JP5687346B2 - 無段変速機の挟圧制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、入力軸に設けた入力軸要素と出力軸に設けた出力軸要素との間で動力伝達要素を介して動力伝達を行う無段変速機において、動力伝達要素のスリップを防止しながら動力伝達効率の向上を図るために、入力軸要素または出力軸要素の一方の挟圧を制御する挟圧制御装置に関する。

入力軸に設けたドライブプーリと出力軸に設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛け、両プーリの溝幅を変速用油圧で変化させて変速を行うベルト式無段変速機において、入力軸の変動成分と出力軸の変動成分との間に無端ベルトのスリップに起因する振幅差や位相差が発生することに着目して滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφというパラメータを導入し、これらのパラメータに基づいてプーリに加えるプーリ側圧を制御することで動力伝達効率の向上を図るものが、下記特許文献１により公知である。

日本特開２００９−２４３６８３号公報

ところで、ベルト式無段変速機の動力伝達効率は後述するトルク比Ｔｒというパラメータに密接に関連するが、上記従来のものは滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφをパラメータとしてトルク比Ｔｒを間接的に制御するため、トルク比Ｔｒを所望の値に応答性良く制御することが困難であり、ベルト式無段変速機の動力伝達効率を充分に高めることができなかった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機の動力伝達要素のスリップを防止しながら動力伝達効率の向上を図ることを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明によれば、駆動源の駆動力が入力される入力軸と、前記入力軸に設けられた入力軸要素と、前記駆動源の駆動力が変速して出力される出力軸と、前記出力軸に設けられた出力軸要素と、前記入出力軸要素にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸から前記出力軸に駆動力を伝達する動力伝達要素と、前記入力軸が有する任意の変動成分の前記出力軸への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を推定するトルク比推定手段と、前記入出力軸要素のうちの何れか一方の軸要素の挟圧を制御する挟圧制御手段とを備える無段変速機の挟圧制御装置であって、前記トルク比推定手段は、前記入力軸および前記出力軸の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子と、前記入力軸および前記出力軸の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの少なくとも一方から前記トルク比を推定し、前記挟圧制御手段は摩擦係数推定手段および摩擦係数学習手段を含み、前記摩擦係数推定手段は、前記トルク比に基づいて前記何れか一方の軸要素および前記動力伝達要素間の摩擦係数を推定し、前記摩擦係数学習手段は、前記推定した摩擦係数を前記無段変速機の入力軸回転数および前記駆動源の負荷トルクの少なくとも一方に対応させて学習し、前記挟圧制御手段は、前記学習した摩擦係数を前記無段変速機の入力軸回転数および前記駆動源の負荷トルクの少なくとも一方をパラメータとして検索するとともに、前記検索した摩擦係数に基づいて前記何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、その必要軸推力に基づいて前記何れか一方の軸要素の挟圧を制御することを第１の特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記摩擦係数推定手段は、前記トルク比と、前記負荷トルクと、前記何れか一方の軸要素の軸推力とに基づいて前記摩擦係数を推定することを第２の特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１または第２の特徴に加えて、前記挟圧制御手段は前記駆動源および前記無段変速機を搭載した移動体がクルーズ走行しているか否かを判定するクルーズ判定手段を含み、前記摩擦係数学習手段は、前記移動体が前記クルーズ状態にあるときに前記摩擦係数を学習することを第３の特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１〜第３の何れか１つの特徴に加えて、前記挟圧制御手段は、目標トルク比に基づいて前記何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、前記トルク比推定手段により求められたトルク比の変化量が所定範囲外になった場合に、前記目標トルク比を低く設定することを第４の特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１〜第４の何れか１つの特徴に加えて、アクセル開度を検出するアクセル開度センサを備え、前記挟圧制御手段は、目標トルク比に基づいて前記何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、前記アクセル開度センサにより求められたアクセル開度の変化量が所定範囲外になった場合に、前記目標トルク比を低く設定することを第５の特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。

尚、実施の形態のドライブプーリ１３は本発明の入力軸要素に対応し、実施の形態のドリブンプーリ１４は本発明の出力軸要素に対応し、実施の形態の無端ベルト１５は本発明の動力伝達要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の側圧制御手段Ｍ２は本発明の挟圧制御手段に対応し、実施の形態のベルト式無段変速機ＴＭは本発明の無段変速機に対応し、実施の形態のプーリ側圧は本発明の挟圧に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、無段変速機の伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を、入力軸が有する任意の変動成分が動力伝達要素を介して出力軸に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸および出力軸の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子と、入力軸および出力軸の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの少なくとも一方を用いるので、無段変速機の動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比を精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子あるいは位相遅れからトルク比を推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。更に、目標とするトルク比を直接指定して的確な制御を行うことができるだけでなく、挟圧の応答性が変動成分の周波数によって変化するのを防止することができる。

