JP5472074B2 - 車両用無段変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、入力側推力及び出力側推力を各々制御することでベルト滑りを防止しつつ目標変速比を実現する車両用無段変速機（ベルト式無段変速機）の制御装置に関するものである。

入力側可変プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）及び出力側可変プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）の有効径が可変の一対の可変プーリと、その一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、プライマリプーリにおける入力側推力（プライマリ推力）及びセカンダリプーリにおける出力側推力（セカンダリ推力）を各々制御することで伝動ベルトの滑りを防止しつつ実際の変速比を目標変速比とする車両用無段変速機（以下、無段変速機）の制御装置が良く知られている。特許文献１に記載されたベルト式無段変速機の変速制御装置がそれである。このような無段変速機では、例えばプライマリプーリ及びセカンダリプーリのうちの一方の側（例えばセカンダリ側）の目標推力（目標セカンダリ推力）を、セカンダリプーリにてベルト滑りを発生させない為に最低限必要な滑り限界推力（必要セカンダリ推力）に設定する。加えて、プライマリプーリ及びセカンダリプーリのうちの他方の側（例えばプライマリ側）の目標推力（目標プライマリ推力）を、前記滑り限界推力に応じた変速制御の為に必要な変速必要推力（例えば目標変速比を維持する為の推力比（＝セカンダリ推力／プライマリ推力）に基づいて目標セカンダリ推力に対してバランスするバランス推力（定常推力）と、変速比を変化させるときの目標変速速度を実現する為の変速差推力（過渡推力）との和）に設定する。そして、各々設定された推力が得られるように各プーリへの油圧を制御することで、ベルト滑りの発生が防止されつつ目標変速比が実現される。

特許第３０４２６８４号公報

ところで、各プーリへの油圧を制御する油圧制御回路において、各プーリに対する作動油の給排管路（例えば各プーリにおけるシリンダの油室と各油室内の油圧を調圧する圧力制御弁との間の油路）には、その圧力制御弁を作動させるリニアソレノイドバルブ等の故障時に油室内の油圧を急減させないようにするフェールセーフや油圧振動抑制等を目的として、オリフィスが設けられる場合がある。そして、このような油圧制御回路では、例えば各プーリに対する作動油を給排する変速中は、上記給排管路における管路抵抗（例えば管路自体の抵抗やオリフィスにおける抵抗）の影響を受ける。つまり、変速中は、作動油の流量（単位時間当たりの流量[m^３/s]）に応じてオリフィスの上流と下流との間に圧力差が生じる。従って、作動油の流量が大きくなる程、この管路抵抗の影響を強く受ける為、例えば作動油を排出する側のプーリでは、油室からの作動油の排出が目標よりも遅れ易くなる。その為、油室から作動油を急排するような急変速時には（例えばキックダウンのような急変速時には）、指示した推力よりも油室内の残推力の方が大きくなり、変速追従性（目標変速比への追従性）が悪化する可能性がある。尚、上述したような課題は未公知であり、作動油の給排管路における管路抵抗の影響を考慮して実現可能な推力を目標推力に設定することにより、急変速においても変速追従性を適切に確保することについて未だ提案されていない。

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、目標推力を実現することができて変速追従性の悪化を抑制することができる車両用無段変速機の制御装置を提供することにある。

前記目的を達成する為の本発明の要旨とするところは、(a) 入力側可変プーリ及び出力側可変プーリの有効径が可変の一対の可変プーリと、その一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、その入力側可変プーリにおける入力側推力及びその出力側可変プーリにおける出力側推力を各々制御することでその伝動ベルトの滑りを防止しつつ実変速比を目標変速比とする車両用無段変速機の制御装置であって、(b) 前記入力側可変プーリ及び前記出力側可変プーリのうちの一方の側の目標推力として、ベルト滑り防止の為に必要な前記一方の側の滑り限界推力と、前記一方の側に対する作動油の給排管路における圧力損失特性から算出されるハード的に実現可能なその一方の側のハード限界最低推力とのうちの大きい方の推力を選択することにある。

このようにすれば、前記入力側可変プーリ及び前記出力側可変プーリのうちの一方の側の目標推力として、ベルト滑り防止の為に必要な前記一方の側の滑り限界推力と、前記一方の側に対する作動油の給排管路における圧力損失特性から算出されるハード的に実現可能なその一方の側のハード限界最低推力とのうちの大きい方の推力が選択されるので、前記一方の側のベルト滑り防止の為の必要推力を確保しつつ、目標推力を実現することができる。このように、変速過渡中に発生する給排管路における圧力損失（管路損失）などの影響を考慮した物理的或いは機械的に実現可能なハード限界最低推力にて、滑り限界推力を下限ガードするのである。つまり、本当に出せる推力を考慮して目標値を設定するのである。よって、変速追従性の悪化を抑制することができる。例えば、急変速においても変速追従性を適切に確保することができる。

ここで、好適には、前記滑り限界推力は、実変速比と前記車両用無段変速機の入力トルクとに基づいて算出されることにある。このようにすれば、前記滑り限界推力が適切に算出され、ベルト滑り防止の為の必要推力が適切に確保される。

また、好適には、前記圧力損失特性は、変速比関連値の変化速度が大きい程、前記給排管路における管路損失圧が大きくされる予め求められた関係であり、前記ハード限界最低推力は、前記変速比関連値の変化速度に基づいた前記管路損失圧に基づいて算出されることにある。このようにすれば、前記ハード限界最低推力が適切に算出され、目標推力を確実に実現することができる。

また、好適には、前記管路損失圧は、前記変速比関連値の変化速度の目標値と実際値との小さい方の値に基づいて算出されることにある。このようにすれば、前記変速比関連値の変化速度の目標値と実際値とが乖離したときに油圧が過剰になることが抑制される。

また、好適には、前記入力側可変プーリ及び前記出力側可変プーリのうちの他方の側の目標推力として、前記一方の側の目標推力に基づいて算出される変速制御の為に必要なその他方の側の推力を設定することにある。このようにすれば、他方の可変プーリにおけるベルト滑りを防止しつつ、目標の変速を適切に実現することができる。

また、好適には、前記変速制御の為に必要な推力は、目標変速比及び目標変速速度を実現する為に必要な推力である。このようにすれば、変速制御の為に必要な推力が適切に算出される。

本発明が適用される車両を構成する動力伝達経路の概略構成を説明する図である。 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変速に関する油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。 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。 変速制御の為に必要な推力を説明する為の一例を示す図である。 本実施例の制御構造を示すブロック図である。 無段変速機の変速に関する油圧制御において目標入力軸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。 吸入空気量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との予め実験的に求められて記憶されたマップの一例を示す図である。 トルクコンバータの所定の作動特性として予め実験的に求められて記憶されたマップの一例を示す図である。 目標変速比をパラメータとして安全率の逆数と推力比との予め実験的に求められて記憶された推力比マップの一例を示す図である。 目標変速速度とセカンダリ変速差推力との予め実験的に求められて記憶された差推力マップの一例を示す図である。 図６のブロックＢ２の制御構造の一例を示すブロック図である。 シーブ位置変化速度（又は流量）と管路損失圧との予め求められて記憶された管路損失圧マップの一例を示す図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわち油圧制御精度が良くないプライマリプーリ側の油圧マージン分を削って燃費向上を図る為の制御作動を説明するフローチャートである。 電子制御装置の制御作動の要部すなわち目標推力を実現することができて変速追従性の悪化を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートであり、図１４のフローチャートにおけるステップＳ２０に対応するサブルーチンである。

本発明において、好適には、前記入力側可変プーリや出力側可変プーリに作用させるプーリ圧をそれぞれ独立に制御するように油圧制御回路を構成することで、前記入力側推力及び出力側推力が各々直接的に或いは間接的に制御される。

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、本発明が適用される車両１０を構成するエンジン１２から駆動輪２４までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。図１において、例えば走行用の駆動力源として用いられるエンジン１２により発生させられた動力は、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、車両用無段変速機としてのベルト式無段変速機（以下、無段変速機（ＣＶＴ）という）１８、減速歯車装置２０、差動歯車装置２２などを順次介して、左右の駆動輪２４へ伝達される。

トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸１３に連結されたポンプ翼車１４ｐ、及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３０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及びタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、このロックアップクラッチ２６が完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車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、無段変速機１８におけるベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６のトルク容量を制御したり、前後進切換装置１６における動力伝達経路を切り換えたり、車両１０の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン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及び後進用ブレーキ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３０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３２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とは前進用クラッチ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を介して非回転部材としてのハウジング３４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及び後進用ブレーキ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。

