JP6052239B2 - 車両用変速機の制御装置 - Google Patents

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Description

本発明は、駆動力源と駆動輪との間に並列に設けられた無段変速機構及び伝動機構を備える車両用変速機の制御装置に関するものである。
駆動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、ベルト式の無段変速機構及び所定のギヤ段が形成される伝動機構を備えた車両用変速機が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された車両用変速機がそれである。この特許文献１には、入力回転部材と出力回転部材との間に、無段変速機を介した無段変速経路と、その無段変速経路における最高車速側(ハイ側)の変速比(最ハイ変速比)に近い固定変速比を有する直結駆動経路とを並列に備えた車両が開示されている。加えて、この特許文献１には、直結駆動経路での走行中、無負荷状態で空転を続ける無段変速機の変速比を、最ハイ変速比よりも低車速側(ロー側)の最適変速比(例えば変速比が「１」の中間変速比)に制御して、空転時の無段変速機における損失トルクを低減することが開示されている。
特開昭６３−２８７４０号公報
ところで、伝動機構を介した動力伝達経路における変速比が無段変速機構を介した動力伝達経路における最ロー変速比よりロー側である場合、無段変速機構と伝動機構との切替えは無段変速機構の最ロー変速比側にて実行することが望ましい。この場合、伝動機構を介した動力伝達時に空転させる無段変速機構の変速比を、切替えが行われる最ロー変速比側からハイ側(例えば中間変速比側)へ変速しておくことで、無段変速機構の出力側プーリの推力(セカンダリ推力)が低下させられる為、出力側プーリに作用する油圧(セカンダリ圧)の元圧であるライン圧が低下させられ、そのライン圧の元圧を発生させる油圧ポンプを駆動する駆動力源の損失が抑制され、燃費向上効果が期待できる。しかしながら、ライン圧がセカンダリ圧及び入力側プーリに作用する油圧(プライマリ圧)により支配される領域(例えばセカンダリ圧及びプライマリ圧が、元圧を同じライン圧とする他の制御油圧である、伝動機構を介した動力伝達経路を形成するクラッチの油圧(クラッチ圧)よりも大きな領域)でしか、そのライン圧を下げることができず、上記燃費向上効果が得られない。又、ライン圧がセカンダリ圧及びプライマリ圧により支配される領域以外で、空転時の無段変速機構の変速比をハイ側へ変速すると、上記燃費向上効果が得られないだけでなく、入力回転部材の等価慣性が増大する(例えば変速比に依存する出力側プーリ分の入力回転部材の等価慣性が増大する)ことで、例えば車両加速時に回転変動による入力回転部材の慣性損失が増大して、車両の動力性能(ドライバビリティ)が悪化する可能性がある。従って、空転時における無段変速機構をどのように制御するかについて、まだまだ改善の余地がある。尚、上述したような課題は未公知である。
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、入力回転部材と出力回転部材との間に並列に無段変速機構及び伝動機構が備えられた車両用変速機において、空転時における無段変速機構を適切に制御することで、燃費を向上させたり、動力性能を向上させることができる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第１の発明の要旨とするところは、(a) 駆動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、入力側プーリと出力側プーリと前記各プーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機構及び１つ乃至複数のギヤ段が形成される伝動機構と、前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する動力伝達経路を前記無段変速機構を介した第１動力伝達経路と前記伝動機構を介した第２動力伝達経路とに選択的に切り替えるクラッチ機構とを備えた車両用変速機の、制御装置であって、(b) 前記クラッチ機構は、前記第２動力伝達経路における動力伝達を断続するクラッチを含み、(c) 前記クラッチが係合されて前記駆動力源の動力が前記第２動力伝達経路にて伝達されているときに、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧のうちの少なくとも一方が前記クラッチに作用する油圧よりも大きい場合は、前記クラッチに作用する油圧よりも大きい油圧が作用する側のプーリにおける前記ベルトの巻き掛け半径を小さくする側に、前記大きい油圧が作用する側のプーリに作用する油圧を制御し、前記クラッチに作用する油圧が前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧の何れよりも大きい場合は、前記入力側プーリにおける前記ベルトの巻き掛け半径を小さくする側に且つ前記出力側プーリにおける前記ベルトの巻き掛け半径を大きくする側に、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧を制御することにある。
このようにすれば、無段変速機構の空転時に、各プーリやクラッチに作用する油圧の元圧が入力側プーリ及び出力側プーリに各々作用する油圧のうちの少なくとも一方の油圧により支配されている場合には、クラッチに作用する油圧よりも大きい油圧が作用する、プーリに作用する油圧を低下させることで、燃費向上効果が得られる。一方で、無段変速機構の空転時に、上記元圧がクラッチに作用する油圧により支配されている場合には、無段変速機構の変速比を最ロー変速比側に制御することで、入力回転部材の等価慣性が小さくされるので、回転変動による入力回転部材の慣性損失が低減させられて、車両の動力性能が向上させられる。よって、入力回転部材と出力回転部材との間に並列に無段変速機構及び伝動機構が備えられた車両用変速機において、空転時における無段変速機構を適切に制御することで、燃費を向上させたり、動力性能を向上させることができる。
ここで、第２の発明は、前記第１の発明に記載の車両用変速機の制御装置において、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧のうちの少なくとも一方が前記クラッチに作用する油圧よりも大きい場合は、前記無段変速機構への入力トルクに対して前記ベルトを滑らせない最小の油圧に、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧を制御することにある。このようにすれば、無段変速機構の変速比を最ロー変速比側に制御するときの入力側プーリ及び出力側プーリに各々作用する油圧と、ベルトを滑らせない最小の油圧との差分だけ燃費向上効果が適切に得られる。
また、第３の発明は、前記第２の発明に記載の車両用変速機の制御装置において、前記無段変速機構への入力トルクに対して前記ベルトを滑らせない最小の油圧が前記クラッチに作用する油圧よりも小さい場合は、前記クラッチに作用する油圧を下限の油圧として、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧を制御することにある。このようにすれば、入力側プーリ及び出力側プーリに各々作用する油圧のうちの一方がクラッチに作用する油圧よりも大きい範囲或いはクラッチに作用する油圧と略同じ油圧まで、クラッチに作用する油圧よりも大きい油圧が作用する、プーリに作用する油圧を低下させることができる。
また、第４の発明は、前記第１の発明乃至第３の発明の何れか１つに記載の車両用変速機の制御装置において、前記クラッチに作用する油圧が前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧の何れよりも大きい場合は、前記無段変速機構の変速比を最低車速側の変速比とする油圧に、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧を制御することにある。このようにすれば、入力回転部材の等価慣性を最小化することができ、車両の動力性能が適切に向上させられる。
本発明が適用される車両の概略構成を説明する図である。 車両用変速機の走行パターンの切り替わりを説明する為の図である。 車両における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。 目標変速比をパラメータとしてトルク比と推力比との予め定められた推力比マップの一例を示す図である。 目標変速比を維持するのに必要な推力を説明する為の図である。 最ロー変速比を維持する推力と滑り限界推力と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空転時における無段変速機を適切に制御することで燃費を向上させたり動力性能を向上させる為の制御作動を説明するフローチャートである。
