JP5125030B2 - 車両用無段変速機の油圧制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、プライマリプーリおよびセカンダリプーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する車両用無段変速機の油圧制御装置に係り、特に、減圧弁によりプライマリ側油圧シリンダ内の油圧とセカンダリ側油圧シリンダ内の油圧との比率が予め定められた関係とされているときに、セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧を制御する技術に関するものである。

プライマリプーリおよびセカンダリプーリと、それら両プーリに巻き掛けられたベルトと、プライマリプーリの溝幅を変更する為のプライマリ側油圧シリンダと、セカンダリプーリの溝幅を変更する為のセカンダリ側油圧シリンダとを有する車両用無段変速機の油圧制御装置において、例えば所定回転部材の回転速度を目標値として実際値がその目標値に一致するようにフィードバック制御によりプライマリ側油圧シリンダに給排される作動油量を調整して変速を行う一方で、回転速度センサによる回転速度の検出が不可或いは誤検出となる可能性がある為にフィードバック制御が実行できない場合には、プライマリ側油圧シリンダ内の油圧（プライマリ圧）がセカンダリ側油圧シリンダ内の油圧（セカンダリ圧）に対して所定の比率となるようにプライマリ圧を制御することが良く知られている。

例えば、特許文献１に記載された無段変速機の油圧制御装置がそれである。この特許文献１には、プライマリ側油圧シリンダに所定の油圧を作用させる減圧弁に対してセカンダリ圧を導入し、プライマリ側油圧シリンダに対する作動油の給排作動が行われない状態において、セカンダリ圧とプライマリ圧とが所定の比率となるようにプライマリ側油圧シリンダに油圧を供給することが提案されている。

つまり、プライマリ推力に対するセカンダリ推力の比率である推力比τ（＝（セカンダリ圧×セカンダリ側油圧シリンダの受圧面積）／（プライマリ圧×プライマリ側油圧シリンダの受圧面積））が大きくなる程、セカンダリプーリのベルト掛かり径が大きくなってベルト式無段変速機の変速比γ（＝プライマリプーリの回転速度／セカンダリプーリの回転速度）は大きくなるため、この推力比τの設定によって例えば変速比γを最大変速比（最低速側変速比）とすることができる。これにより、車両停止状態からの発進時には減圧弁により最大変速比（最低速側変速比）を成立させて変速比が増速側（アップシフト側）へ変化するのを防止し、良好な発進性能を実現することができることが提案されている。

特開２００５−４２７９９号公報 特開２００６−４６５２５号公報

ところで、変速比γは推力比τに応じて一義的に定まるものではなく、駆動か被駆動か、或いはセーフティファクターS.F.（＝限界伝達トルク容量／実際の伝達トルク）等の走行条件によって変化する。一般的には、例えば図９に示すように、変速比γは推力比τが大きい程大きくなる傾向はあるものの、その推力比τは駆動時においてはセーフティファクターS.F.が高い程大きくなる傾向がある。

ここで、入力トルクが比較的小さな極低車速時に増速しないようにすなわち最低速側変速比又はその近傍の変速比が維持されるように、推力比τの狙い値（例えば減圧弁により機械的に定まる推力比τの設定値）を決めることが考えられる。このように推力比τの狙い値を決めるに際し、例えば路面からトルクが入力されることによりベルトが滑ることを防止する為にある程度のセカンダリ圧を掛けることが必要な場合等セカンダリ圧を下げることができない場合を考慮してセーフティファクターS.F.を高くすると、推力比τの狙い値が１．０を超えてしまう場合がある。この場合、その推力比τとなるように減圧弁によりプライマリ圧が制御されると、プライマリ推力はセカンダリ推力に対して比較的小さくされて、プライマリプーリ側の伝達トルク容量が小さくされるため、ベルトが最減速状態に戻されていないベルト戻り不良時でセーフティファクタが小さい場合（限界伝達トルク容量に対して比較的入力トルクが大きい場合）に、プライマリプーリ側の伝達トルク容量不足に起因してベルト滑りが発生するという問題が生じる可能性があった。