このように構成された前後進切換装置１６では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキ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３０が入力軸３２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が係合されると共に前進用クラッチ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３２はタービン軸３０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及び後進用ブレーキ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）とされる。

エンジン１２は、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関にて構成されている。このエンジン１２の吸気配管３６には、スロットルアクチュエータ３８を用いてエンジン１２の吸入空気量Ｑ_ＡＩＲを電気的に制御する為の電子スロットル弁４０が備えられている。

無段変速機１８は、入力軸３２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（プライマリプーリ、プライマリシーブ）４２及び出力軸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（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）４６の一対の可変プーリ４２，４６と、その一対の可変プーリ４２，４６の間に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、一対の可変プーリ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。

プライマリプーリ４２は、入力軸３２に固定された入力側固定回転体としての固定回転体（固定シーブ）４２ａと、入力軸３２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入力側可動回転体としての可動回転体（可動シーブ）４２ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ４２における入力側推力（プライマリ推力）Ｗin（＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダ（プライマリ側油圧シリンダ）４２ｃとを備えて構成されている。また、セカンダリプーリ４６は、出力軸４４に固定された出力側固定回転体としての固定回転体（固定シーブ）４６ａと、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出力側可動回転体としての可動回転体（可動シーブ）４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ４６における出力側推力（セカンダリ推力）Ｗout（＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしての出力側油圧シリンダ（セカンダリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されている。

そして、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃの油室４２ｄ（図３参照）への油圧であるプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの油室４６ｄ（図３参照）への油圧であるセカンダリ圧Ｐoutが油圧制御回路１００（図３参照）によって各々独立に調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々直接的に或いは間接的に制御される。これにより、一対の可変プーリ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（ギヤ比）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と共に、伝動ベルト４８が滑りを生じないように一対の可変プーリ４２，４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力（ベルト挟圧力）が制御される。このように、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御されることで伝動ベルト４８の滑りが防止されつつ実際の変速比（実変速比）γが目標変速比γ^＊とされる。尚、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮは入力軸３２の回転速度であり、出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴは出力軸４４の回転速度である。また、本実施例では図１から判るように、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮはプライマリプーリ４２の回転速度と同一であり、出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴはセカンダリプーリ４６の回転速度と同一である。

無段変速機１８では、例えばプライマリ圧Ｐinが高められると、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、プライマリ圧Ｐinが低められると、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。従って、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最小とされるところで、無段変速機１８の変速比γとして最小変速比γmin（最高速側変速比、最Hi）が形成される。また、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最大とされるところで、無段変速機１８の変速比γとして最大変速比γmax（最低速側変速比、最Low）が形成される。尚、プライマリ圧Ｐin（プライマリ推力Ｗinも同意）とセカンダリ圧Ｐout（セカンダリ推力Ｗoutも同意）とにより伝動ベルト４８の滑り（ベルト滑り）が防止されつつ、それらプライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの相互関係にて目標変速比γ^＊が実現されるものであり、一方のプーリ圧（推力も同意）のみで目標の変速が実現されるものではない。

図２は、エンジン１２や無段変速機１８などを制御する為に車両１０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。図２において、車両１０には、例えば無段変速機１８の変速制御などに関連する車両用無段変速機の制御装置を含む電子制御装置５０が備えられている。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車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置５０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機１８の変速制御やベルト挟圧力制御、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、無段変速機１８及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１３の回転角度（位置）Ａ_ＣＲ及びエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅ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３０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回転速度Ｎ_ＩＮを表す信号、出力軸回転速度センサ５８により検出された車速Ｖに対応する無段変速機１８の出力回転速度である出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴを表す信号、スロットルセンサ６０により検出された電子スロットル弁４０のスロットル弁開度θ_ＴＨを表す信号、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ＴＨ_Ｗを表す信号、吸入空気量センサ６４により検出されたエンジン１２の吸入空気量Ｑ_ＡＩＲを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出された運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａccを表す信号、フットブレーキスイッチ６８により検出された常用ブレーキであるフットブレーキが操作された状態を示すブレーキオンＢ_ＯＮを表す信号、ＣＶＴ油温センサ７０により検出された無段変速機１８等の作動油の油温ＴＨ_ＯＩＬを表す信号、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のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを表す信号、バッテリセンサ７６により検出されたバッテリ温度ＴＨ_ＢＡＴやバッテリ入出力電流（バッテリ充放電電流）Ｉ_ＢＡＴやバッテリ電圧Ｖ_ＢＡＴを表す信号、セカンダリ圧センサ７８により検出されたセカンダリプーリ４６への供給油圧であるセカンダリ圧Ｐoutを表す信号等が、それぞれ供給される。尚、電子制御装置５０は、例えば上記バッテリ温度ＴＨ_ＢＡＴ、バッテリ充放電電流Ｉ_ＢＡＴ、及びバッテリ電圧Ｖ_ＢＡＴなどに基づいてバッテリ（蓄電装置）の充電状態（充電容量）ＳＯＣを逐次算出する。また、電子制御装置５０は、例えば出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴと入力軸回転速度Ｎ_ＩＮとに基づいて無段変速機１８の実変速比γ（＝Ｎ_ＩＮ／Ｎ_ＯＵＴ）を逐次算出する。

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、無段変速機１８の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴ等が、それぞれ出力される。具体的には、上記エンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅとして、スロットルアクチュエータ３８を駆動して電子スロットル弁４０の開閉を制御する為の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為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為の点火時期信号などが出力される。また、上記油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴとして、プライマリ圧Ｐinを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＰを駆動する為の指令信号、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動する為の指令信号、ライン油圧Ｐ_Ｌを制御するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動する為の指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。

図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８の変速に関する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、例えばオイルポンプ２８、プライマリ圧Ｐinを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ１１０、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ１１２、プライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１１４、モジュレータバルブ１１６、リニアソレノイド弁ＳＬＴ、リニアソレノイド弁ＳＬＰ、リニアソレノイド弁ＳＬＳ等を備えている。

ライン油圧Ｐ_Ｌは、例えばオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、リリーフ型のプライマリレギュレータバルブ１１４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。具体的には、ライン油圧Ｐ_Ｌは、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの高い方の油圧に所定の余裕分（マージン）を加えた油圧が得られるように設定された制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいて調圧される。従って、プライマリ圧コントロールバルブ１１０及びセカンダリ圧コントロールバルブ１１２の調圧動作において元圧であるライン油圧Ｐ_Ｌが不足するということが回避されると共に、ライン油圧Ｐ_Ｌが不必要に高くされないようにすることが可能である。また、モジュレータ油圧Ｐ_Ｍは、電子制御装置５０によって制御される制御油圧Ｐ_ＳＬＴ、リニアソレノイド弁ＳＬＰの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＰ、及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の各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１１６により一定圧に調圧される。

プライマリ圧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を経てプライマリプーリ４２へ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_ＳＬＰ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為に出力ポート１１０ｔから出力されたライン油圧Ｐ_Ｌ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プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、例えば制御油圧Ｐ_ＳＬＰをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌを調圧制御してプライマリプーリ４２のプライマリ側油圧シリンダ４２ｃ（油室４２ｄ）に供給する。これにより、そのプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinが制御される。例えば、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧Ｐ_ＳＬＰが増大すると、プライマリ圧コントロールバルブ１１０のスプール弁子１１０ａが図３の上側に移動する。これにより、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinが増大する。一方で、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧Ｐ_ＳＬＰが低下すると、プライマリ圧コントロールバルブ１１０のスプール弁子１１０ａが図３の下側に移動する。これにより、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinが低下する。

また、プライマリプーリ４２に対する作動油の給排管路すなわちプライマリ側油圧シリンダ４２ｃ（油室４２ｄ）とプライマリ圧コントロールバルブ１１０との間の油路１１８には、フェールセーフ等を目的として、オリフィス１２０が設けられている。このオリフィス１２０が設けられていることにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰが故障してもプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの内圧が急減しないようにされている。これにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰの故障に起因した車両１０の急減速が抑制される。

セカンダリ圧コントロールバルブ１１２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１１２ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｔを経てセカンダリプーリ４６へセカンダリ圧Ｐoutとして供給可能にするスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１２ｂと、そのスプリング１１２ｂを収容し且つスプール弁子１１２ａ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１１２ｃと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１２ｔ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１１２ｄと、スプール弁子１１２ａ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１１２ｅとを備えている。このように構成されたセカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、例えば制御油圧Ｐ_ＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌを調圧制御してセカンダリプーリ４６のセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃ（油室４６ｄ）に供給する。これにより、そのセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐoutが制御される。例えば、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧Ｐ_ＳＬＳが増大すると、セカンダリ圧コントロールバルブ１１２のスプール弁子１１２ａが図３の上側に移動する。これにより、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃへのセカンダリ圧Ｐoutが増大する。一方で、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧Ｐ_ＳＬＳが低下すると、セカンダリ圧コントロールバルブ１１２のスプール弁子１１２ａが図３の下側に移動する。これにより、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃへのセカンダリ圧Ｐoutが低下する。

