JP6119676B2 - 車両用駆動装置の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両用駆動装置の制御装置に係り、特に、無段変速機構と伝動機構とを並列に備える車両用駆動装置の制御に関するものである。

駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸と、駆動輪に対してトルクを出力する出力軸との間に、無段変速可能な無段変速機構と、少なくとも１つのギヤ比を有する伝動機構と、前記無段変速機構を介してトルクを伝達可能な第１伝達経路と前記伝動機構を介してトルクを伝達可能な第２伝達経路とを選択的に切り替えるクラッチ機構とを、備える車両用駆動装置が提案されている。例えば特許文献１に記載の車両用駆動装置がそれである。

特許文献１には、変速比を連続的に変更可能な無段変速機構によるトルク伝達経路（第１伝達経路）と、無段変速機構では設定できない少なくとも１つのギヤ比を有するギヤ列（伝動機構）によるトルク伝達経路（第２伝達経路）とが並列に設けられた車両用駆動装置が開示されている。より詳細には、差動作用可能な３回転要素から構成される前後進切替機構の入力要素と出力要素と反力要素との少なくとも２回転要素を連結する第１クラッチ機構と、ギヤ列と出力軸とを断接する第３クラッチ機構とを接続することで、ギヤ列を経由したトルク伝達経路が形成される。また、無段変速機構のセカンダリシャフトと出力軸とを断接する第２クラッチ機構を接続することで、無段変速機構を経由したトルク伝達経路が形成される。ここで、無段変速機構として、入力軸に連結されたプライマリプーリと、出力軸に連結されたセカンダリプーリと、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを、備えて構成されているベルト式の無段変速機構が採用されている。

国際公開第２０１３／１７６２０８号 特開２００４−３１６８４３号公報 特開２０１０−２４２９３５号公報

ところで、特許文献１のような無段変速機構を介した第１伝達経路と伝動機構を介した第２伝達経路とがクラッチ機構によって選択的に切り替えられる構成において、トルク伝達経路を切り替えるクラッチ機構が係合されたり解放されたりする際に、無段変速機構への入力トルクが急激に変化する。このとき、この入力トルクに応じて無段変速機構の伝動ベルトのスリップ率も大きく変化する。特に、無段変速機構の変速比γが１よりも大きい状態では、スリップ率変化が大きくなる。伝動ベルトのスリップ率変化が大きくなると、このスリップ率変化に起因して伝動ベルトにかかる負荷が増加し、伝動ベルトの耐久性低下を招く可能性があった。

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、無段変速機構と伝動機構とを並列に備える車両用駆動装置において、無段変速機構を介した第１伝達経路と、伝動機構を介した第２伝達経路とを切り替えるときのスリップ率変化の増加に起因して発生する、伝動ベルトの耐久性低下を抑制する車両用駆動装置の制御装置を提供することにある。

上記目的を達成するための、第１発明の要旨とするところは、(a)駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸と、駆動輪に対してトルクを出力する出力軸との間に、一対のプーリとその一対のプーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを含んで構成されるベルト式の無段変速機構と、少なくとも１つのギヤ比を有する伝動機構と、前記無段変速機構を介してトルクを伝達可能な第１伝達経路と前記伝動機構を介してトルクを伝達可能な第２伝達経路とを選択的に切り替えるクラッチ機構とを、備える車両用駆動装置において、車両の走行状態に応じて前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を選択的に切り替える車両用駆動装置の制御装置であって、(b)前記クラッチ機構が操作されて前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路が切り替えられるとき、前記無段変速機構へ入力される入力トルクが、その入力トルクの変化に対する前記伝動ベルトのスリップ率の変化速度が所定の基準値を超える領域にある場合には、前記入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することを特徴とする。

このようにすれば、入力トルクの変化に対する伝動ベルトのスリップ率の変化速度が所定の基準値を超える領域では、入力トルクの変化速度に制限をかけることで、スリップ率の急変化が抑制される。このスリップ率の急変化が抑制されることで、伝動ベルトにかかる負荷が抑制されるため、伝動ベルトの耐久性低下を抑制することができる。

また、上記目的を達成するための第２発明の要旨とするところは、(a)駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸と、駆動輪に対してトルクを出力する出力軸との間に、一対のプーリとその一対のプーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを含んで構成されるベルト式の無段変速可能な無段変速機構と、少なくとも１つのギヤ比を有する伝動機構と、前記無段変速機構を介してトルクを伝達可能な第１伝達経路と前記伝動機構を介してトルクを伝達可能な第２伝達経路とを選択的に切り替えるクラッチ機構とを、備える車両用駆動装置において、車両の走行状態に応じて前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を選択的に切り替える車両用駆動装置の制御装置であって、(b)前記クラッチ機構が操作されて前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路が切り替えられるとき、前記伝動ベルトの実スリップ率の変化速度を算出し、算出された前記実スリップ率の変化速度が予め設定された所定の閾値よりも大きい場合、前記無段変速機構へ入力される入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することを特徴とする。

このようにすれば、実スリップ率の変化速度が予め設定された所定の閾値よりも大きい場合には、無段変速機構へ入力される入力トルクの変化速度に制限をかけることで、スリップ率の急変化が抑制される。このスリップ率の急変化が抑制されることで、伝動ベルトにかかる負荷が抑制されるため、伝動ベルトの耐久性低下を抑制することができる。

また、第３発明の要旨とするところは、第１発明または第２発明の車両用駆動装置の制御装置において、(a)前記クラッチ機構は、係合されることで前記第１伝達経路を形成する油圧式の第１クラッチと、係合されることで前記第２伝達経路を形成する油圧式の第２クラッチとを、含み、(b)前記第１クラッチと前記第２クラッチとを掴み替える際のクラッチ油圧を制御することで、前記無段変速機構へ入力される入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限する。第１クラッチおよび第２クラッチのクラッチ油圧が制御されることで、無段変速機構への入力トルクが制御される。従って、入力トルクの変化速度についても、第１クラッチおよび第２クラッチのクラッチ油圧によって制御されるため、これらクラッチ油圧を制御することで、入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することができる。

また、第４発明の要旨とするところは、第１発明または第２発明の車両用駆動装置の制御装置において、前記駆動力源の出力を制御することで、前記無段変速機構へ入力される入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することを特徴とする。駆動力源から出力されるトルクは、無段変速機構の入力トルクとして伝達される。従って、入力トルクの変化速度を、駆動力源の出力を制御することで制御することができるため、駆動力源の出力を制御することで、入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することができる。

ここで、好適には、第１発明または第２発明の車両用駆動装置の制御装置において、前記伝動ベルトは、無端環状のリングと、そのリングによって保持されそのリングに沿って連ねられた複数枚のエレメントとを備えて構成されていることを特徴とする。伝動ベルトのリングに保持されてそのリングに沿って積層されている複数枚のエレメントを有することから、スリップ率の変化速度が大きくなると、複数枚に積層されたエレメントが詰まるときに発生する衝撃トルク（力積）が大きくなり、このエレメントが詰まる際に生じる、隣り合うエレメント同士の衝突による摩耗量が大きくなる。これに対して、入力トルクの変化速度が所定の上限値で制限されることで、その衝撃トルク（力積）が低減されて隣り合うエレメント同士の摩耗量が低減され、伝動ベルトの耐久性低下が抑制される。

