JP7109858B2 - 変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、インプット軸とアウトプット軸との間で動力（トルク）を２つの経路に分岐して伝達可能な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つの経路に分岐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。

その提案に係る動力分割式無段変速機には、無段変速機構、平行軸式歯車機構および遊星歯車機構が含まれる。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、つまりプライマリプーリおよびセカンダリプーリにベルトが巻き掛けられた構成を有している。無段変速機構のプライマリ軸には、インプット軸に入力されるエンジンの動力が伝達される。無段変速機構のセカンダリ軸は、遊星歯車機構のサンギヤに接続されている。平行軸式歯車機構は、インプット軸の動力が伝達／遮断されるスプリットドライブギヤと、スプリットドライブギヤとギヤ列を構成し、遊星歯車機構のキャリアと一体回転するスプリットドリブンギヤとを備えている。遊星歯車機構のリングギヤには、アウトプット軸が接続されている。アウトプット軸の回転は、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では、前進走行時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が設けられている。

ベルトモードでは、インプット軸とスプリットドライブギヤとの間での動力の伝達／遮断を切り替える第１クラッチが解放されて、スプリットドライブギヤが自由回転状態（フリー）にされ、遊星歯車機構のキャリアが自由回転状態にされる。また、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとを結合／分離する第２クラッチが係合されて、サンギヤとリングギヤとが結合される。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、アウトプット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、無段変速機構の変速比（ベルト変速比）が大きいほど、そのベルト変速比に比例して、動力分割式無段変速機全体での変速比（インプット軸の回転数／アウトプット軸の回転数）であるユニット変速比が大きくなる。

スプリットモードでは、第２クラッチが解放されて、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとの結合が解除される。また、第１クラッチが係合されて、インプット軸からスプリットドライブギヤに動力が伝達される。その動力は、スプリットドライブギヤからスプリットドリブンギヤを介することにより一定のスプリット変速比（スプリット点）で変速されて、遊星歯車機構のキャリアに入力される。サンギヤは、ベルト変速比に応じた回転数で回転する。そのため、スプリットモードでは、ベルト変速比が大きいほどユニット変速比が小さくなり、スプリット変速比以下の変速比を実現することができる。

ユニット変速比がスプリット変速比を跨いで変更される場合、そのユニット変速比の変更には、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えが伴う。このモードの切り替えは、第１クラッチと第２クラッチとの係合の切り替えにより達成される。ベルト変速比とスプリット変速比とがずれている状態では、サンギヤとキャリアとの間に差回転が生じているので、第１クラッチと第２クラッチとの係合の切り替えをベルト変速比がスプリット変速比とほぼ一致する変速比まで変速された時点（同期点またはその近傍）で行えば、差回転による変速ショックの発生を防止することができる。

ただし、スプリットモードでアクセルペダルが素早くかつ大きく踏み込まれることによるキックダウンが要求される場合、ベルト変速比をスプリット変速比まで変速してから第１クラッチと第２クラッチとの係合の切り替えを行ったのでは、変速レスポンスが悪い。そのため、キックダウンが要求される場合には、第１クラッチの伝達トルク容量を下げて、第１クラッチを滑らせることにより、無段変速機構から出力される回転（サンギヤの回転）を吹き上がらせて、その回転とアウトプット軸の回転（リングギヤの回転）との差回転がなくなった時点で第２クラッチが係合される。

しかしながら、第２クラッチを係合させる油圧の指示圧と実圧とのばらつき、第２クラッチのクラッチクリアランスやそれを解消するがた詰めに要する時間のばらつきなどにより、サンギヤとリングギヤとに大きな差回転が生じている状態で第２クラッチが係合される場合がある。この場合、ベルトに大きなイナーシャトルクが入力されて、ベルトが滑る懸念がある。

本発明の目的は、イナーシャトルクによるベルト滑りの発生を抑制できる、変速機の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、本発明に係る変速機の制御装置は、動力が入力されるインプット軸から動力を出力するアウトプット軸に至る動力伝達経路上に、動力を無段階に変速するベルト式の無段変速機構を備える変速機に用いられる制御装置であって、無段変速機構に入力される入力トルクの値に応じたベルト挟圧を得るための指令値を設定する指令値設定手段と、無段変速機構に入力される回転数の時間変化率から無段変速機構に入力され得るイナーシャトルクを算出するイナーシャトルク算出手段と、イナーシャトルク算出手段によって算出されるイナーシャトルクに応じて、指令値設定手段による指令値の設定に用いられる入力トルクの値を引き上げる補正手段とを含む。