尚、ベルトが最減速状態に戻されている場合は、すなわち無段変速機の変速比が最低速側変速比とされている場合は、セカンダリプーリ側はセカンダリ圧によりベルトが張ると共に溝幅が最大とされているプライマリプーリ側は機械的なストッパにより反力が保てる為、駆動時はセカンダリプーリ側の伝達トルク容量を確保すればプライマリプーリ側の伝達トルク容量が確保されるので、上記問題が生じ難い。

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、減圧弁によりプライマリ圧とセカンダリ圧との比率が予め定められた関係とされているときのベルト戻り不良時に、ベルト滑りに適切に対処することができる車両用無段変速機の油圧制御装置を提供することにある。

かかる目的を達成するための第１の発明の要旨とするところは、(a) 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に、プライマリプーリおよびセカンダリプーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有すると共に、前記プライマリプーリの溝幅を変更する為のプライマリ側油圧シリンダと前記セカンダリプーリの溝幅を変更する為のセカンダリ側油圧シリンダとを有する無段変速機が配設された車両において、前記無段変速機の変速を行うために前記プライマリ側油圧シリンダに給排される作動油量を調整する変速制御弁と、その変速制御弁による作動油の給排作動が行われないときに前記プライマリ側油圧シリンダ内の油圧と前記セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧との比率を機械的に予め定められた関係としてそのセカンダリ側油圧シリンダ内の油圧により機械的に定まるそのプライマリ側油圧シリンダ内の油圧を供給する減圧弁とを有する油圧回路を備える車両用無段変速機の油圧制御装置であって、(b) 前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあるか否かを判断する最減速判断手段と、(c) 前記減圧弁により前記プライマリ側油圧シリンダ内の油圧と前記セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧との比率が機械的に予め定められた関係とされているときにおいて、前記最減速判断手段により前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にないことが判断されたときには、前記セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧が制御されるに際してそのセカンダリ側油圧シリンダ内の油圧が所定圧未満とされないようにガード処理するセカンダリ圧ガード処理手段と、(d) 前記無段変速機の入力トルクに基づいて前記プライマリ側油圧シリンダに必要とされる必要プライマリ圧を算出する必要プライマリ圧算出手段と、(e) 前記必要プライマリ圧が前記プライマリ側油圧シリンダに作用させられる為に前記減圧弁による前記予め定められた関係からその必要プライマリ圧に基づいて前記所定圧を設定する所定圧設定手段とを、含むことにある。

このようにすれば、減圧弁によりプライマリ側油圧シリンダ内の油圧とセカンダリ側油圧シリンダ内の油圧との比率が機械的に予め定められた関係とされているときにおいて、最減速判断手段により無段変速機の変速比が最低速側変速比にないことが判断されたときには、セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧が制御されるに際してそのセカンダリ側油圧シリンダ内の油圧が所定圧未満とされないようにセカンダリ圧ガード処理手段によりガード処理されるので、セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧が少なくとも所定圧以上とされることに伴って、プライマリ側油圧シリンダ内の油圧も予め定められた関係からそのセカンダリ側油圧シリンダ内の油圧に対応した油圧が確保されることになり、例えばベルト滑りが防止されるように所定圧を設定することにより、予め定められた関係とされているときのベルト戻り不良時に発生する可能性のあるベルト滑りに対処することができる。

また、前記車両用無段変速機の油圧制御装置において、前記無段変速機の入力トルクに基づいて前記プライマリ側油圧シリンダに必要とされる必要プライマリ圧を算出する必要プライマリ圧算出手段と、前記必要プライマリ圧が前記プライマリ側油圧シリンダに作用させられる為に前記減圧弁による前記予め定められた関係からその必要プライマリ圧に基づいて前記所定圧を設定する所定圧設定手段とを、更に備えるので、所定圧をベルトが滑らない範囲で可及的に低く設定することができて、ベルト滑りの防止と燃費悪化の防止との両立を図ることができる。

