JP5742687B2 - 動作状態推定装置および無段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、動作状態推定装置および無段変速機に関する。

従来、トルクカムを介して動力を伝達する無段変速機が提案されている。例えば、特許文献１には、セカンダリ可動シーブとリダクションドライブギヤとの間に配置され、駆動用カム機構がセカンダリ可動シーブに伝達された駆動力をリダクションドライブギヤに伝達する２つのカム機構を有するトルクカム装置を備えるベルト式無段変速機の技術が開示されている。

特開２００９−２４１４号公報

トルクカムの動作状態を把握できることが望ましい。例えば、トルクカムの動作状態を把握できることは、可動シーブを駆動する油圧を適切に制御する上で好ましい。

本発明の目的は、トルクカムの動作状態の把握を可能とする動作状態推定装置および無段変速機を提供することである。

本発明の動作状態推定装置は、可動シーブに対する押圧力を発生させる圧力室に対する作動流体の給排を遮断可能な制御弁と、伝達するトルクに応じて作動して前記圧力室内の作動流体を押圧するトルクカムとを有する無段変速機に設けられ、前記制御弁によって前記圧力室に対する作動流体の給排が遮断される遮断状態において、前記トルクカムの作動に応じて変化する物理量に基づいて前記トルクカムの動作量を推定することを特徴とする。

上記動作状態推定装置において、前記制御弁によって前記圧力室に対する作動流体の給排が遮断される遮断状態が開始されたときの前記圧力室内の圧力と、前記遮断状態が開始された後の前記圧力室内の圧力とに基づいて前記トルクカムの動作量を推定することが好ましい。

上記動作状態推定装置において、前記トルクカムの互いに噛み合う一対のカムの周方向の位相差に基づいて前記トルクカムの動作量を推定することが好ましい。

本発明の無段変速機は、上記動作状態推定装置と、前記トルクカムの互いに噛み合う一対のカムの軸方向における相対移動量を規制する規制手段とを備え、前記規制手段は、前記一対のカムの互いに離間する軸方向の相対移動量を前記一対のカムのカム山の高さに応じた相対移動量の最大値未満に規制することを特徴とする。

本発明の無段変速機は、上記動作状態推定装置を備え、前記動作状態推定装置によって推定された前記トルクカムの動作量に基づいて、前記圧力室に対する作動流体の給排を決定することを特徴とする。

本発明に係る動作状態推定装置は、可動シーブに対する押圧力を発生させる圧力室に対する作動流体の給排を遮断可能な制御弁と、伝達するトルクに応じて作動して圧力室内の作動流体を押圧するトルクカムとを有する無段変速機に設けられ、制御弁によって圧力室に対する作動流体の給排が遮断される遮断状態において、トルクカムの作動に応じて変化する物理量に基づいてトルクカムの動作量を推定する。本発明に係る動作状態推定装置によれば、トルクカムの動作状態の把握を可能とするという効果を奏する。

図１は、第１実施形態に係る車両の要部を示す図である。 図２は、第１実施形態に係る無段変速機の要部を示す図である。 図３は、第１実施形態に係るトルクカムの断面図である。 図４は、トルクカムの動作説明図である。 図５は、トルクカムの動作量の算出方法の説明図である。 図６は、油圧変動量の大きさとトルクカムの動作量の大きさとの対応関係のマップを示す図である。 図７は、第２実施形態の動作を示すフローチャートである。 図８は、変形例に係るトルクカムの最大動作時を示す図である。

以下に、本発明の実施形態に係る動作状態推定装置につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記の実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。

［第１実施形態］
図１から図５を参照して、第１実施形態について説明する。本実施形態は、動作状態推定装置に関する。図１は、第１実施形態に係る車両の要部を示す図、図２は、第１実施形態に係る無段変速機の要部を示す図である。

図１に示すように、車両１００は、エンジン１、トルクコンバータ２、無段変速機３、出力ギア４、ギア機構５、差動機構６、駆動軸７および駆動輪８を備える。本実施形態に係る動作状態推定装置１−１は、供給用制御弁ＤＳ１（図２参照）、排出用制御弁ＤＳ２（図２参照）およびトルクカム４４を有する無段変速機３に設けられており、第一パルス検出器５１、第二パルス検出器５２およびＥＣＵ５０を備える。

エンジン１は、燃料の燃焼エネルギーを回転運動に変換して出力する。エンジン１は、トルクコンバータ２を介して無段変速機３と接続されている。トルクコンバータ２は、作動流体を介してトルクを伝達することができる。トルクコンバータ２は、更に、作動流体を介さずに入力側から出力側に直接トルクを伝達するロックアップ機構を有していてもよい。

無段変速機３は、ベルト式の無段変速機である。無段変速機３は、クラッチ３１、プライマリプーリ３２、セカンダリプーリ３３およびベルト３４を有する。プライマリプーリ３２は、セカンダリプーリ３３よりもエンジン１側に設けられており、クラッチ３１を介してトルクコンバータ２と接続されている。クラッチ３１は、無段変速機３とトルクコンバータ２との断接および前後進の切り替えを行うことができる。