以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。
図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源として機能するエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された入力軸２２、入力軸２２に連結された無段変速機構としての公知のベルト式無段変速機２４(以下、無段変速機２４)、同じく入力軸２２に連結された前後進切替装置２６、前後進切替装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機２４と並列に設けられた伝動機構としてのギヤ機構２８、無段変速機２４及びギヤ機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６に連結されたデフギヤ３８、デフギヤ３８に連結された１対の車軸４０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ２０、無段変速機２４(或いは前後進切替装置２６及びギヤ機構２８)、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、及び車軸４０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。
このように、動力伝達装置１６は、エンジン１２と駆動輪１４との間に、無段変速機２４及びギヤ機構２８を並列に備えている。無段変速機２４及びギヤ機構２８は、車両用変速機１７(以下、変速機１７という)を構成する。よって、変速機１７は、エンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である入力軸２２と、駆動輪１４へエンジン１２の動力を出力する出力回転部材である出力軸３０と、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に設けられた、無段変速機２４及びギヤ機構２８とを備えている。又、変速機１７は、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第１動力伝達経路と、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ機構２８を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第２動力伝達経路とを備え、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路とその第２動力伝達経路とが切り替えられるように構成されている。その為、変速機１７は、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する動力伝達経路を、上記第１動力伝達経路と上記第２動力伝達経路とで選択的に切り替えるクラッチ機構として、上記第１動力伝達経路における動力伝達を断続するクラッチとしてのＣＶＴ走行用クラッチＣ２と、上記第２動力伝達経路における動力伝達を断続するクラッチとしての前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とを備えている。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１は、断接装置に相当するものであり、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる公知の油圧式摩擦係合装置(摩擦クラッチ)である。又、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、各々、後述するように、前後進切替装置２６を構成する要素の１つである。
トルクコンバータ２０は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、無段変速機２４を変速制御したり、無段変速機２４におけるベルト挟圧力を発生させたり、前記クラッチ機構の各々の作動を切り替えたり、動力伝達装置１６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４１が連結されている。
前後進切替装置２６は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２６ｐのサンギヤ２６ｓは入力軸２２に一体的に連結され、遊星歯車装置２６ｐのリングギヤ２６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジング１８に選択的に連結され、遊星歯車装置２６ｐのキャリヤ２６ｃは入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４２に連結されている。又、キャリヤ２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。このように構成された前後進切替装置２６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、遊星歯車装置２６ｐが一体回転させられて小径ギヤ４２は入力軸２２と同回転速度で回転させられ、上記第２動力伝達経路において前進用動力伝達経路が成立(達成)させられる。又、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、小径ギヤ４２は入力軸２２に対して逆方向へ回転させられ、上記第２動力伝達経路において後進用動力伝達経路が成立させられる。又、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、上記第２動力伝達経路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。
ギヤ機構２８は、小径ギヤ４２と、ギヤ機構カウンタ軸４４に相対回転不能に設けられてその小径ギヤ４２と噛み合う大径ギヤ４６とを含んで構成されている。従って、ギヤ機構２８は、１つのギヤ段(変速段)が形成される伝動機構である。ギヤ機構カウンタ軸４４回りには、アイドラギヤ４８がギヤ機構カウンタ軸４４に対して同軸心に相対回転不能に設けられている。アイドラギヤ４８は、そのアイドラギヤ４８よりも大径の出力ギヤ５０と噛み合っている。出力ギヤ５０は、出力軸３０と同じ回転軸心回りにその出力軸３０に対して相対回転可能に設けられている。
変速機１７は、更に、出力軸３０回りに、出力軸３０と出力ギヤ５０との間を選択的に断接する噛合式クラッチＤ１を備えている。従って、噛合式クラッチＤ１は、上記第２動力伝達経路における動力伝達を断続する。具体的には、噛合式クラッチＤ１は、出力軸３０に形成された第１ギヤ５２と、出力ギヤ５０に形成された第２ギヤ５４と、これら第１ギヤ５２及び第２ギヤ５４と嵌合可能(係合可能、噛合可能)な内周歯が形成されたハブスリーブ５６とを含んで構成されている。このように構成された噛合式クラッチＤ１では、ハブスリーブ５６がこれら第１ギヤ５２及び第２ギヤ５４と嵌合することで、出力軸３０と出力ギヤ５０とが接続される。又、噛合式クラッチＤ１は、第１ギヤ５２と第２ギヤ５４とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構(不図示)を備えている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の一方が係合され且つ噛合式クラッチＤ１が係合されると、エンジン１２の動力が入力軸２２から前後進切替装置２６、ギヤ機構２８、アイドラギヤ４８、及び出力ギヤ５０を順次経由して出力軸３０に伝達される、第２動力伝達経路が成立(接続)させられる。
