＊）となるようにフィードバック制御される際の作動油の流量制御およびベルト挟圧力制御により結果として生じさせられる油圧であって、直接的に調圧制御されるものではない。よって、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊の設定に用いられる必要Ｐin圧は、推定値として算出される。

ライン油圧設定手段１６０は、変速比γ、目標変速比γ^＊の変化速度d（γ^＊）／dt、入力トルクＴ_ＩＮ、およびＰd圧等を変数として必要Ｐin圧を推定する為の予め実験的に求めて記憶された関係（算出式、必要Ｐin圧＝ｆ（γ、d（γ^＊）／dt、Ｔ_ＩＮ、Ｐd圧））から、実際の変速比γ、前記目標入力回転設定手段１５０により設定された目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に基づいて電子制御装置５０により算出される目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）の変化速度d（γ^＊）／dt、入力トルクＴ_ＩＮに相当するエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０、および前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られるためのＰd圧等に基づいて必要Ｐin圧を算出する。

エンジントルク算出手段１６２は、例えば図８に示すようなスロットル弁開度θ_ＴＨをパラメータとしてエンジン回転速度Ｎ_Ｅとエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０との予め実験的に求めて記憶された関係（エンジントルクマップ）から実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅおよびスロットル弁開度θ_ＴＨに基づいて推定されるエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０を算出する。

Ｐd圧は、前述したように、ベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のＰd圧となるように直接的に調圧制御される油圧である。よって、ライン油圧設定手段１６０は、前記ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬと実際のライン油圧Ｐ_Ｌとのばらつきのみを考慮して、すなわちライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに対して実際のライン油圧Ｐ_Ｌがばらついたとしてもその実際のライン油圧Ｐ_ＬがＰd圧を上回るように、予め実験的に定められて記憶されたＰd圧基準余裕値ＥＸdを設定する。

一方、必要Ｐin圧は、前述したように、直接的に調圧制御されるものではなく、推定値として算出される油圧である。また、一定の変速比γに維持するようにフィードバック制御を行うにはある程度の余裕代が必要である。よって、ライン油圧設定手段１６０は、前記ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬと実際のライン油圧Ｐ_Ｌのばらつきのみを考慮して設定されたＰd圧基準余裕値ＥＸdよりも大きくなるように、予め実験的に定められて記憶された必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。このように、必要Ｐin圧とＰd圧とではそれぞれ異なる基準余裕値ＥＸが設定される。

また、ライン油圧設定手段１６０は、車両状態（走行状態）に基づいてそれぞれＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを変更しても良い。

例えば、ライン油圧設定手段１６０は、作動油温が低温となる低油温時には、通常の作動油温となる通常油温時に比較してライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに対する実際のライン油圧Ｐ_Ｌの制御精度が低下することから、通常油温時に比較して大きなＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。上記通常油温は、例えば暖機完了後の油温が想定される。

また、ライン油圧設定手段１６０は、一定の変速比γが維持されるような定常走行時には、変速比γを変化させる変速時に比較して変速比γの変動が極めて小さく、変速比γを変化させる為の余裕分が小さくて済むことから、変速時に比較して小さなＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。

また、ライン油圧設定手段１６０は、急変速が必要となるような走行時には、すなわち変速比γの変化速度が所定値を超えて変速比γが変化させられる急変速時には、変速比γを大きく変化させる為に大きな余裕分が必要であることから、通常変速時や定常走行時に比較して大きなＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。この通常変速は、変速比γの変化速度が所定値を超えない範囲で変速比γが変化させられる変速であり、急変速時は、図４の矢印Ａに示すようなアクセルペダル６８の急戻し操作が行われて急増速であるオフアップシフトが実行される走行時や、矢印Ｂに示すような目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊の下限値に沿って変速比γが変化させられて急増速となる走行時等が想定される。