プライマリプーリ３２は、プライマリプーリ軸３２ａ、プライマリ固定シーブ３２ｂ、プライマリ可動シーブ３２ｃおよびプライマリ油圧室３２ｄを有する。プライマリ固定シーブ３２ｂは、プライマリプーリ軸３２ａに対して軸方向に移動不能に固定されており、プライマリプーリ軸３２ａと一体回転する。プライマリ可動シーブ３２ｃは、プライマリプーリ軸３２ａに対して軸方向に相対移動可能かつ周方向に相対回転不能に配置されている。プライマリ油圧室３２ｄは、プライマリ可動シーブ３２ｃに対してプライマリ固定シーブ３２ｂ側と反対側に配置されている。プライマリ油圧室３２ｄに対して供給される作動流体（例えば、作動油）の圧力（油圧）によって、プライマリ可動シーブ３２ｃに対して軸方向の押圧力が作用する。この押圧力により、プライマリ固定シーブ３２ｂに対するプライマリ可動シーブ３２ｃの相対位置が制御される。言い換えると、プライマリ油圧室３２ｄの油圧により、プライマリ固定シーブ３２ｂとプライマリ可動シーブ３２ｃとで形成されるプライマリ溝の溝幅（プーリ幅）が調節され、変速比が制御される。

プライマリプーリ３２とセカンダリプーリ３３には、無端のベルト３４が巻き掛けられている。ベルト３４を介してプライマリプーリ３２とセカンダリプーリ３３との間で動力の伝達がなされる。クラッチ３１を介して伝達されるエンジン１の動力は、プライマリプーリ３２、ベルト３４、セカンダリプーリ３３を介してセカンダリプーリ軸の出力ギア４から出力される。出力ギア４は、ギア機構５、差動機構６および駆動軸７を介して駆動輪８と接続されている。

図２に示すように、セカンダリプーリ３３は、セカンダリプーリ軸３５、セカンダリ固定シーブ３６、セカンダリ可動シーブ３７、ピストン３８およびセカンダリ油圧室３９を有する。セカンダリプーリ軸３５は、両端部においてそれぞれ軸受によって回転自在に支持されている。セカンダリ固定シーブ３６は、セカンダリプーリ軸３５に対して軸方向に移動不能に固定されており、セカンダリプーリ軸３５と一体回転する。セカンダリ可動シーブ３７は、セカンダリプーリ軸３５に対して軸方向に相対移動可能かつ周方向に相対回転不能に配置されている。本実施形態では、セカンダリ可動シーブ３７は、軸方向に延在するスプラインによってセカンダリプーリ軸３５とスプライン嵌合している。

ベルト３４は、セカンダリ固定シーブ３６とセカンダリ可動シーブ３７とで形成されるセカンダリ溝４０に巻き掛けられている。セカンダリ油圧室３９は、セカンダリ可動シーブ３７に対してセカンダリ固定シーブ３６側と反対側に位置している。セカンダリ油圧室３９の油圧は、セカンダリ固定シーブ３６とセカンダリ可動シーブ３７とによってベルト３４を挟むベルト挟圧力を発生させることができる。ベルト３４が伝達するトルクの大きさに応じた適切な挟圧力を発生させることにより、ベルト３４の滑りを抑制することができる。

ピストン３８は、セカンダリ可動シーブ３７に対して軸方向のセカンダリ固定シーブ３６側と反対側に配置されている。ピストン３８は、セカンダリプーリ軸３５に対して軸方向に相対移動可能かつ周方向に相対回転不能に配置されている。本実施形態では、ピストン３８は、軸方向に延在するスプラインによってセカンダリプーリ軸３５とスプライン嵌合している。セカンダリ可動シーブ３７は、ピストン３８側に向けて開口する凹部３７ａを有している。ピストン３８は、凹部３７ａと嵌合している。ピストン３８と、セカンダリ可動シーブ３７と、セカンダリプーリ軸３５とによってセカンダリ油圧室３９が形成されている。セカンダリ油圧室３９は、内部の作動油（作動流体）の圧力によって、セカンダリ可動シーブ３７をセカンダリ固定シーブ３６に向けて押圧する押圧力を発生させる圧力室である。

セカンダリプーリ軸３５には、出力ギア４が配置されている。出力ギア４は、セカンダリプーリ軸３５における軸方向のエンジン側の端部、言い換えると、ピストン３８に対してセカンダリ固定シーブ３６およびセカンダリ可動シーブ３７側と反対側の端部に配置されている。出力ギア４は、軸受４ａを介してセカンダリプーリ軸３５によって回転自在に支持されている。軸受４ａの軸方向の移動は、ロックナット９によって規制されている。ロックナット９は、軸受４ａに対してピストン３８側と反対側に配置されており、セカンダリプーリ軸３５と螺合している。これにより、ロックナット９は、軸受４ａおよび出力ギア４のピストン３８から離間する方向の軸方向の移動を規制する。

セカンダリプーリ軸３５には、ピストン３８の軸方向の移動を規制する段差部３５ａが形成されている。段差部３５ａは、ピストン３８を挟んで軸方向の出力ギア４側と反対側に位置している。また、段差部３５ａは、セカンダリ可動シーブ３７よりも出力ギア４側に位置している。段差部３５ａは、軸方向のセカンダリ可動シーブ３７側の外径が出力ギア４側の外径よりも大きい段差となっている。従って、ピストン３８は、セカンダリプーリ軸３５における段差部３５ａよりも出力ギア４側の小径部に嵌合しており、セカンダリ可動シーブ３７は、セカンダリプーリ軸３５における段差部３５ａよりもセカンダリ固定シーブ３６側の大径部に嵌合している。