無段変速機２４は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路上に設けられている。無段変速機２４は、入力軸２２に設けられた入力側の回転部材である有効径が可変の駆動プーリである入力側プーリ(以下、プライマリプーリという)５８と、出力軸３０と同軸心の回転軸６０に設けられた出力側の回転部材である有効径が可変の従動プーリである出力側プーリ(以下、セカンダリプーリという)６２と、それら各プーリ５８，６２の間に巻き掛けられたベルトである伝動ベルト６４とを備え、それら各プーリ５８，６２と伝動ベルト６４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５８では、プライマリプーリ５８に作用する油圧(すなわちプライマリ側油圧シリンダ５８ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐin)が油圧制御回路８４(図３参照)によって調圧制御されることにより、各シーブ５８ａ，５８ｂ間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ５８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)が制御される。又、セカンダリプーリ６２では、セカンダリプーリ６２に作用する油圧(すなわちセカンダリ側油圧シリンダ６２ｃへ供給されるセカンダリ圧Ｐout)が油圧制御回路８４によって調圧制御されることにより、各シーブ６２ａ，６２ｂ間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ６２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)が制御される。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、各プーリ５８，６２のＶ溝幅が変化して伝動ベルト６４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Ｎi／出力軸回転速度Ｎo)が連続的に変化させられると共に、伝動ベルト６４が滑りを生じないように各プーリ５８，６２と伝動ベルト６４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６４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γtgtとされる。
無段変速機２４では、例えばプライマリ圧Ｐinが高められてプライマリプーリ５８のＶ溝幅が狭くされると、変速比γが小さくされる(すなわち無段変速機２４がアップシフトされる)。又、例えばプライマリ圧Ｐinが低められてプライマリプーリ５８のＶ溝幅が広くされると、変速比γが大きくされる(すなわち無段変速機２４がダウンシフトされる)。従って、例えばプライマリプーリ５８のＶ溝幅が最小とされるところで、無段変速機２４の変速比γとして最小変速比(最高車速側変速比、最ハイ変速比)γminが形成される。又、例えばプライマリプーリ５８のＶ溝幅が最大とされるところで、無段変速機２４の変速比γとして最大変速比(最低車速側変速比、最ロー変速比)γmax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６４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γtgt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。
ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、無段変速機２４よりも駆動輪１４側に設けられており(すなわちセカンダリプーリ６２と出力軸３０との間に設けられており)、セカンダリプーリ６２(回転軸６０)と出力軸３０との間を選択的に断接する。このＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、エンジン１２の動力が入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０に伝達される、第１動力伝達経路が成立(接続)させられる。
変速機１７の作動について、以下に説明する。図２は、変速機１７の各走行パターン毎の係合要素の係合表を用いて、その走行パターンの切り替わりを説明する為の図である。図２において、Ｃ１は前進用クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２はＣＶＴ走行用クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１は後進用ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１は噛合式クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」は係合(接続)を示し、「×」は解放(遮断)を示している。
先ず、ギヤ機構２８を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン(すなわち第２動力伝達経路に切り替えられた走行パターン)であるギヤ走行(ギヤ伝達ともいう)について説明する。このギヤ走行では、図２に示すように、例えば前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合される一方、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び後進用ブレーキＢ１が解放される。
具体的には、前進用クラッチＣ１が係合されると、遊星歯車装置２６ｐが入力軸２２と同回転速度で一体回転させられるので、機械的に連結された、ギヤ機構２８、ギヤ機構カウンタ軸４４、アイドラギヤ４８、出力ギヤ５０も回転させられる。更に、噛合式クラッチＤ１の係合によって出力ギヤ５０と第１ギヤ５２とが接続されているので、第１ギヤ５２と一体的に設けられている出力軸３０が回転させられる。このように、前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合されると、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０、前後進切替装置２６、及びギヤ機構２８等を順次介して出力軸３０に伝達される。尚、このギヤ走行では、例えば後進用ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１が係合される一方、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び前進用クラッチＣ１が解放されると、後進走行が可能となる。
次いで、無段変速機２４を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行パターン(すなわち第１動力伝達経路に切り替えられた走行パターン)であるＣＶＴ走行(ＣＶＴ伝達ともいう)について説明する。このＣＶＴ走行では、図２のＣＶＴ走行(高車速)に示すように、例えばＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合される一方、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、及び噛合式クラッチＤ１が解放される。
具体的には、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、回転軸６０と出力軸３０とが接続されるので、セカンダリプーリ６２と出力軸３０とが一体回転させられる。このように、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合されると、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０及び無段変速機２４等を順次介して出力軸３０に伝達される。このＣＶＴ走行(高車速)中に噛合式クラッチＤ１が解放されるのは、例えばＣＶＴ走行中のギヤ機構２８等の引き摺りをなくすと共に、高車速においてギヤ機構２８等が高回転化するのを防止する為である。
前記ギヤ走行は、例えば車両停止中を含む低車速領域において選択される。この第２動力伝達経路における変速比γ１(すなわちギヤ機構２８により形成される変速比ＥＬ)は、無段変速機２４により形成される最ロー変速比γmaxよりもロー側の変速比に設定されている。例えば変速比γ１は、変速機１７における第１速ギヤ段の変速比である第１速変速比γ１に相当し、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxは、変速機１７における第２速ギヤ段の変速比である第２速変速比γ２に相当する。その為、例えばギヤ走行とＣＶＴ走行とは、公知の有段変速機の変速マップにおける第１速ギヤ段と第２速ギヤ段とを切り替える為の変速線に従って切り替えられる。又、例えばＣＶＴ走行においては、公知の手法を用いて、アクセル開度θacc、車速Ｖなどの走行状態に基づいて変速比γが変化させられる変速(例えばＣＶＴ変速、無段変速)が実行される。ここで、ギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)、或いはＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り替える際には、図２に示すように、ＣＶＴ走行(中車速)を過渡的に経由して切り替えられる。
例えばギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)へ切り替えられる場合、ギヤ走行に対応する前進用クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合された状態から、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２及び噛合式クラッチＤ１が係合された状態であるＣＶＴ走行(中車速)に過渡的に切り替えられる。すなわち、前進用クラッチＣ１を解放してＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するようにクラッチを掛け替える変速(例えばクラッチツゥクラッチ変速(以下、ＣtoＣ変速という))が実行される。このとき、動力伝達経路は第２動力伝達経路から第１動力伝達経路へ変更され、変速機１７においては実質的にアップシフトさせられる。そして、動力伝達経路が切り替えられた後、不要な引き摺りやギヤ機構２８等の高回転化を防止する為に噛合式クラッチＤ１が解放される(図２の被駆動入力遮断参照)。このように噛合式クラッチＤ１は、駆動輪１４側からの入力を遮断する被駆動入力遮断クラッチとして機能する。
又、例えばＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り替えられる場合、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合された状態から、ギヤ走行への切替準備として更に噛合式クラッチＤ１が係合される状態であるＣＶＴ走行(中車速)に過渡的に切り替えられる(図２のダウンシフト準備参照)。このＣＶＴ走行(中車速)では、ギヤ機構２８を介して遊星歯車装置２６ｐのキャリヤ２６ｃにも回転が伝達された状態となる。このＣＶＴ走行(中車速)の状態からＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放して前進用クラッチＣ１を係合するようにクラッチを掛け替える変速(例えばＣtoＣ変速)が実行されると、ギヤ走行へ切り替えられる。このとき、動力伝達経路は第１動力伝達経路から第２動力伝達経路へ変更され、変速機１７においては実質的にダウンシフトさせられる。
図３は、車両１０における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図３において、車両１０には、例えば変速機１７の制御装置を含む電子制御装置７０が備えられている。よって、図３は、電子制御装置７０の入出力系統を示す図であり、又、電子制御装置７０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。電子制御装置７０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７０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２４の変速制御やベルト挟圧力制御、変速機１７の走行パターンを切り替える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、変速制御用等に分けて構成される。
電子制御装置７０には、車両１０が備える各種センサ(例えば各種回転速度センサ７２，７４，７６，７８、アクセル開度センサ８０、スロットル弁開度センサ８２など)による検出信号に基づく各種実際値(例えばエンジン回転速度Ｎe、入力軸２２(プライマリプーリ５８)の角速度(入力軸角速度)ωiに対応する入力軸２２の回転速度である入力軸回転速度Ｎi、回転軸６０(セカンダリプーリ６２)の角速度(出力軸角速度)ωoに対応する回転軸６０の回転速度である出力軸回転速度Ｎo、車速Ｖに対応する駆動輪１４の回転速度である車輪速Ｎw、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θacc、スロットル弁開度θthなど）が、それぞれ供給される。尚、電子制御装置７０は、例えば出力軸回転速度Ｎoと入力軸回転速度Ｎiとに基づいて無段変速機２４の実変速比γを算出する。
又、電子制御装置７０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Ｓe、無段変速機２４の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcvt、変速機１７の走行パターンの切替えに関連する前後進切替装置２６、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、及び噛合式クラッチＤ１を制御する為の油圧制御指令信号Ｓswt等が、それぞれ出力される。例えば、油圧制御指令信号Ｓcvtとして、プライマリ圧Ｐinを調圧するソレノイド弁を駆動する為の指令信号、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するソレノイド弁を駆動する為の指令信号、ライン圧Ｐlを制御するソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路８４へ出力される。又、油圧制御指令信号Ｓswtとして、前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１に各々作用する各油圧(すなわち前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２、噛合式クラッチＤ１の各アクチュエータへ供給されるクラッチ圧Ｐc1、クラッチ圧Ｐb1、クラッチ圧Ｐc2、クラッチ圧Ｐd1)を調圧する各ソレノイド弁を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路８４へ出力される。
油圧制御回路８４において、ライン圧Ｐlは、プライマリ圧Ｐin、セカンダリ圧Ｐout、クラッチ圧Ｐc1、クラッチ圧Ｐb1、クラッチ圧Ｐc2、クラッチ圧Ｐd1などの調圧制御において元圧となる油圧である。このライン圧Ｐlは、例えばオイルポンプ４１から出力(発生)される作動油圧を元圧として、ソレノイド弁により調圧される。ライン圧Ｐlは、例えばプライマリ圧Ｐin、セカンダリ圧Ｐout、クラッチ圧Ｐc1、クラッチ圧Ｐb1、クラッチ圧Ｐc2、クラッチ圧Ｐd1などのうちで最も高い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調圧される。従って、各油圧の調圧動作において元圧であるライン圧Ｐlが不足するということが回避されると共に、ライン圧Ｐlが不必要に高くされることが回避される。又、油圧制御回路８４において、例えばプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧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各プーリ５８，６２に発生させるように制御される。又、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、各プーリ５８，６２の推力比τ(＝Ｗout／Ｗin)が変更されることにより無段変速機２４の変速比γが変更される。例えば、その推力比τが大きくされる程、変速比γが大きくされる(すなわち無段変速機２４はダウンシフトされる)。
電子制御装置７０は、エンジン出力制御手段すなわちエンジン出力制御部９０、及び変速制御手段すなわち変速制御部９２を備えている。
エンジン出力制御部９０は、例えばエンジン１２の出力制御の為にエンジン出力制御指令信号Ｓeをそれぞれスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置へ出力する。エンジン出力制御部９０は、例えば予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された(すなわち予め定められた)不図示の関係(駆動力マップ)から実際のアクセル開度θacc及び車速Ｖに基づいて運転者による駆動要求量としての要求駆動力Ｆdemを算出し、その要求駆動力Ｆdemが得られる為の目標エンジントルクＴetgtを設定し、その目標エンジントルクＴetgtが得られるようにスロットルアクチュエータにより電子スロットル弁を開閉制御する他、燃料噴射装置により燃料噴射量を制御したり、点火装置により点火時期を制御する。前記駆動要求量としては、駆動輪１４における要求駆動力Ｆdem[Ｎ]の他に、駆動輪１４における要求駆動トルク[Ｎｍ]、駆動輪１４における要求駆動パワー[Ｗ]等を用いることもできる。又、前記駆動要求量として、単にアクセル開度θacc[％]やスロットル弁開度θth[％]やエンジン１２の吸入空気量[g/sec]等を用いることもできる。
