JP6529773B2 - 無段変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、無段変速機の制御装置に関する。

自動車などの車両に搭載される変速機として、エンジンの動力を無段階に変速する無段変速機構と、エンジンの動力を無段変速機構を経由せずに伝達する歯車機構と、無段変速機構からの動力と歯車機構からの動力とを合成するための遊星歯車機構とを備えたものが提案されている。この変速機では、エンジンからの動力を無段変速機構と歯車機構とに分割し、その分割された各動力を遊星歯車機構で合成して車輪に伝達することができる。

特開２００４−１７６８９０号公報

駆動源の動力を２系統に分割して伝達可能な変速機は、動力分割式無段変速機として、出願人も提案している。

この提案に係る動力分割式無段変速機には、変速比の変更により動力を無段階に変速する無段変速機構と、動力を一定の変速比で変速する一定変速機構と、無段変速機構を経由する動力と一定変速機構を経由する動力とを合成するための遊星歯車機構とが備えられている。無段変速機構は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。遊星歯車機構のサンギヤには、無段変速機構のセカンダリ軸が接続されている。また、遊星歯車機構のリングギヤには、出力軸が接続されている。出力軸の回転は、デファレンシャルギヤに伝達され、デファレンシャルギヤから左右の駆動輪に伝達される。

この動力分割式無段変速機は、Ｄレンジ（前進レンジ）における動力伝達モードとして、動力が無段変速機構のみを経由して遊星歯車機構に伝達されるベルトモードと、動力が無段変速機構および一定変速機構を経由して遊星歯車機構に伝達されるスプリットモードとを有している。

ベルトモードでは、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとが直結され、遊星歯車機構のキャリアがフリーな状態にされる。そのため、無段変速機構から出力される動力により、サンギヤおよびリングギヤが一体的に回転し、出力軸がリングギヤと一体的に回転する。したがって、ベルトモードでは、動力分割式無段変速機の変速比が無段変速機構の変速比（ベルト変速比）と一致する。

スプリットモードでは、サンギヤとリングギヤとの直結が解除され、一定変速機構を経由する動力がキャリアに入力される。一定変速機構の変速比（スプリット変速比）が一定で不変であるので、動力分割式無段変速機に入力される回転速度が一定であれば、キャリアの回転速度が一定に保持される。そのため、ベルト変速比が上げられて、サンギヤの回転速度が下げられると、リングギヤおよびリングギヤに接続された出力軸の回転速度が上がり、動力分割式無段変速機の変速比が下がる。したがって、スプリットモードでは、動力分割式無段変速機の変速比（ユニット変速比）がスプリット変速比以下となる。

また、Ｒレンジ（後進レンジ）では、サンギヤとリングギヤとの直結が解除され、キャリアが固定される。そのため、無段変速機構から出力される動力により、サンギヤが回転すると、出力軸がリングギヤと一体的にサンギヤの回転方向と逆方向に回転する。このとき、遊星歯車機構の構成上、リングギヤの回転速度は、サンギヤの回転速度よりも必ず低くなる。

そのため、Ｒレンジにおけるユニット変速比の最大値（最大後進変速比）は、Ｄレンジにおけるユニット変速比の最大値（最大前進変速比）よりも大きくなる。その結果、車両の発進時、動力分割式無段変速機に入力される動力が同じであれば、Ｒレンジでは、Ｄレンジと比較して、デファレンシャルギヤから左右の駆動輪に伝達される駆動力が大きくなる。この駆動力差は、車両のクリープ現象による飛び出し、制動力不足、グローン音（ブレーキ異音）の発生などの問題を引き起こすおそれがある。

本発明の目的は、最大前進変速比と最大後進変速比とが異なる無段変速機において、車両の前進発進時の駆動力と後進発進時の駆動力との差を小さくすることができる、制御装置を提供することである。

前記の目的を達成するため、本発明に係る制御装置は、入力軸に入力される動力を変速比の変更により無段階に変速する無段変速機構と、少なくとも無段変速機構から伝達される動力を出力軸に出力する出力歯車機構とを備え、前進レンジにおける変速比の最大値である最大前進変速比と後進レンジにおける変速比の最大値である最大後進変速比とが異なる無段変速機を制御する制御装置であって、中立レンジから最大前進変速比と最大後進変速比との大きい方を有する前進レンジまたは後進レンジへのシフトが指示されたことを検出するシフト指示検出手段と、シフト指示検出手段により指示が検出された場合に、当該指示に従って、中立レンジから前進レンジまたは後進レンジへのシフトを制御するシフト制御手段と、シフト制御手段による制御中に、シフト制御後の前進レンジまたは後進レンジの変速比が小さくなるように、無段変速機構の変速比を変更する変速比変更手段とを含む。

この構成によれば、たとえば、最大後進変速比が最大前進変速比よりも大きい場合、中立レンジから後進レンジへのシフト制御中、つまり中立レンジから後進レンジへの過渡中に、シフト制御後の後進レンジの変速比が小さくなるように、無段変速機構の変速比が変更される。これにより、車両の後進発進時の駆動力を低減することができ、その駆動力と車両の前進発進時の駆動力との差を小さくすることができる。よって、車両のクリープ現象による飛び出し、制動力不足、グローン音の発生などを抑制することができる。

無段変速機は、中立レンジから前進レンジへのシフト時に係合される前進係合要素と、中立レンジから後進レンジへのシフト時に係合される後進係合要素とを備えていてもよく、その場合、シフト制御手段は、シフト指示検出手段により検出された指示に従って、前進係合要素または後進係合要素の係合を制御する。

また、シフト制御手段は、変速比変更手段による変速比の変更中に、係合される前進係合要素または後進係合要素をスリップさせるスリップ制御を行ってもよい。

スリップ制御により、前進係合要素または後進係合要素の係合を遅らせることができ、その係合が完了するまでに、無段変速機構の変速比を目標変速比まで変化させることができる。