また摩擦係数推定手段は、トルク比に基づいて何れか一方の軸要素および動力伝達要素間の摩擦係数を推定し、摩擦係数学習手段は、推定した摩擦係数を無段変速機の入力軸回転数および駆動源の負荷トルクの少なくとも一方に対応させて学習し、挟圧制御手段は、学習した摩擦係数を無段変速機の入力軸回転数および駆動源の負荷トルクの少なくとも一方をパラメータとして検索するので、一時的にトルク比を推定できなくなっても学習された摩擦係数を使用して軸要素を挟圧制御することで、軸要素の挟圧制御を精度良く継続することができる。

また挟圧制御手段は摩擦係数に基づいて何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、その必要軸推力に基づいて何れか一方の軸要素の挟圧を制御するので、つまり挟圧を直接的に支配するパラメータである摩擦係数を用いて挟圧を制御するので、滑り識別子あるいは位相遅れ自体をフィードバックする間接的な制御に比べ、制御応答性の向上および制御装置の演算負荷の軽減が可能になる。

また本発明の第２の特徴によれば、摩擦係数推定手段は、トルク比と、負荷トルクと、何れか一方の軸要素の軸推力とに基づいて摩擦係数を推定するので、摩擦係数を精度良く推定することができる。

また本発明の第３の特徴によれば、挟圧制御手段は駆動源および無段変速機を搭載した移動体がクルーズ走行しているか否かを判定するクルーズ判定手段を含み、摩擦係数学習手段は、移動体がクルーズ状態にあるときに摩擦係数を学習するので、何らかの理由で一時的に摩擦係数が推定不能になった場合でも経年変化が生じない短時間であれば挟圧制御を精度良く継続することができるだけでなく、学習を行わない場合に比べて目標トルク比への収束性を高めることができる。

また本発明の第４の特徴によれば、挟圧制御手段は、目標トルク比に基づいて何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、推定したトルク比の変化量が所定範囲外になった場合に目標トルク比を低く設定するので、悪路走行時等に路面からの負荷で無段変速機にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比を低く設定して挟圧を増加することで無段変速機の保護を図ることができる。

また本発明の第５の特徴によれば、挟圧制御手段は、目標トルク比に基づいて何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、アクセル開度の変化量が所定範囲外になった場合に目標トルク比を低く設定するので、アクセルペダルが急激に操作されて無段変速機にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比を低く設定して挟圧を増加することで無段変速機の保護を図ることができる。

図１はベルト式無段変速機の全体構造を示す図である。（第１の実施の形態） 図２はベルト式無段変速機の変速制御および側圧制御の説明図である。（第１の実施の形態） 図３はプーリの変速制御および側圧制御を決定するフローチャートである。（第１の実施の形態） 図４はプーリ側圧と動力伝達効率との関係を示すグラフである。（第１の実施の形態） 図５はトルク比と動力伝達効率との関係を示グラフである。（第１の実施の形態） 図６はトルク比とベルトスリップとの関係を示す図である。（第１の実施の形態） 図７は入力軸回転数の変動波形および出力軸回転数の変動波形を示す図である。（第１の実施の形態） 図８は変動成分の周波数および滑り識別子からトルク比を検索するマップを示す図である。（第１の実施の形態） 図９は変動成分の周波数および位相遅れからトルク比を検索するマップを示す図である。（第１の実施の形態） 図１０はプーリ側圧の制御系のブロック図である。（第１の実施の形態） 図１１は摩擦係数学習のフローチャートである。（第１の実施の形態） 図１２は目標トルク比の設定の一例を示す図である。（第１の実施の形態） 図１３は目標トルク比の設定の他の例を示す図である。（第１の実施の形態） 図１４は学習の効果の説明図である。（第１の実施の形態） 図１５はトルク比の推定手法の説明図である。（第２の実施の形態） 図１６はトルク比の推定手法の説明図である。（第３の実施の形態） 図１７はシステムの固有振動数が変化する理由を説明する図である。（第３の実施の形態） 図１８はトルク比の推定手法の説明図である。（第４の実施の形態）

１１ 入力軸
１２ 出力軸
１３ ドライブプーリ（入力軸要素）
１４ ドリブンプーリ（出力軸要素）
１５ 無端ベルト（動力伝達要素）
ＡＰ アクセル開度
Ｅ エンジン（駆動源）
ＩＤｓｌｉｐ 滑り識別子
Ｍ１ トルク比推定手段
Ｍ２ 側圧制御手段（挟圧制御手段）
Ｍ３ 摩擦係数推定手段
Ｍ４ 摩擦係数学習手段
Ｍ９ クルーズ判定手段
Ｑ 必要軸推力
Ｓｅ アクセル開度センサ
ＳＴｒ 目標トルク比
Ｔ 伝達トルク（負荷トルク）
ＴＭ ベルト式無段変速機（無段変速機）
Ｔｍａｘ 伝達可能な最大トルク
Ｔｒ トルク比
Δφ 位相遅れ
μ 摩擦係数