そして、前記ライン油圧設定手段１６０は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたＰd圧に前記Ｐd圧基準余裕値ＥＸdを加算した油圧値をＰd圧用ライン油圧Ｐ_Ｌdとして算出し、前記必要Ｐin圧に前記必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを加算した油圧値をＰin圧用ライン油圧Ｐ_Ｌinとして算出し、このＰd圧用ライン油圧Ｐ_ＬdとＰin圧用ライン油圧Ｐ_Ｌinとのいずれか高い方のライン油圧を択一的に選択し、その選択した高い方のライン油圧を目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊として設定する。尚、図７に示すように、ライン油圧Ｐ_Ｌが伝動ベルト４８の許容負荷を超えないための予め実験的に求めて定められたライン油圧ＭＡＸガードを上限として目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊は設定される。このライン油圧ＭＡＸガードは、伝動ベルト４８の許容負荷に替えて或いは加えて、燃費を考慮して定められても良い。

ライン油圧制御手段１６４は、例えば図９に示すようにライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬとそのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて調圧されるライン油圧Ｐ_Ｌとの予め記憶された関係（ライン油圧特性）から前記ライン油圧設定手段１６０により設定された目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に基づいてその目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊が得られるためのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬ（制御電流）を油圧制御回路１００へ出力してライン油圧Ｐ_Ｌを調圧させる。

油圧制御回路１００は、上記ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに従ってリニアソレノイド弁ＳＬＴを作動させてライン油圧Ｐ_Ｌを調圧する。

図９のライン油圧特性は、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬとそのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて駆動させられるノーマルオープン型のリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴとの関係、および制御油圧Ｐ_ＳＬＴとその制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいてプライマリレギュレータバルブ１２２により調圧されるライン油圧Ｐ_Ｌとの関係を、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬとライン油圧Ｐ_Ｌとの関係で表したものでもあり、予め実験的に求められた標準的な油圧特性である。

ところで、上記図９に示すようなライン油圧特性は、リニアソレノイド弁ＳＬＴやプライマリレギュレータバルブ１２２のそれぞれの個体差や経時変化などによりばらついたり変化したりする。そのため、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊とライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて調圧された実際のライン油圧（以下、実ライン油圧という）Ｐ_Ｌとに許容差以上の差が生じる可能性がある。この目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊と実ライン油圧Ｐ_Ｌとの差を解消するように、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊と実ライン油圧Ｐ_Ｌとに基づいて上記ライン油圧特性を学習補正することが考えられる。

しかしながら、実ライン油圧Ｐ_Ｌには、図１０に示すように、オイルポンプ２８の回転速度すなわちエンジン回転速度Ｎ_Ｅを影響因子としてそのエンジン回転速度Ｎ_Ｅの変化によって変化する油圧上昇分であるライジング量が含まれており、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬが同じであってもエンジン回転速度Ｎ_Ｅによっては実ライン油圧Ｐ_Ｌが異なってしまうことから、このライジング量を考慮せずに上記ライン油圧特性を学習補正すると、正確なライン油圧特性が得られない可能性がある。つまり、ライン油圧特性の学習精度が悪化するという問題が生じる。

図１０は、プライマリレギュレータバルブ１２２のエンジン回転速度Ｎ_Ｅに対する実ライン油圧Ｐ_Ｌのバルブ特性を各目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応して示す図である。図１０において、各●点は、オイルポンプ２８から発生される作動油圧がエンジン回転速度Ｎ_Ｅの上昇と共に上昇させられて、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて調圧されるべきライン圧Ｐ_Ｌに到達した点であり、この点を境にしてエンジン回転速度Ｎ_Ｅの高回転側にて目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊が得られる境界点である（以下、この境界点をクラッキングポイントと称する）。前記ライジング量は、このクラッキングポイントを基準にした油圧上昇分である。また、上記ライン油圧特性は、このクラッキングポイントにて目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊と実ライン油圧Ｐ_Ｌとが合うように学習補正されるのである。この図１０は、既に学習補正された後の実ライン油圧Ｐ_Ｌの特性図である。