さらに、制御装置は、スリップ制御中に、スリップ制御の対象の前進係合要素または後進係合要素が吸収する熱量の総和を算出する熱量算出手段を備え、シフト制御手段は、熱量算出手段により算出される熱量が所定値に達した場合、スリップ制御を中止して、スリップ制御の対象であった前進係合要素または後進係合要素を完全係合させてもよい。

この構成により、スリップ制御の対象の前進係合要素または後進係合要素が異常高温状態になることを抑制でき、その前進係合要素または後進係合要素の劣化を抑制することができる。

また、本発明に係る制御装置は、前進レンジにおける変速比の最大値である最大前進変速比と後進レンジにおける変速比の最大値である最大後進変速比とが異なる動力分割式無段変速機を制御する制御装置としても、好適に用いることができる。
すなわち、動力分割式無段変速機は、入力軸に入力される動力を変速比の変更により無段階に変速する無段変速機構と、入力軸に入力される動力を一定の変速比で変速する一定変速機構と、無段変速機構から伝達される動力または無段変速機構および一定変速機構の両方から伝達される動力を出力軸に出力する出力歯車機構とを備えている。無段変速機構からの動力と一定変速機構からの動力とが出力歯車機構に伝達される場合、出力歯車機構では、それらの動力を合成して出力軸に出力する必要がある。そのため、遊星歯車機構が出力歯車機構に採用されることがあり、この場合、最大前進変速比と最大後進変速比とに遊星歯車機構のギヤ比による差が生じやすい。したがって、本発明に係る制御装置は、動力分割式無段変速機を制御する制御装置として好適に用いることができる。

本発明によれば、車両の後進発進時の駆動力を低減することができ、その駆動力と車両の前進発進時の駆動力との差を小さくすることができる。よって、車両のクリープ現象による飛び出し、制動力不足、グローン音の発生などを抑制することができる。

本発明の一実施形態に係る制御装置が搭載された車両の要部の構成を示す図である。 車両の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。 車両の前進時および後進時におけるロークラッチ、リバースブレーキおよびハイブレーキの状態を示す図である。 無段変速機構の変速比と動力分割式無段変速機の変速比との関係を示す図である。 出力歯車機構のキャリア、サンギヤおよびリングギヤの回転数の関係を示す共線図である。 第１実施形態に係る制御において、シフトレンジがＮレンジからＲレンジに切り替えられる際のタービン回転数、ベルト変速比およびリバース制御圧の時間変化の一例を示す図である。 第１実施形態に係る制御において、シフトレンジがＮレンジからＲレンジに切り替えられる際のタービン回転数、ベルト変速比およびリバース制御圧の時間変化の他の例を示す図である。 第２実施形態に係る制御において、シフトレンジがＮレンジからＲレンジに切り替えられる際のタービン回転数、ベルト変速比およびリバース制御圧の時間変化の一例を示す図である。 スリップ制御の開始から終了までの期間に実行される処理の流れを示すフローチャートである。 推定回転数算出処理の流れを示すフローチャートである。

以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。

＜車両の要部構成＞

図１は、本発明の一実施形態に係る制御装置が搭載された車両１の要部の構成を示す図である。

車両１は、エンジン２を駆動源とする自動車である。

エンジン２の出力は、トルクコンバータ３および動力分割式無段変速機４を介して、車両１の駆動輪（たとえば、左右の前輪）に伝達される。エンジン２には、エンジン２の燃焼室への吸気量を調整するためのスロットルバルブおよび燃焼室内に電気放電を生じさせる点火プラグなどが設けられている。また、エンジン２には、その始動のためのスタータが付随して設けられている。

車両１には、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭなどを含む構成の複数のＥＣＵ（電子制御ユニット）が備えられている。ＥＣＵには、エンジンＥＣＵ１１および変速機ＥＣＵ１２が含まれる。複数のＥＣＵは、ＣＡＮ（Controller Area Network）通信プロトコルによる双方向通信が可能に接続されている。

エンジンＥＣＵ１１には、アクセルセンサ１３およびエンジン回転数センサ１４などが接続されている。

アクセルセンサ１３は、アクセルペダル（図示せず）の操作量に応じた信号をエンジンＥＣＵ１１に入力する。エンジンＥＣＵ１１は、アクセルセンサ１３から入力される信号に基づいて、アクセルペダルの最大操作量に対する操作量の割合、つまりアクセルペダルが踏み込まれていないときを０％とし、アクセルペダルが最大に踏み込まれたときを１００％とする百分率であるアクセル開度を演算する。

エンジン回転数センサ１４は、エンジン２の回転（クランクシャフトの回転）に同期したパルス信号をエンジンＥＣＵ１１に入力する。エンジンＥＣＵ１１は、エンジン回転数センサ１４から入力されるパルス信号の周波数をエンジン２の回転数（エンジン回転数）に換算する。

エンジンＥＣＵ１１は、各種センサから入力される信号から得られる数値および他のＥＣＵから入力される種々の情報などに基づいて、エンジン２の始動、停止および出力調整のため、エンジン２に設けられたスロットルバルブや点火プラグなどを制御する。

変速機ＥＣＵ１２には、シフトポジションセンサ１５、プライマリ回転数センサ１６、セカンダリ回転数センサ１７およびアウトプット回転数センサ１８などが接続されている。

シフトポジションセンサ１５は、シフトレバー（セレクトレバー）のポジションに応じた信号を変速機ＥＣＵ１２に入力する。シフトレバーのポジションとして、たとえば、Ｐポジション、Ｒポジション、ＮポジションおよびＤポジションが設けられている。Ｐポジション、Ｒポジション、ＮポジションおよびＤポジションは、それぞれシフトレンジのＰレンジ（駐車レンジ）、Ｒレンジ（後進レンジ）、Ｎレンジ（中立レンジ）およびＤレンジ（前進レンジ）に対応する。シフトレバーは、Ｐポジション、Ｒポジション、ＮポジションおよびＤポジションの間でシフト操作することができ、そのシフト操作により、シフトレンジの切り替えを指示することができる。