ここで、好適には、前記無段変速機において、所定車速例えば回転速度センサにより回転部材の回転速度が検出可能な車速を超える車両状態における通常の変速制御は、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、実変速比がその目標変速比になるように変速制御弁を用いてプライマリ側油圧シリンダに給排される作動油量を調整してプライマリプーリの溝幅を変更するフィードバック制御により実行されたり、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変速制御弁を用いてプライマリ側油圧シリンダに給排される作動油量を調整してプライマリプーリの溝幅を変更するフィードバック制御により実行されたりするなど、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、所定車速以下の極低車速走行時のような上記フィードバック制御が困難なときの車両状態における変速制御は、例えば変速制御弁によるプライマリ側油圧シリンダへの作動油の給排作動を行わず、無段変速機の変速比が所定の変速比とされるように減圧弁を用いてプライマリ側油圧シリンダに所定の油圧を作用させつつプライマリ側油圧シリンダ内に作動油を閉じ込めた状態としてプライマリ側油圧シリンダ内の油圧とセカンダリ側油圧シリンダ内の油圧との比率を予め定められた関係とする閉じ込み制御により実行される。より具体的には、この減圧弁はセカンダリ側油圧シリンダの油圧がパイロット圧として導入されて所定の油圧を出力するように構成され、この所定の油圧がプライマリ側油圧シリンダに作用させられることにより、所定の変速比例えば最大変速比（最低速側変速比）が得られる所定の推力比となるように構成される。

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。

また、好適には、前記無段変速機の入力トルクについては、例えば動力源からトルクコンバータ等を介して入力される場合は、動力源の出力トルクにトルクコンバータのトルク比を掛けて算出することができる。この動力源の出力トルクについては、例えば動力源がエンジン等の内燃機関である場合には、スロットル弁開度や吸入空気量などをパラメータとしてエンジン回転速度などに基づいて従来から広く知られている算出方法に従って推定値を算出することができる。また、動力源が電動機である場合には、その電動機のトルク指令値（駆動指令値）を用いることができる。尚、トルクコンバータを含めて自動変速機とする場合には、トルクコンバータへの入力トルクすなわち動力源の出力トルクが自動変速機の入力トルクとされる。

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、油圧回路としての油圧制御回路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、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐと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状態（動力伝達遮断状態）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油圧アクチュエータとしての駆動側油圧シリンダ（プライマリ側油圧シリンダ）４２ｃおよび従動側油圧シリンダ（セカンダリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されており、プライマリ側油圧シリンダ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、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるセカンダリ圧（ベルト挟圧）Ｐout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、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃの油圧であるプライマリ圧（変速圧）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、加速度センサ７６により検出された車両の前後方向の加速度Ｇを表す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７８を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置８０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８２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例えばプライマリ側油圧シリンダ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例えばセカンダリ圧Ｐout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」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および変速比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セカンダリ圧Ｐoutを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１０、無段変速機１８の変速を行うためにプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに給排される作動油量を調整する変速制御弁、すなわち変速比γが連続的に変化させられるようにプライマリ側油圧シリンダ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による作動油の給排作動が行われないときにプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧としての推力比制御油圧Ｐ_τを作用させてプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの比率を予め定められた関係とする減圧弁としての推力比コントロールバルブ１１８等を備えている。その他図示しないが、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等を備えている。

また、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）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。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ノーマルクローズ型のソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ１およびノーマルクローズ型のソレノイド弁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１２０により一定圧に調圧されるようになっている。

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を経てプライマリプーリ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ポート１１４ｉを閉弁し且つプライマリプーリ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と連通させられ且つ入出力ポート１１６ｊが入出力ポート１１６ｋと遮断さ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と連通させられ且つ入出力ポート１１６ｊが排出ポートＥＸと遮断さ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、入力ポート１１４ｉと入出力ポート１１４ｊとが遮断され且つ入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通させられ、プライマリプーリ４２（プライマリ側油圧シリンダ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と排出ポートＥＸとが遮断され且つ入出力ポート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。これにより、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに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が作用させられる。

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を経てプライマリ側油圧シリンダ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、プライマリ圧Ｐinが高められ、プライマリプーリ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、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃ内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から排出されると共に、入出力ポート１１６ｊと入出力ポート１１６ｋとが遮断されて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へ流通することが阻止される。これにより、プライマリ圧Ｐinが低められ、プライマリプーリ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はプライマリ圧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がプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへ供給されてプライマリ圧Ｐinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧Ｐ_ＤＳ２が出力されるとプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出されてプライマリ圧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、すなわちプライマリ側油圧シリンダ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、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を経てセカンダリプーリ４６および推力比コントロールバルブ１１８へセカンダリ圧Ｐoutを供給可能にする図示しないスプール弁子と、そのスプール弁子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、スプール弁子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から出力されたセカンダリ圧Ｐoutを受け入れるフィードバック油室１１０ｄ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が連続的に減圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔからセカンダリ圧Ｐoutが出力される。このように、ライン油圧Ｐ_Ｌはセカンダリ圧Ｐoutの元圧となるものである。