変速制御部９２は、ＣＶＴ走行において、例えば無段変速機２４のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機２４の目標変速比γtgtを達成するように、プライマリ圧Ｐinの指令値としてのプライマリ指示圧Ｐindirとセカンダリ圧Ｐoutの指令値としてのセカンダリ指示圧Ｐoutdirとを油圧制御指令信号Ｓcvtとして油圧制御回路８４へ出力して、ＣＶＴ変速を実行する。
具体的には、変速制御部９２は、予め定められた公知の関係(例えばＣＶＴ変速マップ)からアクセル開度θacc及び車速Ｖに基づいて目標入力軸回転速度Ｎitgtを算出し、その目標入力軸回転速度Ｎitgtに基づいて目標変速比γtgt(＝Ｎitgt／Ｎo)を算出する。変速制御部９２は、予め定められた公知の関係(例えばエンジントルクマップ)からスロットル弁開度θth及びエンジン回転速度Ｎeに基づいてエンジントルクＴeの推定値を算出し、そのエンジントルクＴeとトルクコンバータ２０の特性に基づいて無段変速機２４の入力トルクＴinを算出する。変速制御部９２は、図４に示すような予め定められた関係(推力比マップ)から目標変速比γtgt及びトルク比に基づいて、目標変速比γtgtを定常的に維持する為の推力比τを算出する。このトルク比は、上記算出された入力トルクＴinと、予め定められた無段変速機２４に入力可能な限界のトルクである限界入力トルクＴlmtinとの比(＝Ｔin／Ｔlmtin)である。変速制御部９２は、この推力比τを達成する為の目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び目標プライマリ推力Ｗintgtを算出する。図５に示すように、一方の推力が決まれば、目標変速比γtgtを実現する推力比τに基づいて他方の推力も決まる。変速制御部９２は、目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び目標プライマリ推力Ｗintgtを、各油圧シリンダ６２ｃ，５８ｃの各受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐouttgt(＝Ｗouttgt／６２ｃの受圧面積)及び目標プライマリ圧Ｐintgt(＝Ｗintgt／５８ｃの受圧面積)に各々変換する。変速制御部９２は、目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓcvtとしてプライマリ指示圧Ｐindir及びセカンダリ指示圧Ｐoutdirを油圧制御回路８４へ出力する。油圧制御回路８４は、その油圧制御指令信号Ｓcvtに従って、各ソレノイド弁を作動させてプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。尚、上述したＣＶＴ変速の説明では、便宜上、目標変速比γtgtを一定に維持する為の推力(例えばバランス推力)について述べたが、変速過渡においては目標のアップシフト或いはダウンシフトを実現する為の推力(例えば変速差推力(正値も負値も有り))が、バランス推力に加えられる。つまり、上述したＣＶＴ変速の説明は、変速差推力が零値とされたときの変速制御の場合を述べたものである。
ここで、目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び目標プライマリ推力Ｗintgtの算出では、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)Ｗlmtが考慮される。例えば、変速制御部９２は、プライマリプーリ５８側の滑り限界推力であるプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及び目標変速比γtgtを実現する推力比τに基づいて、変速制御の為に必要なセカンダリプーリ６２側の推力であるセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshを算出する。変速制御部９２は、セカンダリプーリ６２側の滑り限界推力であるセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutと、その算出したセカンダリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗouttgtとして設定する。変速制御部９２は、目標セカンダリ推力Ｗouttgt及び推力比τに基づいて、目標プライマリ推力Ｗintgtを算出する。尚、プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及びセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutは、各々、次式(１)及び次式(２)から、プライマリプーリ５８の入力トルクとしての無段変速機２４の入力トルクＴin、セカンダリプーリ６２の入力トルクとしての無段変速機２４の出力トルクＴout(＝γ×Ｔin)、各プーリ５８，６２のシーブ角(コーン面角)α、所定のベルトエレメント−シーブ間摩擦係数μ、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ５８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６２側のベルト掛かり径Ｒout(以上、図１参照)に基づいて、変速制御部９２により算出される。
Ｗlmtin ＝(Ｔin ×cosα)／(２×μ×Ｒin ) …(１)
Ｗlmtout＝(Ｔout×cosα)／(２×μ×Ｒout) …(２)
又、変速制御部９２は、ギヤ走行とＣＶＴ走行とを切り替える切替制御を実行する。具体的には、変速制御部９２は、車両走行中の走行パターンを切り替えるか否かを判定する。例えば、変速制御部９２は、ギヤ走行における変速比ＥＬに対応する第１速変速比γ１とＣＶＴ走行における最ロー変速比γmaxに対応する第２速変速比γ２とを切り替える為のアップシフト線及びダウンシフト線を用いて、車速Ｖ及びアクセル開度θaccに基づいて変速(変速比の切替え)を判断し、その判断結果に基づいて車両走行中の走行パターンを切り替えるか否かを判定する。上記アップシフト線及びダウンシフト線は、例えば予め定められた変速線であり、所定のヒステリシスを有している。
変速制御部９２は、走行パターンの切替えを判定すると、走行パターンの切替えを実行する。例えば、変速制御部９２は、ギヤ走行中にアップシフトを判断すると、ギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)へ切り替える。変速制御部９２は、ギヤ走行からＣＶＴ走行(高車速)へ切り替える場合、先ず、前進用クラッチＣ１を解放すると共にＣＶＴ走行用クラッチＣ２を係合するＣtoＣ変速によりアップシフトを実行する。この状態は、図２の過渡的に切り替えられるＣＶＴ走行(中車速)に対応しており、変速機１７における動力伝達経路は、ギヤ機構２８を介して動力が伝達される第２動力伝達経路から無段変速機２４を介して動力が伝達される第１動力伝達経路へ切り替えられる。次いで、変速制御部９２は、係合中の噛合式クラッチＤ１を解放するようにハブスリーブ５６を作動させる指令を出力して、ＣＶＴ走行(高車速)へ切り替える。ハブスリーブ５６は、図示しない油圧アクチュエータによって駆動され、その油圧アクチュエータに供給される油圧によってハブスリーブ５６への押圧力が調整される。変速制御部９２は、このＣＶＴ走行では、例えばＣＶＴ走行用クラッチＣ２のトルク容量が第１動力伝達経路にて伝達する必要がある入力トルクＴinに応じた伝達トルクを上回る程度の油圧に、目標クラッチ圧Ｐc2tgtを設定する。変速制御部９２は、目標クラッチ圧Ｐc2tgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓswtとしてクラッチ指示圧Ｐc2dirを油圧制御回路８４へ出力する。油圧制御回路８４は、その油圧制御指令信号Ｓswtに従って、各ソレノイド弁を作動させてクラッチ圧Ｐc2を調圧する。