以下、図１〜図１４に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態

図１に示すように、自動車に搭載されるベルト式無段変速機ＴＭは、エンジンＥに接続された入力軸１１と、入力軸１１と平行に配置された出力軸１２と、入力軸１１に設けられたドライブプーリ１３と、出力軸１２に設けられたドリブンプーリ１４と、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４に巻き掛けられた金属製の無端ベルト１５とを備える。ドライブプーリ１３は固定側プーリ半体１３ａと可動側プーリ半体１３ｂとで構成され、可動側プーリ半体１３ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１３ａに接近する方向に付勢される。同様に、ドリブンプーリ１４は固定側プーリ半体１４ａと可動側プーリ半体１４ｂとで構成され、可動側プーリ半体１４ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１４ａに接近する方向に付勢される。従って、ドライブプーリ１３の可動側プーリ半体１３ｂおよびドリブンプーリ１４の可動側プーリ半体１４ｂに作用させるプーリ側圧を制御し、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の一方の溝幅を増加させて他方の溝幅を減少させることで、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を任意に変更することができる。

ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御する電子制御ユニットＵには、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸１１の回転数と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸１２の回転数と、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジンＥの回転数とに加えて、アクセル開度信号、車速信号等が入力される。電子制御ユニットＵは、アクセル開度信号および車速信号に基づいてベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を変化させる通常の変速比制御以外に、後述するトルク比Ｔｒを推定し、このトルク比Ｔｒを用いてベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高めるべくプーリ側圧を変化させる制御を行う。

図２に示すように、ベルト式無段変速機ＴＭの入力トルクをＴ_DRとし、出力トルクをＴ_DNとし、最大伝達入力トルク、即ちドライブプーリ１３および無端ベルト１５間にスリップが発生する瞬間の入力トルクＴ_DRをＴｍａｘ_DRとし、最大伝達出力トルク、即ちドリブンプーリ１４および無端ベルト１５間にスリップが発生する瞬間の出力トルクＴ_DNをＴｍａｘ_DNとし、動力伝達効率をη、変速比をｉとすると、ベルト式無段変速機ＴＭの最大伝達トルクＴｍａｘは，Ｔｍａｘ_DRあるいはＴｍａｘ_DN／ηｉの何れか小さい方となり、Ｔ_DR＞Ｔｍａｘのときに、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の何れか一方がスリップする。

図３のフローチャートに示すように、例えば、ステップＳ１でＴｍａｘ_DR＞Ｔｍａｘ_DN／ηｉの場合には、出力トルクＴ_DN＞最大伝達出力トルクＴｍａｘ_DNになった瞬間にドリブンプーリ１４にスリップが発生するため、ステップＳ２でベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御するためにドライブプーリ１３の側圧を変更し（変速制御）、ドリブンプーリ１４のスリップを防止するためにドリブンプーリ１４の側圧を制御する（側圧制御）。

逆に、前記ステップＳ１でＴｍａｘ_DR≦Ｔｍａｘ_DN／ηｉの場合には、入力トルクＴ_DR＞最大伝達入力トルクＴｍａｘ_DRになった瞬間にドライブプーリ１３にスリップが発生するため、ステップＳ３でベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御するためにドリブンプーリ１４の側圧を変更し（変速制御）、ドライブプーリ１３のスリップを防止するためにドライブプーリ１３の側圧を制御する（側圧制御）。

本願発明は、上述したドライブプーリ１３および無端ベルト１５間、あるいはドリブンプーリ１４および無端ベルト１５間のスリップを防止するための側圧制御に関するものである。

ところで、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高める手段の一つとして、プーリに加えるプーリ側圧を低下させることが知られている。図４は、プーリ側圧に対する動力伝達効率および摩擦損失の関係を示すもので、プーリ側圧の減少に伴って、プーリおよび無端ベルト間のスリップが小さいミクロスリップ領域から、遷移領域を経て、プーリおよび無端ベルト間のスリップが大きいマクロスリップ領域に移行する。ミクロスリップ領域ではプーリ側圧の減少に応じて動力伝達効率が次第に向上するが、遷移領域で動力伝達効率が低下し始め、マクロスリップ領域で動力伝達効率が急激に低下する。

その理由は、無端ベルトの金属エレメントの半径方向滑りと金属リングの滑りに起因する摩擦損失の和は、プーリ側圧の減少に伴ってミクロスリップ領域からマクロスリップ領域まで一定の比較的に大きい減少率Ａで減少するが、金属エレメントの接線方向滑りに起因する摩擦損失は、ミクロスリップ領域から遷移領域にかけて略一定の比較的に小さい増加率Ｂ（Ａ＞Ｂ）で増加し、マクロスリップ領域で急激に増加するためと考えられる。

最大の動力伝達効率を得るには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に制御することが望ましいが、プーリ側圧を過剰に減少させてしまうと、ミクロスリップ領域から遷移領域を通り越してマクロスリップ領域に入ってしまい、プーリに対して無端ベルトが大きくスリップして損傷する可能がある。従って、ベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保しながら動力伝達効率を高めるには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に精度良く制御することが必要となる。

そのために、本発明ではトルク比Ｔｒというパラメータを導入している。トルク比Ｔｒは、
Ｔｒ＝Ｔ／Ｔｍａｘ …（１）
で定義されるもので、Ｔはベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルク（極端なスリップが発生している場合を除き、入力トルクＴ_DRに一致する）であり、Ｔｍａｘはベルト式無段変速機ＴＭが現在の軸推力（つまり、プーリ側圧×プーリピストンの受圧面積）でスリップせずに伝達可能な最大トルクである。トルク比Ｔｒ＝０は動力伝達が行われていない状態に対応し、トルク比Ｔｒ＝１は現在伝達しているトルクが飽和した状態に対応し、トルク比Ｔｒ＞１はマクロスリップが発生してしまったか、それに遷移している状態に対応する。