プライマリ回転数センサ１６は、たとえば、動力分割式無段変速機４のプライマリプーリ５３（図２参照）の回転に同期したパルス信号を変速機ＥＣＵ１２に入力する。変速機ＥＣＵ１２は、プライマリ回転数センサ１６から入力されるパルス信号の周波数をプライマリプーリ５３（プライマリ軸５１）の回転数であるプライマリ回転数に換算する。

セカンダリ回転数センサ１７は、たとえば、動力分割式無段変速機４のセカンダリプーリ５４（図２参照）の回転に同期したパルス信号を変速機ＥＣＵ１２に入力する。変速機ＥＣＵ１２は、セカンダリ回転数センサ１７から入力されるパルス信号の周波数をセカンダリプーリ５４（セカンダリ軸５２）の回転数であるセカンダリ回転数に換算する。

アウトプット回転数センサ１８は、たとえば、出力ギヤ８５（図２参照）の回転に同期したパルス信号を変速機ＥＣＵ１２に入力する。変速機ＥＣＵ１２は、アウトプット回転数センサ１８から入力されるパルス信号の周波数をアウトプット軸４２（図２参照）の回転数であるアウトプット回転数に換算する。

変速機ＥＣＵ１２は、各種センサから入力される信号から得られる数値および他のＥＣＵから入力される種々の情報などに基づいて、無段変速機構４３の変速比（以下「ベルト変速比」という。）γ_ｂの制御のため、無段変速機構４３の各部に油圧を供給するための油圧回路１９に含まれるバルブ（図示せず）を制御する。また、変速機ＥＣＵ１２は、油圧回路１９に含まれるバルブの制御により、ロークラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびハイブレーキＢ２（図２参照）に供給される油圧を制御し、前進モードと後進モードとを切り替え、また、ベルトモードとスプリットモードとを切り替える。

なお、油圧回路１９のバルブには、プライマリプーリ５３、セカンダリプーリ５４、ロークラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびハイブレーキＢ２に供給される油圧をそれぞれ調節する油圧制御バルブなどが含まれる。油圧制御バルブには、電流値により出力油圧を制御可能なバルブ、たとえば、リニアソレノイドバルブが用いられている。

＜駆動系統の構成＞

図２は、車両１の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。

エンジン２は、Ｅ／Ｇ出力軸２１を備えている。Ｅ／Ｇ出力軸２１は、エンジン２が発生する動力により回転される。

トルクコンバータ３は、ポンプインペラ３１、タービンランナ３２およびロックアップクラッチ３３を備えている。ポンプインペラ３１には、Ｅ／Ｇ出力軸２１が連結されており、ポンプインペラ３１は、Ｅ／Ｇ出力軸２１と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。タービンランナ３２は、ポンプインペラ３１と同一の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。ロックアップクラッチ３３は、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とを直結／分離するために設けられている。ロックアップクラッチ３３が係合されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが直結され、ロックアップクラッチ３３が解放されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが分離される。

ロックアップクラッチ３３が解放された状態において、Ｅ／Ｇ出力軸２１が回転されると、ポンプインペラ３１が回転する。ポンプインペラ３１が回転すると、ポンプインペラ３１からタービンランナ３２に向かうオイルの流れが生じる。このオイルの流れがタービンランナ３２で受けられて、タービンランナ３２が回転する。このとき、トルクコンバータ３の増幅作用が生じ、タービンランナ３２には、Ｅ／Ｇ出力軸２１の動力（トルク）よりも大きな動力が発生する。

ロックアップクラッチ３３が係合された状態では、Ｅ／Ｇ出力軸２１が回転されると、Ｅ／Ｇ出力軸２１、ポンプインペラ３１およびタービンランナ３２が一体となって回転する。

トルクコンバータ３と動力分割式無段変速機４との間には、オイルポンプ５が設けられている。オイルポンプ５のポンプ軸は、ポンプインペラ３１と一体的に回転可能に設けられている。これにより、エンジン２の動力によりポンプインペラ３１が回転されると、オイルポンプ５のポンプ軸が回転し、オイルポンプ５からオイルが吐出される。

動力分割式無段変速機４は、トルクコンバータ３から入力される動力をデファレンシャルギヤ６に伝達する。動力分割式無段変速機４は、インプット軸４１、アウトプット軸４２、無段変速機構４３、一定変速機構４４および出力歯車機構４５を備えている。

インプット軸４１は、トルクコンバータ３のタービンランナ３２に連結され、タービンランナ３２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。

アウトプット軸４２は、インプット軸４１と平行に設けられている。

無段変速機構４３は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。具体的には、無段変速機構４３は、インプット軸４１に連結されたプライマリ軸５１と、プライマリ軸５１と平行に設けられたセカンダリ軸５２と、プライマリ軸５１に相対回転不能に支持されたプライマリプーリ５３と、セカンダリ軸５２に相対回転不能に支持されたセカンダリプーリ５４と、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とに巻き掛けられたベルト５５とを備えている。

プライマリプーリ５３は、プライマリ軸５１に固定された固定シーブ６１と、固定シーブ６１にベルト５５を挟んで対向配置され、プライマリ軸５１にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６２とを備えている。可動シーブ６２に対して固定シーブ６１と反対側には、プライマリ軸５１に固定されたシリンダ６３が設けられ、可動シーブ６２とシリンダ６３との間に、油室６４が形成されている。

セカンダリプーリ５４は、セカンダリ軸５２に固定された固定シーブ６５と、固定シーブ６５にベルト５５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸５２にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６６とを備えている。可動シーブ６６に対して固定シーブ６１と反対側には、セカンダリ軸５２に固定されたシリンダ６７が設けられ、可動シーブ６６とシリンダ６７との間に、油室６８が形成されている。