本発明の一実施例である車両用駆動装置の概略構成を説明するための骨子図である。 図１の車両用駆動装置を構成する無段変速機構の伝動ベルトの拡大図である。 図１の駆動装置の各走行パターン毎の係合要素の係合表である。 図１の駆動装置の無段変速機構の入力トルクとスリップ率との関係を示す図である。 図１の駆動装置において、エンジンや無段変速機構などを制御する為に設けられた電子制御装置の入出力系統を説明するとともに、電子制御装置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。 入力トルクの変化速度と無段変速機構の変速比とから構成される、上限変化速度の関係マップである。 図１の電子制御装置の制御作動の要部、すなわちベルト走行からギヤ走行、ないしはギヤ走行からベルト走行に切り替えるに際して、切替中に発生するベルト摩耗を抑制する制御作動を説明するためのフローチャートである。 本発明の他の実施例である駆動装置を制御する電子制御装置による制御作動の要部を説明する機能ブロック線図である。 スリップ率の変化速度から構成される、上限変化速度の関係マップである。 図８の電子制御装置の制御作動の要部、すなわちベルト走行からギヤ走行、ないしはギヤ走行からベルト走行に切り替えるに際して、切替中に発生するベルト摩耗を抑制する制御作動を説明するためのフローチャートである。 摩擦係数の温度特性を示す図である。

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。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明の一実施例である車両用駆動装置１２（以下、駆動装置１２）の概略構成を説明するための骨子図である。駆動装置１２は、例えば走行用の駆動力源として用いられるエンジン１４と、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１６と、前後進切替装置１８と、ベルト式無段変速機構２０（以下、無段変速機構２０）と、ギヤ機構２２と、駆動輪７０に動力伝達可能な出力ギヤ２４が形成されている出力軸２５と、デフギヤ６４とを、含んで構成されている。駆動装置１２にあっては、タービン軸２６と出力軸２５との間に、無段変速機構２０とギヤ機構２２とが並列に備えられている。これより、エンジン１４から出力されるトルクがトルクコンバータ１６を経由してタービン軸２６に伝達され、このトルクがタービン軸２６から無段変速機構２０を介して出力軸２５に伝達される第１伝達経路と、エンジン１４から出力されるトルクがトルクコンバータ１６を経由してタービン軸２６に伝達され、このトルクがタービン軸２６からギヤ機構２２を介して出力軸２５に伝達される第２伝達経路とが形成され、車両の走行状態に応じて前記第１伝達経路および第２伝達経路が選択的に切り替えられるように構成されている。なお、タービン軸２６が、本発明の入力軸に対応している。

エンジン１４は、駆動力源として機能するものであり、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。トルクコンバータ１６は、エンジン１４のクランク軸に連結されたポンプ翼車１６ｐ、およびトルクコンバータ１６の出力側部材に相当するタービン軸２６を介して前後進切替装置１８に連結されたタービン翼車１６ｔ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、ポンプ翼車１６ｐおよびタービン翼車１６ｔの間にはロックアップクラッチ２８が設けられており、このロックアップクラッチ２８が完全係合させられることによってポンプ翼車１６ｐおよびタービン翼車１６ｔは一体回転させられる。

前後進切替装置１８は、前進用クラッチＣａおよび後進用ブレーキＢとダブルピニオン型の遊星歯車装置３０とを主体として構成されており、キャリヤ３０ｃがトルクコンバータ１６のタービン軸２６および無段変速機構２０の入力軸３２に一体的に連結され、リングギヤ３０ｒが後進用ブレーキＢを介して非回転部材としてのハウジング３４に選択的に連結され、サンギヤ３０ｓが小径ギヤ３６に接続されている。また、サンギヤ３０ｓとキャリヤ３０ｃとが、前進用クラッチＣａを介して選択的に連結される。前進用クラッチＣａおよび後進用ブレーキＢは断接装置に相当するもので、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油圧式摩擦係合装置である。

また、遊星歯車装置３０のサンギヤ３０ｓは、ギヤ機構２２を構成する小径ギヤ３６に連結されている。ギヤ機構２２は、前記小径ギヤ３６と、第１カウンタ軸３８に相対回転不能に設けられている大径ギヤ４０とを、含んで構成されている。第１カウンタ軸３８と同じ回転軸心まわりには、アイドラギヤ４２が第１カウンタ軸３８に対して相対回転可能に設けられている。また、第１カウンタ軸３８とアイドラギヤ４２との間には、これらを選択的に断接する噛合クラッチＤが設けられている。噛合クラッチＤは、第１カウンタ軸３８に形成されている第１ギヤ４８と、アイドラギヤ４２に形成されている第２ギヤ５０と、これら第１ギヤ４８および第２ギヤ５０と嵌合可能（係合可能、噛合可能）なスプライン歯が形成されているハブスリーブ６１とを含んで構成されており、ハブスリーブ６１がこれら第１ギヤ４８および第２ギヤ５０と嵌合することで、第１カウンタ軸３８とアイドラギヤ４２とが接続される。また、噛合クラッチＤは、第１ギヤ４８と第２ギヤ５０とを嵌合する際に回転を同期させる同期機構としてのシンクロメッシュ機構Ｓをさらに備えている。

アイドラギヤ４２は、そのアイドラギヤ４２よりも大径の入力ギヤ５２と噛み合わされている。入力ギヤ５２は、無段変速機構２０の後述するセカンダリプーリ５６の回転軸心と共通の回転軸心に配置されている出力軸２５に対して相対回転不能に設けられている。出力軸２５は、前記回転軸心まわりに回転可能に配置されており、前記入力ギヤ５２および出力ギヤ２４が相対回転不能に設けられている。また、エンジン１４のトルクがタービン軸２６からギヤ機構２２を経由して出力軸２５に伝達される第２伝達経路上には、前進用クラッチＣａ、後進用ブレーキＢ、および噛合クラッチＤが介挿されている。

無段変速機構２０は、入力軸として機能するタービン軸２６と出力軸２５との間のトルク伝達経路上に設けられ、プライマリシャフト３２を介してタービン軸２６に連結された入力側部材である有効径が可変のプライマリプーリ５４（可変プーリ５４）と、後述するベルト走行用クラッチＣｂを介して出力軸２５に連結された出力側部材である有効径が可変のセカンダリプーリ５６（可変プール５６）と、その一対の可変プーリ５４、５６の間に巻き掛けられた伝動ベルト５８とを備えており、一対の可変プーリ５４、５６と伝動ベルト５８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。なお、、プライマリプーリ５４およびセカンダリプーリ５６が、本発明の一対のプーリに対応している。