又、変速制御部９２は、ＣＶＴ走行(高車速)中にダウンシフトを判断すると、ＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り替える。変速制御部９２は、ＣＶＴ走行(高車速)からギヤ走行へ切り替える場合、先ず、解放中の噛合式クラッチＤ１を係合するようにハブスリーブ５６を作動させる指令を出力して、ＣＶＴ走行(中車速)へ切り替える。次いで、変速制御部９２は、ＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放すると共に前進用クラッチＣ１を係合するＣtoＣ変速によりダウンシフトを実行する。この状態は、図２のギヤ走行に対応しており、変速機１７における動力伝達経路は、無段変速機２４を介して動力が伝達される第１動力伝達経路からギヤ機構２８を介して動力が伝達される第２動力伝達経路へ切り替えられる。このように、変速制御部９２は、車両１０の走行中に無段変速機２４を介した動力伝達からギヤ機構２８を介した動力伝達へ切り替える場合には、噛合式クラッチＤ１を係合側に作動させてからＣＶＴ走行用クラッチＣ２を解放する。変速制御部９２は、このギヤ走行では、例えば前進用クラッチＣ１のトルク容量が第２動力伝達経路にて伝達する必要がある入力トルクＴinに応じた伝達トルクを上回る程度の油圧に、目標クラッチ圧Ｐc1tgtを設定する。変速制御部９２は、目標クラッチ圧Ｐc1tgtが得られるように、油圧制御指令信号Ｓswtとしてクラッチ指示圧Ｐc1dirを油圧制御回路８４へ出力する。油圧制御回路８４は、その油圧制御指令信号Ｓswtに従って、各ソレノイド弁を作動させてクラッチ圧Ｐc1を調圧する。
上述したような過渡的にＣＶＴ走行(中車速)の状態へ切り替える制御では、ＣtoＣ変速によるトルクの受け渡しを行うだけで第１動力伝達経路と第２動力伝達経路とが切り替えられるので、切替えショックが抑制される。
ところで、ギヤ走行中、無段変速機２４は、回転軸６０が出力軸３０と切り離された状態で、入力軸２２に連結されたプライマリプーリ５８の回転に伴って空転させられる。一方で、ギヤ走行からＣＶＴ走行への切替えにおける連続性という観点では、無段変速機２４の空転時には、無段変速機２４の変速比γを例えば最ロー変速比γmax側に制御しておくことが考えられる。他方で、ギヤ走行中は、無段変速機２４を介したトルク伝達がないので、無段変速機２４の空転時は、入力トルクＴinに対してベルト滑りが生じない程度のベルト挟圧(プライマリ圧Ｐin、セカンダリ圧Ｐout)が確保されておれば良い。従って、無段変速機２４の空転時には、図６に示すように、セカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutが確保される範囲で、セカンダリ推力Ｗoutを、最ロー変速比γmaxを維持する為の推力よりも低下させることで、セカンダリ圧Ｐoutの元圧となるライン圧Ｐlを低下させ、そのライン圧Ｐlの元圧を発生させるオイルポンプ４１を駆動するエンジン１２の損失が抑制され、燃費向上効果が期待できる。
しかしながら、上述したように、ギヤ走行時のライン圧Ｐlは、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの他に、クラッチ圧Ｐc1(後進走行時はクラッチ圧Ｐb1)にも依存している為、入力トルクＴinの大きさによっては、クラッチ圧Ｐc1が高くされて、ライン圧Ｐlがクラッチ圧Ｐc1により支配(設定)される場合がある。このような場合、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutをどれだけ低下させてもライン圧Ｐlを低下させることができず、燃費向上効果が得られない。又、図６に示すように、セカンダリ推力Ｗoutを低下させると、無段変速機２４の変速比γは最ロー変速比γmaxからハイ側へ制御される為、無段変速機２４における入力軸等価慣性Ｉin[kgm２]が増大する(次式(３)参照)。そうすると、ライン圧Ｐlがクラッチ圧Ｐc1により支配(設定)される場合に、無段変速機２４を最ロー変速比γmaxからハイ側へ制御すると、燃費向上効果が得られないだけでなく、例えば車両加速時に、入力軸２２の回転変動による入力軸慣性損失Ｔli[Ｎｍ]が増大して(次式(４)参照)、車両１０の動力性能(ドライバビリティ)が悪化する可能性がある。次式(３)，(４)において、Ｉgearは第１動力伝達経路上の入力軸等価慣性[kgm２]、Ｉsecはセカンダリプーリ６２の慣性[kgm２]、γは無段変速機２４の変速比、(Ｉsec／γ２)はセカンダリプーリ６２の入力軸等価慣性[kgm２]、ωiは入力軸角速度[rad/s]、(dωi/dt)は入力軸角加速度[rad/s２]すなわち入力軸２２の回転速度時間変化率である。
Ｉin＝Ｉgear ＋ (Ｉsec／γ２) …(３)
Ｔli＝Ｉin × (dωi/dt) …(４)
そこで、電子制御装置７０は、前進用クラッチＣ１(後進走行時は後進用ブレーキＢ１)が係合されてエンジン１２の動力が前記第２動力伝達経路にて伝達されているときに(すなわち無段変速機２４の空転時に)、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutのうちの少なくとも一方がクラッチ圧Ｐc1(後進走行時はクラッチ圧Ｐb1)よりも大きい場合は、クラッチ圧Ｐc1よりも大きい油圧が作用する側のプーリにおける伝動ベルト６４の巻き掛け半径(すなわちベルト掛かり径Ｒ)を小さくする側に、前記大きい油圧が作用する側のプーリに作用する油圧を制御する。上述した、ベルト掛かり径Ｒを小さくする側にプーリに作用する油圧を制御することとは、プーリに作用する油圧を低下させることである。プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutが共にクラッチ圧Ｐc1よりも大きい場合には、ベルト掛かり径Ｒを共に小さくする側に、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御することになる。この場合、あくまでも、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを共に低下させるということである。その為、実際に各プーリ５８，６２のベルト掛かり径Ｒin，Ｒoutが共に小さくされるわけではなく、共に低下させられたプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutに応じた、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutの相互関係にて、変速比γに対応するベルト掛かり径Ｒin，Ｒoutが変化させられる。
具体的には、電子制御装置７０は、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutのうちの少なくとも一方がクラッチ圧Ｐc1よりも大きい場合は、無段変速機２４への入力トルクＴinに対して伝動ベルト６４を滑らせない最小の油圧(すなわちプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及びセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutが得られる油圧)に、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御する。例えば、プライマリ圧Ｐinがプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtinが得られる油圧とされ、且つセカンダリ圧Ｐoutがセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutが得られる油圧よりも大きくされた状態では、電子制御装置７０は、セカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutが得られる油圧にセカンダリ圧Ｐoutを制御する(図６参照)。
但し、無段変速機２４への入力トルクＴinに対して伝動ベルト６４を滑らせない最小の油圧がクラッチ圧Ｐc1よりも小さい場合、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutをクラッチ圧Ｐc1より低下させる領域ではライン圧Ｐlを下げることができない。その為、電子制御装置７０は、無段変速機２４への入力トルクＴinに対して伝動ベルト６４を滑らせない最小の油圧がクラッチ圧Ｐc1よりも小さい場合は、クラッチ圧Ｐc1を下限の油圧として、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御する。