図５に示すように、変速比がＯＤの状態および変速比がＭＩＤの状態では、トルク比Ｔｒが１．０で最大の動力伝達効率が得られる。また変速比がＬＯＷの状態では、最大の動力伝達効率が得られるトルク比Ｔｒは０．９に低下するが、トルク比Ｔｒが１．０でも依然として高い動力伝達効率が得られることが分かる。つまり、トルク比Ｔｒというパラメータは動力伝達効率と極めて高い相関関係があり、このトルク比Ｔｒが１．０に近い値になるようにベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を制御することで動力伝達効率を高めることができ、しかもマクロスリップの発生を防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保することができる。

トルク比Ｔｒを算出する際に必要な最大伝達可能トルクＴｍａｘは、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合、即ちドライブプーリ１３がスリップする場合には、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ｃｏｓα …（２）
で与えられ、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合、即ちドリブンプーリ１４がスリップする場合には、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ηｉｃｏｓα …（３）
で与えられる。ここで、μは側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、Ｑは側圧制御される側のプーリ１３，１４の軸推力、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは変速比である。

このように、トルク比Ｔｒを算出するには最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出する必要があり、最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出するには、プーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μ、プーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径Ｒおよびプーリ１３，１４の軸推力Ｑを検出する必要があるため、多くのセンサが必要になる。特に、摩擦係数は経年変化により変化することに加え、摩擦係数を計測するためには一度マクロスリップを発生させる必要があるため、実車走行中に摩擦係数を計測することは一般に困難である。

本実施の形態は、トルク比Ｔｒを、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ （変動成分の周波数ｆ₀ ）とから、あるいは位相遅れΔφと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ （変動成分の周波数ｆ₀ ）とから推定するものである。入力軸１１の回転数変動はエンジンＥの回転数変動と同期することから、入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ はエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から算出可能であり、また後述するように、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφは入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数の変動と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数の変動とから算出可能であるため、トルク比Ｔｒを最小限の数のセンサで精度良く推定することができる。

次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφについて説明する。図６に示すように、トルク比Ｔｒが増加するのに伴い、ミクロスリップ領域ではベルトのスリップ量は僅かずつ増加し、マクロスリップ領域に入るとベルトのスリップ量は急激に増加する。入力軸１１に無端ベルト１５を介して接続された出力軸１２には、入力軸１１の回転数変動が無端ベルト１５を介して伝達されるため、出力軸１２にも同じ周波数の回転数変動が発生する。ベルトおよびプーリ間に全くスリップが存在しないとき、入力軸回転数の変動は減衰することなく出力軸に伝達されるが、トルク比Ｔｒの増加に伴ってスリップ量が増加すると、入力軸回転数の変動波形の振幅に対して出力軸回転数の変動波形の振幅が小さくなり、かつ入力軸回転数の変動波形の位相に対して出力軸回転数の変動波形の位相が遅れることになる。

図６および図７において、実線で示す入力軸回転数の変動波形に対して鎖線で示す出力軸回転数の変動波形は、トルク比Ｔｒの増加に伴って振幅が次第に減少するとともに位相が次第に遅れていることが分かる。入力軸回転数の振動波形は、
Ｎｉｎ＝Ａｃｏｓ（ωｔ＋φｉｎ） …（４）
で与えられ、出力軸回転数の振動波形は、
Ｎｏｕｔ＝Ｂｃｏｓ（ωｔ＋φｏｕｔ） …（５）
で与えられる。

つまり、入力軸回転数の振動波形に対して出力軸回転数の振動波形は、振幅がＡからＢに減少し、位相がφｉｎ−φｏｕｔだけ遅れることになる。

次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの算出の手法を説明する。

先ず、入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ₀ を、エンジンＥの気筒数ｎと、エンジン回転数の直流成分Ｎｅとを用いて、次式により算出する。エンジン回転数の直流成分Ｎｅは、通常のエンジンＥに必ず備えられているエンジン回転数センサＳｃにより検出可能である。

滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、変動周波数ｆ₀ における入力軸１１と出力軸１２との間の振幅比Ｍを、ベルト式無段変速機ＴＭの幾何学的な応答、即ち滑りや励振の影響を受けない場合の振幅比Ｍｇにより標準化したものであり、次式により定義される。

入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ₀ の関数である振幅比Ｍは次式で定義されるもので、変動周波数ｆ₀ はエンジン回転数センサＳｃが出力するエンジン回転数から算出可能であり、Ｓｉｎ（ｆ₀ ）は入力軸回転数の変動波形のパワスペクトルであって入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、またＳｏｕｔ（ｆ₀ ）は出力軸転数の変動波形のパワスペクトルであって出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。

また幾何学条件における振幅比Ｍｇは、ベルト式無段変速機ＴＭで生じる滑りが小さい場合には、近似的に出力信号と入力信号との直流成分の比として表され、次式で定義される。