図２に伝動ベルト５８の構造を示す。伝動ベルト５８は、無端環状の帯鋼が複数枚積層されて成る一対の環状リング５８ａと、それら一対の環状リング５８ａによって保持され、その環状リング５８ａに沿って厚さ方向に環状に複数個連ねられた板状の金属から成る複数個のエレメント（こま）５８ｂとを備えている。環状リング５８ａは、例えば厚さ０．２ｍｍ程度の高張力鋼板が輪状にされて内から外へ層状に重ねられたものである。本実施例では、例えば９層程度に重ねられている。エレメント５８ｂは、例えば厚さ１．８ｍｍ程度の平板材（鋼板）が打ち抜かれて成形された厚肉板状片である。本実施例では、１つの伝動ベルト５８に対して例えば４００個程度備えられている。

図１に戻り、プライマリプーリ５４は、プライマリシャフト３２に固定された入力側固定回転体としての固定シーブ５４ａと、プライマリシャフト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シーブ５４ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ５４ｂを移動させるための推力を発生させるプライマリ側油圧アクチュエータ５４ｃとを、備えて構成されている。また、セカンダリプーリ５６は、出力側固定回転体としての固定シーブ５６ａと、固定シーブ５６ａ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シーブ５６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ５６ｂを移動させるための推力を発生させるセカンダリ側油圧アクチュエータ５６ｃとを備えて構成されている。

前記一対の可変プーリ５４，５６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト５８の掛かり径（有効径）が変更されることで、実変速比（ギヤ比）γ（＝プライマリ回転速度Ｎin／セカンダリ回転速度Ｎout）が連続的に変更させられる。例えば、プライマリプーリ５４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、無段変速機構２０がアップシフトされる。また、プライマリプーリ５４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、無段変速機構２０がダウンシフトされる。

また、無段変速機構２０と出力軸２５との間には、これらの間を選択的に断接するベルト走行用クラッチＣｂが介挿されており、このベルト走行用クラッチＣｂが係合されることで、エンジン１４のトルクがタービン軸２６および無段変速機構２０を経由して出力軸２５に伝達される第１伝達経路が形成される。また、ベルト走行用クラッチＣｂが解放されると、第１伝達経路が遮断され、無段変速機構２０を介して出力軸２５にトルクが伝達されない。

出力ギヤ２４は、第２カウンタ軸６０に固定されている大径ギヤ６２と噛み合わされている。第２カウンタ軸６０には、前記大径ギヤ６２およびデフギヤ６４のデフリングギヤ６６と噛み合う小径ギヤ６８が設けられている。デフギヤ６４は、差動機構から構成され、左右の駆動輪７０Ｌ、７０Ｒに適宜回転速度差を与えつつ、デフリングギヤ６６から入力された動力をその左右の駆動輪７０Ｌ、７０Ｒに伝達する。なお、デフギヤ６４は、公知の技術であるためその詳細な説明を省略する。

次に、上記のように構成される駆動装置１２の作動について、図３に示す各走行パターン毎の係合要素の係合表を用いて説明する。図３において、Ｃａが前進用クラッチＣａの作動状態に対応し、Ｃｂがベルト走行用クラッチＣｂの作動状態に対応し、Ｂが後進用ブレーキＢの作動状態に対応し、Ｄが噛合クラッチＤの作動状態に対応し、「○」が係合（接続）を示し、「×」が解放（遮断）を示している。なお、噛合クラッチＤは、シンクロ機構Ｓを備えており、噛合クラッチＤが係合する際には、実質的にシンクロ機構Ｓが作動することとなる。また、前進用クラッチＣａおよびベルト走行用クラッチＣｂが、本発明のトルク伝達経路を第１伝達経路と第２伝達経路との間で選択的に切り替えるクラッチ機構に対応している。なお、ベルト走行用クラッチＣｂが本発明の第１クラッチおよびクラッチ機構に対応し、前進用クラッチＣａが本発明の第２クラッチおよびクラッチ機構に対応している。

先ず、無段変速機構２０を介して（経由して）エンジン１４のトルクが出力軸２５に伝達される走行パターンについて説明する。この走行パターンが図３のベルト走行（高車速）に対応し、図３のベルト走行に示すように、ベルト走行用クラッチＣｂが接続される一方、前進用クラッチＣａ、後進用ブレーキＢ、および噛合クラッチＤが遮断される。ベルト走行用クラッチＣｂが接続されることで、セカンダリプーリ５６と出力軸２５とが接続されるので、セカンダリプーリ５６と出力軸２５および出力ギヤ２４とが一体回転させられる。従って、ベルト走行用クラッチＣｂが接続されると、前記第１伝達経路が形成され、エンジン１４のトルクが、トルクコンバータ１６、タービン軸２６、プライマリシャフト３２、および無段変速機構２０を経由して出力軸２５および出力ギヤ２４に伝達される。なお、出力ギヤ２４に伝達されたトルクは、大径ギヤ６２、小径ギヤ６８、およびデフギヤ６４を経由して左右の駆動輪７０Ｌ、７０Ｒに伝達される。ここで、この第１伝達経路を経由してエンジン１４のトルクが伝達されるベルト走行中に噛合クラッチＤが解放（遮断）されるのは、ベルト走行中におけるギヤ機構２２等の引き摺りをなくすとともに、高車速時においてギヤ機構２２等が高回転化するのを防止するためである。

次いで、ギヤ機構２２を経由してエンジン１４のトルクが出力軸２５に伝達される走行パターン、すなわち第２伝達経路を通ってトルクが伝達される走行パターンについて説明する。この走行パターンが図３のギヤ走行に対応し、図３に示すように、前進用クラッチＣａおよび噛合クラッチＤが係合（接続）される一方、ベルト走行用クラッチＣｂおよび後進用ブレーキＢが解放（遮断）される。

前進用クラッチＣａが係合されることで、前後進切替装置１８を構成する遊星歯車装置３０が一体回転させられるので、小径ギヤ３６がタービン軸２６と同回転速度で回転させられる。また、噛合クラッチＤが係合されることで、カウンタ軸３８とアイドラギヤ４２とが接続されて一体的に回転させられる。従って、前進用クラッチＣａおよび噛合クラッチＤが係合されることで、第２伝達経路が形成され、エンジン１４の動力が、トルクコンバータ１６、タービン軸２６、前後進切替装置１８、ギヤ機構２２、アイドラギヤ４２、および入力ギヤ５２を経由して出力軸２５および出力ギヤ２４に伝達される。

前記ギヤ走行は、低車速領域において選択される。この第２伝達経路に基づくギヤ比EL（タービン軸２６の回転速度／出力軸２５の回転速度）は、無段変速機構２０の最大変速比γmaxよりも大きな値に設定されている。すなわち、ギヤ比ELは、無段変速機構２０では設定されていない値に設定されている。そして、例えば車速Ｖが上昇するなどして、ベルト走行を実行する予め規定されているベルト走行領域に入ると、前記ベルト走行に切り替えられる。ここで、ギヤ走行からベルト走行（高車速）、ないしはベルト走行（高車速）からギヤ走行へ切り替える際には、図３のベルト走行（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ベルト走行（高車速）に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Ｃａおよび噛合クラッチＤが係合された状態から、ベルト走行用クラッチＣｂおよび噛合クラッチＤが係合された状態に過渡的に切り替えられる。すなわち、前進用クラッチＣａを解放するとともに、ベルト走行用クラッチＣｂを係合する掛け替え（クラッチツゥクラッチ変速）が開始される。このとき、トルク伝達経路が第２伝達経路から第１伝達経路に切り替えられ、駆動装置１２においては実質的にアップシフトさせられる。そして、トルク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２２等の高回転化を防止するために噛合クラッチＤが解放（遮断）される。