無段変速機構４３では、プライマリプーリ５３の油室６４およびセカンダリプーリ５４の油室６８に供給される油圧が制御されて、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の各溝幅が変更されることにより、ベルト変速比γ_ｂが連続的に無段階で変更される。

具体的には、ベルト変速比γ_ｂが下げられるときには、プライマリプーリ５３の油室６４に供給される油圧が上げられる。これにより、プライマリプーリ５３の可動シーブ６２が固定シーブ６１側に移動し、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔（溝幅）が小さくなる。これに伴い、プライマリプーリ５３に対するベルト５５の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔（溝幅）が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が小さくなり、ベルト変速比γ_ｂが下がる。

ベルト変速比γ_ｂが上げられるときには、プライマリプーリ５３の油室６４に供給される油圧が下げられる。これにより、ベルト５５に対するセカンダリプーリ５４の推力がベルト５５に対するプライマリプーリ５３の推力よりも大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔が小さくなるとともに、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が大きくなり、ベルト変速比γ_ｂが上がる。

一方、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４の推力は、プライマリプーリ５３およびセカンダリプーリ５４とベルト５５との間で滑りが生じない大きさを必要とする。そのため、インプット軸４１に入力されるトルクの大きさに応じた推力が得られるよう、プライマリプーリ５３の油室６４およびセカンダリプーリ５４の油室６８に供給される油圧が制御される。

一定変速機構４４は、遊星歯車機構７１、スプリットドライブギヤ７２、スプリットドリブンギヤ７３およびアイドルギヤ７４を備えている。

遊星歯車機構７１には、サンギヤ７５、キャリア７６およびリングギヤ７７が含まれる。サンギヤ７５は、インプット軸４１に相対回転可能に外嵌されている。キャリア７６は、インプット軸４１に相対回転不能に支持されている。キャリア７６は、複数個のピニオンギヤ７８を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ７８は、円周上に配置され、サンギヤ７５と噛合している。リングギヤ７７は、キャリア７６の周囲を取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ７８にインプット軸４１の回転径方向の外側から噛合している。

スプリットドライブギヤ７２は、サンギヤ７５と一体回転可能に設けられている。

スプリットドリブンギヤ７３は、次に述べる出力歯車機構４５のキャリア８２の外周に、キャリア８２と一体回転可能に設けられている。すなわち、出力歯車機構４５のキャリア８２には、一定変速機構４４が接続されている。

アイドルギヤ７４は、スプリットドライブギヤ７２およびスプリットドリブンギヤ７３と噛合している。

出力歯車機構４５は、遊星歯車機構の構成を有している。すなわち、出力歯車機構４５は、サンギヤ８１、キャリア８２およびリングギヤ８３を備えている。サンギヤ８１は、セカンダリ軸５２に相対回転不能に外嵌されている。キャリア８２の中心には、無段変速機構４３のセカンダリ軸５２が相対回転可能に挿通されている。キャリア８２は、複数個のピニオンギヤ８４を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ８４は、円周上に配置され、サンギヤ８１と噛合している。リングギヤ８３は、キャリア８２の周囲を取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ８４にセカンダリ軸５２の回転径方向の外側から噛合している。また、リングギヤ８３には、アウトプット軸４２の一端が接続され、リングギヤ８３は、アウトプット軸４２と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。アウトプット軸４２の他端部には、出力ギヤ８５が相対回転不能に支持されている。

出力ギヤ８５の回転は、第１アイドルギヤ８６、アイドル軸８７および第２アイドルギヤ８８を経由して、デファレンシャルギヤ６に伝達される。第１アイドルギヤ８６は、アイドル軸８７に相対回転不能に支持されて、出力ギヤ８５と噛合している。アイドル軸８７は、アウトプット軸４２と平行に設けられている。第２アイドルギヤ８８は、アイドル軸８７に相対回転不能に支持されて、デファレンシャルギヤ６に備えられたリングギヤ９１と噛合している。

また、動力分割式無段変速機４は、ロークラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびハイブレーキＢ２を備えている。

ロークラッチＣ１は、アウトプット軸４２とセカンダリ軸５２とを直結する係合状態（オン）と、その直結を解除する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

リバースブレーキＢ１は、スプリットドライブギヤ７２（サンギヤ７５）を制動する係合状態（オン）と、スプリットドライブギヤ７２の回転を許容する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

ハイブレーキＢ２は、リングギヤ７７を制動する係合状態（オン）と、リングギヤ７７の回転を許容する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

＜動力伝達モード＞

図３は、車両１の前進時および後進時におけるロークラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびハイブレーキＢ２の状態を示す図である。図４は、ベルト変速比γ_ｂと動力分割式無段変速機４の変速比（以下「ユニット変速比」という。）γ_ｕとの関係を示す図である。

図３において、「○」は、ロークラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびハイブレーキＢ２が係合状態であることを示している。なお、ＰレンジおよびＮレンジでは、ロークラッチＣ１、リバースブレーキＢ１およびハイブレーキＢ２が解放される。

動力分割式無段変速機４は、Ｄレンジにおける動力伝達モードとして、ベルトモードおよびスプリットモードを有している。

ベルトモードでは、ハイブレーキＢ２およびリバースブレーキＢ１が解放され、ロークラッチＣ１が係合される。これにより、一定変速機構４４のスプリットドライブギヤ７２、スプリットドリブンギヤ７３およびアイドルギヤ７４ならびに出力歯車機構４５のキャリア８２がフリー（自由回転状態）になり、アウトプット軸４２およびセカンダリ軸５２が直結される。

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１およびプライマリプーリ５３を回転させる。プライマリプーリ５３の回転は、ベルト５５を介して、セカンダリプーリ５４に伝達され、セカンダリプーリ５４およびセカンダリ軸５２を回転させる。ロークラッチＣ１が係合されているので、アウトプット軸４２がセカンダリ軸５２と一体に回転する。したがって、ベルトモードでは、図４に示されるように、ユニット変速比γ_ｕがベルト変速比γ_ｂと一致する。