幾何学条件における振幅比Ｍｇは、入力軸１１および出力軸１２の変動成分として用いる物理量に依存する。本実施の形態では前記変動成分として回転数変動を用いているため、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比をｉとしたときに、Ｍｇ＝１／ｉで与えられる。入力軸１１および出力軸１２の変動成分として、トルク変動を用いた場合には、Ｍｇ＝ｉで与えられる。ベルト式無段変速機ＴＭの変速比ｉは、入力軸回転数センサＳａの出力と出力軸回転数センサＳｂの出力とから算出可能である。

以上のことから、（７）式を書き換えると次式のようになり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、ベルト式無段変速機ＴＭに既存の入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力と、エンジンＥに既存のエンジン回転数センサＳｃの出力とから算出することができる。

また位相遅れΔφは次式で定義されるもので、入力軸回転数の変動波形の位相φｉｎは入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、出力軸回転数の変動波形の位相φｏｕｔは出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。

図８は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ₀ （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ₀ と滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ₀ の値がａであり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｂであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。

図９は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ₀ （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に位相遅れΔφをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する位相遅れΔφの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ₀ と位相遅れΔφとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ₀ の値がｃであり、位相遅れΔφの値がｄであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。

しかして、図１０に示すように、電子制御ユニットＵのトルク比推定手段Ｍ１は、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数に対応する変動成分の周波数ｆ₀ を算出するとともに、入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力をフィルタ機能を有するロックインアンプを通過させて前記周波数ｆ₀ に対応する振動波形を抽出し、それら入力側および出力側の振動波形から滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφを算出する。続いて滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφ（図１０の例では位相遅れΔφ）と変動成分の周波数ｆ₀ とをパラメータとしてマップ検索することで、そのときのトルク比Ｔｒを推定する。

そして電子制御ユニットＵの側圧制御手段Ｍ２が、トルク比推定手段Ｍ１により推定したトルク比Ｔｒに基づいてドライブプーリ１３あるいはドリブンプーリ１４のプーリ側圧を制御する。以下、電子制御ユニットＵの側圧制御手段Ｍ２の構成および機能について説明する。

図１０に示すように、側圧制御手段Ｍ２は、摩擦係数推定手段Ｍ３と、摩擦係数学習手段Ｍ４と、必要軸推力算出手段Ｍ５と、電流値換算手段Ｍ６と、負荷トルク推定手段Ｍ７と、軸推力換算手段Ｍ８と、クルーズ判定手段Ｍ９と、トルク比変動監視手段Ｍ１０とを備える。

摩擦係数推定手段Ｍ３は、トルク比推定手段Ｍ１により推定したトルク比Ｔｒと、負荷トルク推定手段Ｍ７により推定した負荷トルクＴ（エンジンＥの負荷トルクあるいはベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）と、軸推力換算手段Ｍ８により換算した側圧制御される側のプーリ１３，１４の軸推力とに基づいて、側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μを推定する。

即ち、負荷トルク推定手段Ｍ７は、エンジンＥの負荷トルクＴ（ベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）をエンジンＥの吸気負圧等の運転状態から算出し、軸推力換算手段Ｍ８は、油圧センサＳｄ（図１０参照）で検出した側圧制御される側のプーリ１３，１４の油圧を、それに対応する軸推力Ｑに換算する。そして摩擦係数推定手段Ｍ３は、負荷トルク推定手段Ｍ７で推定した負荷トルクＴと、軸推力換算手段Ｍ８で換算した軸推力Ｑとを次式に適用することで、側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μを推定する。

μ＝Ｔｃｏｓα／２ＲＱＴｒ …（１２）
μ＝Ｔηｉｃｏｓα／２ＲＱＴｒ …（１３）
尚、（１２）式はドライブプーリ１３が側圧制御されるときに使用され、（１３）式はドリブンプーリ１４が側圧制御されるときに使用される。また（１２）式および（１３）式において、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは速度比である。

続いて、摩擦係数推定手段Ｍ３により推定した摩擦係数μを、摩擦係数学習手段Ｍ４により学習する。

即ち、図１１のフローチャートのステップＳ１１でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が可能であるときには、ステップＳ１２でクルーズ判定手段Ｍ９が車速、アクセル開度、操舵角等に基づいて車両がクルーズ状態にあるか否かを判定する。判定の結果、車両がクルーズ状態にある場合には、ステップＳ１３で摩擦係数推定手段Ｍ３により推定した摩擦係数μを平滑化し、ステップＳ１４でベルト式無段変速機ＴＭの運転状態、即ち、変速比ｉ、入力軸回転数Ｎ_DRおよび負荷トルクＴに対応させて摩擦係数μがマップに記憶される。

そしてステップＳ１５で、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの運転状態を示す変速比ｉ、入力軸回転数Ｎ_DRおよび負荷トルクＴをパラメータとして、既に学習された摩擦係数μ′をマップから検索する。

続いて、必要軸推力算出手段Ｍ５は、摩擦係数学習手段Ｍ４が出力する学習された摩擦係数μ′に基づいて、無端ベルト１５のスリップを防止するために必要な、側圧制御される側のプーリ１３，１４の必要軸推力Ｑを算出する。