また、ベルト走行（高車速）からギヤ走行に切り替えられる場合、ベルト走行用クラッチＣｂが係合された状態から、ギヤ走行への切替準備として噛合クラッチＤが係合される状態に過渡的に切り替えられる（ダウンシフト準備）。このとき、ギヤ機構２２を経由して遊星歯車装置３０のサンギヤ３０ｓにも回転が伝達された状態となり、この状態から前進用クラッチＣａを係合するとともに、ベルト走行用クラッチＣｂを解放する掛け替え（クラッチツゥクラッチ変速）が実行されることで、トルク伝達経路が第１伝達経路から第２伝達経路に切り替えられる。このとき、駆動装置１２にあっては実質的にダウンシフトさせられる。

図４は、エンジン１４や無段変速機構２０などを制御する為に設けられた電子制御装置８０（制御装置）の入出力系統を説明するとともに、電子制御装置８０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８０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駆動装置１２の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置８０は、エンジン１４の出力制御、無段変速機構２０の変速制御やベルト挟圧力制御、駆動装置１２のトルク伝達経路をギヤ走行およびベルト走行の何れかに適宜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、無段変速機制御用、駆動状態切替用等に分けて構成される。

電子制御装置８０には、エンジン回転速度センサ８２により検出されたクランク軸の回転角度（位置）Ａcrおよびエンジン１４の回転速度（エンジン回転速度）Ｎeを表す信号、タービン回転速度センサ８４により検出されたタービン軸２６の回転速度（タービン回転速度）Ｎtを表す信号、プライマリ回転速度センサ８６により検出された無段変速機構２０のプライマリプーリ５４（プライマリシャフト３２）の回転速度であるプライマリ回転速度Ｎinを表す信号、セカンダリ回転速度センサ８８により検出された車速Ｖに対応する無段変速機構２０のセカンダリプーリ５６の回転速度であるセカンダリ回転速度Ｎoutを表す信号、スロットル開度センサ９０により検出された電子スロットル弁のスロットル開度θthを表す信号、アクセル開度センサ９２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９４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Ｂonを表す信号、レバーポジションセンサ９６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）Ｐshを表す信号、油温センサ９８により検出された油圧制御回路１００内を流れる作動油の作動油温Ｔoilを表す信号等が、それぞれ供給される。

また、電子制御装置８０からは、エンジン１４の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、無段変速機構２０の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcvt、駆動装置１２のトルク伝達経路の切替に関連する前後進切替装置１８（前進用クラッチＣａ、後進用ブレーキＢ）、ベルト走行用クラッチＣｂ、および噛合クラッチＤへの油圧制御指令信号Ｓswt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Ｓeとして、スロットルアクチュエータを駆動して電子スロットル弁の開閉を制御する為のスロットル信号や燃料噴射装置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によるエンジン１４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Ｓcvtとして、プライマリ側油圧アクチュエータ５４cに供給されるプライマリ圧Ｐinを調圧する図示しないリニアソレノイド弁を駆動する為の指令信号、セカンダリ側油圧アクチュエータ５６ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐoutを調圧する図示しないリニア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１００へ出力される。さらに、油圧制御指令信号Ｓswtとして、前進用クラッチＣａ、後進用ブレーキＢ、ベルト走行用クラッチＣｂ、噛合クラッチＤに供給される油圧を制御する各リニア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１００へ出力される。

次に、電子制御装置８０の制御機能について説明する。図４に示すエンジン出力制御部１０２（エンジン出力制御手段）は、例えばエンジン１４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１０２は、例えばアクセル開度Ａccおよび車速Ｖに基づいて算出される要求駆動力（駆動トルク）が得られる為の目標エンジントルクＴe^＊を設定し、その目標エンジントルクＴe^＊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。

無段変速制御部１０４（無段変速制御手段）は、アクセル開度Ａcc、車速Ｖ、ブレーキ信号Ｂonなどに基づいて算出される目標変速比γ^＊となるように無段変速機構２０の変速比γを制御するとともに、無段変速機構２０において滑りが発生しないようにベルト狭圧力を制御する。

無段変速制御部１０４は、目標変速比算出部１０６（目標変速比算出手段）とベルト狭圧力算出部１０８（ベルト狭圧力算出手段）とを機能的に備えている。目標変速比算出部１０６は、エンジン１４の動作点が最適燃費線上となる無段変速機構２０の目標変速比γ^*を算出する。目標変速比算出部１０６は、例えばアクセル開度Ａccをパラメータとして車速Ｖと無段変速機構２０の目標プライマリ回転速度Ｎin^*との予め定められて記憶されている関係マップから、実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccに基づいて目標プライマリ回転速度Ｎin^*を決定する。また、目標変速比算出部１０６は、設定された目標プライマリ回転速度Ｎin^*と、セカンダリ回転速度センサ８８によって検出されたセカンダリ回転速度Ｎoutとに基づいて目標変速比γ^*(＝Ｎin^*／Ｎout)を算出する。無段変速制御部１０４は、エンジン１４の動作点が最適燃費線上となる無段変速機構２０の目標変速比γ^*を達成するように、具体的には、無段変速制御部１０４は、エンジン１４の動作点が最適燃費線上となる無段変速機構２０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(目標プライマリ圧Ｐin^＊)としてのプライマリ指示圧Ｐintgtを油圧制御回路１００に出力する。

ベルト狭圧力算出部１０８は、無段変速機構２０において滑りが発生しない最適な目標ベルト狭圧力に対応するセカンダリ側油圧アクチュエータ５６ｃに供給される目標セカンダリ圧Ｐout^*を算出する。ベルト狭圧力算出部１０８は、例えばアクセル開度Ａccをパラメータとして変速比γと目標セカンダリ圧Ｐout^*とから構成される、予め実験的に求められて記憶された関係から、実際の実変速比γとアクセル開度Ａccに基づいてベルト滑りを抑制する目標セカンダリ圧Ｐout^*(目標ベルト狭圧力)を決定する。無段変速制御部１０４は、無段変速機構２０においてベルト滑りが抑制される目標セカンダリ圧Ｐout^*を達成するように、目標セカンダリ圧Ｐout^*としてのセカンダリ指示圧Ｐouttgtを油圧制御回路１００に出力する。

切替制御部１１０（切替制御手段）は、エンジン１４のトルクが無段変速機構２０を介して出力軸２５に伝達される第１伝達経路によるベルト走行と、エンジン１４のトルクがギヤ機構２２を介して出力軸２５に伝達される第２伝達経路によるギヤ走行とに、適宜切り替える切替制御を実行する。