アウトプット軸４２の回転は、出力ギヤ８５、第１アイドルギヤ８６、アイドル軸８７および第２アイドルギヤ８８を介して、デファレンシャルギヤ６のリングギヤ９１に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト９２，９３が前進方向に回転する。

図５は、出力歯車機構４５のキャリア８２、サンギヤ８１およびリングギヤ８３の回転数の関係を示す共線図である。

スプリットモードでは、図３に示されるように、ハイブレーキＢ２が係合され、リバースブレーキＢ１およびロークラッチＣ１が解放される。ハイブレーキＢ２が係合されることにより、一定変速機構４４のリングギヤ７７が制動される。また、ロークラッチＣ１が解放されることにより、アウトプット軸４２とセカンダリ軸５２との直結が解除される。

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１およびプライマリプーリ５３を回転させる。プライマリプーリ５３の回転は、ベルト５５を介して、セカンダリプーリ５４に伝達され、セカンダリプーリ５４およびセカンダリ軸５２を回転させる。セカンダリ軸５２の回転により、出力歯車機構４５のサンギヤ８１が回転する。

また、一定変速機構４４のリングギヤ７７が制動されているので、インプット軸４１に入力される動力は、一定変速機構４４のキャリア７６を公転させるとともに、そのキャリア７６に保持されているピニオンギヤ７８を回転させる。ピニオンギヤ７８の回転により、ピニオンギヤ７８からサンギヤ７５に動力が入力される。これにより、ピニオンギヤ７８およびスプリットドライブギヤ７２が回転する。スプリットドライブギヤ７２の回転は、アイドルギヤ７４を介して、スプリットドリブンギヤ７３に伝達され、スプリットドリブンギヤ７３および出力歯車機構４５のキャリア８２を回転させる。

一定変速機構４４の変速比γ_ｇが一定で不変（固定）であるので、スプリットモードでは、インプット軸４１に入力される動力が一定であれば、出力歯車機構４５のキャリア８２の回転が一定速度に保持される。そのため、ベルト変速比γ_ｂが上げられると、出力歯車機構４５のサンギヤ８１の回転速度が下がるので、図５に二点鎖線で示されるように、出力歯車機構４５のリングギヤ８３（アウトプット軸４２）の回転速度が上がる。その結果、スプリットモードでは、図４に示されるように、ベルト変速比γ_ｂが大きいほど、ユニット変速比γ_ｕが小さくなる。

アウトプット軸４２の回転は、出力ギヤ８５、第１アイドルギヤ８６、アイドル軸８７および第２アイドルギヤ８８を介して、デファレンシャルギヤ６のリングギヤ９１に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト９２，９３が前進方向に回転する。

Ｒレンジでは、図３に示されるように、ハイブレーキＢ２およびロークラッチＣ１が解放される。そして、リバースブレーキＢ１が係合される。これにより、スプリットドライブギヤ７２（サンギヤ７５）が制動される。スプリットドライブギヤ７２の制動により、一定変速機構４４のアイドルギヤ７４が回転不能となり、スプリットドリブンギヤ７３およびキャリア８２が回転不能となる。

インプット軸４１に入力される動力は、無段変速機構４３のプライマリ軸５１に伝達され、プライマリ軸５１およびプライマリプーリ５３を回転させる。プライマリプーリ５３の回転は、ベルト５５を介して、セカンダリプーリ５４に伝達され、セカンダリプーリ５４およびセカンダリ軸５２を回転させる。セカンダリ軸５２の回転により、出力歯車機構４５のサンギヤ８１が回転する。キャリア８２が回転不能なため、図５に一点鎖線で示されるように、サンギヤ８１が回転すると、リングギヤ８３がサンギヤ８１と逆方向に回転する。このリングギヤ８３の回転方向は、Ｄレンジ（ベルトモードおよびスプリットモード）におけるリングギヤ８３の回転方向と逆方向となる。そして、リングギヤ８３と一体にアウトプット軸４２が回転する。アウトプット軸４２の回転は、出力ギヤ８５、第１アイドルギヤ８６、アイドル軸８７および第２アイドルギヤ８８を介して、デファレンシャルギヤ６のリングギヤ９１に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト９２，９３が後進方向に回転する。

図５を参照して理解されるように、Ｒレンジでは、ベルト変速比γ_ｂが最大値（最ロー）であるとき、ユニット変速比γ_ｕが最大となり、その最大のユニット変速比γ_ｕは、ベルト変速比γ_ｂの最大値よりも大きい。

<Ｎ−Ｒ切替制御（第１実施形態）＞

図６は、シフトレンジがＮレンジからＲレンジに切り替えられる際のタービン回転数、ベルト変速比およびリバース制御圧の時間変化の一例を示す図である。

シフトレバーがＮポジションからＲポジションにシフト操作されると、シフトポジションセンサ１５から変速機ＥＣＵ１２にシフト操作に応じた信号が入力され、この信号の入力に基づいて、変速機ＥＣＵ１２により、シフト操作によるＮレンジからＲレンジへの切り替え（シフト）の指示が検出される。そして、その検出に応答して、変速機ＥＣＵ１２により、リバースブレーキＢ１を係合させるためのクラッチ制御およびベルト変速比γ_ｂを小さくするための変速比制御が実行される。

クラッチ制御では、ＮレンジからＲレンジへの切り替えの指示に応答して、リバース制御圧が初期圧よりも高いガタ詰め油圧に上げられる（時刻Ｔ１）。リバース制御圧は、リバースブレーキＢ１に供給される油圧の目標値であり、リバースブレーキＢ１用の油圧制御バルブに入力される電流値に対応する。所定時間（時間Ｔ１−Ｔ２）にわたって、リバース制御圧がガタ詰め油圧に保持されると、次に、リバース制御圧がガタ詰め油圧から初期圧に下げられる（時刻Ｔ２）。リバース制御圧がガタ詰め油圧に保持される間に、リバースブレーキＢ１のピストンが油圧により押されて、ピストンの無効ストロークが解消される。