必要軸推力Ｑは、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合と、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合とで異なっており、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合、即ちドライブプーリ１３がスリップする場合には、
Ｑ＝Ｔｃｏｓα／２μ′ＲＳＴｒ …（１４）
により算出し、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合、即ちドリブンプーリ１４がスリップする場合には、
Ｑ＝Ｔηｉｃｏｓα／２μ′ＲＳＴｒ …（１５）
により算出する。ここで、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、μ′は側圧制御される側のプーリ１３，１４と無端ベルト１５との接触面の摩擦係数の学習値、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、Ｔは負荷トルク、ＳＴｒは目標トルク比、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは速度比である。

次に、図１２に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の一例を説明する。

図５で説明したように、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率は、トルク比Ｔｒが１．０以下であって１．０に近い値であるときに最大になるため、その値を目標トルク比ＳＴｒとして設定する。

必要軸推力算出手段Ｍ５が必要軸推力Ｑを算出するとき、トルク比変動監視手段Ｍ１０により、推定したトルク比Ｔｒの変動に応じて目標トルク比ＳＴｒが補正される。即ち、図１２のフローチャートのステップＳ２１で、トルク比Ｔｒの今回値から前回値を減算してトルク比Ｔｒの偏差ｄＴｒを算出し、ステップＳ２２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲から外れることで、車両が悪路を走行して路面からベルト式無段変速機ＴＭに逆伝達される負荷が大きく変動していると判断された場合、ステップＳ２５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ２２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲に戻り、かつステップＳ２３でその状態が所定時間継続すると、ステップＳ２４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。

これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、悪路走行時に路面からの負荷でベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５およびプーリ１３，１４間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ２３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。

次に、図１３に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の他の例を説明する。

必要軸推力算出手段Ｍ５が必要軸推力Ｑを算出するとき、トルク比変動監視手段Ｍ１０により、アクセル開度センサＳｅ（図１０参照）で検出したアクセル開度ＡＰの変動に応じて目標トルク比ＳＴｒが補正される。即ち、図１３のフローチャートのステップＳ３１でアクセル開度ＡＰの今回値から前回値を減算してアクセル開度ＡＰの変化率ｄＡＰを算出し、ステップＳ３２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲から外れることで、アクセルペダルが急激に踏み込まれたりアクセルペダルが急激に戻されたと判断された場合、ステップＳ３５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ３２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲に戻り、かつステップＳ３３でその状態が所定時間継続すると、ステップＳ３４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。

これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、アクセルペダルが急激に操作されてベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５およびプーリ１３，１４間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ３３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。

このようにして、必要軸推力算出手段Ｍ５が側圧制御される側のプーリ１３，１４の必要軸推力Ｑを算出すると、電流値換算手段Ｍ６が必要軸推力Ｑを油圧回路のリニアソレノイドの電流値に換算し、この電流値でリニアソレノイドを作動させることで、側圧制御される側のプーリ１３，１４に必要軸推力Ｑを発生させて側圧制御を行うことができる。

以上のように、本実施の形態によれば、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒを、入力軸１１が有する変動成分が無端ベルト１５を介して出力軸１２に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の位相差を指標化した位相遅れΔφとの少なくとも一方を用いるので、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比Ｔｒを精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφからトルク比Ｔｒを推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。

また側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μをマクロスリップの発生を伴うことなく推定し、その摩擦係数μに基づいて該プーリ１３，１４の必要軸推力Ｑを求め、その必要軸推力Ｑに基づいて該プーリ１３，１４の側圧を制御するので、つまり側圧を直接的に支配するパラメータである摩擦係数μを用いて側圧をフィードフォワード制御するので、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφ自体をフィードバックする間接的な制御に比べ、制御応答性の向上および制御装置の演算負荷の軽減が可能になる。

またクルーズ判定手段Ｍ９は車両がクルーズ走行しているか否かを判定し、摩擦係数学習手段Ｍ４は車両がクルーズ状態にあるときに摩擦係数μを学習するので、何らかの理由で一時的に摩擦係数μが算出不能になった場合でも、経年変化が生じない短時間であれば側圧制御を精度良く継続することができる。

図１４は摩擦係数μの学習の効果を説明するもので、実線は学習を行わない場合、破線は学習を行う場合に対応する。学習を行わない場合には、トルク比Ｔｒを推定できなくなると実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒから大きく外れてしまい、トルク比Ｔｒを推定できるようになっても、実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒに収束するまでに時間が掛かるが、学習を行う場合には、トルク比Ｔｒを推定できなくっても実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒから大きく外れることはなく、プーリ側圧の制御を精度良く継続することができる。