例えば、ギヤ走行中に車速Ｖが増加するなどして、駆動装置１２の走行領域が予め設定されているギヤ走行領域からベルト走行領域に切り替わると、切替制御部１１０は、ギヤ走行からベルト走行に切り替える切替制御を実行する。切替制御部１１０は、ギヤ走行からベルト走行に切り替える際には、図３に示すように、前進用クラッチＣａを解放するとともにベルト走行用クラッチＣｂを係合するクラッチツゥクラッチ変速（CtoC変速）を実行した後、噛合クラッチＤを解放する。

また、例えばベルト走行中に車速Ｖが減少するなどして、駆動装置１２の走行領域が予め設定されているベルト走行領域からギヤ走行領域に切り替わると、切替制御部１１０は、ベルト走行からギヤ走行に切り替える切替制御を実行する。切替制御部１１０は、ベルト走行からギヤ走行へ切り替える際には、図３に示すように、先ず噛合クラッチＤを係合したのち、前進用クラッチＣａを係合するとともにベルト走行用クラッチＣｂを解放するクラッチツゥクラッチ変速（CtoC変速）を実行する。

切替制御部１１０は、切替制御中に実行される前記クラッチツゥクラッチ変速に際して、例えば予め設定されている油圧指令値を出力するフィードフォワード制御、あるいは、例えば実変速比γと目標変速比γ^*との偏差に応じて油圧指令値を随時算出して出力するフィードバック制御、あるいは、前記フィードフォワード制御に併用して前記フィードバック制御によって油圧指令値を随時補正して出力する制御を実行する。前記油圧指令値は、前進用クラッチＣａおよびベルト走行用クラッチＣｂを制御する各リニアソレノイド弁の指示圧として出力される。なお、クラッチツゥクラッチ変速中にあっては、無段変速機構２０の変速比γは、一定もしくは略一定に制御される。

ところで、無段変速機構２０を介してトルク伝達可能な第１伝達経路と、ギヤ機構２２を介してトルク伝達可能な第２伝達経路との間を切り替える際には、前進用クラッチＣａおよびベルト走行用クラッチＣｂの前記クラッチツゥクラッチ変速が実行される。このとき、無段変速機構２０への入力トルクＴinが急激に変化する。また、入力トルクＴinが変化すると無段変速機構２０の伝動ベルト５８のスリップ率SLIP(γ)も同様に大きく変化する。特に、無段変速機構２０の変速比γが１．０よりも大きな状態では、このスリップ率SLIP(γ)の変化速度ΔSLIP(γ)が一層大きくなる。

図５に、入力トルクＴinとスリップ率SLIP(γ)との関係を示す。図５において、横軸が入力トルクＴinに対応し、縦軸が伝動ベルト５８のスリップ率SLIP(γ)に対応している。なお、図５にあっては、セカンダリプーリ５６のセカンダリ圧Ｐoutが一定とされている。図５からもわかるように、入力トルクＴinが大きくなるに従ってスリップ率SLIP(γ)が大きくなり、また、無段変速機構２０の変速比γが大きくなるに従ってスリップ率SLIP(γ)が大きくなっている。

図５の破線で囲まれる領域Ａにあっては、スリップ率SLIP(γ)が急激に変化している。この破線で囲まれる領域Ａは、トランジションポイントとも呼ばれ、伝動ベルト５８のトルク伝達が、伝動ベルト５８の環状リング５８ａによるトルク伝達と、エレメント５８ｂによるトルク伝達との間で切り替わる領域である。詳細には、入力トルクＴinが低い側（スリップ率SLIP(γ)の低い側）では、環状リング５８ａによるトルク伝達（リング伝達）となるが、入力トルクＴinが高い側（スリップ率SLIP(γ)の高い側）では、エレメント５８ｂによるトルク伝達（エレメント伝達）となる。そして、領域Ａ（トランジションポイント）を通過する際には、伝動ベルト５８のトルク伝達が切り替わる。このとき、環状リング５８ａに沿って積み重ねられている隣り合うエレメント５８ｂの間で、緩みないしは詰まりが繰り返される遷移状態が発生し、スリップ率SLIPの変化が大きくなる。ここで、領域Ａを素早く通過させる、すなわち入力トルクＴinの変化が大きくなると、エレメント５８ｂが詰まる際に発生する衝撃トルク（力積）が増加するため、隣り合うエレメント５８ｂの接触によるエレメント５８ｂの摩耗量が増加し、結果として伝動ベルト５８の耐久性が低下する。

そこで、切替制御部１１０は、第１伝達経路（ベルト走行）と第２伝達経路（ギヤ走行）とを切り替えるに際して、クラッチツゥクラッチ変速中に入力トルクＴinが図５に示す領域Ａにある場合には、入力トルクＴinの変化速度ＶＴin（変化率）を所定の上限変化速度以下に制限する制御を実行する。以下、上述した切替制御部１１０の制御作動を中心に説明する。

切替制御部１１０は、さらに、実変速比算出部１１２（実変速比算出手段）と、入力トルク算出部１１４（入力トルク算出手段）と、推定スリップ率算出部１１６（推定スリップ率算出手段）と、スリップ領域判定部１１８（スリップ領域判定手段）と、上限変化速度設定部１２０（上限変化速度設定手段）とを機能的に備えている。実変速比算出部１１２は、プライマリプーリ５４のプライマリ回転速度Ｎinとセカンダリプーリ５６のセカンダリ回転速度Ｎoutとに基づいて実際の実変速比γ（＝Ｎin／Ｎout）を随時算出する。

入力トルク算出部１１４は、無段変速機構２０に入力される入力トルクＴinを算出する。入力トルク算出部１１４は、例えばエンジン１４から出力されるエンジントルクＴeとベルト走行用クラッチＣｂのトルク容量（またはクラッチ油圧）とから構成される、予め求められて記憶されている運動方程式ないしは関係マップから、実際のエンジントルクＴeとベルト走行用クラッチＣｂのトルク容量（またはクラッチ油圧）に基づいて入力トルクＴinを算出する。

ここで、エンジントルクＴeは、例えばアクセル開度Ａccおよび車速Ｖから構成されるエンジントルクＴeを求める関係マップから、実際のアクセル開度Ａccおよび車速Ｖに基づいて推定的に求められる。あるいは、エンジントルクＴeを、トルクセンサ等で実際に測定することもできる。また、ベルト走行用クラッチＣｂのトルク容量Ｔｂは、例えば油圧制御回路１００に出力されるベルト走行用クラッチＣｂの指示圧およびセカンダリ側油圧アクチュエータ５６ｃの各諸元に基づいて算出される。なお、ベルト走行用クラッチＣｂの指示圧に代わって、ベルト走行用クラッチＣｂを油圧センサ等で直接検出しても構わない。そして、エンジントルクＴeおよびベルト走行用クラッチＣbのトルク容量Ｔｂをパラメータとする、予め規定されている入力トルクＴinを求める運動方程式、あるいは関係マップから、求められたエンジントルクＴeおよびベルト走行用クラッチＣbのトルク容量Ｔｂに基づいて入力トルクＴinが算出される。