ピストン３８が軸方向のセカンダリ可動シーブ３７側へ向かう場合、その移動は、段差部３５ａによって規制される。段差部３５ａの段差面３５ｂは、ピストン３８と当接することでピストン３８の移動を規制するストッパとして機能する。

車両１００は、セカンダリ油圧室３９に油圧を供給するポンプ４１を備える。ポンプ４１は、例えば、エンジン１の回転軸の回転によって駆動されるものである。なお、これに限らず、ポンプ４１は、車輪の回転と連動して回転する回転部材によって駆動されるものであっても、電動式のものであっても、その他の公知のポンプであってもよい。ポンプ４１は、供給油路４２を介してセカンダリ油圧室３９と接続されている。また、供給油路４２には、供給油路４２の作動油を排出する排出油路４３が接続されている。

供給油路４２には、供給用制御弁ＤＳ１が設けられている。供給用制御弁ＤＳ１は、供給油路４２におけるポンプ４１の設置位置と排出油路４３との接続部との間に配置されている。供給用制御弁ＤＳ１は、少なくとも、供給油路４２を開放してポンプ４１からセカンダリ油圧室３９に対して油圧を供給できる開放状態と、供給油路４２を閉塞してポンプ４１とセカンダリ油圧室３９との作動油の流通を遮断する閉塞状態とに切り替え可能である。供給用制御弁ＤＳ１は、ポンプ４１からセカンダリ油圧室３９に対して供給する作動油の油圧や流量を制御する調圧バルブとしての機能を有する。

排出油路４３には、排出用制御弁ＤＳ２が設けられている。排出用制御弁ＤＳ２は、少なくとも、排出油路４３を開放して供給油路４２の油圧を排出できる開放状態と、排出油路４３を閉塞して排出油路４３を介した作動油の流通を遮断する閉塞状態とに切り替え可能である。排出用制御弁ＤＳ２は、セカンダリ油圧室３９から排出油路４３を介して排出される作動油の流量を制御する調圧バルブとしての機能を有する。

供給用制御弁ＤＳ１および排出用制御弁ＤＳ２は、それぞれ閉塞状態において油圧の漏れが生じないように構成されている。つまり、供給用制御弁ＤＳ１および排出用制御弁ＤＳ２は、セカンダリ可動シーブ３７に対する押圧力を発生させるセカンダリ油圧室３９に対する作動油の給排を遮断可能な制御弁である。このように、セカンダリ油圧室３９の油圧を制御する油圧回路は、ゼロリーク回路として構成されている。各制御弁ＤＳ１，ＤＳ２は、たとえば、ポペット弁や逆止弁等によって構成することができる。

本実施形態の無段変速機３では、供給用制御弁ＤＳ１および排出用制御弁ＤＳ２をそれぞれ閉塞状態として供給油路４２、排出油路４３およびセカンダリ油圧室３９に油圧を封入することで、ゼロリーク状態でセカンダリ油圧室３９の油圧を維持することができる。油圧を封入することにより、ポンプ４１による油圧の供給によらずにベルト挟圧力を維持できるため、ポンプ４１の運転を停止することが可能となる。例えば、ポンプ４１がエンジン１の回転によって駆動されるものである場合、走行中にエンジン１を停止して燃費の向上を図ることが可能となる。また、ポンプ４１が電動ポンプである場合、ポンプ４１の運転時間を低減して電力消費量の削減を図ることができる。

本明細書では、供給用制御弁ＤＳ１および排出用制御弁ＤＳ２をそれぞれ閉塞状態としてセカンダリ油圧室３９、供給油路４２および排出油路４３に油圧を封入した状態を「遮断状態」と記載する。遮断状態は、制御弁ＤＳ１およびＤＳ２によってセカンダリ油圧室３９に対する作動油の給排が遮断される状態である。

更に、本実施形態の無段変速機３は、伝達トルクに応じて作動してセカンダリ油圧室３９内の作動油を押圧するトルクカム４４を備える。これにより、以下に説明するように、遮断状態において無段変速機３の伝達トルクが増大する場合に、トルクカム４４によってセカンダリ油圧室３９の油圧を上昇させてベルト挟圧力を増加させることができる。図３は、本実施形態に係るトルクカムの断面図である。トルクカム４４の一例として、シザーズトルクカムが図示されている。

トルクカム４４は、第一カム４５および第二カム４６を有する。第一カム４５は、ピストン３８における出力ギア４側の端部に設けられている。第二カム４６は、出力ギア４におけるピストン３８側の端部に設けられている。第一カム４５、第二カム４６は、軸方向において互いに対向するカム面４５ａ，４６ａを有する。第一カム４５は、カム面４５ａに対して出力ギア４側に突出する突出部４５ｂを有する。突出部４５ｂは、軸方向の出力ギア４側へ向かうに従い周方向の幅が縮小するテーパ形状である。突出部４５ｂの断面形状は、例えば、三角形状とすることができる。第二カム４６は、カム面４６ａに対してピストン３８側に突出する突出部４６ｂを有する。突出部４６ｂは、軸方向のピストン３８側へ向かうに従い周方向の幅が縮小するテーパ形状である。突出部４６ｂの断面形状は、例えば、三角形状とすることができる。