所定時間（時間Ｔ２−Ｔ３）にわたって、リバース制御圧が初期圧に保持された後、リバース制御圧が初期圧から漸増される。これにより、リバースブレーキＢ１に供給される油圧が上昇し、トルクコンバータ３のタービンランナ３２の回転数であるタービン回転数がエンジン回転数から乖離し始める。タービンランナ３２は、動力分割式無段変速機４のインプット軸４１と一体的に回転するので、タービン回転数は、インプット軸４１の回転数と同じである。また、プライマリ軸５１がインプット軸４１に連結され、プライマリプーリ５３がプライマリ軸５１に相対回転不能に支持されているので、タービン回転数は、プライマリ回転数と同じである。

その後、変速機ＥＣＵ１２により、タービン回転数とエンジン回転数との比が所定比になったこと（同期外れ）が検出されると、リバース制御圧を所定の時間勾配（時間変化率）で上昇させるスイープ制御が開始される（時刻Ｔ４）。このスイープ制御により、リバースブレーキＢ１に供給される油圧がさらに上昇して、リバースブレーキＢ１の伝達トルクが上昇し、タービン回転数の低下が進む。

一方、変速比制御では、たとえば、ベルト変速比γ_ｂがＮレンジからＲレンジへの切り替えの指示からの所定時間で目標変速比αまで変化するように、変速比制御圧が一定の時間勾配で上げられる。変速比制御圧は、無段変速機構４３のプライマリプーリ５３（油室６４）に供給される油圧の目標値であり、プライマリプーリ５３用の油圧制御バルブに入力される電流値に対応する。変速比制御圧の上昇に伴い、プライマリプーリ５３に供給される油圧が上昇し、プライマリプーリ５３の可動シーブ６２が固定シーブ６１側に移動することにより、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αに向けて漸減する。目標変速比αは、たとえば、Ｒレンジでのユニット変速比γ_ｕがＤレンジでのユニット変速比γ_ｕの最大値、つまりベルト変速比γ_ｂの最大値と一致するように設定される。

クラッチ制御によるタービン回転数の低下が進み、タービン回転数が所定回転数に低下すると（時刻Ｔ５）、変速機ＥＣＵ１２により、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αまで変化したか否かが判定される。所定回転数は、たとえば、リバースブレーキＢ１が完全に係合した時点（同期点）でのタービン回転数（たとえば、０ｒｐｍ）に一定値ΔＮ（ｒｐｍ）を加えた値に設定される。また、ベルト変速比γ_ｂは、プライマリ回転数をセカンダリ回転数で除することにより求められる。

通常は、図６に示されるように、タービン回転数が所定回転数に低下する前に、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αまで変化している。この場合、クラッチ制御におけるスイープ制御が継続される。そして、リバースブレーキＢ１がほぼ完全に係合した状態となり、タービン回転数が所定の終了回転数まで低下すると（時刻Ｔ６）、スイープ制御が終了される。そして、リバース制御圧が最大圧に上げられて、クラッチ制御が終了される（時刻Ｔ７）。これにより、リバースブレーキＢ１が完全に係合した状態となり、タービン回転数の低下が止まる。

図７は、シフトレンジがＮレンジからＲレンジに切り替えられる際のタービン回転数、ベルト変速比およびリバース制御圧の時間変化の他の例を示す図である。

エンジン回転数の変動や油温など、種々の要因により、図７に示されるように、タービン回転数が所定回転数に低下した時点で（時刻Ｔ５）、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αまで変化していない場合がある。この場合、クラッチ制御におけるスイープ制御が終了されて、タービン回転数が所定回転数に保持されるように、リバースブレーキＢ１に供給される油圧がフィードバック制御（スリップ制御）される。スリップ制御中、変速機ＥＣＵ１２により、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αに変化したか否かが監視される。そして、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αに一致すると（時刻Ｔ８）、スリップ制御が終了され、リバース制御圧が最大圧に上げられて、クラッチ制御が終了される（時刻Ｔ９）。これにより、リバースブレーキＢ１が完全に係合した状態となり、タービン回転数の低下が止まる。

スリップ制御により、リバースブレーキＢ１の完全係合を遅らせることができ、その完全係合までに、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αまで変化させることができる。

<Ｎ−Ｒ切替制御（第２実施形態）＞

図８は、シフトレンジがＮレンジからＲレンジに切り替えられる際のタービン回転数、ベルト変速比およびリバース制御圧の時間変化の一例を示す図である。

前述のクラッチ制御および変速比制御に代えて、次に説明するクラッチ制御および変速比フィードバック制御が実行されてもよい。

クラッチ制御では、ＮレンジからＲレンジへの切り替えの指示に応答して、リバース制御圧が初期圧よりも高いガタ詰め油圧に上げられる（時刻Ｔ１１）。所定時間（時間Ｔ１１−Ｔ１２）にわたって、リバース制御圧がガタ詰め油圧に保持されると、次に、リバース制御圧がガタ詰め油圧から初期圧に下げられる（時刻Ｔ１２）。リバース制御圧がガタ詰め油圧に保持される間に、リバースブレーキＢ１のピストンが油圧により押されて、ピストンの無効ストロークが解消される。

所定時間（時間Ｔ１２−Ｔ１３）にわたって、リバース制御圧が初期圧に保持された後、リバース制御圧が初期圧から漸増される。これにより、リバースブレーキＢ１に供給される油圧が上昇し、トルクコンバータ３のタービンランナ３２の回転数であるタービン回転数がエンジン回転数から乖離し始める。