次に、図１５に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第２の実施の形態

変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップから明らかなように、変動成分の周波数ｆ₀ の中間領域（ｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H ）では各トルク比Ｔｒの特性ラインの上下間隔が大きく、他の領域では前記間隔が狭くなっており、よってｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H の領域でトルク比Ｔｒの推定精度が向上する。また変動成分の周波数ｆ₀ および位相遅れΔφに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップから明らかなように、変動成分の周波数ｆ₀ の低い領域（ｆ₀ ≦ｆ_L ）および高い領域（ｆ₀ ≧ｆ_H ）では各トルク比Ｔｒの特性ラインの上下間隔が大きく、他の領域では前記間隔が狭くなっており、よってｆ₀ ≦ｆ_L の領域およびｆ₀ ≧ｆ_H の領域でトルク比Ｔｒの推定精度が向上する。

以上のことから、ステップＳ４１でｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H であれば、ステップＳ４２で変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索し、前記ステップＳ４１でｆ₀ ≦ｆ_L またはｆ₀ ≧ｆ_H であれば、ステップＳ４３で変動成分の周波数ｆ₀ および位相遅れΔφをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索する。これにより、トルク比Ｔｒの推定精度を更に高めることができる。

次に、図１６および図１７に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。

第３の実施の形態

図１６において、変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップの特性ラインは、システムの固有振動数ｆ_n が変化すると横軸方向に平行移動する。前記固有振動数ｆ_n はベルト式無段変速機ＴＭの入力トルクおよび変速比に応じて変化するため、トルク比Ｔｒを推定するためのマップを各固有振動数ｆ_n に応じて複数準備する必要があり、メモリの記憶容量の増加やコストアップの要因となる問題がある。システムの固有振動数ｆ_n が変化する理由は、図１７に示される。

図１７（Ａ）はベルト式無段変速機ＴＭを振動系としてモデル化したもので、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４にマスｍ１，ｍ２が接触し、マスｍ１，ｍ２がスプリングおよびダッシュポッドよりなる無端ベルト１５で接続される。ベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５は、複数枚の金属リングを積層した金属リング集合体に多数の金属エレメントを支持したもので、金属エレメントを相互に圧接することで駆動力を伝達する。入力トルク（ベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）が増加するのに応じて金属エレメント同士の接触面が圧縮変形して接触面積が増加することで、金属エレメントが次第に圧縮変形し難くなって前記モデルのスプリングのばね剛性が増加し（図１７（Ｂ）参照）、その結果として入力トルクの増加に応じてシステムの固有振動数ｆ_n が増加する（図１７（Ｃ）参照）。

またベルト式無段変速機ＴＭの変速比がＬＯＷ側に変化すると、入力軸１１の回転数に対する出力軸１２の回転数が低くなるため、出力軸１２自体の慣性モーメントＪ２が減少したのと同じ効果が得られ、逆にベルト式無段変速機ＴＭの変速比がＯＤ側に変化すると、入力軸１１の回転数に対する出力軸１２の回転数が高くなるため、出力軸１２自体の慣性モーメントＪ２が増加したのと同じ効果が得られ、これにより変速比がＬＯＷ側に変化するとシステムの固有振動数ｆ_n が増加する（図１７（Ｄ）参照）。

図１６のフローチャートのステップＳ５１で入力トルクＴ_DRと変速比とから固有振動数ｆ_n を算出する。入力トルクＴ_DRはエンジンＥの負荷トルクに一致するのでエンジンＥのＥＣＵで算出した値を使用することができ、変速比は入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数Ｎ_DRおよび出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数Ｎ_DNの比でＮ_DR／Ｎ_DNとして電子制御ユニットＵで算出可能である。

続くステップＳ５２で変動成分の周波数ｆ₀ および上下の閾値ｆ_L ，ｆ_H を固有振動数ｆ_n で除算して正規化する。これにより、トルク比Ｔｒを検索するマップを各周波数領域毎に準備することなく、正規化した周波数をパラメータとする共通のマップを使用することが可能となり、メモリの記憶容量の節減およびコストの節減が可能となる。そして第２の実施の形態と同様に、ｆ_L ／ｆ_n ＜ｆ₀ ／ｆ_n ＜ｆ_H ／ｆ_n であれば、ステップＳ５３で正規化した変動成分の周波数ｆ₀ ／ｆ_n および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索し、前記ステップＳ５２でｆ₀ ／ｆ_n ≦ｆ_L ／ｆ_n またはｆ₀ ／ｆ_n ≧ｆ_H ／ｆ_n であれば、ステップＳ５４で正規化した変動成分の周波数ｆ₀ ／ｆ_n および位相遅れΔφをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索する。これにより、トルク比Ｔｒの推定精度を更に高めることができる。

次に、図１８に基づいて本発明の第４の実施の形態を説明する。

第４の実施の形態

上記各実施の形態では、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの二つのパラメータのうち、何れか一方のパラメータを用いてトルク比Ｔｒを推定しているが、第４の実施の形態は、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの両方のパラメータを用いてトルク比Ｔｒを推定するものである。

図１８は、各トルク比Ｔｒの滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの特性を、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの平方根を動径とし、位相遅れΔφを偏角として極座標に表したマップである。例えば、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｒ₂ であり、位相遅れΔφの値がθの場合には、そのときのトルク比Ｔｒは０．７であると推定することができる。この実施の形態によれば、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの両方を用いてトルク比Ｔｒを推定するので、その推定精度を高めることができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の入力軸１１および出力軸１２の変動成分は回転数に限定されず、トルクであっても良い。