推定スリップ率算出部１１６は、無段変速機構２０のベルトの滑り具合を示すスリップ率SLIP(γ)を算出する。スリップ率SLIP(γ)は、図５で示した変速比γをパラメータとする入力トルクＴinとスリップ率SLIP(γ)との関係から、実変速比算出部１１２によって算出された実変速比γ、および入力トルク算出部１１４によって算出された入力トルクＴinに基づいて無段変速機構２０のスリップ率SLIP(γ)を算出する。なお、図５に示す関係は、予め車両毎に実験的に求められて記憶されている既知の値である。

スリップ領域判定部１１８は、算出された入力トルクＴinが図５の領域Ａ、具体的には、スリップ率SLIP(γ)が予め設定されている許容スリップ率変化速度（所定の基準値）を超える領域（トランジションポイント）にあるか否かを判定する。スリップ領域判定部１１８に基づいて、入力トルクＴinが領域Ａ（判定下限値Ｔinlow＜Ｔin＜判定上限値Ｔinhi）の範囲にあると判定されると上限変化速度設定部１２０が実行される。なお領域Ａの範囲を規定する入力トルクＴinの判定下限値Ｔinlowおよび判定上限値Ｔinhiは、予め実験的に求められて記憶されており、無段変速機構２０のトルク伝達が、伝動ベルト５８を構成する環状リング５８ａからエレメント５８ｂに切り替わる領域の下限値および上限値に設定されている。なお、制御ハンチングを防止するため、ギヤ走行からベルト走行に切り替える場合の判定下限値Ｔinlowおよび判定上限値Ｔinhiと、ベルト走行からギヤ走行に切り替える場合の判定下限値Ｔinlowおよび判定上限値Ｔinhiとに、ヒステリシスを持たせた設定とすることもできる。

上限変化速度設定部１２０は、目標とするスリップ率SLIP(γ)の変化速度ΔSLIP(γ)が、予め設定されている許容スリップ率変化速度以下となる入力トルクＴinの変化速度ＶＴinの上限変化速度αを決定する。なお、許容スリップ率変化速度は、予め実験的に求められ、例えば入力トルクＴinが領域Ａ（トランジションポイント）を通過する際のエレメント５８ｂの摩耗量が、伝動ベルト５８の耐久性低下に影響を及ぼさないとされる値の閾値に設定されている。

図６は、予め実験的に求められて記憶されている、入力トルクＴinの実変化速度ΔＴinと無段変速機構２０の変速比γとから構成される、上限変化速度α（α11〜α44）の関係マップである。この図６より、入力トルクＴinの実変化速度ΔＴinおよび無段変速機構２０の変速比γに基づいて上限変化速度αが設定される。なお、入力トルクＴinの実変化速度ΔＴinは、入力トルク算出部１１４によって現時点で算出された入力トルクＴin(i)と、前回の周期で算出された入力トルクＴin(i-1)との差分で算出される。上限変化速度設定部１２０は、図６の関係マップから、入力トルクＴinの実変化速度ΔＴinおよび変速比γに基づいて上限変化速度αを設定する。

切替制御部１１０は、スリップ率SLIP(γ)の変化速度ΔSLIP(γ)を許容スリップ率変化速度に制限する上限変化速度αが設定されると、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinが上限変化速度α以下となるベルト走行用クラッチＣｂおよび前進用クラッチＣａの各クラッチ油圧を算出し、そのクラッチ油圧となるようにベルト走行用クラッチＣｂおよび前進用クラッチＣａを制御するソレノイドバルブの出力を随時補正する。このように制御されることで、無段変速機構２０への入力トルクＴinの変化速度ＶＴinの上限変化速度αが設定されて、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinがその上限変化速度α以下に制限されるため、伝動ベルト５８のエレメント５８ｂが詰まる際の衝撃トルク（力積）が低減され、エレメント５８ｂの摩耗量が低減される。結果として、伝動ベルト５８の耐久性低下が抑制される。

ここで、クラッチ油圧が上限変化速度αによって制限されることで、クラッチ油圧の変化量が大きくなり、クラッチツゥクラッチ変速の変速特性に与える影響が大きくなる場合がある。このような場合には、上限変化速度設定部１２０によって制限されたクラッチ油圧に補正せず、クラッチ油圧の変化量にさらに制限値を設定するなまし処理を実施することもできる。或いは、補正によるクラッチ油圧の変化量が大きい場合において、追従処理（スイープ処理）として徐々に目標の補正値に到達させても構わない。また、今回の変速において、補正されたクラッチ油圧が変速特性として反映できる場合には、今回のクラッチ油圧の補正結果を次回以降の通常の油圧制御の指令値として学習させることもできる。

また、エンジン１４のエンジントルクＴeが無段変速機構２０に伝達されるため、エンジン１４の出力を制御することで、入力トルクＴinを制御することができる。そこで、切替制御部１１０は、クラッチ油圧による制御に代わって、エンジン１４の出力を制御することで、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinを上限変化速度α以下に制御することもできる。切替制御部１１０は、例えば予め設定されている入力トルクＴinの変化速度ＶＴinを上限変化速度αとする、エンジン出力の変化量の上限値を規定するマップ等から、変化速度ＶＴinを上限変化速度α以下とするエンジントルクＴeを算出し、そのエンジントルクＴeが出力されるようにエンジン出力制御部１０２に指令値を出力する。なお、例えば排気規制など、エンジン１４の出力制限がある場合には、切替制御部１１０は、前述したクラッチ油圧による入力トルクＴinの制限を実行する。

図７は、電子制御装置８０の制御作動の要部、すなわちベルト走行からギヤ走行、ないしはギヤ走行からベルト走行に切り替えるに際して、切替中のベルト摩耗量を抑制する制御作動を説明するためのフローチャートである。なお、このフローチャートは、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。

前進用クラッチＣａとベルト走行用クラッチＣｂとを掴み替えるクラッチツゥクラッチ変速が開始されると、先ず、スリップ領域判定部１１８に対応するステップＳＡ１（以下、ステップを省略する）において、入力トルクＴinが図５で示した領域Ａ（Ｔinlow＜Ｔin＜Ｔinhi）の範囲にあるか否かが判定される。ＳＡ１が否定される場合、切替制御部１１０に対応するＳＡ５において、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinに制限があった場合には解除され、通常の前進用クラッチＣaおよびベルト走行用クラッチＣbのクラッチツゥクラッチ変速が実行され、ＳＡ４に進む。ＳＡ１が肯定される場合、上限変化速度設定部１２０に対応するＳＡ２において、入力トルクＴinの上限変化速度αが設定されていない場合には上限変化速度αの設定が開始され、既に開始されている場合には継続して実行される。次いで、実変速比算出部１１２、入力トルク算出部１１４、上限変化速度設定部１２０、切替制御部１１０に対応するＳＡ３において、実入力トルクＴin、実変速比γ、実入力トルクＴinの実変化速度ΔＴinが算出され、図６の関係マップに基づいて上限変化速度αが設定される。そして、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinが上限変化速度α以下となるベルト走行用クラッチＣｂおよび前進用クラッチＣａのクラッチ油圧が算出され、クラッチ油圧がその油圧に補正される。さらに、補正されたクラッチ油圧に基づいてクラッチツゥクラッチ変速が実行される。切替制御部１１０に対応するＳＡ４では、クラッチツゥクラッチ変速が実行中であるか否かが判定される。ＳＡ４が肯定される場合、ＳＡ１に戻り、前述した制御が継続して実行される。ＳＡ４が否定される場合、本ルーチンは終了させられる。なお、クラッチツゥクラッチ変速の終了の判定は、例えばベルト走行用クラッチＣbのクラッチ油圧ないしは前進用クラッチＣａのクラッチ油圧が所定値に到達したか否か等に基づいて判定される。