この構成によれば、無段変速機構に入力される入力トルクの値に応じたベルト挟圧を得るための指令値が設定される。その指令値に基づいて無段変速機構のシーブに付与される油圧が制御されることにより、入力トルクの値に応じたベルト挟圧が得られる。これにより、さほど大きなイナーシャトルクが無段変速機構に入力されないときには、適切なベルト挟圧によりベルト滑りの発生を抑制することができる。

一方、無段変速機構に入力される回転数の時間変化率が取得され、その時間変化率から無段変速機構に入力され得るイナーシャトルクが算出される。そして、その算出されたイナーシャトルクに応じて、指令値の設定に用いられる入力トルクの値を引き上げる補正が行われる。これにより、ベルト挟圧が引き上げられるので、無段変速機構に大きなイナーシャトルクが入力されても、ベルト滑りの発生を抑制することができる。

補正手段は、イナーシャトルク算出手段によって算出されるイナーシャトルクが所定値を超える場合に、指令値設定手段による指令値の設定に用いられる入力トルクの値を引き上げてもよい。

これにより、無段変速機構に入力される回転数の時間変化率から算出されるイナーシャトルクが所定値以下である場合には、指令値の設定に用いられる入力トルクの値が引き上げられない。そのため、ベルト挟圧が無駄に大きいことによる無段変速機構のトルク伝達効率の低下を抑制することができる。

変速機は、インプット軸とアウトプット軸との間で動力を伝達する動力伝達モードとして、無段変速機構のセカンダリ軸とアウトプット軸との間に差回転が生じない第１モードと、セカンダリ軸とアウトプット軸との間に差回転が生じる第２モードとを有するものであってもよい。

動力伝達モードが第２モードであり、セカンダリ軸とアウトプット軸との間に大きな差回転が生じている状態で、動力伝達モードが第２モードから第１モードに切り替えられる場合、無段変速機に大きなイナーシャトルクが入力されて、ベルトが滑る懸念がある。かかる場合に、指令値の設定に用いられる入力トルクの値を引き上げる補正が行われることにより、ベルト滑りの発生を抑制することができる。

本発明によれば、イナーシャトルクによるベルト滑りの発生を抑制することができる。

車両の駆動系の構成を示すスケルトン図である。 変速機に備えられる各係合要素の状態を示す図である。 変速機に備えられる遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。 変速機に備えられる無段変速機構の変速比（ベルト変速比）と動力分割式無段変速機全体の変速比（ユニット変速比）との関係を示す図である。 本発明の一実施形態に係る制御系の構成を示す図である。 スプリットモードからベルトモードへのモード切替時におけるタービン回転数、ならびにプライマリ推力およびセカンダリ推力の設定に使用されるベルト入力トルクの時間変化を示す図である。

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。

＜車両の駆動系＞
図１は、車両１の駆動系の構成を示すスケルトン図である。

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には、エンジン２の燃焼室への吸気量を調整するための電子スロットルバルブ、燃料を吸入空気に噴射するインジェクタ（燃料噴射装置）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。エンジン２の動力は、トルクコンバータ３および変速機４を介して、デファレンシャルギヤ５に伝達され、デファレンシャルギヤ５から左右のドライブシャフト６Ｌ，６Ｒを介してそれぞれ左右の駆動輪７Ｌ，７Ｒに伝達される。

エンジン２は、Ｅ／Ｇ出力軸１１を備えている。Ｅ／Ｇ出力軸１１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２１、タービンランナ２２およびロックアップクラッチ（ロックアップ機構）２３を備えている。ポンプインペラ２１には、Ｅ／Ｇ出力軸１１が連結されており、ポンプインペラ２１は、Ｅ／Ｇ出力軸１１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２２は、ポンプインペラ２１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２３は、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２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２３が係合されると、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２とが直結され、ロックアップクラッチ２３が解放されると、ポンプインペラ２１とタービンランナ２２とが分離される。

ロックアップクラッチ２３が解放された状態において、Ｅ／Ｇ出力軸１１が回転されると、ポンプインペラ２１が回転する。ポンプインペラ２１が回転すると、ポンプインペラ２１からタービンランナ２２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２２で受けられて、タービンランナ２２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２２には、Ｅ／Ｇ出力軸１１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２３が係合された状態では、Ｅ／Ｇ出力軸１１が回転されると、Ｅ／Ｇ出力軸１１、ポンプインペラ２１およびタービンランナ２２が一体となって回転する。