図１１は、ライン圧Ｐ_Ｌとエンジン回転速度Ｎ_Ｅとを変数としてライジング量が定められる予め実験的に求められて記憶された関係（ライジング量マップ）のうちで、代表的なライン圧Ｐ_Ｌとエンジン回転速度Ｎ_Ｅとにおけるライジング量を示す図表である。この図１１や前記図１０に示すように、ライジング量は実ライン圧Ｐ_Ｌが高い程、またエンジン回転速度Ｎ_Ｅが高い程大きくなる傾向がある。このように、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊が同じであってもエンジン回転速度Ｎ_Ｅによっては実ライン油圧Ｐ_Ｌが異なってしまうことから、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊と実ライン油圧Ｐ_Ｌとの差のみに基づいて一律にライン油圧特性を補正すると正確なライン油圧特性が得られない可能性がある。

そこで、学習補正手段１６６は、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊と実ライン油圧Ｐ_Ｌとの差に基づいて前記ライン油圧特性を学習補正することに加え、ライジング量に基づいて更にライン油圧特性を学習補正する。なお、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊と実ライン油圧Ｐ_Ｌとの差を解消するように、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬをフィードバック制御することも考えられるが、油圧の応答性等を考慮するとライン油圧特性の学習補正の方がより好ましい。

ライン油圧特性の学習補正について以下により詳細に説明する。

実ライン油圧検出手段１６８は、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいてリニアソレノイド弁ＳＬＴおよびプライマリレギュレータバルブ１２２により調圧された実ライン油圧Ｐ_Ｌを検出する。

本実施例の油圧制御回路１００においては、実ライン油圧Ｐ_Ｌを直接的に検出する油圧センサが設けられていないので、ベルト挟圧Ｐdを検出するための油圧センサ１３０を用いて、ベルト挟圧Ｐdの元圧である実ライン油圧Ｐ_Ｌを検出する。つまり、挟圧力コントロールバルブ１１０の構成上、ベルト挟圧Ｐdの最大値が実ライン油圧Ｐ_Ｌとなるので、ベルト挟圧Ｐdが最大値となるように挟圧力コントロールバルブ１１０を制御し、そのときのベルト挟圧Ｐdを実ライン油圧Ｐ_Ｌとして検出する。

より具体的には、実ライン油圧検出手段１６８は、ライン油圧Ｐ_Ｌが入力される入力ポート１１０ｉを全開とする制御油圧Ｐ_ＳＬＳが出力されるように前記ベルト挟圧力制御手段１５６に指令を出力すると共に、ベルト挟圧力制御手段１５６により入力ポート１１０ｉを全開とする制御油圧Ｐ_ＳＬＳが出力されるためのライン油圧検出指令信号Ｓ_Ｂ’が油圧制御回路１００へ出力されているときに油圧センサ１３０により検出されるベルト挟圧Ｐdを実ライン油圧Ｐ_Ｌとして検出する。

油圧上昇分算出手段１７０は、図１１に例示するようなライン圧Ｐ_Ｌとエンジン回転速度Ｎ_Ｅとを変数としてライジング量が定められるライジング量マップから目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊およびエンジン回転速度Ｎ_Ｅに基づいてライジング量を算出する。

前記学習補正手段１６６は、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応したライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬにおける油圧学習値を算出する油圧学習値算出手段１７２を備え、この油圧学習値に基づいて現在記憶されているライン油圧特性を随時更新して学習補正する。

前記油圧学習値算出手段１７２は、前記ライン油圧設定手段１６０により設定された目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊から前記実前記実ライン油圧検出手段１６８により検出された実ライン油圧Ｐ_Ｌを減算してその目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応したライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬにおける油圧学習値を算出すると共に、その油圧学習値から前記油圧上昇分算出手段１７０により算出されたその目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応するライジング量を減算して最終的な油圧学習値を算出する。