第一カム４５の突出部４５ｂの傾斜面４５ｃと、第二カム４６の突出部４６ｂの傾斜面４６ｃとが当接して第一カム４５と第二カム４６とが係合することにより、第一カム４５と第二カム４６との動力の伝達がなされる。無段変速機３のベルト３４と出力ギア４とは、セカンダリ固定シーブ３６、セカンダリプーリ軸３５、ピストン３８、トルクカム４４を介して動力を伝達する。なお、各傾斜面４５ｃ，４６ｃの各カム面４５ａ，４６ａに対する傾斜角（リード角）γは、ヘリカルギアである出力ギア４の捻れ角δよりも小さくされている。

トルクカム４４は、伝達するトルクに応じて作動してセカンダリ油圧室３９内の作動油を押圧する。トルクカム４４がトルクを伝達するときには、第一カム４５の傾斜面４５ｃと第二カム４６の傾斜面４６ｃとが互いに押圧し合うことで、第一カム４５および第二カム４６には軸方向に互いに離間する方向の反力が作用する。つまり、ピストン３８には、伝達トルクに対する軸方向の反力によって、セカンダリ可動シーブ３７に向かうスラスト力Ｆ１が作用する。一方、ピストン３８には、セカンダリ油圧室３９の油圧によって、出力ギア４に向かうスラスト力Ｆ２が作用する。

伝達トルクが小さいと、トルク反力によるスラスト力Ｆ１の大きさが、遮断状態としたときの初期油圧によるスラスト力Ｆ２の大きさよりも小さくなる。この場合、トルクカム４４は、図３に示すように、カム面４５ａとカム面４６ａとが最も接近した状態となる。このようにカム面４５ａとカム面４６ａとが軸方向において最も接近した状態を「初期状態」あるいは「非作動状態」と記載する。非作動状態では、第一カム４５の突出部４５ｂの先端が第二カム４６のカム面４６ｂと接触し、第二カム４６の突出部４６ｂの先端が第一カム４５のカム面４５ｂと接触する。

遮断状態においてトルクカム４４の伝達トルクが増加し、トルク反力によるスラスト力Ｆ１が油圧によるスラスト力Ｆ２を上回ると、第一カム４５は、第二カム４６から離間する方向に移動する。これにより、ピストン３８はセカンダリ可動シーブ３７に向けて軸方向に移動し、セカンダリ油圧室３９内の作動油を押圧する。つまり、トルクカム４４は、ピストン３８を介してセカンダリ油圧室３９内の作動油を押圧する。ピストン３８が作動油を押圧することによって、セカンダリ油圧室３９内の油圧が上昇し、セカンダリシーブ３３のベルト挟圧力が増加する。

ピストン３８による押圧力は、トルクカム４４の伝達トルク、言い換えるとベルト３４の伝達トルクに応じた大きさである。従って、トルクカム４４は、無段変速機３のベルト３４が伝達するトルクに応じて作動して伝達トルクに応じた圧力でセカンダリ油圧室３９内の作動油を押圧することができる。また、ピストン３８は、伝達トルクに応じてトルク反力によるスラスト力Ｆ１と油圧によるスラスト力Ｆ２とが釣り合う位置に移動する。従って、トルクカム４４は、伝達トルクに応じて動作し、その動作量が伝達トルクに応じて変化するトルクセンサとして機能することができる。また、トルクカム４４は、伝達トルクに応じてピストン３８を軸方向に移動させることでセカンダリ油圧室３９内の油圧を調節するアクチュエータとしての機能を有している。

このように、無段変速機３は、遮断状態において伝達トルクの増加に応じてセカンダリプーリ３３のベルト挟圧力を増加させることができる。これにより、走行時に伝達トルクが増加した場合、例えば段差を乗り越えた場合や路面μの急な変化によってタイヤの回転が停止した場合などの過大トルクの入力に対して、トルクカム４４による挟圧力増幅機能が作用する。トルクカム４４がセカンダリ油圧室３９の圧力を増加させることによって、ベルト挟圧力を適切に増加させ、ベルト３４の滑りの発生を抑制することができる。トルクカム４４による挟圧力増幅機構は、コンピュータ等の制御を介さない機械的なものであるため、応答よくベルト挟圧力を増加させることができる。トルクカム４４による挟圧力増幅機構があることで、挟圧力増幅機構を備えない場合よりも遮断状態としてセカンダリ油圧室３９内に油圧を封入するときのセカンダリ油圧室３９内の油圧（初期油圧）を低減することができる。

ここで、ベルト挟圧力を適切に維持できるためには、トルクカム４４の動作状態を把握できることが望ましい。図４は、トルクカム４４の動作説明図である。図４において、横軸は時間を示す。実線１０１は、トルクカム４４が発生させるベルト挟圧力、実線１０２は、伝達トルクに応じて必要とされるベルト挟圧力、破線１０３は、トルクカム４４の非作動状態で初期油圧によって発生させているベルト挟圧力（以下、単に「初期ベルト挟圧力」とも記載する。）である。なお、伝達トルクに応じて必要とされるベルト挟圧力１０２を単に「必要ベルト挟圧力１０２」とも記載する。