変速機４は、インプット軸３１およびアウトプット軸３２を備え、インプット軸３１に入力される動力を２つの経路に分岐してアウトプット軸３２に伝達可能に構成された、いわゆる動力分割式（トルクスプリット式）変速機である。２つの動力伝達経路を構成するため、変速機４は、無段変速機構３３、前減速ギヤ機構３４、遊星歯車機構３５およびスプリット変速機構３６を備えている。

インプット軸３１は、トルクコンバータ３のタービンランナ２２に連結され、タービンランナ２２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３２は、インプット軸３１と平行に設けられている。アウトプット軸３２には、出力ギヤ３７が相対回転不能に支持されている。出力ギヤ３７は、デファレンシャルギヤ５（デファレンシャルギヤ５のリングギヤ）と噛合している。

無段変速機構３３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３３は、プライマリ軸４１と、プライマリ軸４１と平行に設けられたセカンダリ軸４２と、プライマリ軸４１に相対回転不能に支持されたプライマリプーリ４３と、セカンダリ軸４２に相対回転不能に支持されたセカンダリプーリ４４と、プライマリプーリ４３とセカンダリプーリ４４とに巻き掛けられたベルト４５とを備えている。

プライマリプーリ４３は、プライマリ軸４１に固定された固定シーブ５１と、固定シーブ５１にベルト４５を挟んで対向配置され、プライマリ軸４１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（プライマリシーブ）５２とを備えている。可動シーブ５２に対して固定シーブ５１と反対側には、プライマリ軸４１に固定されたシリンダ５３が設けられ、可動シーブ５２とシリンダ５３との間に、油圧室５４が形成されている。

セカンダリプーリ４４は、セカンダリ軸４２に固定された固定シーブ５５と、固定シーブ５５にベルト４５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸４２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（セカンダリシーブ）５６とを備えている。可動シーブ５６に対して固定シーブ５５と反対側には、セカンダリ軸４２に固定されたシリンダ５７が設けられ、可動シーブ５６とシリンダ５７との間に、油圧室５８が形成されている。回転軸線方向において、固定シーブ５５と可動シーブ５６との位置関係は、プライマリプーリ４３の固定シーブ５１と可動シーブ５２との位置関係と逆転している。

無段変速機構３３では、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４の各油圧室５４，５８に供給される油圧が制御されて、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４の各溝幅が変更されることにより、プライマリプーリ４３とセカンダリプーリ４４とのプーリ比が連続的に無段階で変更される。

具体的には、プーリ比が小さくされるときには、プライマリプーリ４３の油圧室５４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４３の可動シーブ５２が固定シーブ５１側に移動し、固定シーブ５１と可動シーブ５２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４３に対するベルト４５の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ４４の固定シーブ５５と可動シーブ５６との間隔（溝幅）が大きくなる。その結果、プライマリプーリ４３とセカンダリプーリ４４とのプーリ比が小さくなる。

プーリ比が大きくされるときには、プライマリプーリ４３の油圧室５４に供給される油圧が下げられる。これにより、セカンダリプーリ４４の推力（セカンダリ推力）に対するプライマリプーリ４３の推力（プライマリ推力）の比である推力比が小さくなり、セカンダリプーリ４４の固定シーブ５５と可動シーブ５６との間隔が小さくなるとともに、プライマリプーリ４３の固定シーブ５１と可動シーブ５２との間隔が大きくなる。その結果、プライマリプーリ４３とセカンダリプーリ４４とのプーリ比が大きくなる。

一方、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４の推力は、プライマリプーリ４３およびセカンダリプーリ４４とベルト４５との間で滑り（ベルト滑り）が生じない大きさを必要とする。そのため、ベルト滑りを生じない必要十分な挟圧が得られるよう、プライマリプーリ４３の油圧室５４およびセカンダリプーリ４４の油圧室５８に供給される油圧が制御される。

前減速ギヤ機構３４は、インプット軸３１に入力される動力を逆転かつ減速させてプライマリ軸４１に伝達する構成である。具体的には、前減速ギヤ機構３４は、インプット軸３１に相対回転不能に支持されるインプット軸ギヤ６１と、インプット軸ギヤ６１よりも大径で歯数が多く、プライマリ軸４１にスプライン嵌合により相対回転不能に支持されて、インプット軸ギヤ６１と噛合するプライマリ軸ギヤ６２とを含む。