学習補正手段１６６は、現在記憶されているライン油圧特性において目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応したライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬにおけるライン油圧Ｐ_Ｌから前記油圧学習値算出手段１７２により算出された油圧学習値を減算した値を、そのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬにおける補正後のライン油圧Ｐ_Ｌとして随時更新する。また、更新されるライン油圧Ｐ_Ｌは離散的であるので線形補間等により連続的な特性としても良い。

図１２は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわちライン油圧特性を精度良く学習補正する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。

先ず、前記ライン油圧設定手段１６０に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、ベルト挟圧力マップから設定されたＰd圧にＰd圧基準余裕値ＥＸdが加算された油圧値がＰd圧用ライン油圧Ｐ_Ｌdとして算出され、予め実験的に求めて記憶された関係（必要Ｐin圧＝ｆ（γ、d（γ^＊）／dt、Ｔ_ＩＮ、Ｐd圧））から算出された必要Ｐin圧に必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinが加算された油圧値がＰin圧用ライン油圧Ｐ_Ｌinとして算出され、このＰd圧用ライン油圧Ｐ_ＬdとＰin圧用ライン油圧Ｐ_Ｌinとのいずれか高い方のライン油圧が択一的に選択され、その選択された高い方のライン油圧が目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊として設定される。

次いで、前記実ライン油圧検出手段１６８に対応するＳ２において、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいてリニアソレノイド弁ＳＬＴおよびプライマリレギュレータバルブ１２２により調圧された実ライン油圧Ｐ_Ｌが検出される。例えば、ライン油圧Ｐ_Ｌが入力される入力ポート１１０ｉを全開とする制御油圧Ｐ_ＳＬＳが出力される指令が出力されると共に、入力ポート１１０ｉが全開とされる制御油圧Ｐ_ＳＬＳが出力されるためのライン油圧検出指令信号Ｓ_Ｂ’が油圧制御回路１００へ出力されているときに油圧センサ１３０により検出されるベルト挟圧Ｐdが実ライン油圧Ｐ_Ｌとして検出される。

次いで、前記油圧上昇分算出手段１７０に対応するＳ３において、図１１に例示するようなライン圧Ｐ_Ｌとエンジン回転速度Ｎ_Ｅとを変数としてライジング量が定められるライジング量マップから目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊およびエンジン回転速度Ｎ_Ｅに基づいてライジング量が算出される。

次いで、前記油圧学習値算出手段１７２に対応するＳ４において、前記Ｓ１にて設定された目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊から前記Ｓ２にて検出された実ライン油圧Ｐ_Ｌが減算されてその目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応したライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬにおける油圧学習値が算出され、更にその油圧学習値から前記Ｓ３にて算出されたその目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応するライジング量が減算されて最終的な油圧学習値が算出される。

次いで、前記学習補正手段１６６に対応するＳ５において、現在記憶されているライン油圧特性において前記Ｓ１にて設定された目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応したライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬにおけるライン油圧Ｐ_Ｌから前記Ｓ４にて算出された油圧学習値が減算された値が、そのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬにおける補正後のライン油圧Ｐ_Ｌとして随時更新される。また、この更新されるライン油圧Ｐ_Ｌは離散的であるので線形補間等により連続的な特性とされる。このようにして、現在記憶されているライン油圧特性が随時更新されて学習補正される。

ここで、無段変速機１８の制御において実ライン油圧Ｐ_Ｌを用いる場合には、前述したように、油圧応答遅れを考慮すると油圧センサによる検出値は学習制御には適するがフィードバック制御には好ましくないと考えられる。そうすると、変速制御のようにフィードバック制御が行われる場合には実ライン油圧Ｐ_Ｌを推定値として算出する必要がある。当然、その推定値は精度良く求められることが要求される。例えば、実ライン油圧Ｐ_Ｌと必要Ｐin圧との差圧に基づいて入力側可変プーリ４２（入力側油圧シリンダ４２ｃ）への作動油の流量を算出して変速制御を行うようなときには、実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値が精度良く求められることが要求される。