一方で、電子制御装置７０は、クラッチ圧Ｐc1がプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの何れよりも大きい場合は、プライマリプーリ５８におけるベルト掛かり径Ｒinを小さくする側に且つセカンダリプーリ６２におけるベルト掛かり径Ｒoutを大きくする側に、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御する。具体的には、電子制御装置７０は、クラッチ圧Ｐc1がプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの何れよりも大きい場合は、無段変速機２４の変速比γを最ロー変速比γmaxとする油圧(すなわち最ロー変速比γmaxを実現する為のプライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが得られる油圧)に、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御する。
より具体的には、電子制御装置７０は、更に、油圧判定手段すなわち油圧判定部９４を備えている。油圧判定部９４は、例えば変速制御部９２により設定された、目標変速比γtgtを最ロー変速比γmaxとしたときの目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgt(或いはプライマリ指示圧Ｐindir及びセカンダリ指示圧Ｐoutdir)のうちの大きい方の油圧が、変速制御部９２により設定されたギヤ走行中の目標クラッチ圧Ｐc1tgt(或いはクラッチ指示圧Ｐc1dir)よりも大きいか否かを判定する。
変速制御部９２は、油圧判定部９４により目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtのうちの大きい方の油圧が目標クラッチ圧Ｐc1tgtよりも大きいと判定された場合には、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutを、各々、プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及びセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutに設定する。つまり、変速制御部９２は、プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及びセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutが得られるプライマリ指示圧Ｐindir及びセカンダリ指示圧Ｐoutdirを油圧制御回路８４へ出力する。又、変速制御部９２は、目標クラッチ圧Ｐc1tgtがプライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及びセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutが得られる油圧よりも大きい場合には、目標クラッチ圧Ｐc1tgtを下限の油圧として、プライマリ指示圧Ｐindir及びセカンダリ指示圧Ｐoutdirを設定する。又、変速制御部９２は、当該制御では、例えば無段変速機２４の目標変速比γtgtを設定せず、上記プライマリ指示圧Ｐindir及びセカンダリ指示圧Ｐoutdirによる成り行きの変速比γを成立させる。
変速制御部９２は、油圧判定部９４により目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtのうちの大きい方の油圧が目標クラッチ圧Ｐc1tgtよりも小さいと判定された場合には、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutを、各々、最ロー変速比γmaxを実現する為のプライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutに設定する。つまり、変速制御部９２は、最ロー変速比γmaxを実現する為のプライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが得られるプライマリ指示圧Ｐindir及びセカンダリ指示圧Ｐoutdirを油圧制御回路８４へ出力して、最ロー変速比γmaxへ変速するか或いは最ロー変速比γmaxを維持する。又、変速制御部９２は、当該制御では、例えば最ロー変速比γmaxを無段変速機２４の目標変速比γtgtとする、フィードバック制御及び／又はフィードフォワード制御にて変速を実行する。尚、各種回転速度センサ７４，７６の特性上、回転速度の検出精度が低下する極低車速領域では、変速制御部９２は、例えばフィードフォワード制御のみにて変速を実行する。
図７は、電子制御装置７０の制御作動の要部すなわち空転時における無段変速機２４を適切に制御することで燃費を向上させたり動力性能を向上させ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。
図７において、先ず、変速制御部９２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、例えば変速機１７の動力伝達経路が前記第２動力伝達経路とされているか否か、すなわちギヤ伝達が選択中であるか否かが、油圧制御回路８４への指令信号に基づいて判定される。このＳ１０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。このＳ１０の判断が肯定される場合は油圧判定部９４に対応するＳ２０において、例えば目標変速比γtgtを最ロー変速比γmaxとしたときの目標プライマリ圧Ｐintgt及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtのうちの大きい方の油圧が、ギヤ走行中の目標クラッチ圧Ｐc1tgtよりも大きいか否かが判定される。このＳ２０の判断が肯定される場合は変速制御部９２に対応するＳ３０において、例えば各プーリ５８，６２の推力Ｗが、各々、プライマリ側滑り限界推力Ｗlmtin及びセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutに設定される。一方で、このＳ２０の判断が否定される場合は変速制御部９２に対応するＳ４０において、例えば各プーリ５８，６２の推力Ｗが、各々、最ロー変速比γmaxを実現する為のプライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutに設定され、無段変速機２４が最ロー変速比γmaxへ変速される。次いで、変速制御部９２に対応するＳ５０において、例えば無段変速機２４の変速比γが最ロー変速比γmaxであるか否かが判定される。このＳ５０の判断が否定される場合は、上記Ｓ４０が繰り返し実行される。このＳ５０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。
無段変速機２４を介した動力伝達経路のみを備える変速機では、例えば低車速領域においては、最ロー変速比γmaxを実現する為のプライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗout(以下、γmax相当推力、γmax維持分推力という；図６参照)が設定される。これに対して、無段変速機２４を介した第１動力伝達経路とギヤ機構２８を介した第２動力伝達機構とを備える変速機１７では、低車速領域においてギヤ走行を行うことができるので、上記Ｓ３０を実行することで、図６に示すように、γmax維持分推力とセカンダリ側滑り限界推力Ｗlmtoutとの差分の油圧だけ、燃費向上効果を得ることができる。一方で、クラッチ圧Ｐc1がγmax維持分推力に対応するセカンダリ圧Ｐoutよりも大きいことで、セカンダリ圧Ｐoutを下げても燃費向上効果が得られない領域では、上記Ｓ４０，Ｓ５０を実行することで、入力軸等価慣性Ｉinを最小化することができ、車両加速時に、入力軸２２の回転変動による入力軸慣性損失Ｔliを低減することができる。
上述のように、本実施例によれば、無段変速機２４の空転時に、ライン圧Ｐlがプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutのうちの少なくとも一方の油圧により支配(決定)されている場合には、クラッチ圧Ｐc1よりも大きい油圧が作用する、プーリに作用する油圧を低下させることで、燃費向上効果が得られる。一方で、無段変速機２４の空転時に、ライン圧Ｐlがクラッチ圧Ｐc1により支配されている場合には、無段変速機２４の変速比γを最ロー変速比γmax側に制御することで、入力軸等価慣性Ｉinが小さくされるので、入力軸２２の回転変動による入力軸慣性損失Ｔliが低減させられて、車両１０の動力性能が向上させられる。よって、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に無段変速機２４及びギヤ機構２８が備えられた変速機１７において、空転時における無段変速機２４を適切に制御することで、燃費を向上させたり、動力性能を向上させることができる。