また、セカンダリプーリ４６に対する作動油の給排管路すなわちセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃ（油室４６ｄ）とセカンダリ圧コントロールバルブ１１２との間の油路１２２には、フェールセーフ等を目的として、オリフィス１２４が設けられている。このオリフィス１２４が設けられていることにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＳが故障してもセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの内圧が急減しないようにされている。これにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＳの故障に起因したベルト滑りが防止される。

このように構成された油圧制御回路１００において、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰにより調圧されるプライマリ圧Ｐin及びリニアソレノイド弁ＳＬＳにより調圧されるセカンダリ圧Ｐoutは、ベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト挟圧力を一対の可変プーリ４２，４６に発生させるように制御される。また、後述するように、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、一対の可変プーリの４２，４６の推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）が変更されることにより無段変速機１８の変速比γが変更される。例えば、その推力比τが大きくされるほど変速比γが大きくされる（すなわち無段変速機１８はダウンシフトされる）。

図４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４において、エンジン出力制御部すなわちエンジン出力制御手段１３０は、例えばエンジン１２の出力制御の為にスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などのエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅをそれぞれスロットルアクチュエータ３８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１３０は、アクセル開度Ａccに応じた駆動力（駆動トルク）が得られる為の目標エンジントルクＴ_Ｅ ^＊を設定し、その目標エンジントルクＴ_Ｅ ^＊が得られるようにスロットルアクチュエータ３８により電子スロットル弁４０を開閉制御する他、燃料噴射装置８０により燃料噴射量を制御したり、点火装置８２により点火時期を制御する。

無段変速機制御部すなわち無段変速機制御手段１３２は、例えば無段変速機１８のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機１８の目標変速比γ^＊を達成するように、プライマリ圧Ｐinの指令値（又は目標プライマリ圧Ｐin^＊）としてのプライマリ指示圧Ｐintgtとセカンダリ圧Ｐoutの指令値（又は目標セカンダリ圧Ｐout^＊）としてのセカンダリ指示圧Ｐouttgtとを決定し、プライマリ指示圧Ｐintgtとセカンダリ指示圧Ｐouttgtとを油圧制御回路１００へ出力する。

ところで、本実施例の油圧制御回路１００は、一対の可変プーリの４２，４６の一方の側であるセカンダリプーリ４６側のみに、そのセカンダリプーリ４６（セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃ）に作用する実セカンダリ圧Ｐoutを検出する為の油圧センサとしてのセカンダリ圧センサ７８を備えている。その為、無段変速機制御手段１３２は、例えばセカンダリ圧センサ７８の検出値（実セカンダリ圧Ｐoutを表す信号）を目標セカンダリ推力Ｗout^＊に対応する目標セカンダリ圧Ｐout^＊とするフィードバック制御を実行することができる。これによって、セカンダリプーリ４６側では、油圧センサが備えられていないプライマリプーリ４２側と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができる。つまり、本実施例では、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６の一方であるセカンダリプーリ４６を、他方であるプライマリプーリ４２と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができる油圧制御回路１００が備えられている。

従って、必要最小限の推力でベルト滑りを防止する為に必要な推力（必要推力）すなわちベルト滑りが発生する直前の推力であるベルト滑り限界推力（以下、滑り限界推力）を目標推力として設定する場合、比較的油圧制御精度が劣る（すなわち油圧センサの検出値と目標値との偏差に基づくフィードバック制御できない）プライマリプーリ４２側では、確実に滑り限界推力を確保する為に、油圧指令値（プライマリ指示圧Ｐintgt）と実油圧（実プライマリ圧Ｐin）とのずれである油圧ばらつきに相当する推力分をその滑り限界推力に上乗せする必要がある。そうすると、目標の変速を実現する為の推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）に基づくプライマリ圧Ｐin（プライマリ推力Ｗin）とセカンダリ圧Ｐout（セカンダリ推力Ｗout）との相互関係から、プライマリプーリ４２側油圧ばらつきに相当する推力分に対応して目標セカンダリ推力Ｗout^＊も増大させなければならず、燃費が悪化する可能性がある。尚、油圧センサを備えなくとも、目標変速比γ^＊と実変速比γとの変速比偏差Δγ（＝γ^＊−γ）に基づくフィードバック制御により推力を補正することは可能であるので、目標の変速を実現することに関しては、必ずしも油圧制御精度が良い必要はない。

そこで、本実施例では、例えば油圧制御精度が比較的良いセカンダリプーリ４６側で、セカンダリプーリ４６側の滑り限界推力を確保することはもちろんのこと、プライマリプーリ４２側の滑り限界推力も確保する、すなわち両プーリ４２，４６のベルトトルク容量保証を実現する。また、油圧制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２側では、上記ベルト滑りの防止を保証する為の目標セカンダリ推力Ｗout^＊に対応した目標プライマリ推力Ｗin^＊を設定し、目標の変速を実現する。この際、プライマリプーリ４２側の油圧ばらつき分による燃費悪化を避ける為、変速比偏差Δγに基づいたフィードバック制御を実行する。

具体的には、無段変速機制御手段１３２は、例えばセカンダリプーリ４６側の滑り限界推力であるセカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtと、プライマリプーリ４２側の滑り限界推力であるプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt（本実施例では後述するように下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)を用いる）に基づいて算出される変速制御の為に必要なセカンダリプーリ４６側の推力であるセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗout^＊として選択する。また、無段変速機制御手段１３２は、例えば上記選択した目標セカンダリ推力Ｗout^＊に基づいて算出される変速制御の為に必要なプライマリプーリ４２側の推力であるプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinshを、目標プライマリ推力Ｗin^＊として設定する。また、無段変速機制御手段１３２は、例えば目標変速比γ^＊と実変速比γとの変速比偏差Δγに基づいたプライマリ推力Ｗinのフィードバック制御により、目標プライマリ推力Ｗin^＊（すなわちプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinsh）を補正する。

尚、この変速比偏差Δγは、変速比γと１対１に対応するパラメータにおける目標値と実際値との偏差であれば良い。例えば、変速比偏差Δγに替えて、プライマリプーリ４２側の目標プーリ位置（目標シーブ位置）Ｘin^＊と実プーリ位置（実シーブ位置）Ｘin（図３参照）との偏差ΔＸin（＝Ｘin^＊−Ｘin）、セカンダリプーリ４６側の目標シーブ位置Ｘout^＊と実シーブ位置Ｘout（図３参照）との偏差ΔＸout（＝Ｘout^＊−Ｘout）、プライマリプーリ４２側の目標ベルト掛かり径Ｒin^＊と実ベルト掛かり径Ｒin（図３参照）との偏差ΔＲin（＝Ｒin^＊−Ｒin）、セカンダリプーリ４６側の目標ベルト掛かり径Ｒout^＊と実ベルト掛かり径Ｒout（図３参照）との偏差ΔＲout（＝Ｒout^＊−Ｒout）、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実入力軸回転速度Ｎ_ＩＮとの偏差ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）などを用いることができる。