そこで、ライン油圧推定値算出手段１７４は、前記学習補正手段１６６により学習補正されたライン油圧特性から前記ライン油圧制御手段１６４により出力されているライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値を算出すると共に、その実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値を前記油圧上昇分算出手段１７０により算出されるこのときの目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に対応するライジング量に基づいて補正する。この補正は、実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値にこのライジング量を加算するものであり、これにより最終的な実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値を算出する。

図１３は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値を精度良く算出する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行されるものである。

先ず、前記ライン油圧推定値算出手段１７４に対応するＳ１１において、前記図１２のＳ１乃至Ｓ５にて学習補正されたライン油圧特性から実際のライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値が算出される。

次いで、前記油圧上昇分算出手段１７０に対応するＳ１２において、図１１に例示するようなライン圧Ｐ_Ｌとエンジン回転速度Ｎ_Ｅとを変数としてライジング量が定められるライジング量マップから目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊およびエンジン回転速度Ｎ_Ｅに基づいてライジング量が算出される。

次いで、前記ライン油圧推定値算出手段１７４に対応するＳ１３において、前記Ｓ１１にて算出された実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値に前記Ｓ１２にて算出されたライジング量が加算されて最終的な実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値が算出される。

上述のように、本実施例によれば、実ライン油圧検出手段１６８により検出された実ライン油圧Ｐ_Ｌと油圧上昇分算出手段１７０により算出されたオイルポンプ２８の回転速度を影響因子とするライジング量とに基づいて、学習補正手段１６６によりライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬとそのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて調圧されるライン油圧Ｐ_Ｌとの予め記憶されたライン油圧特性が学習補正されるので、ライジング量に拘わらず適正なライン油圧特性を得ることができ、ライン油圧特性の学習精度が向上する。これによって、例えば、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊が得られる範囲で可及的に小さなライン油圧Ｐ_Ｌとするようにライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬを設定することができ、必要以上に余裕を持たせた高めのライン油圧Ｐ_Ｌとするようにライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬを設定する場合に比較して、オイルポンプ２８の損失が抑制されて燃費が向上する。

また、本実施例によれば、ライン油圧推定値算出手段１７４により、学習補正手段１６６により学習補正されたライン油圧特性からライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値が算出されると共に、その実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値がライジング量に基づいて補正され、電子制御装置５０によりこの補正された実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値に基づいて無段変速機１８が制御されるので、実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定精度が向上する。これによって、無段変速機１８の制御精度が向上する。例えば、実ライン油圧Ｐ_Ｌと必要Ｐin圧との差圧に基づいて入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を算出してフィードバック制御により変速制御を行うようなときには、実ライン油圧Ｐ_Ｌの推定値が精度良く求められて変速制御精度が向上する。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、油圧制御回路１００において、実ライン油圧Ｐ_Ｌを直接的に検出する油圧センサが設けられておらず、実ライン油圧検出手段１６８は、ベルト挟圧Ｐdを検出するための油圧センサ１３０を用いて実ライン油圧Ｐ_Ｌを検出したが、実ライン油圧Ｐ_Ｌを検出する油圧センサを設けて直接的に実ライン油圧Ｐ_Ｌを検出しても良い。

また、前述の実施例では、必要Ｐin圧は、ライン油圧設定手段１６０により算出された推定値が用いられたが、必要Ｐin圧を検出する油圧センサを設け、その推定値に替えてそのセンサ圧が用いられてもよい。

また、前述の実施例における入力軸回転速度Ｎ_ＩＮやそれに関連する目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊などは、それら入力軸回転速度Ｎ_ＩＮなどに替えて、エンジン回転速度Ｎ_Ｅやそれに関連する目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊など、或いはタービン回転速度Ｎ_Ｔやそれに関連する目標タービン回転速度Ｎ_Ｔ ^＊などであっても良い。