例えば図５に示すように伝達トルクに対応する無段変速機１８への入力トルクＴ_ＩＮ（或いはスロットル弁開度θ_ＴＨ、アクセル開度Ａcc等）をパラメータとして変速比γと必要セカンダリ圧（ベルト挟圧力）Ｐout^＊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および入力トルクＴ_ＩＮで示される車両状態に基づいて決定（算出）された必要セカンダリ圧Ｐout^＊が得られるようにセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃのセカンダリ圧Ｐoutが制御され、このセカンダリ圧Ｐoutに応じて必要セカンダリ圧Ｐout^＊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セカンダリ圧Ｐout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におけるセカンダリ圧Ｐout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（１）で平衡状態となる。従って、推力比制御油圧Ｐ_τは、次式（２）で表され、セカンダリ圧Ｐoutの一次関数となる。
Ｐ_τ×ｂ＝Ｐout×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）
Ｐ_τ＝Ｐout×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（２）

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がプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに供給されることから、プライマリ圧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によりプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの比率を予め定められた前記式（２）に示す関係に保つ推力比制御油圧Ｐ_τすなわちプライマリ圧Ｐinが出力される。

例えば、入力軸回転速度センサ５６や車速センサ５８の精度上所定車速Ｖ’以下の低車速状態では入力軸回転速度Ｎ_ＩＮや車速Ｖの検出精度が劣ることから、このような低車速走行時や発進時には変速比γのフィードバック制御に替えて、例えば制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２を共に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、低車速走行時や発進時にはプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの比率を予め定められた関係とするようにセカンダリ圧Ｐoutによって定まるプライマリ圧Ｐinがプライマリ側油圧シリンダ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（＝セカンダリ側油圧シリンダ推力Ｗ_ＯＵＴ／プライマリ側油圧シリンダ推力Ｗ_ＩＮ；Ｗ_ＯＵＴはセカンダリ圧Ｐout×セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積Ｓout、Ｗ_ＩＮはプライマリ圧Ｐin×プライマリ側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積Ｓin）より大きな推力比τが可能なように上記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ）やＦ_Ｓ／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Ｖ’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。

無段変速機１８における推力比と変速比との関係（推力比−変速比特性）が例えば図９に示すような推力比−変速比特性とされる場合に、推力比τが１．０以上となるように前記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ）やＦ_Ｓ／ｂが設定されると、駆動時には最大変速比γmaxが保持可能である。

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 ^＊を逐次設定する。

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、無段変速機１８の変速をフィードバック制御により実行する。すなわち、プライマリ側油圧シリンダ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、無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮ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必要セカンダリ圧（ベルト挟圧力）Ｐout^＊を設定する。つまり、ベルト挟圧力設定手段１５４は、必要セカンダリ圧Ｐout^＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのセカンダリ圧Ｐoutを設定する。

例えば、上記無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮは、エンジントルクＴ_Ｅの推定値（以下、エンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０という）に基づく入力トルクＴ_ＩＮの推定値（以下、推定入力トルクＴ_ＩＮ’という）が用いられる。

推定入力トルク算出手段１５６は、例えば図７に示すようなエンジン負荷としてのスロットル弁開度θ_ＴＨ（或いは吸入空気量Ｑ、燃料噴射量Ｆなど）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られて記憶された関係（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（或いは吸入空気量Ｑ、燃料噴射量Ｆなど）に基づいてエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０を求める。更に、推定入力トルク算出手段１５６は、このエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０にトルクコンバータ１４のトルク比ｔ（＝タービントルクＴ_Ｔ／ポンプトルクＴ_Ｐ）を乗じたトルクコンバータ１４の出力トルクすなわちタービントルクＴ_Ｔ（＝エンジントルクＴ_Ｅ×トルク比ｔ）を推定入力トルクＴ_ＩＮ’として算出する。このトルク比ｔは、トルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝タービン回転速度Ｎ_Ｔ／エンジン回転速度Ｎ_Ｅ）の関数であり、例えば速度比ｅとトルク比ｔとの予め実験的に求められて記憶された関係（マップ）から実際の速度比ｅに基づいて算出される。