また、前記変速制御の為に必要な推力は、例えば目標の変速を実現する為に必要な推力であって、目標変速比γ^＊及び目標変速速度を実現する為に必要な推力である。変速速度は、例えば単位時間当たりの変速比γの変化量dγ（＝dγ/dt）であるが、本実施例では、ベルトエレメント（ブロック）１個当たりのシーブ位置移動量（dＸ/dＮelm）として定義する（dＸ：単位時間当たりの可動シーブの軸方向変位量であるシーブ位置変化量すなわちシーブ位置変化速度（＝dX/dt）[mm/ms]、dＮelm：単位時間当たりにプーリに噛み込むエレメント（ブロック）数[個/ms]）。よって、目標変速速度としては、プライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）と、セカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout）とで表される。具体的には、定常状態（変速比γが一定の状態）でのプライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとをバランス推力（定常推力）Ｗbl（例えばプライマリバランス推力Ｗinblとセカンダリバランス推力Ｗoutbl）と称し、これらの比が推力比τ（＝Ｗoutbl／Ｗinbl）である。また、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとが一定の変速比γを保つ定常状態にあるとき、一対の可変プーリ４２，４６の何れかの推力に、ある推力を加算又は減算すると、定常状態が崩れて変速比γが変化し、加算又は減算した推力の大きさに応じた変速速度（dＸ/dＮelm）が生じる。この加算又は減算した推力のことを変速差推力（過渡推力）ΔＷ（例えばプライマリ変速差推力ΔＷinとセカンダリ変速差推力ΔＷout）と称す。従って、前記変速制御の為に必要な推力は、一方の推力が設定された場合、目標変速比γ^＊を維持する為の推力比τに基づいて一方の推力に対応する目標変速比γ^＊を実現する為の他方のバランス推力Ｗblと、目標変速比γ^＊が変化させられるときの目標変速速度（例えばプライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）とセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout））を実現する為の変速差推力ΔＷとの和となる。また、プライマリプーリ４２側にて目標の変速を実現する場合の差推力ΔＷは、すなわちプライマリプーリ側換算のプライマリ変速差推力ΔＷinは、アップシフト状態であれば（ΔＷin＞０）となり、ダウンシフト状態であれば（ΔＷin＜０）となり、変速比一定の定常状態であれば（ΔＷin＝０）となる。また、セカンダリプーリ４６側にて目標の変速を実現する場合の差推力ΔＷは、すなわちセカンダリプーリ側換算のセカンダリ変速差推力ΔＷoutは、アップシフト状態であれば（ΔＷout＜０）となり、ダウンシフト状態であれば（ΔＷout＞０）となり、変速比一定の定常状態であれば（ΔＷout＝０）となる。

図５は、前記変速制御の為に必要な推力を説明する為の図である。この図５は、例えばセカンダリプーリ４６側にてベルト滑り防止を実現するようにセカンダリ推力Ｗoutを設定した場合に、プライマリプーリ４２側にて目標のアップシフトを実現するときに設定されるプライマリ推力Ｗinの一例を示している。図５（ａ）において、ｔ１時点以前或いはｔ３時点以降では、目標変速比γ^＊が一定の定常状態にありΔＷin＝０とされるので、プライマリ推力Ｗinはプライマリバランス推力Ｗinbl（＝Ｗout／τ）のみとなる。また、ｔ１時点乃至ｔ３時点では、目標変速比γ^＊が小さくされるアップシフト状態にあるので、図５（ｂ）に示した図５（ａ）のｔ２時点における推力関係図で表されるように、プライマリ推力Ｗinはプライマリバランス推力Ｗinblとプライマリ変速差推力ΔＷinとの和となる。図５（ｂ）に示した各推力の斜線部分は、図５（ａ）のｔ２時点の目標変速比γ^＊を維持する為の各々のバランス推力Ｗblに相当する。

図６は、セカンダリプーリ４６側にのみセカンダリ圧センサ７８が備えられている場合に、必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立する為の制御構造を示すブロック図である。図６において、目標変速比γ^＊及び無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮが、例えば無段変速機制御手段１３２により逐次算出される。

具体的には、無段変速機制御手段１３２は、無段変速機１８の変速後に達成すべき変速比γである変速後目標変速比γ^＊lを決定する。無段変速機制御手段１３２は、例えば図７に示すようなアクセル開度Ａccをパラメータとして出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴと目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊との予め求められて記憶された関係（変速マップ）から実際の出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する。そして、無段変速機制御手段１３２は、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に基づいて変速後目標変速比γ^＊l（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）を算出する。図７の変速マップは変速条件に相当するもので、出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ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。この変速後目標変速比γ^＊lは、無段変速機１８の最小変速比γmin（最高速ギヤ比、最Hi）と最大変速比γmax（最低速ギヤ比、最Low）の範囲内で定められる。そして、無段変速機制御手段１３２は、例えば迅速且つ滑らかな変速が実現されるように予め実験的に設定された関係から、変速開始前の変速比γと変速後目標変速比γ^＊lとそれらの差とに基づいて、変速中の過渡的な変速比γの目標値として目標変速比γ^＊を決定する。例えば、無段変速機制御手段１３２は、変速中に逐次変化させる目標変速比γ^＊を、変速開始時から変速後目標変速比γ^＊lに向かって変化する滑らかな曲線（例えば１次遅れ曲線や２次遅れ曲線）に沿って変化する経過時間の関数として決定する。すなわち、無段変速機制御手段１３２は、無段変速機１８の変速中において、変速開始時からの時間経過に従って変速開始前の変速比γから変速後目標変速比γ^＊lに近付くように逐次目標変速比γ^＊を変化させる。また、無段変速機制御手段１３２は、上記経過時間の関数として目標変速比γ^＊を決定する際、その目標変速比γ^＊から変速中における目標変速速度（プライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）とセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout））を算出する。例えば変速が完了して目標変速比γ^＊が一定の定常状態となれば、目標変速速度は零になる。

また、無段変速機制御手段１３２は、例えばエンジントルクＴ_Ｅにトルクコンバータ１４のトルク比ｔ（＝トルクコンバータ１４の出力トルクであるタービントルクＴ_Ｔ／トルクコンバータ１４の入力トルクであるポンプトルクＴ_Ｐ）を乗じたトルク（＝Ｔ_Ｅ×ｔ）として、無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮを算出する。また、無段変速機制御手段１３２は、例えばエンジン１２に対する要求負荷としての吸入空気量Ｑ_ＡＩＲ（或いはそれに相当するスロットル弁開度θ_ＴＨ等）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Ｔ_Ｅとの予め実験的に求められて記憶された図８に示すような関係（マップ、エンジントルク特性図）から、吸入空気量Ｑ_ＡＩＲ及びエンジン回転速度Ｎ_Ｅに基づいて推定エンジントルクＴ_Ｅesとして、エンジントルクＴ_Ｅを算出する。或いは、このエンジントルクＴ_Ｅは、例えばトルクセンサなどにより検出されるエンジン１２の実出力トルク（実エンジントルク）Ｔ_Ｅなどが用いられても良い。また、トルクコンバータ１４のトルク比ｔは、トルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝トルクコンバータ１４の出力回転速度であるタービン回転速度Ｎ_Ｔ／トルクコンバータ１４の入力回転速度であるポンプ回転速度Ｎ_Ｐ（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、効率η、及び容量係数Ｃとのそれぞれの予め実験的に求められて記憶された図９に示すような関係（マップ、トルクコンバータ１４の所定の作動特性図）から、実際の速度比ｅに基づいて無段変速機制御手段１３２により算出される。尚、推定エンジントルクＴ_Ｅesは、実エンジントルクＴ_Ｅそのものを表すように算出されるものであり、特に実エンジントルクＴ_Ｅと区別する場合を除き、推定エンジントルクＴ_Ｅesを実エンジントルクＴ_Ｅとして取り扱うものとする。従って、推定エンジントルクＴ_Ｅesには実エンジントルクＴ_Ｅも含むものとする。

また、無段変速機制御手段１３２は、例えば滑り限界推力Ｗlmtを算出する滑り限界推力算出部すなわち滑り限界推力算出手段１３４と、バランス推力Ｗblを算出する定常推力算出部すなわち定常推力算出手段１３６と、変速差推力ΔＷを算出する差推力算出部すなわち差推力算出手段１３８と、フィードバック制御量Ｗinfbを算出するＦＢ制御量算出部すなわちＦＢ制御量算出手段１４０とを備えている。

図６のブロックＢ１及びブロックＢ２において、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば実変速比γと無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮとに基づいて滑り限界推力Ｗlmtを算出する。具体的には、滑り限界推力算出手段１３４は、次式（１）及び次式（２）からプライマリプーリ４２の入力トルクとしての無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮ、セカンダリプーリ４６の入力トルクとしての無段変速機１８の出力トルクＴ_ＯＵＴ、可変プーリ４２，４６のシーブ角α、プライマリプーリ４２側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μin、セカンダリプーリ４６側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μout、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ４２側のベルト掛かり径Ｒin、実変速比γから一意的に算出されるセカンダリプーリ４６側のベルト掛かり径Ｒout（以上、図３参照）に基づいて、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmt及びプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtをそれぞれ算出する。尚、Ｔ_ＯＵＴ＝γ×Ｔin＝（Ｒout／Ｒin）×Ｔinとしている。
Ｗoutlmt＝（Ｔ_ＯＵＴ×cosα）／（２×μout×Ｒout）
＝（Ｔin ×cosα）／（２×μout×Ｒin ） ・・・（１）
Ｗinlmt ＝（Ｔin ×cosα）／（２×μin ×Ｒin ） ・・・（２）

但し、上記ブロックＢ２においては、滑り限界推力算出手段１３４は、後述するように、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)を算出する。