また本発明の入力軸１１は、それに結合されたエンジンＥのクランクシャフトであっても良い。

また実施の形態ではエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から変動成分の周波数ｆ₀ を算出しているが、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数から、あるいはエンジンＥの点火時期信号から変動成分の周波数ｆ₀ を算出しても良い。

また実施の形態ではプーリ１３，１４の油圧を油圧センサＳｄで検出しているが、リニアソレノイドの電流値から換算しても良い。

また実施の形態では無端ベルト１５を有するベルト式無段変速機ＴＭについて説明したが、本発明の無段変速機はチェーンベルト式無段変速機やトロイダル無段変速機であっても良い。トロイダル無段変速機の場合、入力軸に設けられた入力ディスクが本発明の入力軸要素に対応し、出力軸に設けられた出力ディスクが本発明の出力軸要素に対応し、入力ディスクおよび出力ディスク間に挟持されて駆動力を伝達するパワーローラが本発明の動力伝達要素に対応し、入力ディスクおよび出力ディスク間にパワーローラを挟持する圧力が本発明の挟圧に対応する。

Claims (5)

1. 駆動源（Ｅ）の駆動力が入力される入力軸（１１）と、
   前記入力軸（１１）に設けられた入力軸要素（１３）と、
   前記駆動源（Ｅ）の駆動力が変速して出力される出力軸（１２）と、
   前記出力軸（１２）に設けられた出力軸要素（１４）と、
   前記入出力軸要素（１３，１４）にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸（１１）から前記出力軸（１２）に駆動力を伝達する動力伝達要素（１５）と、
   前記入力軸（１１）が有する任意の変動成分の前記出力軸（１２）への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルク（Ｔｍａｘ）に対する実際の伝達トルク（Ｔ）の比であるトルク比（Ｔｒ）を推定するトルク比推定手段（Ｍ１）と、
   前記入出力軸要素（１３，１４）のうちの何れか一方の軸要素（１３，１４）の挟圧を制御する挟圧制御手段（Ｍ２）と、
   を備える無段変速機の挟圧制御装置であって、
   前記トルク比推定手段（Ｍ１）は、前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）と、前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）の変動成分の位相差を指標化した位相遅れ（Δφ）との少なくとも一方から前記トルク比（Ｔｒ）を推定し、
   前記挟圧制御手段（Ｍ２）は摩擦係数推定手段（Ｍ３）および摩擦係数学習手段（Ｍ４）を含み、
   前記摩擦係数推定手段（Ｍ３）は、前記トルク比（Ｔｒ）に基づいて前記何れか一方の軸要素（１３，１４）および前記動力伝達要素（１５）間の摩擦係数（μ）を推定し、
   前記摩擦係数学習手段（Ｍ４）は、前記推定した摩擦係数（μ）を前記無段変速機（ＴＭ）の入力軸回転数および前記駆動源（Ｅ）の負荷トルク（Ｔ）の少なくとも一方に対応させて学習し、
   前記挟圧制御手段（Ｍ２）は、前記学習した摩擦係数（μ）を前記無段変速機（ＴＭ）の入力軸回転数および前記駆動源（Ｅ）の負荷トルク（Ｔ）の少なくとも一方をパラメータとして検索するとともに、前記検索した摩擦係数（μ）に基づいて前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の必要軸推力（Ｑ）を求め、その必要軸推力（Ｑ）に基づいて前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の挟圧を制御することを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置。
2. 前記摩擦係数推定手段（Ｍ３）は、前記トルク比（Ｔｒ）と、前記負荷トルク（Ｔ）と、前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の軸推力とに基づいて前記摩擦係数（μ）を推定することを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機の挟圧制御装置。
3. 前記挟圧制御手段（Ｍ２）は前記駆動源（Ｅ）および前記無段変速機（ＴＭ）を搭載した移動体がクルーズ走行しているか否かを判定するクルーズ判定手段（Ｍ９）を含み、前記摩擦係数学習手段（Ｍ４）は、前記移動体が前記クルーズ状態にあるときに前記摩擦係数（μ）を学習することを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の無段変速機の挟圧制御装置。
4. 前記挟圧制御手段（Ｍ２）は、目標トルク比（ＳＴｒ）に基づいて前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の必要軸推力（Ｑ）を求め、前記トルク比推定手段（Ｍ１）により求められたトルク比（Ｔｒ）の変化量が所定範囲外になった場合に、前記目標トルク比（ＳＴｒ）を低く設定することを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の無段変速機の挟圧制御装置。
5. アクセル開度（ＡＰ）を検出するアクセル開度センサ（Ｓｅ）を備え、
   前記挟圧制御手段（Ｍ２）は、目標トルク比（ＳＴｒ）に基づいて前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の必要軸推力（Ｑ）を求め、前記アクセル開度センサ（Ｓｅ）により求められたアクセル開度（ＡＰ）の変化量が所定範囲外になった場合に、前記目標トルク比（ＳＴｒ）を低く設定することを特徴とする、請求項１〜請求項４の何れか１項に記載の無段変速機の挟圧制御装置。

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