遊星歯車機構３５は、サンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３を備えている。サンギヤ７１は、セカンダリ軸４２にスプライン嵌合により相対回転不能に支持されている。キャリア７２は、アウトプット軸３２に相対回転可能に外嵌されている。キャリア７２は、複数個のピニオンギヤ７４を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ７４は、円周上に配置され、サンギヤ７１と噛合している。リングギヤ７３は、複数個のピニオンギヤ７４を一括して取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ７４にセカンダリ軸４２の回転径方向の外側から噛合している。また、リングギヤ７３には、アウトプット軸３２が接続され、リングギヤ７３は、アウトプット軸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。

スプリット変速機構３６は、スプリットドライブギヤ８１と、スプリットドライブギヤ８１と噛合するスプリットドリブンギヤ８２とを含む平行軸式歯車機構である。

スプリットドライブギヤ８１は、インプット軸３１に相対回転可能に外嵌されている。

スプリットドリブンギヤ８２は、遊星歯車機構３５のキャリア７２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。スプリットドリブンギヤ８２は、スプリットドライブギヤ８１よりも小径に形成され、スプリットドライブギヤ８１よりも少ない歯数を有している。

また、変速機４は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１を備えている。

クラッチＣ１は、インプット軸３１とスプリットドライブギヤ８１とを直結（一体回転可能に結合）する係合状態と、その直結を解除する解放状態とに切り替えられる。

クラッチＣ２は、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とを直結（一体回転可能に結合）する係合状態と、その直結を解除する解放状態とに切り替えられる。

ブレーキＢ１は、遊星歯車機構３５のキャリア７２を制動する係合状態と、キャリア７２の回転を許容する解放状態とに切り替えられる。

＜動力伝達モード＞
図２は、車両１の前進時および後進時におけるクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１の状態を示す図である。図３は、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１、キャリア７２およびリングギヤ７３の回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。図４は、無段変速機構３３による変速比であるベルト変速比と変速機４の全体での変速比であるユニット変速比、つまりインプット軸３１とアウトプット軸３２との回転数比であるユニット変速比との関係を示す図である。

図２において、「○」は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１が係合状態であることを示している。「×」は、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１が解放状態であることを示している。

変速機４は、車両１の前進時の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。ベルトモードとスプリットモードとは、クラッチＣ１が係合している状態とクラッチＣ２が係合している状態との切り替え（クラッチＣ１，Ｃ２の掛け替え）により切り替えられる。

ベルトモードでは、図２に示されるように、クラッチＣ１およびブレーキＢ１が解放され、クラッチＣ２が係合される。これにより、スプリットドライブギヤ８１がインプット軸３１から切り離され、遊星歯車機構３５のキャリア７２がフリー（自由回転状態）になり、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とが直結される。

インプット軸３１に入力される動力は、前減速ギヤ機構３４により逆転かつ減速されて、無段変速機構３３のプライマリ軸４１に伝達され、プライマリ軸４１およびプライマリプーリ４３を回転させる。プライマリプーリ４３の回転は、ベルト４５を介して、セカンダリプーリ４４に伝達され、セカンダリプーリ４４およびセカンダリ軸４２を回転させる。遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とが直結されているので、セカンダリ軸４２と一体となって、サンギヤ７１、リングギヤ７３およびアウトプット軸３２が回転する。したがって、ベルトモードでは、図３および図４に示されるように、ユニット変速比がベルト変速比（無段変速機構３３のプライマリプーリ４３とセカンダリプーリ４４とのプーリ比）に前減速比（インプット軸３１の回転数／プライマリ軸４１の回転数）を乗じた値と一致する。

スプリットモードでは、図２に示されるように、クラッチＣ１が係合され、クラッチＣ２およびブレーキＢ１が解放される。これにより、インプット軸３１とスプリットドライブギヤ８１とが結合されて、インプット軸３１の回転がスプリットドライブギヤ８１およびスプリットドリブンギヤ８２を介して遊星歯車機構３５のキャリア７２に伝達可能になり、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とが切り離される。