図６のブロックＢ３及びブロックＢ６において、定常推力算出手段１３６は、例えば下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)に対応するセカンダリバランス推力Ｗoutbl、及び目標セカンダリ推力Ｗout^＊に対応するプライマリバランス推力Ｗinblをそれぞれ算出する。具体的には、定常推力算出手段１３６は、目標変速比γ^＊をパラメータとしてプライマリ側安全率ＳＦin（＝Ｗin／Ｗinlmt(g)）の逆数ＳＦin^−１（＝Ｗinlmt(g)／Ｗin）とプライマリプーリ４２側に対応するセカンダリプーリ４６側の推力を算出するときの推力比τinとの予め実験的に求められて記憶された例えば図１０（ａ）に示すような関係（推力比マップ）から、逐次算出される目標変速比γ^＊及びプライマリ側安全率の逆数ＳＦin^−１に基づいて推力比τinを算出する。そして、定常推力算出手段１３６は、次式（３）から下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)及び推力比τinに基づいてセカンダリバランス推力Ｗoutblを算出する。また、定常推力算出手段１３６は、目標変速比γ^＊をパラメータとしてセカンダリ側安全率ＳＦout（＝Ｗout／Ｗoutlmt）の逆数ＳＦout^−１（＝Ｗoutlmt／Ｗout）とセカンダリプーリ４６側に対応するプライマリプーリ４２側の推力を算出するときの推力比τoutとの予め実験的に求められて記憶された例えば図１０（ｂ）に示すような関係（推力比マップ）から、逐次算出される目標変速比γ^＊及びセカンダリ側安全率の逆数ＳＦout^−１に基づいて推力比τoutを算出する。そして、定常推力算出手段１３６は、次式（４）から目標セカンダリ推力Ｗout^＊及び推力比τoutに基づいてプライマリバランス推力Ｗinblを算出する。尚、被駆動時には入力トルクＴ_ＩＮや出力トルクＴ_ＯＵＴが負の値となることから、上記各安全率の逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１も被駆動時には負の値となる。また、この逆数ＳＦin^−１，ＳＦout^−１は、逐次算出されても良いが、安全率ＳＦin、ＳＦoutに所定値（例えば１−１．５程度）を各々設定するならばその逆数を設定しても良い。
Ｗoutbl＝Ｗinlmt(g)×τin ・・・（３）
Ｗinbl＝Ｗout^＊／τout ・・・（４）

図６のブロックＢ４及びブロックＢ７において、差推力算出手段１３８は、例えばセカンダリプーリ４６側にて目標の変速を実現する場合のセカンダリプーリ側換算の差推力ΔＷとしてのセカンダリ変速差推力ΔＷout、及びプライマリプーリ４２側にて目標の変速を実現する場合のプライマリプーリ側換算の差推力ΔＷとしてのプライマリ変速差推力ΔＷinを算出する。具体的には、差推力算出手段１３８は、セカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout）とセカンダリ変速差推力ΔＷoutとの予め実験的に求められて記憶された例えば図１１（ｂ）に示すような関係（差推力マップ）から、逐次算出されるセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout）に基づいてセカンダリ変速差推力ΔＷoutを算出する。また、差推力算出手段１３８は、プライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）とプライマリ変速差推力ΔＷinとの予め実験的に求められて記憶された例えば図１１（ａ）に示すような関係（差推力マップ）から、逐次算出されるプライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）に基づいてプライマリ変速差推力ΔＷinを算出する。

ここで、上記ブロックＢ３，Ｂ４における演算では、推力比マップ（図１０参照）や差推力マップ（図１１参照）等の予め実験的に求められて設定された物理特性図を用いる。その為、油圧制御回路１００等の個体差によりセカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ変速差推力ΔＷoutの算出結果には物理特性に対するばらつきが存在する。そこで、このような物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)に基づくセカンダリプーリ４６側の推力（セカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ変速差推力ΔＷout）の算出に関わる物理特性に対するばらつき分に対応する所定推力（制御マージン）Ｗmgnを、上記セカンダリプーリ４６側の推力の算出に先立って、そのプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)に加算する。従って、上記物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、前記ブロックＢ３において、定常推力算出手段１３６は、例えば前記式（３）に替えて、次式（３）’から上記制御マージンＷmgnが加算されたプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)及び推力比τinに基づいてセカンダリバランス推力Ｗoutblを算出する。
Ｗoutbl＝（Ｗinlmt(g)＋Ｗmgn）×τin ・・・（３）’

尚、上記制御マージンＷmgnは、例えば予め実験的に求められて設定された一定値（設計値）であるが、定常状態（変速比一定状態）よりも過渡状態（変速中）の方がばらつき要因（推力比マップや差推力マップの物理特性図）を多く用いるので、大きい値に設定されている。また、上記算出に関わる物理特性に対するばらつき分は、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰ，ＳＬＳへの各制御電流に対する制御油圧Ｐ_ＳＬＰ，Ｐ_ＳＬＳのばらつき、その制御電流を出力する駆動回路のばらつき、制御油圧Ｐ_ＳＬＰ，Ｐ_ＳＬＳに対する実プーリ圧Ｐin，Ｐoutのばらつき等のプーリ圧の油圧指令値に対する実油圧のずれ分（油圧ばらつき分、油圧制御上のばらつき分）とは異なるものである。この油圧ばらつき分は、ユニット（油圧制御回路１００等のハードユニット）によっては比較的大きな値となるが、上記算出に関わる物理特性に対するばらつき分は、上記油圧ばらつき分と比べて極めて小さな値である。その為、制御マージンＷmgnをプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)に加算することは、プーリ圧の油圧指令値に対して実プーリ圧がどんなにばらついても目標のプーリ圧が得られるようにその油圧指令値に制御上のばらつき分を上乗せすることに比べ、燃費の悪化が抑制される。また、上記ブロックＢ６，Ｂ７における演算では、目標セカンダリ推力Ｗout^＊を基にするので、ここでは演算に先立って上記制御マージンＷmgnを目標セカンダリ推力Ｗout^＊に加算することについては実行しない。

また、無段変速機制御手段１３２は、例えばプライマリプーリ４２側のベルト滑りを防止する為に必要なセカンダリ推力として、セカンダリバランス推力Ｗoutblにセカンダリ変速差推力ΔＷoutを加算したセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutsh（＝Ｗoutbl＋ΔＷout）を算出する。そして、図６のブロックＢ５において、無段変速機制御手段１３２は、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗout^＊として選択する。

また、無段変速機制御手段１３２は、例えばプライマリバランス推力Ｗinblにプライマリ変速差推力ΔＷinを加算してプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinsh（＝Ｗinbl＋ΔＷin）を算出する。また、図６のブロックＢ８において、ＦＢ制御量算出手段１４０は、例えば次式（５）に示すような予め求められて設定されたフィードバック制御式を用いて、実変速比γを目標変速比γ^＊と一致させる為のフィードバック制御量（ＦＢ制御補正量）Ｗinfbを算出する。この式（５）において、Δγは目標変速比γ^＊と実変速比γとの変速比偏差（＝γ^＊−γ）、ＫＰは所定の比例定数、ＫＩは所定の積分定数、ＫＤは所定の微分定数である。そして、無段変速機制御手段１３２は、例えばプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinshに対して、変速比偏差Δγに基づいたフィードバック制御により補正した値（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）を目標プライマリ推力Ｗin^＊として設定する。
Ｗinfb＝ＫＰ×Δγ＋ＫＩ×(∫Δγdt)＋ＫＤ×(dΔγ/dt) ・・・（５）

このように、前記ブロックＢ１乃至Ｂ５は、目標セカンダリ推力Ｗout^＊を設定するセカンダリ側目標推力演算部すなわちセカンダリ側目標推力演算手段１５０として機能する。また、前記ブロックＢ６乃至Ｂ８は、目標プライマリ推力Ｗin^＊を設定するプライマリ側目標推力演算部すなわちプライマリ側目標推力演算手段１５２として機能する。

図６のブロックＢ９及びブロックＢ１０において、無段変速機制御手段１３２は、例えば目標推力を目標プーリ圧に変換する。具体的には、無段変速機制御手段１３２は、目標セカンダリ推力Ｗout^＊及び目標プライマリ推力Ｗin^＊を、各油圧シリンダ４６ｃ，４２ｃの各受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐout^＊（＝Ｗout^＊／４６ｃの受圧面積）及び目標プライマリ圧Ｐin^＊（＝Ｗin^＊／４２ｃの受圧面積）に各々変換する。そして、無段変速機制御手段１３２は、その目標セカンダリ圧Ｐout^＊及び目標プライマリ圧Ｐin^＊をセカンダリ指示圧Ｐouttgt及びプライマリ指示圧Ｐintgtとして設定する。