時刻ｔ１において車輪からのトルク入力等によって必要ベルト挟圧力１０２が初期ベルト挟圧力１０３を上回ったとしても、トルクカム４４が発生させるベルト挟圧力１０１によってベルト３４の滑りが抑制される。また、車両１００が上り坂を走行する場合、勾配の大きさに応じて、必要ベルト挟圧力１０２が増加する（符号１０２ａ参照）。初期ベルト挟圧力１０３だけでは必要ベルト挟圧力１０２を満たすことができなくても、符号１０１ａに示すように、トルクカム４４が発生させるベルト挟圧力１０１が伝達トルク（勾配）に応じて増加することで、ベルト３４の滑りが抑制される。

しかしながら、トルクカム４４が発生させるベルト挟圧力１０１には、上限が存在する。破線１０４は、トルクカム４４が発生させることのできるベルト挟圧力の上限である。ベルト挟圧力の上限１０４は、第一カム４５および第二カム４６のカム高さ等に応じて決まる。上り坂を走行してトルクカム４４が作動しているときに、符号１０２ｂで示すように、更に車輪からのトルク入力等によって必要ベルト挟圧力１０２が増加した場合、トルクカム４４が発生させるベルト挟圧力１０１を加えても必要ベルト挟圧力１０２を満足することができない可能性がある。この場合、トルクカム４４の係合が外れてしまう虞や、ベルト３４の滑りが発生してしまう虞がある。

これに対して、本実施形態の動作状態推定装置１−１は、トルクカム４４の動作状態を推定することができる。図１に示すように、動作状態推定装置１−１は、第一パルス検出器５１および第二パルス検出器５２を備える。第一パルス検出器５１は、トルクカム４４よりもエンジン側の回転体の回転位相を検出するものである。第一パルス検出器５１は、例えば、セカンダリプーリ軸３５の回転位相を検出する。第二パルス検出器５２は、トルクカム４４よりも駆動輪８側の回転体の回転位相を検出するものである。第二パルス検出器５２は、例えば、駆動軸７の回転位相を検出する。

車両１００には、ＥＣＵ５０が搭載されている。ＥＣＵ５０は、コンピュータを有する電子制御ユニットである。ＥＣＵ５０は、エンジン１、無段変速機３とそれぞれ接続されており、エンジン１および無段変速機３を制御することができる。また、ＥＣＵ５０は、第一パルス検出器５１および第二パルス検出器５２と接続されている。各パルス検出器５１，５２の検出結果を示す信号は、ＥＣＵ５０に入力される。また、ＥＣＵ５０は、圧力検出装置５３（図２参照）と接続されている。圧力検出装置５３は、セカンダリ油圧室３９の油圧を検出する。圧力検出装置５３の検出結果を示す信号は、ＥＣＵ５０に入力される。

ＥＣＵ５０は、各パルス検出器５１，５２の検出結果に基づいて、トルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）を推定する。トルクカム４４が作動した場合、第一カム４５と第二カム４６とは、軸方向に離間すると共に、周方向に相対回転する。これにより、トルクカム４４が作動すると、トルクカム４４よりもエンジン１側の回転体と、トルクカム４４よりも駆動輪８側の回転体との間には回転位相差が発生する。この回転位相差は、トルクカム４４の互いに噛み合う一対のカム４５，４６の周方向の位相差に対応する。

ＥＣＵ５０は、エンジン１側の回転体と駆動輪８側の回転体との回転位相差に基づいてトルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）を算出する。ここでθは、第一パルス検出器５１の検出対象の回転体の回転位相と、第二パルス検出器５２の検出対象の回転体の回転位相との回転位相差である。回転位相差θは、トルクカム４４の作動に応じて変化する物理量に含まれる。図５は、トルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）の算出方法の説明図である。

図５において、符号１１０は、第一パルス検出器５１の出力パルスを示し、符号１１１ａ、１１１ｂおよび１１１ｃは、第二パルス検出器５２の出力パルスを示す。トルクカム４４が作動していない場合の第二パルス検出器５２の出力パルス１１１ａは、第一パルス検出器５１の出力パルス１１０と同期しており、パルス検出器５１，５２の位相遅れω＝０である。

トルクカム４４が作動し、トルクカム４４の回転位相差がθ＝ａ°である場合、パルス検出器５１，５２に位相遅れω＝αが発生する。また、トルクカム４４の回転位相差θ＝ｂ°であると、パルス検出器５１，５２に位相遅れω＝βが発生する。ＥＣＵ５０は、検出されたパルス検出器５１，５２の位相遅れωに基づいて、トルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）を推定する。ＥＣＵ５０は、例えば、予め記憶されている位相遅れωと動作量ＴＳ（θ）との対応関係を示すマップに基づいて、動作量ＴＳ（θ）を推定することができる。ＥＣＵ５０が推定するトルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）は、初期状態からの第一カム４５と第二カム４６との相対回転角度、初期状態からの第一カム４５と第二カム４６との軸方向の相対移動量を含むものとすることができる。ＥＣＵ５０は、動作量ＴＳ（θ）を含むトルクカム４４の動作状態（例えば、トルクカム４４が動作しているか否かを含む）を推定することができる。