インプット軸３１に入力される動力は、スプリットドライブギヤ８１からスプリットドリブンギヤ８２を介して遊星歯車機構３５のキャリア７２に増速されて伝達される。キャリア７２に伝達される動力は、キャリア７２からサンギヤ７１およびリングギヤ７３に分割して伝達される。サンギヤ７１の動力は、セカンダリ軸４２、セカンダリプーリ４４、ベルト４５、プライマリプーリ４３およびプライマリ軸４１を介してプライマリ軸ギヤ６２に伝達され、プライマリ軸ギヤ６２からインプット軸ギヤ６１に伝達される。そのため、ベルトモードでは、インプット軸ギヤ６１が駆動ギヤとなり、プライマリ軸ギヤ６２が被動ギヤとなるのに対し、スプリットモードでは、プライマリ軸ギヤ６２が駆動ギヤとなり、インプット軸ギヤ６１が被動ギヤとなる。

スプリットドライブギヤ８１とスプリットドリブンギヤ８２とのギヤ比（スプリット変速比）は一定で不変（固定）であるので、スプリットモードでは、インプット軸３１に入力される動力が一定であれば、遊星歯車機構３５のキャリア７２の回転が一定速度に保持される。そのため、ベルト変速比が上げられると、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１の回転数が下がるので、図３に破線で示されるように、遊星歯車機構３５のリングギヤ７３（アウトプット軸３２）の回転数が上がる。その結果、スプリットモードでは、図４に示されるように、無段変速機構３３のベルト変速比が大きいほど、変速機４のユニット変速比が小さくなる。

ベルトモードおよびスプリットモードにおけるアウトプット軸３２の回転は、出力ギヤ３７を介して、デファレンシャルギヤ５に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト６Ｌ，６Ｒおよび駆動輪７Ｌ，７Ｒが前進方向に回転する。

車両１の後進時のリバースモードでは、図２に示されるように、クラッチＣ１，Ｃ２が解放され、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８１がインプット軸３１から切り離され、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３とが切り離され、遊星歯車機構３５のキャリア７２が制動される。

インプット軸３１に入力される動力は、前減速ギヤ機構３４により逆転かつ減速されて、無段変速機構３３のプライマリ軸４１に伝達され、プライマリ軸４１からプライマリプーリ４３、ベルト４５およびセカンダリプーリ４４を介してセカンダリ軸４２に伝達され、セカンダリ軸４２と一体に、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１を回転させる。遊星歯車機構３５のキャリア７２が制動されているので、サンギヤ７１が回転すると、遊星歯車機構３５のリングギヤ７３がサンギヤ７１と逆方向に回転する。このリングギヤ７３の回転方向は、前進時（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７３の回転方向と逆方向となる。そして、リングギヤ７３と一体に、アウトプット軸３２が回転する。アウトプット軸３２の回転は、出力ギヤ３７を介して、デファレンシャルギヤ５に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト６Ｌ，６Ｒおよび駆動輪７Ｌ，７Ｒが後進方向に回転する。

＜車両の制御系＞
図５は、車両１の制御系の構成を示すブロック図である。

車両１には、マイコン（マイクロコントローラユニット）を含む構成のＥＣＵ（Electronic Control Unit：電子制御ユニット）が備えられている。マイコンには、たとえば、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ、データフラッシュ（フラッシュメモリ）などが内蔵されている。図５には、変速機４を制御するための１つのＥＣＵ１０１のみが示されているが、車両１には、各部を制御するため、ＥＣＵ１０１と同様の構成を有する複数のＥＣＵが搭載されている。ＥＣＵ１０１を含む複数の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。

ＥＣＵ１０１には、制御に必要な各種センサが接続されている。その一例として、ＥＣＵ１０１には、トルクコンバータ３のタービンランナ２２（図１参照）の回転に同期したパルス信号を検出信号として出力するタービン回転センサ１１１と、プライマリ軸４１の回転に同期したパルス信号を検出信号として出力するプライマリ回転センサ１１２と、セカンダリ軸４２の回転に同期したパルス信号を検出信号として出力するセカンダリ回転センサ１１３と、変速機４のプライマリシーブ圧（プライマリシーブ５２に作用する油圧）、アウトプット軸３２の回転に同期したパルス信号を検出信号として出力するアウトプット回転センサ１１４およびセカンダリシーブ圧（セカンダリシーブ５６に作用する油圧）に応じた検出信号をそれぞれ出力する２個の油圧センサ１１５が接続されている。