尚、前進走行時には、前進用クラッチＣ１の係合によりタービン軸３４が入力軸３６に直結されて入力トルクＴ_ＩＮがタービントルクＴ_Ｔに等しくなるが、後進走行時の場合にはタービントルクＴ_Ｔに前後進切換装置１６の所定の変速比を掛けることにより入力トルクＴ_ＩＮとなる。

ベルト挟圧力制御手段１５８は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定された必要セカンダリ圧Ｐout^＊が得られるようにセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃのセカンダリ圧Ｐoutを調圧する挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂを油圧制御回路１００へ出力して必要セカンダリ圧Ｐout^＊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を作動させてプライマリ側油圧シリンダ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に従って必要セカンダリ圧Ｐout^＊が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。

また、前記変速制御手段１５２は、前述の機能に加え、車速Ｖが前記所定車速Ｖ’以下であることを条件として、通常の変速制御としての変速比γのフィードバック制御を行わず、推力比コントロールバルブ１１８によりプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの比率を予め定められた関係に保つ閉じ込み制御を実行する。すなわち、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を閉じ状態とすることによって、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに推力比制御油圧Ｐ_τを供給して無段変速機１８の変速比γを所定の変速比とする低車速用の変速制御のための変速指令（閉じ込み制御指令）信号Ｓ_Ｔ’を油圧制御回路１００へ出力して所定の変速比を成立させる。

油圧制御回路１００は、上記閉じ込み制御指令信号Ｓ_Ｔ’に従っ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が閉じ状態とされるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を共に作動させず、或いはソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を共に作動させて、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をプライマリ側油圧シリンダ４２ｃへ供給する。

エンジン出力制御手段１６０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７８や燃料噴射装置８０や点火装置８２へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１６０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７８へ出力してエンジントルクＴ_Ｅを制御する。

ところで、変速比γは推力比τに応じて一義的に定まるものではない。例えば図９に示すように、変速比γは推力比τが大きい程大きくなる傾向はあるものの、その推力比τは駆動時においてはセーフティファクターS.F.が高い程大きくなる傾向がある。そうすると、セカンダリ圧Ｐoutを下げることができない場合等はセーフティファクターS.F.が高くなり、閉じ込み制御中の推力比τの狙い値が１．０を超えてしまう場合がある。この場合、プライマリプーリ４２側の伝達トルク容量がセカンダリプーリ４６側の伝達トルク容量よりも小さくなるため、特にベルト戻り不良時でセーフティファクタS.F.が小さい場合（限界伝達トルク容量に対して比較的入力トルクＴ_ＩＮが大きい場合）に、プライマリプーリ４２側の伝達トルク容量不足に起因してベルト滑りが発生するという問題が生じる可能性がある。つまり、前記変速制御手段１５２による閉じ込み制御中のセカンダリ圧Ｐoutがプライマリ圧Ｐinを考慮せずに設定されると、閉じ込み制御中にはセカンダリ圧Ｐoutに応じた推力比制御油圧Ｐ_τすなわちプライマリ圧Ｐinしか作用させられないプライマリプーリ４２側では必要な伝達トルク容量が不足してベルト滑りが発生する可能性がある。上記ベルト戻り不良時とは、本来車両停止中の閉じ込み制御時に変速比γが最大変速比（最低速側変速比）γmaxとされるべきところが、すなわち伝動ベルト４８が最減速位置に戻された状態（以下、最減速状態という）とされるべきところが、伝動ベルト４８が最減速状態とされていない状態をいう。

そこで、本実施例では、前記変速制御手段１５２により閉じ込み制御が行われているときのベルト戻り不良時には、上述したベルト滑りが発生するという問題に対処するために、閉じ込み制御中のセカンダリ圧Ｐoutが所定圧未満とされないようにガード処理を行う。上記所定圧は、閉じ込み制御中のプライマリプーリ４２側のベルト滑りが防止されるように、プライマリプーリ４２の伝達トルク容量に必要とされる油圧が、すなわち閉じ込み制御時にプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに必要とされる必要プライマリ圧Ｐin^＊が、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに作用させられる為に必要な必要セカンダリ圧Ｐout^＊の下限値すなわち必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇに設定されている。尚、伝動ベルト４８が最減速状態に戻されている場合は、溝幅が最大とされているプライマリプーリ４２側は機械的なストッパにより反力が保てる為、駆動時はセカンダリプーリ４６側の伝達トルク容量を確保すればプライマリプーリ４２側の伝達トルク容量が確保されるので、上記ガード処理は行わない。