無段変速機制御手段１３２は、例えば目標プライマリ圧Ｐin^＊及び目標セカンダリ圧Ｐout^＊が得られるように、油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴとしてプライマリ指示圧Ｐintgt及びセカンダリ指示圧Ｐouttgtを油圧制御回路１００へ出力する。油圧制御回路１００は、その油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴに従って、リニアソレノイド弁ＳＬＰを作動させてプライマリ圧Ｐinを調圧すると共に、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、無段変速機制御手段１３２は、例えばセカンダリプーリ４６側の油圧ばらつき分（油圧制御上のばらつき分）を補償する為に、セカンダリ圧センサ７８によるセカンダリ圧Ｐoutの検出値が目標セカンダリ圧Ｐout^＊と一致するように、セカンダリ圧Ｐoutの検出値と目標セカンダリ圧Ｐout^＊との偏差ΔＰout（＝Ｐout^＊−Ｐout検出値）に基づくフィードバック制御によりセカンダリ指示圧Ｐouttgtを補正する。尚、本実施例の油圧制御回路１００ではプライマリプーリ４２側に油圧センサが設けられていないので、プーリ圧の検出値と実際値との偏差に基づく上記セカンダリプーリ４６側のようなフィードバック制御によりプライマリ指示圧Ｐintgtを補正することはできない。しかしながら、本実施例では、例えば前記ブロックＢ８において実変速比γが目標変速比γ^＊と一致するようにフィードバック制御により補正された値（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）が目標プライマリ推力Ｗin^＊として設定されるので、プライマリプーリ４２側の油圧ばらつき分を補償することができる。

ところで、本実施例の油圧制御回路１００において、前述したように、油路１１８，１２２には各々オリフィス１２０，１２４が設けられている。その為、変速中は、油路１１８，１２２における管路抵抗の影響を受けるので、作動油の流量Ｑｆ（本明細書を通して流量Ｑｆと言えば単位時間当たりの流量dQf/dt[m^３/s]を表す）に応じて各オリフィス１２０，１２４の上流と下流との間にそれぞれ圧力差（油圧偏差、管路損失圧）δＰin，δＰoutが生じる。この管路損失圧δＰin，δＰoutは、作動油の流量Ｑｆが大きくなる程大きくなることから、例えば作動油を排出する側の可変プーリ４２，４６では、油室４２ｄ，４６ｄからの作動油の排出が指示圧よりも遅れ易くなる。そうすると、例えばプライマリプーリ４２の油室４２ｄから作動油を急排するようなキックダウン時には、指示した推力よりも油室内の残推力（≒（指示圧＋圧力差）⇒推力変換値）の方が大きくなり、変速追従性（目標変速比γ^＊への追従性）が悪化する可能性がある。

そこで、本実施例では、前記図６のブロックＢ２において、滑り限界推力算出手段１３４は、前記算出したベルト滑り防止の為に必要なプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtと、油路１１８における圧力損失特性から算出されるハード的に実現可能なプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminとのうちの大きい方の推力を、下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)として選択する。つまり、変速過渡時において、油路１１８における管路抵抗の影響を考慮して物理的に或いは機械的に実現可能なプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminにて、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtを下限ガードするのである。すなわち、そもそも出せない圧を指示せず、本当に出せる圧を指示する為に、実現可能な推力を考慮して滑り限界推力を設定するのである。

より具体的には、図１２は、前記図６のブロックＢ２における制御構造の一例を示すブロック図である。図１２のブロックＢ２１において、滑り限界推力算出手段１３４は、前述したように、例えば実変速比γと無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮとに基づいてプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtを算出する。

図１２のブロックＢ２２において、滑り限界推力算出手段１３４は、油路１１８における前記圧力損失特性から変速比関連値の変化速度（単位時間当たりの変化量）に基づいて管路損失圧δＰinを算出し、その管路損失圧δＰinに基づいてプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminを算出する。上記変速比関連値としては、例えば変速比γはもちろんのこと、変速比γと１対１に対応するシーブ位置Ｘin，Ｘout、ベルト掛かり径Ｒin，Ｒoutなどを用いることができる。また、上記圧力損失特性は、例えば図１３に示すような、上記変速比関連値の変化速度例えば作動油の流量Ｑｆ（又はシーブ位置変化速度dＸ（＝dX/dt））が大きい程、管路損失圧δＰが大きくされる予め実験的に或いは理論的に求められた関係（管路損失圧マップ）である。図１３において、この管路損失圧δＰは、例えば前記圧力損失特性として作動油の流量Ｑｆ又はシーブ位置変化速度dＸの２次関数で表されている。

そして、図１２のブロックＢ２３において、滑り限界推力算出手段１３４は、例えばプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtとプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminとのうちの大きい方を、下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)として選択する。

ここで、前記変速比関連値の変化速度としては、実際値及び目標値の何れかを用いれば良いが、変速比関連値の実際値と目標値とが乖離したときに油圧（例えば管路損失圧δＰ）が大きくなり過ぎる。そうすると、指示圧も大きくなり過ぎて燃費が悪化する懸念がある。そこで、本実施例では、滑り限界推力算出手段１３４は、前記変速比関連値の変化速度の目標値と実際値との小さい方の値に基づいて管路損失圧δＰinを算出する。

具体的には、図１２のブロックＢ３０及びブロックＢ３３において、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば実変速比γ及び目標変速比γ^＊を実シーブ位置Ｘin及び目標シーブ位置Ｘin^＊に変換する。つまり、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば所定の変換式から実変速比γ及び目標変速比γ^＊に基づいてそれぞれ実シーブ位置Ｘin及び目標シーブ位置Ｘin^＊を算出する。また、図１２のブロックＢ３１及びブロックＢ３４において、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば実シーブ位置Ｘin及び目標シーブ位置Ｘin^＊に基づいてそれぞれ実シーブ位置変化速度dＸ及び目標シーブ位置変化速度dＸ^＊を算出する。また、図１２のブロックＢ３２及びブロックＢ３５において、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば前記図１３に示すような管路損失圧マップから実シーブ位置変化速度dＸ及び目標シーブ位置変化速度dＸ^＊に基づいてそれぞれ実管路損失圧δＰin及び目標管路損失圧δＰin^＊を算出する。

そして、図１２のブロックＢ３６において、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば実管路損失圧δＰinと目標管路損失圧δＰin^＊とのうちの小さい方を、最小管路損失圧δＰinminとして選択する。また、図１２のブロックＢ３７において、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば最小管路損失圧δＰinminに対して、プライマリ指示圧Ｐintgtとプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの油室４２ｄ内の遠心油圧とを加え、その油室４２ｄ内の油圧Ｐinminを算出する。更に、滑り限界推力算出手段１３４は、例えば上記油室４２ｄ内の油圧Ｐinminをプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminに変換する。具体的には、滑り限界推力算出手段１３４は、油室４２ｄ内の油圧Ｐinminを、油圧シリンダ４２ｃの受圧面積に基づいてプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinmin（＝Ｐinmin×４２ｃの受圧面積）に変換する。尚、上記油室４２ｄ内の遠心油圧は、例えば所定の算出式から入力軸回転速度Ｎ_ＩＮなどに基づいて算出される。また、上記プライマリ指示圧Ｐintgtは、現在設定されているプライマリ指示圧Ｐintgtである。但し、プライマリ指示圧Ｐintgtの設定に際して、このプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminが用いられる可能性があり、プライマリ指示圧Ｐintgt自体が設定されないことが懸念される。しかしながら、車両１０の始動時には変速比γが最大変速比γmaxとされてダウンシフト（油室４２ｄ内の油圧を抜く方向）とはならない為、始動当初はプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminを用いる必要がない。つまり、始動当初は、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtのみを用いてプライマリ指示圧Ｐintgtが設定されれば良い。

このように、前記ブロックＢ２（すなわちブロックＢ２１乃至Ｂ２３）は、下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)を算出するプライマリ側滑り限界推力演算部すなわちプライマリ側滑り限界推力演算手段１５４として機能する。また、前記ブロックＢ２２（すなわちブロックＢ３０乃至Ｂ３７）は、プライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminを算出するプライマリ側ハード限界最低推力演算部すなわちプライマリ側ハード限界最低推力演算手段１５６として機能する。

図１４は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち油圧制御精度が良くないプライマリプーリ４２側の油圧マージン（油圧ばらつきを補償する為の油圧）分を削って燃費向上を図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。また、図１５は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち目標推力を実現することができて変速追従性の悪化を抑制する為の制御作動を説明するフローチャートであり、上記図１４のフローチャートにおけるステップＳ２０に対応するサブルーチンである。