その後、変速機ＥＣＵ１２により、タービン回転数とエンジン回転数との比が所定比になったこと（同期外れ）が検出されると、リバースブレーキＢ１をスリップさせながら、リバースブレーキＢ１に供給される油圧を上昇させるスリップ制御が開始される（時刻Ｔ１４）。リバースブレーキＢ１に供給される油圧の上昇により、タービン回転数の低下が進み、リバースブレーキＢ１がほぼ完全に係合した状態となって、タービン回転数が所定の終了回転数まで低下すると（時刻Ｔ１５）、スリップ制御が終了される。そして、リバース制御圧が最大圧に上げられて、クラッチ制御が終了される（時刻Ｔ１６）。これにより、リバースブレーキＢ１が完全に係合した状態となり、タービン回転数の低下が止まる。

変速比フィードバック制御では、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αまで小さくなるようにフィードバック制御される。たとえば、ベルト変速比γ_ｂと目標変速比αとの偏差が求められ、その偏差に制御ゲインが乗じられることにより、プライマリプーリ５３に供給される油圧の目標値である変速比制御圧が算出される。そして、変速比制御圧に応じた電流値の電流がプライマリプーリ５３用の油圧制御バルブに供給される。

そして、クラッチ制御におけるスリップ制御と変速比フィードバック制御との協調により、リバースブレーキＢ１が完全に係合した状態になるタイミングに合わせて、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αに一致する。

図９は、スリップ制御の開始から終了までの期間に実行される処理の流れを示すフローチャートである。

スリップ制御の開始から終了までの期間は、変速機ＥＣＵ１２が図９に示される処理を実行することにより、スリップ制御と変速比フィードバック制御との協調が達成される。

まず、ベルト変速比γ_ｂが所定範囲内、たとえば、目標変速比αを下限とし、目標変速比αに一定値を加算した値を上限とする範囲内であるか否かが判定される（ステップＳ１）。

ベルト変速比γ_ｂが所定範囲内である場合には（ステップＳ１のＹＥＳ）、変速比フィードバック制御の制御ゲインが小さくされる（ステップＳ２）。

一方、ベルト変速比γ_ｂが所定範囲内でない場合、つまりベルト変速比γ_ｂが所定範囲の上限よりも大きい場合には（ステップＳ１のＮＯ）、変速比フィードバック制御の制御ゲインが大きくされる（ステップＳ３）。通常、スリップ制御の開始直後は、ベルト変速比γ_ｂが所定範囲の上限よりも大きいので、変速比フィードバック制御の制御ゲインが増大される。これにより、ベルト変速比γ_ｂが所定範囲の上限まで速やかに変化する。

また、タービントルクＴｔおよびエンジントルクＴｅが算出される（ステップＳ４）。

タービントルクＴｔは、トルクコンバータ３のタービンランナ３２のトルクであり、後述する推定回転数算出処理により算出される推定エンジン回転数Ｎｅの２乗値にトルクコンバータ３の容量係数Ｃおよびトルク比Ｒを乗じることにより求められる。すなわち、次式に従って、タービントルクＴｔが求められる。

Ｔｔ＝Ｎｅ^２×Ｃ×Ｒ

エンジントルクＴｅは、推定エンジン回転数Ｎｅの２乗値にトルクコンバータ３の容量係数Ｃを乗じることにより求められる。すなわち、次式に従って、エンジントルクＴｅが求められる。

Ｔｅ＝Ｎｅ^２×Ｃ

トルクコンバータ３の容量係数Ｃおよびトルク比Ｒを取得するため、トルクコンバータ３の速度比が算出される。その速度比の算出のために、アウトプット回転数に現在のベルト変速比γ_ｂが乗じられることにより、タービン回転数が求められる。そして、そのタービン回転数が推定エンジン回転数Ｎｅで除されることにより、トルクコンバータ３の速度比が算出される。そして、変速機ＥＣＵ１２のメモリには、トルクコンバータ３の速度比と容量係数Ｃとの関係およびトルクコンバータ３の速度比とトルク比Ｒとの関係がそれぞれマップの形態で格納されており、それらのマップからトルクコンバータ３の速度比に対応する容量係数Ｃおよびトルク比Ｒが取得される。

その後、タービントルクＴｔに現在のベルト変速比γ_ｂおよび最終減速比（ファイナルギヤ比）が乗じられることにより、Ｒレンジ駆動力が算出される。また、タービントルクＴｔにＤレンジでのユニット変速比γ_ｕの最大値（ベルト変速比γ_ｂの最大値）および最終減速比が乗じられることにより、Ｄレンジ想定駆動力が算出される。そして、Ｄレンジ想定駆動力がＲレンジ駆動力で除され、その除算値が１以上であるか否かが判定される（ステップＳ５）。

除算値が１未満である場合には（ステップＳ５のＮＯ）、Ｒレンジ駆動力がＤレンジ想定駆動力と一致するように、リバースブレーキＢ１の目標トルク容量が算出される（ステップＳ６）。

目標トルク容量が算出されると、リバースブレーキＢ１の伝達トルク容量が目標トルク容量と一致するように、リバース制御圧が算出される（ステップＳ７）。

そして、リバース制御圧に応じた電流値の電流がリバースブレーキＢ１用の油圧制御バルブに入力される（ステップＳ８）。

その後は、ステップＳ１に戻り、ステップＳ１以降の処理が再び実行される。

スリップ制御が進み、ベルト変速比γ_ｂが所定範囲の上限以下になると（ステップＳ１のＹＥＳ））、変速比フィードバック制御の制御ゲインが小さくされる（ステップＳ２）。これにより、ベルト変速比γ_ｂが目標変速比αに向かって緩やかに変化する。

そして、Ｄレンジ想定駆動力をＲレンジ駆動力で除算した値が１以上になると（ステップＳ５のＹＥＳ）、図９に示される処理がスリップ制御とともに終了される。

図１０は、推定回転数算出処理の流れを示すフローチャートである。

推定回転数算出処理は、推定エンジン回転数Ｎｅを算出するための処理であり、スリップ制御の開始から終了までの期間中は、変速機ＥＣＵ１２により、一定周期で繰り返し実行される。