ＥＣＵ５０は、トルクカム４４の動作状態を推定し、トルクカム４４の動作状態を把握できることにより、セカンダリ油圧室３９に対する作動流体の給排を決定し、適切に給排を行うことが可能となる。例えば、伝達トルクが増加してトルクカム４４が作動した場合に、トルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）に応じてセカンダリ油圧室３９に対して作動油を供給することができる。この場合、遮断状態を一時的に解除し、ポンプ４１を運転すると共に供給用制御弁ＤＳ１を開閉制御して高油圧をセカンダリ油圧室３９に供給することができる。

セカンダリ油圧室３９内の作動油量を増加させて第一カム４５を第二カム４６に向けて押し戻すようにすれば、トルクカム４４によってベルト挟圧力を増幅できる余裕代を回復させることができる。一例として、初期状態の位置まで第一カム４５を移動させるようにすることが可能である。本実施形態では、動作状態推定装置１−１によってトルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）が把握されている。このため、第一カム４５を初期位置まで移動させるために必要以上に高油圧を供給する必要がなく、ポンプ４１の運転による効率低下の度合いを抑制することができる。

また、トルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）に基づいて、遮断状態を終了させるようにしてもよい。例えば、路面からのトルク入力等によってスパイク状やパルス状の連続した過大なトルクが入力され、トルクカム４４が作動した場合に、遮断状態から復帰させてもよい。遮断状態から復帰した場合、油圧ポンプ４１が供給するライン油圧と、制御弁ＤＳ１，ＤＳ２の制御によるセカンダリ油圧室３９の油圧制御がなされる。

セカンダリ油圧室３９に対する作動流体の給排を適切に行うことができることで、伝達トルクの増加による意図しないトルクカム４４の開放を未然に防ぐことが可能となる。トルクカム４４の開放を抑制できることから、トルクカム４４の開放に伴う挟圧不足によるベルト滑りの発生を抑制することができる。また、トルクカム４４の開放が抑制されることで、トルクカム４４の耐久性向上、品質の向上、ドライバビリティの低下抑制、トルクカム４４の係合面の耐久性向上が可能である。

トルクカム４４による挟圧力増幅量を最大限使用することが可能となり、走行中にポンプ４１等の油圧供給装置からの高油圧の供給を停止できる区間をより長く確保することができる。よって、油圧供給装置のユニット損失を低減することができ、燃費や耐久性の向上が可能である。走行中からのエンジン停止技術において、トルクカム４４への過大トルク入力に対応するための油圧機器、例えば電動オイルポンプやアキュムレータが不要となり、あるいは体格を小型化できる。これにより、低コスト化、省スペース化に有利である。

なお、トルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）を検出する方法は、パルス検出器５１，５２の位相遅れに基づく方法には限定されない。例えば、第一カム４５と第二カム４６との軸方向におけるギャップに基づいて動作量ＴＳ（θ）が検出されてもよい。また、トルクカム４４の作動に応じて変化するその他の物理量に基づいてトルクカム４４の動作状態が推定されてもよい。パルス検出器５１，５２の位相遅れに基づく方法の場合、既存のパルス検出器５１，５２の検出結果を利用することができ、動作状態推定装置１−１の低コスト化が図れる。

［第２実施形態］
図６および図７を参照して、第２実施形態について説明する。第２実施形態については、上記第１実施形態で説明したものと同様の機能を有する構成要素には同一の符号を付して重複する説明は省略する。本実施形態の動作状態推定装置１−１において、上記第１実施形態と異なる点は、セカンダリ油圧室３９内の油圧に基づいてトルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）を推定する点である。トルクカム４４が作動することにより、セカンダリ油圧室３９内の油圧が変化する。つまり、セカンダリ油圧室３９内の油圧は、トルクカムの作動に応じて変化する物理量である。

ＥＣＵ５０は、制御弁ＤＳ１，ＤＳ２閉動作時のセカンダリ油圧室３９内の油圧Ｐｄと、トルクカム４４の動作後のセカンダリ油圧室３９内の油圧Ｐｄ’との差圧に基づいてトルクカムの動作状態を推定する。以下の説明では、制御弁ＤＳ１，ＤＳ２が閉塞されて遮断状態が開始されたときのセカンダリ油圧室３９内の油圧Ｐｄを「初期油圧Ｐｄ」とも記載する。また、初期油圧Ｐｄと、遮断状態が開始された後のセカンダリ油圧室３９内の油圧Ｐｄ’との油圧変動量（Ｐｄ−Ｐｄ’）を「油圧変動量ΔＰｄ」と記載する。

ＥＣＵ５０は、圧力検出装置５３の検出結果に基づいてセカンダリ油圧室３９内の圧力を取得することができる。ＥＣＵ５０は、例えば、図６に示すマップに基づいてトルクカム４４の動作量ΔＴＳを推定する。なお、動作量ΔＴＳは、遮断状態が開始されたときの動作量ＴＳ（θ）と、遮断状態が開始された後の動作量ＴＳ（θ）との動作量の差分である。以下の説明では、動作量ＴＳ（θ）の差分ΔＴＳを「相対動作量ΔＴＳ」とも記載する。遮断状態が開始されたときにトルクカム４４が初期状態にあれば、相対動作量ΔＴＳは、動作量ＴＳ（θ）と一致する。