具体的には、車両停止判定手段１６２は、車両が停止状態であるか否かを、例えば車速Ｖ（出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定する。

閉じ込み制御判定手段１６４は、前記変速制御手段１５２による閉じ込み制御が行われているか否かを、例えば変速制御手段１５２により前記閉じ込み制御指令Ｓ_Ｔ’が油圧制御回路１００へ出力されているか否かに基づいて判定する。

前記最減速判断手段１６６は、前記変速制御手段１５２による閉じ込み制御が行われている車両停止時に、無段変速機１８の変速比γが最大変速比（最低速側変速比）γmaxにあるか否か、すなわち伝動ベルト４８が最減速状態にあるか否かを、例えば車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて既に変速比γが最大変速比γmaxとなっている状態で車両停止したか否か、或いは車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて変速比γが最大変速比γmaxとなっていないものの車両停止時には最大変速比γmaxとなっていると推定される最大変速比γmax近傍の所定変速比γmax’になっており且つ所定以上のダウンシフトとなっているか否かに基づいて判断する。

セカンダリ圧ガード処理手段１６８は、前記変速制御手段１５２による閉じ込み制御が行われている車両停止時に、前記最減速判断手段１６６により無段変速機１８の変速比γが最低速側変速比γmaxにないと判断されたときには、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定された必要セカンダリ圧Ｐout^＊が必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇ未満とされないようにガード処理する。例えば、セカンダリ圧ガード処理手段１６８は、必要セカンダリ圧Ｐout^＊および必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇのうちの何れか大きい方を選択し、その選択した方を最終的な必要セカンダリ圧Ｐout^＊として決定する。

前記ベルト挟圧力制御手段１５８は、閉じ込み制御が行われている車両停止時に無段変速機１８の変速比γが最低速側変速比γmaxにないときには、前記セカンダリ圧ガード処理手段１６８により決定された最終的な必要セカンダリ圧Ｐout^＊が得られるように挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂを油圧制御回路１００へ出力する。

上記必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇは、上述したように閉じ込み制御中のプライマリプーリ４２側のベルト滑りが防止されるように設定される値であり、予め実験的に求められた値であっても良いが、閉じ込み制御時に最低限必要な必要プライマリ圧Ｐin^＊がプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに作用させられる為にその必要プライマリ圧Ｐin^＊に基づいて最低限必要な値に設定されても良い。

より具体的には、必要プライマリ圧算出手段１７０は、無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮに基づいて必要プライマリ圧Ｐin^＊を算出する。例えば、必要プライマリ圧算出手段１７０は、次式（３）に示す関係からセーフティファクターS.F.（安全率）Ｋ、前記推定入力トルク算出手段１５６により算出された推定入力トルクＴ_ＩＮ’、プライマリプーリ４２のＶ溝角θ（図１参照）、入力側可変プーリ４２における伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）Ｄ、ベルト・プーリ間摩擦係数μ、およびプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積Ｓinに基づいて必要プライマリ圧Ｐin^＊を算出する。
Ｐin^＊＝Ｋ×Ｔ_ＩＮ’×cosθ／（Ｄ×μ×Ｓin） ・・・（３）

所定圧設定手段１７２は、推力比コントロールバルブ１１８によるプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの予め定められた関係から、すなわち前記式（２）を変形した次式（４）に示す関係から、前記必要プライマリ圧算出手段１７０により算出された必要プライマリ圧Ｐin^＊に基づいて所定圧としての必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇを設定する。
Ｐout ^＊ _Ｇ＝Ｐin^＊×（ｂ／ａ）−Ｆ_Ｓ／ａ ・・・（４）

図８は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち推力比コントロールバルブ１１８によりプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの比率が予め定められた関係とされているときにセカンダリ圧Ｐoutを制御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、前記車両停止判定手段１６２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、車両が停止状態であるか否かが、例えば車速Ｖ（出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定される。