推定回転数算出処理では、まず、エンジンＥＣＵ１１とのＣＡＮ通信により、エンジンＥＣＵ１１によりアクセルセンサ１３の出力信号から求められたアクセル開度と、エンジンＥＣＵ１１によりエンジン回転数センサ１４の出力信号から求められたエンジン回転数ＮＥとが取得される（ステップＳ１１）。

次に、エンジントルク特性線が参照されて、アクセル開度およびエンジン回転数ＮＥに応じた推定エンジントルクが算出される（ステップＳ１２）。エンジントルク特性線は、アクセル開度およびエンジン回転数とエンジントルクとの関係を表す特性線であり、マップの形態で変速機ＥＣＵ１２のメモリに格納されている。

なお、エンジントルク特性線（マップ）がエンジンＥＣＵ１１のメモリに格納されている場合、エンジンＥＣＵ１１によりアクセル開度およびエンジン回転数ＮＥに応じた推定エンジントルクが算出されて、その算出された推定エンジントルクがエンジンＥＣＵ１１から変速機ＥＣＵ１２に送信されてもよい。

その後、エンジン回転数ＮＥにより定まる負荷トルク（オイルポンプ負荷やオルタネータ負荷によるトルク）が求められ、推定エンジントルクからその負荷トルクが減算されることにより、推定入力トルクが算出される（ステップＳ１３）。

次いで、推定入力トルクと図９に示されるステップＳ４で算出されたエンジントルクＴｅとの差が求められ、その差にエンジン２のイナーシャが乗じられることにより、エンジン２の回転数の変動量が算出される。そして、その算出された変動量が前回の推定回転数算出処理で算出された推定エンジン回転数Ｎｅに加算されることにより、暫定エンジン回転数が算出される。そして、暫定エンジン回転数とエンジンＥＣＵ１１から取得されたエンジン回転数ＮＥとの大小が比較されて、暫定エンジン回転数とエンジン回転数ＮＥとの大きい方が推定エンジン回転数Ｎｅとして算出される（ステップＳ１４）。以上により、推定回転数算出処理が終了となる。

＜作用効果＞

以上のように、ＮレンジからＲレンジへのシフトのためのクラッチ制御中、つまりＮレンジからＲレンジへの過渡中に、ベルト変速比γ_ｂが小さくされる。これにより、Ｒレンジへのシフトが完了した時点でのユニット変速比γ_ｕがＲレンジにおけるユニット変速比γ_ｕの最大値（最大後進変速比）よりも小さくなる。その結果、車両の後進時（後進発進時）の駆動力を低減することができ、その駆動力と車両の前進時（前進発進時）の駆動力との差を小さくすることができる。よって、車両のクリープ現象による飛び出し、制動力不足、グローン音の発生などを抑制することができる。

＜変形例＞

以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもできる。

たとえば、前述の各実施形態におけるスリップ制御中に、リバースブレーキＢ１により吸収される熱量（スリップにより発生する熱量）の総和が算出されて、その熱量の総和が所定値に達した場合、スリップ制御を中止して、リバースブレーキＢ１を完全係合させてもよい。これにより、スリップ制御によりリバースブレーキＢ１が異常高温状態になることを抑制でき、リバースブレーキＢ１の劣化を抑制することができる。

また、Ｎレンジにおいて、ベルト変速比γ_ｂが最大変速比ではなく、最大変速比と目標変速比αとの間の中間変速比に保持されてもよい。この場合、シフトレンジがＮレンジからＲレンジに切り替えられる際には、ベルト変速比γ_ｂが中間変速比から目標変速比αに変更され、シフトレンジがＮレンジからＤレンジに切り替えられる際には、ベルト変速比γｖが中間変速比から最大変速比に変更される。これにより、そのレンジ切り替えの際のベルト変速比γ_ｂの変更に要する時間を短縮することができる。

Ｄレンジにおける最大変速比がＲレンジにおける最大変速比よりも大きくなるように構成された動力分割式無段変速機では、ＮレンジからＤレンジへの切り替えの際に、その切り替え後のＤレンジにおける変速比が小さくなるように、無段変速機構の変速比が変更されるとよい。

また、前述の実施形態では、本発明を動力分割式無段変速機に適用した例を取り上げたが、本発明は、動力分割式のものに限られず、無段変速機構を備える種々のものに適用することができる。

その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。

１１ エンジンＥＣＵ
１２ 変速機ＥＣＵ（シフト指示検出手段、シフト制御手段、変速比変更手段）
４１ インプット軸（入力軸）
４２ アウトプット軸（出力軸）
４３ 無段変速機構
４４ 一定変速機構
４５ 出力歯車機構

Claims (1)

1. 入力軸に入力される動力を変速比の変更により無段階に変速する無段変速機構と、少なくとも前記無段変速機構から伝達される動力を出力軸に出力する出力歯車機構と、中立レンジから前進レンジへのシフト時に係合される前進係合要素と、前記中立レンジから後進レンジへのシフト時に係合される後進係合要素とを備え、前記前進レンジにおける変速比の最大値である最大前進変速比と前記後進レンジにおける変速比の最大値である最大後進変速比とが異なる無段変速機を制御する制御装置であって、
   前記中立レンジから前記最大前進変速比と前記最大後進変速比との大きい方を有する前記前進レンジまたは前記後進レンジへのシフトが指示されたことを検出するシフト指示検出手段と、
   前記シフト指示検出手段により前記指示が検出された場合に、当該指示に従って、前記前進係合要素または前記後進係合要素の係合を制御することにより、前記中立レンジから前記前進レンジまたは前記後進レンジへのシフトを制御するシフト制御手段と、
   前記シフト制御手段による制御中に、前記シフト制御後の前記前進レンジまたは前記後進レンジの変速比が小さくなるように、前記無段変速機構の変速比を変更する変速比変更手段とを含み、
   前記シフト制御手段は、前記変速比変更手段による変速比の変更中に、係合される前記前進係合要素または前記後進係合要素をスリップさせるスリップ制御を行う、制御装置。

Images