図１４，図１５において、先ず、滑り限界推力算出手段１３４に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１０において、例えば前記式（１）から無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮ、可変プーリ４２，４６のシーブ角α、セカンダリプーリ４６側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μout、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ４２側のベルト掛かり径Ｒinに基づいて、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtが算出される。次いで、同じく滑り限界推力算出手段１３４に対応するＳ２０において、例えば下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)が算出される。尚、このＳ２０では、例えば前記物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、制御マージンＷmgnが上記プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)に加算されても良い。

具体的には、図１５のＳ２１０において、前記式（２）から無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮ、可変プーリ４２，４６のシーブ角α、プライマリプーリ４２側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μin、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ４２側のベルト掛かり径Ｒinに基づいて、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtが算出される。次いで、Ｓ２２０において、管路損失圧δＰinに基づいてプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminが算出される。例えば、Ｓ３００において、所定の変換式から実変速比γに基づいて実シーブ位置Ｘinが算出される。次いで、Ｓ３１０において、その実シーブ位置Ｘinに基づいて実シーブ位置変化速度dＸが算出される。次いで、Ｓ３２０において、例えば前記図１３に示すような管路損失圧マップから実シーブ位置変化速度dＸに基づいて実管路損失圧δＰinが算出される。次いで、Ｓ３３０において、所定の変換式から目標変速比γ^＊に基づいて目標シーブ位置Ｘin^＊が算出される。次いで、Ｓ３４０において、その目標シーブ位置Ｘin^＊に基づいて目標シーブ位置変化速度dＸ^＊が算出される。次いで、Ｓ３５０において、例えば前記図１３に示すような管路損失圧マップから目標シーブ位置変化速度dＸ^＊に基づいて目標管路損失圧δＰin^＊が算出される。次いで、Ｓ３６０において、実管路損失圧δＰinと目標管路損失圧δＰin^＊とのうちの小さい方が最小管路損失圧δＰinminとして選択される。次いで、Ｓ３７０において、最小管路損失圧δＰinminにプライマリ指示圧Ｐintgtと油室４２ｄ内の遠心油圧とが加えられて、その油室４２ｄ内の油圧Ｐinminが算出される。更に、その油室４２ｄ内の油圧Ｐinminが油圧シリンダ４２ｃの受圧面積に基づいてプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinmin（＝Ｐinmin×受圧面積）に変換される。次いで、Ｓ２３０において、上記プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtと上記プライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminとのうちの大きい方が下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)として選択される。尚、上記Ｓ２１０乃至Ｓ２３０はプライマリ側滑り限界推力演算手段１５４に対応し、上記Ｓ２２０（Ｓ３００乃至Ｓ３７０）はプライマリ側ハード限界最低推力演算手段１５６に対応する。

次いで、図１４に戻り、定常推力算出手段１３６に対応するＳ３０において、例えば図１０（ａ）に示すような推力比マップから、逐次算出される目標変速比γ^＊及びプライマリ側安全率の逆数ＳＦin^−１に基づいて推力比τinが算出される。そして、前記式（３）から上記プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)及び推力比τinに基づいてセカンダリバランス推力（セカンダリ定常推力）Ｗoutblが算出される。上記Ｓ２０にて制御マージンＷmgnが上記プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)に加算された場合には、このＳ３０では、前記式（３）に替えて、前記式（３）’からセカンダリバランス推力Ｗoutblが算出される。次いで、差推力算出手段１３８に対応するＳ４０において、例えば図１１（ｂ）に示すような差推力マップから、逐次算出されるセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout）に基づいてセカンダリ変速差推力ΔＷoutが算出される。次いで、無段変速機制御手段１３２に対応するＳ５０において、例えば上記セカンダリバランス推力Ｗoutblにセカンダリ変速差推力ΔＷoutが加算されてセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutsh（＝Ｗoutbl＋ΔＷout）が算出される。そして、上記セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方が目標セカンダリ推力Ｗout^＊として選択される。尚、上記Ｓ１０乃至Ｓ５０はセカンダリ側目標推力演算手段１５０に対応する。

次いで、定常推力算出手段１３６に対応するＳ６０において、例えば図１０（ｂ）に示すような推力比マップから、逐次算出される目標変速比γ^＊及びセカンダリ側安全率の逆数ＳＦout^−１に基づいて推力比τoutが算出される。そして、前記式（４）から前記目標セカンダリ推力Ｗout^＊及び推力比τoutに基づいてプライマリバランス推力（プライマリ定常推力）Ｗinblが算出される。次いで、差推力算出手段１３８に対応するＳ７０において、例えば図１１（ａ）に示すような差推力マップから、逐次算出されるプライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）に基づいてプライマリ変速差推力ΔＷinが算出される。次いで、ＦＢ制御量算出手段１４０に対応するＳ８０において、例えば前記式（５）に示すような所定のフィードバック制御式から変速比偏差Δγに基づいてフィードバック制御量（ＦＢ制御補正量）Ｗinfbが算出される。次いで、無段変速機制御手段１３２に対応するＳ９０において、例えば上記プライマリバランス推力Ｗinblにプライマリ変速差推力ΔＷinが加算されてプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinsh（＝Ｗinbl＋ΔＷin）が算出される。そして、上記プライマリプーリ側変速制御推力Ｗinshに上記フィードバック制御量Ｗinfbが加算されて目標プライマリ推力Ｗin^＊（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）が設定される。尚、上記Ｓ６０乃至Ｓ９０はプライマリ側目標推力演算手段１５２に対応する。

次いで、無段変速機制御手段１３２に対応するＳ１００において、例えば前記目標セカンダリ推力Ｗout^＊がセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐout^＊（＝Ｗout^＊／受圧面積）に変換される。そして、上記目標セカンダリ圧Ｐout^＊がセカンダリ指示圧Ｐouttgtとして設定される。このセカンダリ指示圧Ｐouttgtは油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴとして油圧制御回路１００へ出力され、この油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴに従ってリニアソレノイド弁ＳＬＳが作動させられてセカンダリ圧Ｐoutが調圧される。この際、例えばセカンダリ圧センサ７８によるセカンダリ圧Ｐoutの検出値が目標セカンダリ圧Ｐout^＊と一致するように、偏差ΔＰout（＝Ｐout^＊−Ｐout検出値）に基づくフィードバック制御によりセカンダリ指示圧Ｐouttgtが補正されて、セカンダリプーリ４６側の油圧ばらつき分が補償される。

次いで、無段変速機制御手段１３２に対応するＳ１１０において、例えば前記目標プライマリ推力Ｗin^＊がプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積に基づいて目標プライマリ圧Ｐin^＊（＝Ｗin^＊／受圧面積）に変換される。そして、上記目標プライマリ圧Ｐin^＊がプライマリ指示圧Ｐintgtとして設定される。このプライマリ指示圧Ｐintgtは油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴとして油圧制御回路１００へ出力され、この油圧制御指令信号Ｓ_ＣＶＴに従ってリニアソレノイド弁ＳＬＰが作動させられてプライマリ圧Ｐinが調圧される。この際、例えば前記Ｓ８０，９０にて、実変速比γが目標変速比γ^＊と一致するようにフィードバック制御により補正された値（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）が目標プライマリ推力Ｗin^＊として設定されるので、プライマリプーリ４２側の油圧ばらつき分が補償される。

上述のように、本実施例によれば、ベルト滑り防止の為に必要なプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtと、油路１１８における圧力損失特性から算出されるハード的に実現可能なプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminとのうちの大きい方の推力を、下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)として選択するので、プライマリプーリ側のベルト滑り防止の為の必要推力を確保しつつ、目標推力を実現することができる。このように、変速過渡中に発生する油路１１８における管路抵抗などの影響を考慮した物理的或いは機械的に実現可能なプライマリプーリ側ハード限界最低推力Ｗinminにて、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtを下限ガードするのである。つまり、本当に出せる推力を考慮して滑り限界推力を設定するのである。よって、変速追従性の悪化を抑制することができる。例えば、キックダウンのような急変速においても変速追従性を適切に確保することができる。

また、本実施例によれば、滑り限界推力Ｗlmtは、実変速比γと無段変速機１８の入力トルクＴ_ＩＮとに基づいて算出されるので、その滑り限界推力Ｗlmtが適切に算出され、ベルト滑り防止の為の必要推力が適切に確保される。