前記Ｓ１の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが肯定される場合は前記閉じ込み制御判定手段１６４に対応するＳ２において、閉じ込み制御が行われているか否かが、例えば前記閉じ込み制御指令Ｓ_Ｔ’が油圧制御回路１００へ出力されているか否かに基づいて判定される。

前記Ｓ２の判断が否定される場合は本ルーチンが終了させられるが肯定される場合は前記最減速判断手段１６６に対応するＳ３において、閉じ込み制御が行われている車両停止時に、無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxにあるか否か、すなわち伝動ベルト４８が最減速状態にあるか否かが、例えば車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて既に変速比γが最大変速比γmaxとなっている状態で車両停止したか否か、或いは車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて変速比γが最大変速比γmaxとなっていないものの車両停止時には最大変速比γmaxとなっていると推定される最大変速比γmax近傍の所定変速比γmax’になっており且つ所定以上のダウンシフトとなっているか否かに基づいて判断される。

前記Ｓ３の判断が肯定される場合は本ルーチンが終了させられるが否定される場合は前記必要プライマリ圧算出手段１７０に対応するＳ４において、例えば前記式（３）に示す関係から無段変速機１８の推定入力トルクＴ_ＩＮ’等に基づいて必要プライマリ圧Ｐin^＊が算出される。

次いで、前記所定圧設定手段１７２に対応するＳ５において、閉じ込み制御時の推力比コントロールバルブ１１８によるプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの予め定められた関係から、すなわち前記式（４）に示す関係から、前記Ｓ４にて算出された必要プライマリ圧Ｐin^＊に基づいて必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇが設定される。

次いで、前記ベルト挟圧力設定手段１５４に対応するＳ６において、例えば図５に示すベルト挟圧力マップから、無段変速機１８の推定入力トルクＴ_ＩＮ’および実変速比γに基づいて必要セカンダリ圧Ｐout^＊が設定される。

次いで、前記セカンダリ圧ガード処理手段１６８に対応するＳ７において、前記Ｓ６にて設定された必要セカンダリ圧Ｐout^＊が前記Ｓ５にて設定された必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇ未満とされないようにガード処理される。例えば、必要セカンダリ圧Ｐout^＊および必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇのうちの何れか大きい方が選択され、その選択された必要セカンダリ圧が最終的な必要セカンダリ圧Ｐout^＊として決定される。そして、この決定された最終的な必要セカンダリ圧Ｐout^＊が得られるように挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂが油圧制御回路１００へ出力される。

上述のように、本実施例によれば、推力比コントロールバルブ１１８によりプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの比率が予め定められた関係とされている閉じ込み制御時において、最減速判断手段１６６により無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxにないことが判断されたときには、セカンダリ圧Ｐoutが制御されるに際してそのセカンダリ圧Ｐoutが所定圧未満とされないようにセカンダリ圧ガード処理手段１６８によりガード処理されるので、セカンダリ圧Ｐoutが少なくとも所定圧以上とされることに伴って、プライマリ圧Ｐinも上記予め定められた関係からそのセカンダリ圧Ｐoutに対応した油圧が確保されることになり、例えばベルト滑りが防止されるように所定圧を設定することにより、予め定められた関係とされているときのベルト戻り不良時に発生する可能性のあるベルト滑りに対処することができる。

また、本実施例によれば、必要プライマリ圧算出手段１７０により無段変速機１８の推定入力トルクＴ_ＩＮ’等に基づいて必要プライマリ圧Ｐin^＊が算出され、所定圧設定手段１７２により閉じ込み制御時の推力比コントロールバルブ１１８によるプライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの予め定められた関係から必要プライマリ圧Ｐin^＊に基づいて上記所定圧としての必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇが設定されるので、所定圧を伝動ベルト４８が滑らない範囲で可及的に低く設定することができて、ベルト滑りの防止と燃費悪化の防止との両立を図ることができる。