また、前述の実施例において、流体伝動装置としてロックアップクラッチ２６が備えられているトルクコンバータ１４が用いられていたが、ロックアップクラッチ２６は必ずしも設けられなくてもよく、またトルクコンバータ１４に替えて、トルク増幅作用のない流体継手（フルードカップリング）などの他の流体式動力伝達装置が用いられてもよい。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

本発明が適用された車両用駆動装置を説明する骨子図である。 図１の車両用駆動装置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。 油圧制御回路のうち無段変速機のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバーの操作に伴う前進用クラッチ或いは後進用ブレーキの係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。 無段変速機の変速制御において目標入力回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。 無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じてベルト挟圧力を求めるベルト挟圧力マップの一例を示す図である。 図２の電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 ライン油圧を設定する考え方の一例を説明するための図である。 スロットル弁開度をパラメータとしてエンジン回転速度とエンジントルク推定値との予め実験的に求められて記憶された関係（エンジントルクマップ）の一例を示す図である。 ライン油圧制御指令信号とそのライン油圧制御指令信号に基づいて調圧されるライン油圧との予め記憶された関係（ライン油圧特性）の一例を示す図である。 プライマリレギュレータバルブのエンジン回転速度に対する実ライン油圧のバルブ特性の一例を各目標ライン油圧に対応して示す図である。 ライン圧とエンジン回転速度とを変数としてライジング量が定められる予め実験的に求められて記憶された関係（ライジング量マップ）のうちで、代表的なライン圧とエンジン回転速度とにおけるライジング量の一例を示す図表である。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわちライン油圧特性を精度良く学習補正する為の制御作動を説明するフローチャートである。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち実ライン油圧の推定値を精度良く算出する為の制御作動を説明するフローチャートである。

符号の説明

１８：無段変速機（自動変速機）
２８：オイルポンプ
４２：入力側可変プーリ（駆動側プーリ）
４６：出力側可変プーリ（従動側プーリ）
４８：伝動ベルト（ベルト）
５０：電子制御装置（制御装置）
１２２：プライマリレギュレータバルブ（調圧装置）
１６４：ライン油圧制御手段
１６６：学習補正手段
１６８：実ライン油圧検出手段
１７０：油圧上昇分算出手段
１７４：ライン油圧推定値算出手段
ＳＬＴ：リニアソレノイド弁（調圧装置）

Claims (2)

1. 油圧指令値に基づいてオイルポンプから吐出される作動油をライン油圧に調圧する調圧装置と、油圧指令値とライン油圧との予め記憶された関係から必要なライン油圧に基づいて該必要なライン油圧が得られるための油圧指令値を出力するライン油圧制御手段と、前記調圧装置により調圧された実際のライン油圧を検出する実ライン油圧検出手段と、該実ライン油圧検出手段により検出された実際のライン油圧に基づいて前記関係を学習補正する学習補正手段とを備える自動変速機の制御装置であって、
   前記オイルポンプの回転速度に基づいて該オイルポンプの回転速度を影響因子としたライン油圧の油圧上昇分を算出する油圧上昇分算出手段を更に備え、
   前記学習補正手段は、前記油圧上昇分算出手段により算出された油圧上昇分に基づいて更に前記関係を学習補正することを特徴とする自動変速機の制御装置。
2. 前記自動変速機は、駆動側プーリと従動側プーリと該両プーリに巻き掛けられたベルトとを有し、前記駆動側プーリに作用する作動油により変速比が制御されると共に前記従動側プーリに作用する作動油によりベルト挟圧力が制御される無段変速機であり、
   前記学習補正手段により学習補正された前記関係から油圧指令値に基づいてライン油圧の推定値を算出すると共に、該ライン油圧の推定値を前記油圧上昇分に基づいて補正するライン油圧推定値算出手段を更に備え、
   前記補正されたライン油圧の推定値に基づいて前記無段変速機を制御するものである請求項１の自動変速機の制御装置。

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