上述のように、本実施例によれば、入力トルクＴinの変化に対する伝動ベルト５８のスリップ率SLIP(γ)の変化速度ΔSLIP(γ)が予め設定されている許容スリップ率変化速度を超える領域では、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinに制限をかけることで、スリップ率SLIP(γ)の急変化が抑制される。このスリップ率SLIP(γ)の急変化が抑制されことで、伝動ベルト５８にかかる負荷が抑制されるため、伝動ベルト５８の耐久性低下を抑制することができる。

また、本実施例によれば、前進用クラッチＣａおよびベルト走行用クラッチＣｂのクラッチ油圧が制御されることで、無段変速機構２０への入力トルクＴinが制御される。従って、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinについても、前進用クラッチＣａおよびベルト走行用クラッチＣｂのクラッチ油圧によって制御されるため、これらクラッチ油圧を制御することで、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinを所定の上限変化速度α以下に制限することができる。

また、本実施例によれば、エンジン１４から出力されるトルクＴeは、無段変速機構２０の入力トルクＴinとして伝達される。従って、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinを、エンジン１４の出力を制御することで制御することができるため、エンジン１４の出力を制御することで、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinを所定の上限変化速度α以下に制限することができる。

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図８は、本発明の他の実施例である駆動装置１５０を制御する電子制御装置１５２（制御装置）による制御作動の要部を説明する機能ブロック線図であり、前述した実施例の図４に対応している。駆動装置１５０を前述した駆動装置１２と比較するとその基本構成は同じであり、駆動装置１５０を制御する電子制御装置１５２の制御機能のみが異なっている。以下、前述した実施例と相違する電子制御装置１５２の制御作動について説明する。

本実施例の電子制御装置１５２において、切替制御部１５４（切替制御手段）は、実変速比算出部１１２、入力トルク算出部１１４、実スリップ率算出部１５６（実スリップ率算出手段）、実スリップ率変化速度算出部１５８（実スリップ率変化速度算出手段）、実スリップ率変化速度判定部１６０（実スリップ率変化速度判定手段）、および上限変化速度設定部１６２（上限変化速度設定手段）を機能的に備えて構成されている。なお、実変速比算出部１１２および入力トルク算出部１１４は、前述した実施例と同じ機能を有するため、その説明を省略する。

実スリップ率算出部１５６は、伝動ベルト５８の実際のスリップ率SLIP(γ)である実スリップ率SLIPr(γ)を算出する。実スリップ率SLIPr(γ)は、無段変速機構２０に入力トルクＴinをかけたときのセカンダリプーリ５６の回転速度であるセカンダリ回転速度Ｎout(Ｔin)と、無負荷状態（Ｔin=0）のときのセカンダリ回転速度Ｎout(Ｔin=0)とに基づいて算出される。詳細には、下式（１）に基づいて算出される。下式（１）において、セカンダリ回転速度Ｎout(Ｔin)は、セカンダリ回転速度センサ８８によって随時検出される。また、Ｎout(Ｔin=0)は、無負荷状態のセカンダリ回転速度であって予め実験的に求められて記憶されている。
SLIPr(γ)=1-Ｎout(Ｔin)/Ｎout(Ｔin=0)・・・（１）

実スリップ率変化速度算出部１５８は、実スリップ率算出部１５６によって算出された実スリップ率SLIPr(γ)に基づいて、周期（タイムステップ）毎の実スリップ率SLIPr(γ)の実変化速度ΔSLIPr(γ)を算出する。実変化速度ΔSLIPr(γ)は、現在の周期（タイムステップ）で算出された実スリップ率SLIPr(γ)(i)と、前回の周期（タイムステップ）で算出された実スリップ率SLIPr(γ)(i-1)との差分（＝|SLIPr(γ)（i）−SLIPr(γ)(i-1)|）で算出される。

実スリップ率変化速度判定部１６０は、実スリップ率変化速度算出部１５８で算出された実変化速度ΔSLIPr(γ)が予め設定されている許容スリップ変化速度β（所定の閾値）よりも大きいか否かを判定する。許容スリップ変化速度βは、予め実験的に求められる値であり、例えばエレメント５８ｂの摩耗量が、伝動ベルト５８の耐久性低下に影響を及ぼさないとされる値の閾値に設定されている。そして、算出された実変化速度ΔSLIPr(γ)が許容スリップ変化速度βを超えると、実スリップ率変化速度判定部１６０が肯定され、上限変化速度設定部１６２が実行される。

上限変化速度設定部１６２は、実変化速度ΔSLIPr(γ)が前記許容スリップ変化速度β以下となる入力トルクＴinの上限変化速度αを設定する。上限変化速度設定部１６２は、図９に示すマップに基づいて上限変化速度αを設定する。図９は、予め実験的に求められて記憶されている、スリップ率SLIP(γ)の変化速度ΔSLIP(γ)から構成される、入力トルクＴinの上限変化速度α（α1〜α4）の関係マップである。この図９の関係マップに基づいて上限変化速度αが設定される。

切替制御部１５４は、上限変化速度設定部１６２によって設定された許容スリップ変化速度β以下となる入力トルクＴinの上限変化速度αが設定されると、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinが上限変化速度α以下となるベルト走行用クラッチＣｂおよび前進用クラッチＣａの各クラッチ油圧を算出し、そのクラッチ油圧となるようにベルト走行用クラッチＣｂおよび前進用クラッチＣａを制御するソレノイドバルブの出力を適宜補正する。このように制御されることで、無段変速機構２０への入力トルクＴinの変化速度ＶＴinの上限変化速度αが設定されて、入力トルクＴinの変化がその上限変化速度α以下に制限されるため、伝動ベルト５８のエレメント５８ｂが詰まる際の衝撃トルク（力積）が低減され、エレメント５８ｂの摩耗量が低減される。結果として、伝動ベルト５８の耐久性低下が抑制される。

図１０は、本実施例の電子制御装置１５２の制御作動の要部、すなわちベルト走行からギヤ走行、ないしはギヤ走行からベルト走行に切り替えるに際して、切替中のベルト摩耗量を抑制する制御作動を説明するためのフローチャートである。このフローチャートは、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。