また、本実施例によれば、前記圧力損失特性は、前記変速比関連値の変化速度（例えば作動油の流量Ｑｆやシーブ位置変化速度dＸ）が大きい程、油路（給排管路）１１８，１２２における管路損失圧δＰが大きくされる予め求められた関係（管路損失圧マップ）であり、ハード限界最低推力Ｗminは、その変速比関連値の変化速度に基づいたその管路損失圧δＰに基づいて算出されるので、そのハード限界最低推力Ｗminが適切に算出され、目標推力を確実に実現することができる。

また、本実施例によれば、前記管路損失圧δＰは、前記変速比関連値の変化速度の目標値と実際値との小さい方の値に基づいて算出されるので、その変速比関連値の変化速度の目標値と実際値とが乖離したときに油圧が過剰になることが抑制される。

また、本実施例によれば、下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)に基づいて算出される変速制御の為に必要なセカンダリプーリ４６側の推力をセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとして設定するので、セカンダリ側の可変プーリにおけるベルト滑りを防止しつつ、目標の変速を適切に実現することができる。

また、本実施例によれば、前記変速制御の為に必要な推力は、目標変速比γ^＊及び目標変速速度を実現する為に必要な推力であるので、変速制御の為に必要な推力が適切に算出される。

また、本実施例によれば、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtと、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて算出される変速制御の為に必要なセカンダリプーリ４６側のセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方が目標セカンダリ推力Ｗout^＊として選択されるので、例えば推力制御精度（油圧制御精度）が比較的良いセカンダリプーリ４６側にて、セカンダリプーリ４６におけるベルト滑り防止の為の必要推力が確保されることはもちろんのこと、推力制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２におけるベルト滑り防止の為の必要推力も確保される。また、ベルト滑り防止の為の推力は推力制御精度が比較的良いセカンダリプーリ４６側にて制御されることから、目標セカンダリ推力Ｗout^＊の設定時に、推力制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２における油圧ばらつき分を加える必要が無い。つまり、油圧ばらつき分を加えることなく、セカンダリプーリ４６側にて両可変プーリ４２，４６におけるベルト滑り防止の為の必要推力が確保される。よって、油圧制御精度が良くない方のプライマリプーリ４２側の油圧マージン分を削って燃費向上を図ることができる。また、セカンダリプーリ４６側の推力制御精度（油圧制御精度）のみが比較的良くされるので、コストアップが抑制される。

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、前記下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)の算出（図６のブロックＢ２）において、「入力側可変プーリ及び出力側可変プーリのうちの一方の側の目標推力として、ベルト滑り防止の為に必要なその一方の側の滑り限界推力と、その一方の側に対する作動油の給排管路における圧力損失特性から算出されるハード的に実現可能なその一方の側のハード限界最低推力とのうちの大きい方の推力を選択する」という制御態様（制御態様Ａと称す）を適用したが、必ずしもこれに限らない。例えば、プライマリプーリ及びセカンダリプーリのうちの一方の側の目標推力を、その一方の側のプーリにてベルト滑りを発生させない為に最低限必要な滑り限界推力に設定するような、車両用無段変速機の制御装置であれば、本発明は適用され得る。このようにしても、前記一方の側のベルト滑り防止の為の必要推力を確保しつつ、目標推力を実現することができ、変速追従性の悪化を抑制することができる。例えば、急変速においても変速追従性を適切に確保することができる。また、上記制御態様Ａの適用に当たっては、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６の一方のプーリを、他方のプーリと比較して、精度良く推力を制御することができる油圧制御回路１００でなくとも良い。例えば、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６側の何れにも油圧センサを備えて、それらプライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６の何れをも精度良く推力を制御することができる油圧制御回路１００であっても良いし、また、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６側の何れにも油圧センサを備えていない油圧制御回路１００であっても良い。

また、前述の実施例では、前記下限ガード処理を施したプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt(g)に基づいた変速制御の為に必要なセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshの設定（図６のブロックＢ３乃至Ｂ５）において、「入力側可変プーリ及び前記出力側可変プーリのうちの他方の側の目標推力として、前記一方の側の目標推力に基づいて算出される変速制御の為に必要なその他方の側の推力を設定する」という制御態様（制御態様Ｂと称す）を適用したが、必ずしもこれに限らない。例えば、プライマリプーリ及びセカンダリプーリのうちの一方の側の目標推力を、その一方の側のプーリにてベルト滑りを発生させない為に最低限必要な滑り限界推力に設定し、加えて、他方の側の目標推力を、その滑り限界推力に応じた変速制御の為に必要な変速必要推力に設定するような、車両用無段変速機の制御装置であれば、本発明は適用され得る。このようにしても、他方の可変プーリにおけるベルト滑りを防止しつつ、目標の変速を適切に実現することができる。また、上記制御態様Ｂの適用に当たっては、前記制御態様Ａの適用と同様に、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６の一方のプーリを、他方のプーリと比較して、精度良く推力を制御することができる油圧制御回路１００でなくとも良い。

また、前述の実施例では、セカンダリプーリ４６を、プライマリプーリ４２と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができる油圧制御回路１００が備えられていたが、これに限らず、例えばプライマリプーリ４２側を、セカンダリプーリ４６側と比較して、精度良く推力を制御することができる油圧制御回路１００が備えられていても良い。この場合には、例えばプライマリプーリ４２側にて、プライマリプーリ４２側の滑り限界推力及びセカンダリプーリ４６側の滑り限界推力を確保する、すなわち両プーリ４２，４６のベルトトルク容量保証を実現する。また、油圧制御精度が比較的劣るセカンダリプーリ４６側では、目標プライマリ推力Ｗin^＊に対応した目標セカンダリ推力Ｗout^＊を設定し、目標の変速を実現する。この際、セカンダリプーリ４６側の油圧ばらつき分による燃費悪化を避ける為、変速比偏差Δγに基づいたフィードバック制御を実行する。

また、前述の実施例では、プーリ圧を検出可能な油圧センサを備えることで、油圧センサが備えられていないプーリ側と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができたが、必ずしもこれに限らない。例えば、リニアソレノイド弁ＳＬ等の油圧制御回路１００を構成するハードにおいて油圧ばらつきが抑えられて油圧制御精度が比較的良いのであれば、油圧センサは設けられなくとも良い。

また、前述の実施例において、流体式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良く、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）などの他の流体式伝動装置が用いられてもよい。また、前後進切換装置がその発進機構として機能するか、発進クラッチ等の発進機構が備えられるか、或いは動力伝達経路を断接可能な係合装置等が備えられる場合には、流体式伝動装置は備えられなくとも良い。

尚、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。

１８：ベルト式無段変速機（車両用無段変速機）
４２：入力側可変プーリ
４６：出力側可変プーリ
４８：伝動ベルト
５０：電子制御装置（制御装置）
１１８：油路（給排管路）
１２２：油路（給排管路）

Claims (6)

1. 入力側可変プーリ及び出力側可変プーリの有効径が可変の一対の可変プーリと、該一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、該入力側可変プーリにおける入力側推力及び該出力側可変プーリにおける出力側推力を各々制御することで該伝動ベルトの滑りを防止しつつ実変速比を目標変速比とする車両用無段変速機の制御装置であって、
   前記入力側可変プーリ及び前記出力側可変プーリのうちの一方の側の目標推力として、
   ベルト滑り防止の為に必要な前記一方の側の滑り限界推力と、
   前記一方の側に対する作動油の給排管路における圧力損失特性から算出されるハード的に実現可能な該一方の側のハード限界最低推力と
   のうちの大きい方の推力を選択することを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。
2. 前記滑り限界推力は、実変速比と前記車両用無段変速機の入力トルクとに基づいて算出されることを特徴とする請求項１に記載の車両用無段変速機の制御装置。
3. 前記圧力損失特性は、変速比関連値の変化速度が大きい程、前記給排管路における管路損失圧が大きくされる予め求められた関係であり、
   前記ハード限界最低推力は、前記変速比関連値の変化速度に基づいた前記管路損失圧に基づいて算出されることを特徴とする請求項１又は２に記載の車両用無段変速機の制御装置。
4. 前記管路損失圧は、前記変速比関連値の変化速度の目標値と実際値との小さい方の値に基づいて算出されることを特徴とする請求項３に記載の車両用無段変速機の制御装置。
5. 前記入力側可変プーリ及び前記出力側可変プーリのうちの他方の側の目標推力として、前記一方の側の目標推力に基づいて算出される変速制御の為に必要な該他方の側の推力を設定することを特徴とする請求項１乃至４の何れか１項に記載の車両用無段変速機の制御装置。
6. 前記変速制御の為に必要な推力は、目標変速比及び目標変速速度を実現する為に必要な推力であることを特徴とする請求項５に記載の車両用無段変速機の制御装置。

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