また、本実施例によれば、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutのうちの少なくとも一方がクラッチ圧Ｐc1よりも大きい場合は、無段変速機２４への入力トルクＴinに対して伝動ベルト６４を滑らせない最小の油圧に、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御するので、無段変速機２４の変速比γを最ロー変速比γmax側に制御するときのプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutと、伝動ベルト６４を滑らせない最小の油圧との差分だけ燃費向上効果が適切に得られる。
また、本実施例によれば、無段変速機２４への入力トルクＴinに対して伝動ベルト６４を滑らせない最小の油圧がクラッチ圧Ｐc1よりも小さい場合は、クラッチ圧Ｐc1を下限の油圧として、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御するので、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutのうちの一方がクラッチ圧Ｐc1よりも大きい範囲或いはクラッチ圧Ｐc1と略同じ油圧まで、クラッチ圧Ｐc1よりも大きい油圧が作用する、プーリに作用する油圧を低下させることができる。
また、本実施例によれば、クラッチ圧Ｐc1がプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの何れよりも大きい場合は、無段変速機２４の変速比γを最ロー変速比γmaxとする油圧に、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを制御するので、入力軸等価慣性Ｉinを最小化することができ、車両１０の動力性能が適切に向上させられる。
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、主に、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutのうちの大きい方の油圧と、クラッチ圧Ｐc1との大小関係を用いて本発明を説明した。これは前進走行時の場合である。実施例中において、(後進走行時はクラッチ圧Ｐb1)と記載したように、本発明は、後進走行時にも適用することができる。
また、前述の実施例において、ギヤ機構２８を介した第２動力伝達経路には、噛合式クラッチＤ１が設けられていたが、この噛合式クラッチＤ１は本発明を実施する上では、必ずしも設けられなくても良い。
また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、１つのギヤ段が形成される伝動機構であったが、これに限らない。例えば、ギヤ機構２８は、変速比γが異なる複数のギヤ段が形成される伝動機構であっても良い。つまり、ギヤ機構２８は２段以上に変速される有段変速機であっても良い。
また、前述の実施例では、ギヤ機構２８は、変速比γで見れば、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxよりもロー側の変速比ＥＬを形成する伝動機構であったが、これに限らない。例えば、ギヤ機構２８は、無段変速機２４の最ハイ変速比minよりもハイ側の変速比ＥＨ、及びロー側の変速比ＥＬを形成する伝動機構であっても良い。このようなギヤ機構２８であっても、本発明は適用され得る。これについては、ギヤ機構２８が複数のギヤ段が形成される伝動機構である場合も同様である。
また、前述の実施例では、変速機１７の走行パターンを、所定の変速マップを用いて切り替えたが、これに限らない。例えば、車速Ｖとアクセル開度θaccに基づいて運転者の駆動要求量(例えば要求トルク)を算出し、その要求トルクを満たすことができる変速比を設定することで、変速機１７の走行パターンを切り替えても良い。
また、前述の実施例では、前記駆動力源として、エンジン１２を例示したが、この態様に限らない。例えば、前記駆動力源は、内燃機関等のガソリンエンジンやディーゼルエンジン等が用いられるが、電動機等の他の原動機を単独で或いはエンジン１２と組み合わせて採用することもできる。又、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ２０を介して、無段変速機２４及びギヤ機構２８へ伝達されたが、この態様に限らない。例えば、トルクコンバータ２０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良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。
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。
１２：エンジン(駆動力源)
１４：駆動輪
１７：車両用変速機
２２：入力軸(入力回転部材)
２４：ベルト式無段変速機(無段変速機構)
２８：ギヤ機構(伝動機構)
３０：出力軸(出力回転部材)
５８：プライマリプーリ(入力側プーリ)
６２：セカンダリプーリ(出力側プーリ)
６４：伝動ベルト(ベルト)
７０：電子制御装置(制御装置)
Ｂ１：後進用ブレーキ(クラッチ機構、クラッチ)
Ｃ１：前進用クラッチ(クラッチ機構、クラッチ)

Claims (4)

  1. 駆動力源の動力が伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記動力を出力する出力回転部材との間に並列に設けられた、入力側プーリと出力側プーリと前記各プーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機構及び１つ乃至複数のギヤ段が形成される伝動機構と、前記駆動力源の動力を前記駆動輪側へ伝達する動力伝達経路を前記無段変速機構を介した第１動力伝達経路と前記伝動機構を介した第２動力伝達経路とに選択的に切り替えるクラッチ機構とを備えた車両用変速機の、制御装置であって、
    前記クラッチ機構は、前記第２動力伝達経路における動力伝達を断続するクラッチを含み、
    前記クラッチが係合されて前記駆動力源の動力が前記第２動力伝達経路にて伝達されているときに、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧のうちの少なくとも一方が前記クラッチに作用する油圧よりも大きい場合は、前記クラッチに作用する油圧よりも大きい油圧が作用する側のプーリにおける前記ベルトの巻き掛け半径を小さくする側に、前記大きい油圧が作用する側のプーリに作用する油圧を制御し、前記クラッチに作用する油圧が前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧の何れよりも大きい場合は、前記入力側プーリにおける前記ベルトの巻き掛け半径を小さくする側に且つ前記出力側プーリにおける前記ベルトの巻き掛け半径を大きくする側に、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧を制御することを特徴とする車両用変速機の制御装置。
  2. 前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧のうちの少なくとも一方が前記クラッチに作用する油圧よりも大きい場合は、前記無段変速機構への入力トルクに対して前記ベルトを滑らせない最小の油圧に、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧を制御することを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機の制御装置。
  3. 前記無段変速機構への入力トルクに対して前記ベルトを滑らせない最小の油圧が前記クラッチに作用する油圧よりも小さい場合は、前記クラッチに作用する油圧を下限の油圧として、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧を制御することを特徴とする請求項２に記載の車両用変速機の制御装置。
  4. 前記クラッチに作用する油圧が前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧の何れよりも大きい場合は、前記無段変速機構の変速比を最低車速側の変速比とする油圧に、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリに各々作用する油圧を制御することを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の車両用変速機の制御装置。
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