図６は、油圧変動量ΔＰｄの大きさとトルクカム４４の相対動作量ΔＴＳの大きさとの対応関係のマップを示す図である。油圧変動量ΔＰｄの大きさが大きい場合のトルクカム４４の相対動作量ΔＴＳの大きさは、油圧変動量ΔＰｄの大きさが小さい場合のトルクカム４４の相対動作量ΔＴＳの大きさよりも大であると推定される。ここで、油圧変動量ΔＰｄが負の値の場合、すなわち初期油圧Ｐｄに対してその後の検出油圧Ｐｄ’が増加している場合は、第一カム４５と第二カム４６とが軸方向に離間する相対動作量ΔＴＳが生じていると推定される。

一方、油圧変動量ΔＰｄが正の値の場合、すなわち初期油圧Ｐｄに対してその後の検出油圧Ｐｄ’が減少している場合は、第一カム４５と第二カム４６とが軸方向に接近する相対動作量ΔＴＳが生じていると推定される。

また、相対動作量ΔＴＳの大きさが最大値εとなる油圧変動量ΔＰｄが定められている。図６に示すマップでは、トルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）が最大値εとなる油圧変動量ΔＰｄが定められている。この最大値εは、例えばトルクカム４４が開放しない動作量ＴＳ（θ）の範囲で予め定められた許容最大動作量である。これにより、ＥＣＵ５０は、検出されたセカンダリ油圧室３９内の油圧Ｐｄ’に基づいて、トルクカム４４の動作量ＴＳ（θ）が許容最大動作量εに対してどの程度の余裕があるかを算出することができる。

図７は、本実施形態の動作を示すフローチャートである。ＥＣＵ５０は、図７に示す制御フローに基づいてトルクカム４４の相対動作量ΔＴＳを推定する。

まず、ステップＳ１では、ＥＣＵ５０により、制御弁ＤＳ１，ＤＳ２の閉動作がなされる。調圧バルブとしての供給用制御弁ＤＳ１および排出用制御弁ＤＳ２がそれぞれ閉塞状態とされることで、セカンダリ油圧室３９に対する作動油の給排が遮断される遮断状態が開始される。ステップＳ１が実行されると、ステップＳ２に進む。

ステップＳ２では、ＥＣＵ５０により、初期油圧Ｐｄが取得される。ＥＣＵ５０は、圧力検出装置５３の検出結果に基づいてセカンダリ油圧室３９内の油圧を取得する。ここで取得されるセカンダリ油圧室３９内の油圧は、制御弁ＤＳ１，ＤＳ２の閉動作を実行するときのセカンダリ油圧室３９内の油圧である。ステップＳ２が実行されると、ステップＳ３に進む。

ステップＳ３では、ＥＣＵ５０により、セカンダリ油圧室３９内の油圧Ｐｄ’が取得される。ＥＣＵ５０は、所定の間隔で繰り返しセカンダリ油圧室３９内の油圧Ｐｄ’を取得し、セカンダリ油圧室３９内の油圧をモニタする。ステップＳ３が実行されると、ステップＳ４に進む。

ステップＳ４では、ＥＣＵ５０により、ステップＳ３で取得した油圧Ｐｄ’と初期油圧Ｐｄとが異なるか否かが判定される。ステップＳ４では、初期油圧Ｐｄに対してセカンダリ油圧室３９内の油圧が変動したか否かが判定される。セカンダリ油圧室３９内の油圧が初期油圧Ｐｄに対して変動している場合、トルクカム４４の相対動作量ΔＴＳが変化したと推定される。ステップＳ４の判定の結果、ステップＳ３で取得した油圧Ｐｄ’と初期油圧Ｐｄとが異なると判定された場合（ステップＳ４−Ｙ）にはステップＳ５に進み、そうでない場合（ステップＳ４−Ｎ）には本制御フローは終了する。

ステップＳ５では、ＥＣＵ５０により、トルクカム４４の相対動作量ΔＴＳが判定される。ＥＣＵ５０は、例えば、図６を参照して説明したように相対動作量ΔＴＳを推定することができる。ステップＳ５が実行されると、本制御フローは終了する。

なお、相対動作量ΔＴＳを算出する方法は、マップを参照して算出する方法に限定されるものではない。例えば、下記式（１）によって相対動作量ΔＴＳが算出されてもよい。
ΔＴＳ＝ｆ（油圧変動量ΔＰｄ，カムリード角，油圧剛性，・・・）…（１）

［各実施形態の変形例］
上記第１実施形態および第２実施形態の変形例について説明する。本変形例において、上記各実施形態と異なる点は、トルクカム４４の意図しない開放を抑制できる規制手段を備える点である。本変形例の規制手段は、トルクカム４４の可動範囲を制限することにより、トルクカム４４の開放を抑制する。図８は、本変形例に係るトルクカムの最大動作時を示す図である。

より具体的には、ロックナット９によってトルクカム４４の可動範囲が制限される。第二カム４６の軸方向の移動は、ロックナット９によって規制されている。第二カム４６は、伝達トルクの反力によってピストン３８から離間する方向、すなわちロックナット９へ向かう方向に押圧されている。一方で、第二カム４６は、ロックナット９によってピストン３８から離間する方向の移動が規制されている。これにより、第二カム４６は、ロックナット９によって支持されて軸方向の位置が固定されている。