前進用クラッチＣａとベルト走行用クラッチＣbとを掴み替えるクラッチツゥクラッチ変速が開始されると、先ず、実変速比算出部１１２および入力トルク算出部１１４に対応するＳＢ１において、実入力トルクＴinおよび実変速比γが算出される。次いで、実スリップ率算出１５６に対応するＳＢ２では、実スリップ率SLIPr(γ)(=1-Ｎout(Ｔin)/Ｎout(Ｔin=0))が算出される。実スリップ率変化速度算出部１５８および実スリップ率変化速度判定部１６０に対応するＳＢ３では、現在の周期で算出された実スリップ率SLIPr(γ)(i)と、前回の周期で算出された実スリップ率SLIPr(γ)(i-1)との差分（＝|SLIPr(γ)(i)−SLIPr(γ)(i-1)|）が、予め設定されている許容スリップ率変化速度βよりも大きいか否かが判定される。ＳＢ３が否定される場合、切替制御部１５４に対応するＳＢ６に進み、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinが制限されていた場合にはその制限が解除され、通常のクラッチツゥクラッチ変速が実行される。また、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinが制限されていない場合には、通常のクラッチツゥクラッチ変速が継続して実行される。

一方、ＳＢ３が肯定される場合、上限変化速度設定部１６２に対応するＳＢ４において、入力トルクＴinの変化速度ＶＴinの制限が開始され、既に制限されている場合には継続して実行される。そして、上限変化速度設定部１６２および切替制御部１５４に対応するＳＢ５では、図９のマップに基づいて上限変化速度αが設定される。そして、変化速度ＶＴinが上限変化速度α以下となるように、ベルト走行用クラッチＣbおよび前進用クラッチＣａのクラッチ油圧変化が制限される。切替制御部１５４に対応するＳＢ７では、クラッチツゥクラッチ変速が変速中であるか否かが判定される。ＳＢ７が肯定される場合、ＳＢ１に戻り、クラッチツゥクラッチ変速が終了するまで、前述した制御が繰り返し実行される。ＳＢ７が否定される場合、本ルーチンは終了させられる。

上述のように本実施例によれば、実スリップ率SLIP(γ)の変化速度ΔSLIP(γ)が予め設定された許容スリップ変化速度βよりも大きい場合には、無段変速機構２０へ入力される入力トルクＴinの変化速度ＶＴinに制限をかけることで、スリップ率SLIP(γ)の急変化が抑制される。このスリップ率SLIP(γ)の急変化が抑制されることで、伝動ベルト５８にかかる負荷が抑制されるため、伝動ベルト５８の耐久性低下を抑制することができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例において、さらに、前進用クラッチＣａやベルト走行用クラッチＣｂ等に供給される作動油の作動油温Ｔoilを考慮して実行することもできる。図１１は、エレメント５８ｂと各プーリ５４、５６との間の摩擦係数の温度特性を示している。なお、図１１において、横軸が変速比γを示し、縦軸が伝動ベルト５８とプーリ５４、５６との間の摩擦係数μを示している。図中の各線は、等油温における特性を示している。図１１より、油温Ｔoilが高くなるほど摩擦係数μが高くなる。そこで、この特性を考慮に入れて、スリップ率SLIP(γ)を油温Ｔoilに応じて補正する。このように、スリップ率SLIP(γ)が油温Ｔoilに応じて補正されることで、切替中の制御精度が一層向上する。

また、前述の実施例において、図６のマップが変速比γと入力トルクＴinの実変化速度ΔＴinとに基づいて設定されているが、変速比γと入力トルクＴinとに基づくものであっても構わない。

また、前述の実施例において、図６および図９のマップは、何れも入力トルクＴinの上限変化速度αが規定されているが、例えばベルト走行用クラッチＣｂおよび前進用クラッチＣａのトルク容量の変化速度やクラッチ油圧の変化速度の上限値を規定するものであっても構わない。

また、前述の実施例において、入力トルクＴinを上限変化速度αに制限するに際して、クラッチ油圧の制御による制限と、エンジン出力の制御による制限とを併用して実施しても構わない。

また、前述の実施例の噛合クラッチＤは必ずしも必要ではなく、噛合クラッチＤを省略して実施しても構わない。

また、前述の実施例において、駆動力源としてエンジン１４が採用されているが、必ずしもエンジン１４に限定されず、例えば電動モータなど駆動力源として機能するものであれば適宜変更することができる。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１２、１５０：車両用駆動装置
１４：エンジン（駆動力源）
２０：ベルト式無段変速機構（無段変速機構）
２２：ギヤ機構（伝動機構）
２５：出力軸
２６：タービン軸（入力軸）
５４：プライマリプーリ（プーリ）
５６：セカンダリプーリ（プーリ）
５８：伝動ベルト
７０：駆動輪
８０、１５２：電子制御装置（制御装置）
Ｃａ：前進用クラッチ（第２クラッチ、クラッチ機構）
Ｃｂ：ベルト走行用クラッチ（第１クラッチ、クラッチ機構）

Claims (4)

1. 駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸と、駆動輪に対してトルクを出力する出力軸との間に、一対のプーリと該一対のプーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを含んで構成されるベルト式の無段変速機構と、少なくとも１つのギヤ比を有する伝動機構と、前記無段変速機構を介してトルクを伝達可能な第１伝達経路と前記伝動機構を介してトルクを伝達可能な第２伝達経路とを選択的に切り替えるクラッチ機構とを、備える車両用駆動装置において、車両の走行状態に応じて前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を選択的に切り替える車両用駆動装置の制御装置であって、
   前記クラッチ機構が操作されて前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路が切り替えられるとき、前記無段変速機構へ入力される入力トルクが、該入力トルクの変化に対する前記伝動ベルトのスリップ率の変化速度が所定の基準値を超える領域にある場合には、前記入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
2. 駆動力源から出力されたトルクが伝達される入力軸と、駆動輪に対してトルクを出力する出力軸との間に、一対のプーリと該一対のプーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを含んで構成されるベルト式の無段変速機構と、少なくとも１つのギヤ比を有する伝動機構と、前記無段変速機構を介してトルクを伝達可能な第１伝達経路と前記伝動機構を介してトルクを伝達可能な第２伝達経路とを選択的に切り替えるクラッチ機構とを、備える車両用駆動装置において、車両の走行状態に応じて前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路を選択的に切り替える車両用駆動装置の制御装置であって、
   前記クラッチ機構が操作されて前記第１伝達経路と前記第２伝達経路との間でトルク伝達経路が切り替えられるとき、前記伝動ベルトの実スリップ率の変化速度を算出し、算出された前記実スリップ率の変化速度が予め設定された所定の閾値よりも大きい場合、前記無段変速機構へ入力される入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することを特徴とする車両用駆動装置の制御装置。
3. 前記クラッチ機構は、係合されることで前記第１伝達経路を形成する油圧式の第１クラッチと、係合されることで前記第２伝達経路を形成する油圧式の第２クラッチとを、含み、
   前記第１クラッチと前記第２クラッチとを掴み替える際のクラッチ油圧を制御することで、前記無段変速機構へ入力される入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することを特徴とする請求項１または２の車両用駆動装置の制御装置。
4. 前記駆動力源の出力を制御することで、前記無段変速機構へ入力される入力トルクの変化速度を所定の上限変化速度以下に制限することを特徴とする請求項１または２の車両用駆動装置の制御装置。

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