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、セカンダリ圧Ｐoutはリニアソレノイド弁ＳＬＳにより調圧制御される一方で、ライン油圧Ｐ_Ｌはリニアソレノイド弁ＳＬＴにより調圧制御されており、セカンダリ圧Ｐoutとライン油圧Ｐ_Ｌとはそれぞれ別のソレノイド弁を用いて制御されるように油圧制御回路１００が構成される制御系であったが、セカンダリ圧Ｐoutとライン油圧Ｐ_Ｌとが同一のソレノイド弁を用いて制御される制御系であっても本実施例は適用され得る。例えば、必要プライマリ圧Ｐin^＊がセカンダリ圧Ｐoutすなわちライン油圧Ｐ_Ｌに対して一意的に決定される減速弁を有する場合には、必要セカンダリ圧ガード値Ｐout ^＊ _Ｇとしてライン油圧Ｐ_Ｌの最低圧ガード値を設ければよい。

また、前述の実施例では、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮが無段変速機１８を変速制御するための目標値として設定されたが、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮと一対一に対応する変速比やシーブ位置等が目標値として設定されても良い。このシーブ位置は、例えば変速比γが１であるときの可動回転体４２ｂの位置を基準位置すなわちシーブ位置が零として、軸と平行方向におけるその基準位置からの可動回転体４２ｂの絶対位置を表すものである。

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。従って、入力軸回転速度センサ５６等の回転速度センサは、制御する必要がある回転速度に合わせて適宜備えられれば良い。

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および変速比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必要セカンダリ圧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。 スロットル弁開度（或いは吸入空気量、燃料噴射量など）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。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち推力比コントロールバルブによりプライマリ圧とセカンダリ圧との比率が予め定められた関係とされているときにセカンダリ圧を制御する為の制御作動を説明するフローチャートである。 推力比と変速比との関係（推力比−変速比特性）を、駆動時か無負荷時か被駆動時か、或いはセーフティファクターS.F.の大きさをパラメータとして説明する図である。

符号の説明

１２：エンジン（走行用動力源）
１８：無段変速機
２４：駆動輪
４２：プライマリプーリ
４６：セカンダリプーリ
４８：伝動ベルト（ベルト）
４２ｃ：プライマリ側油圧シリンダ
４６ｃ：セカンダリ側油圧シリンダ
５０：電子制御装置（油圧制御装置）
１００：油圧制御回路（油圧回路）
１１４：変速比コントロールバルブＵＰ（変速制御弁）
１１６：変速比コントロールバルブＤＮ（変速制御弁）
１１８：推力比コントロールバルブ（減圧弁）
１６６：最減速判断手段
１６８：セカンダリ圧ガード処理手段
１７０：必要プライマリ圧算出手段
１７２：所定圧設定手段

Claims (1)

1. 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に、プライマリプーリおよびセカンダリプーリと該両プーリに巻き掛けられたベルトとを有すると共に、前記プライマリプーリの溝幅を変更する為のプライマリ側油圧シリンダと前記セカンダリプーリの溝幅を変更する為のセカンダリ側油圧シリンダとを有する無段変速機が配設された車両において、前記無段変速機の変速を行うために前記プライマリ側油圧シリンダに給排される作動油量を調整する変速制御弁と、該変速制御弁による作動油の給排作動が行われないときに前記プライマリ側油圧シリンダ内の油圧と前記セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧との比率を機械的に予め定められた関係として該セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧により機械的に定まる該プライマリ側油圧シリンダ内の油圧を供給する減圧弁とを有する油圧回路を備える車両用無段変速機の油圧制御装置であって、
   前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあるか否かを判断する最減速判断手段と、
   前記減圧弁により前記プライマリ側油圧シリンダ内の油圧と前記セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧との比率が機械的に予め定められた関係とされているときにおいて、前記最減速判断手段により前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にないことが判断されたときには、前記セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧が制御されるに際して該セカンダリ側油圧シリンダ内の油圧が所定圧未満とされないようにガード処理するセカンダリ圧ガード処理手段と、
   前記無段変速機の入力トルクに基づいて前記プライマリ側油圧シリンダに必要とされる必要プライマリ圧を算出する必要プライマリ圧算出手段と、
   前記必要プライマリ圧が前記プライマリ側油圧シリンダに作用させられる為に前記減圧弁による前記予め定められた関係から該必要プライマリ圧に基づいて前記所定圧を設定する所定圧設定手段と
   を、含むことを特徴とする車両用無段変速機の油圧制御装置。

Images