第一カム４５は、第二カム４６に対して軸方向に相対移動する。第一カム４５の軸方向の可動範囲は、最も第二カム４６と接近した初期状態の位置と、段差部３５ａの段差面３５ｂ（図２参照）に当接した位置とを両端とする範囲である。ロックナット９の軸方向の位置は、第一カム４５が段差面３５ｂに当接した状態においてトルクカム４４が開放しないように定められている。言い換えると、ロックナット９の軸方向の位置は、第一カム４５が段差面３５ｂに当接した状態において、第一カム４５の突出部４５ｂと第二カム４６の突出部４６ｂとが当接し、係合した状態を維持できるように定められている。

本変形例では、段差部３５ａの段差面３５ｂとロックナット９が規制手段として機能する。規制手段は、第一カム４５および第二カム４６からなる一対のカムの軸方向における相対移動量を規制する。より詳しくは、規制手段は、一対のカム４５，４６の互いに離間する軸方向の相対移動量を突出部４５ｂ，４６ｂの高さに応じた相対移動量の最大値未満に規制する。ここで、突出部４５ｂ，４６ｂの高さＨは、図８に示すように、各カム４５，４６のカム面４５ａ，４６ａと突出部４５ｂ，４６ｂの先端との軸方向の距離である。トルクカム４４における第一カム４５と第二カム４６との軸方向の相対移動量の最大値は、突出部４５ｂ，４６ｂの高さに基づいて決まる。突出部４５ｂ，４６ｂの高さが共にＨである場合、第一カム４５と第二カム４６との軸方向の相対移動量の最大値はＨとなる。

ロックナット９は、第一カム４５と第二カム４６との軸方向の相対移動量を突出部４５ｂ，４６ｂの高さに応じた相対移動量の最大値未満に規制するように配置されている。これにより、初期状態の位置からの第一カム４５と第二カム４６との軸方向の相対移動量が相対移動量の最大値となる前に、ピストン３８が段差面３５ｂに当接して、ピストン３８および第一カム４５の移動が規制される。

よって、本変形例によれば、大トルクが入力された場合や油圧フェールが生じた場合であっても、トルクカム４４の係合が外れることが抑制される。トルクカム４４の意図しない開放が抑制されることで、開放／係合に伴うカム４５，４６に対する衝撃が回避され、トルクカム４４の係合面の耐久性向上・品質向上が可能となる。また、シーブ３６，３７の伝達トルク増加による意図しないトルクカム４４の開放が抑制されることで、開放に伴うトルク遮断が発生せず、ドライバビリティの低下が抑制される。また、油圧低下等のフェールが発生し、セカンダリ油圧室３９内の油圧がトルクカム４４を係合させておくことができる油圧以下となったとしても、規制手段によってトルクカム４４の係合状態が維持される。よって、油圧低下等が生じたとしても車両１００を走行可能な状態に維持することが可能となり、品質やドライバビリティを確保することができる。

なお、本変形例では、ロックナット９および段差部３５ａを規制手段の一例として示したが、規制手段はこれに限定されるものではない。

上記の実施形態および変形例に開示された内容は、適宜組み合わせて実行することができる。

１−１ 動作状態推定装置
３ 無段変速機
４ 出力ギア
９ ロックナット
３３ セカンダリプーリ
３７ セカンダリ可動シーブ
３８ ピストン
３９ セカンダリ油圧室
４４ トルクカム
４５ 第一カム
４６ 第二カム
５０ ＥＣＵ
ＤＳ１ 供給用制御弁
ＤＳ２ 排出用制御弁

Claims (5)

1. 可動シーブに対する押圧力を発生させる圧力室に対する作動流体の給排を遮断可能な制御弁と、伝達するトルクに応じて作動して前記圧力室内の作動流体を押圧するトルクカムとを有する無段変速機に設けられ、
   前記制御弁によって前記圧力室に対する作動流体の給排が遮断される遮断状態において、前記トルクカムの作動に応じて変化する物理量に基づいて前記トルクカムの動作量を推定する
   ことを特徴とする動作状態推定装置。
2. 前記制御弁によって前記圧力室に対する作動流体の給排が遮断される遮断状態が開始されたときの前記圧力室内の圧力と、前記遮断状態が開始された後の前記圧力室内の圧力とに基づいて前記トルクカムの動作量を推定する
   請求項１に記載の動作状態推定装置。
3. 前記トルクカムの互いに噛み合う一対のカムの周方向の位相差に基づいて前記トルクカムの動作量を推定する
   請求項１に記載の動作状態推定装置。
4. 請求項１から３のいずれか１項に記載の動作状態推定装置と、
   前記トルクカムの互いに噛み合う一対のカムの軸方向における相対移動量を規制する規制手段とを備え、
   前記規制手段は、前記一対のカムの互いに離間する軸方向の相対移動量を前記一対のカムのカム山の高さに応じた相対移動量の最大値未満に規制する
   ことを特徴とする無段変速機。
5. 請求項１から３のいずれか１項に記載の動作状態推定装置を備え、
   前記動作状態推定装置によって推定された前記トルクカムの動作量に基づいて、前記圧力室に対する作動流体の給排を決定する
   ことを特徴とする無段変速機。

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