ＥＣＵ１０１では、タービン回転センサ１１１、プライマリ回転センサ１１２、セカンダリ回転センサ１１３、アウトプット回転センサ１１４および２個の油圧センサ１１５の各検出信号から、タービン回転数（タービンランナ２２の回転数）、プライマリ回転数（プライマリ軸４１の回転数）、セカンダリ回転数（セカンダリ軸４２の回転数）、アウトプット回転数（アウトプット軸３２の回転数）、プライマリシーブ圧およびセカンダリシーブ圧が取得される。また、ＥＣＵ１０１では、他のＥＣＵから情報が取得される。そして、ＥＣＵ１０１により、各種のセンサから取得される情報、他のＥＣＵから入力される情報などに基づいて、変速機４の変速制御などのため、トルクコンバータ３および変速機４を含むユニットの各部に油圧を供給するための油圧回路に含まれる各種のバルブなどが制御される。

＜変速制御＞
変速機４のユニット変速比は、ＥＣＵ１０１によるベルト変速比の制御により変更される。ユニット変速比の制御では、まず、変速線図に基づいて、アクセル開度および車速に応じた目標回転数が設定される。変速線図は、アクセル開度および車速と目標回転数との関係を定めたマップであり、たとえば、ＥＣＵ１０１のＲＯＭに格納されている。アクセル開度および車速の情報は、たとえば、エンジン２を制御するエンジンＥＣＵからＥＣＵ１０１に送信される。目標回転数が設定されると、インプット軸３１に入力される回転数、つまりタービン回転数を目標回転数に一致させる目標変速比が求められ、目標変速比に応じた目標ベルト変速比が設定される。

次に、目標ベルト変速比および無段変速機構３３に入力されるベルト入力トルクに基づいて、無段変速機構３３におけるベルト滑りを防止するのに必要なベルト挟圧を得ることができるプライマリ推力およびセカンダリ推力が設定される。ベルト入力トルクは、インプット軸３１に入力される入力トルクに前減速ギヤ機構３４による前減速比と、その入力トルクに対する無段変速機構３３が分担するトルクの割合であるトルク分担率とを乗じることにより算出される。入力トルクは、エンジントルクにトルクコンバータ３のトルク比を乗じることにより算出される。エンジントルクは、たとえば、エンジンＥＣＵによりアクセル開度およびエンジン回転数から推定され、エンジンＥＣＵからＥＣＵ１０１に送信される。トルク比は、トルクコンバータ３の速度比に応じたトルク増幅率であり、その速度比は、タービン回転数をエンジン回転数で除した除算値である。トルク分担率は、スプリット変速機構３６のギヤ比およびベルト変速比などから求めることができる。

その後、プライマリ推力およびセカンダリ推力から、プライマリプーリ４３の可動シーブ５２にプライマリ推力を与える油圧であるプライマリ圧およびセカンダリプーリ４４の可動シーブ５６にセカンダリ推力を与える油圧であるセカンダリ圧の指令値が設定され、各指令値に基づいて、目標ベルト変速比と実ベルト変速比との偏差が零に近づくように、プライマリプーリ４３の油圧室５４およびセカンダリプーリ４４の油圧室５８にそれぞれ供給される油圧が制御される。実ベルト変速比は、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。

＜モード切替制御＞
ユニット変速比がスプリット変速比を跨いで変更される場合、そのユニット変速比の変更には、ベルトモードとスプリットモードとの切り替え（以下、単に「モード切替」という。）が伴う。モード切替は、クラッチＣ１，Ｃ２の係合の切り替えにより達成される。すなわち、クラッチＣ１，Ｃ２に供給される油圧の制御により、解放状態のクラッチＣ１（係合側）が係合され、係合状態のクラッチＣ２（解放側）が解放されることにより、ベルトモードからスプリットモードに切り替えられる。逆に、係合状態のクラッチＣ１（解放側）が解放され、解放状態のクラッチＣ２（係合側）が係合されることにより、スプリットモードからベルトモードに切り替えられる。

図６は、スプリットモードからベルトモードへのモード切替時におけるタービン回転数、ならびにプライマリ推力およびセカンダリ推力の設定に使用されるベルト入力トルクの時間変化を示す図である。

ユニット変速比がスプリット変速比からずれている状態では、セカンダリ回転数とアウトプット回転数とに回転数差、つまりセカンダリ軸４２（サンギヤ７１）とアウトプット軸３２（リングギヤ７３）とに差回転が生じている。

そのため、通常のモード切替では、ユニット変速比がスプリット変速比まで変速されてからクラッチＣ１，Ｃ２の係合が切り替えられる。

しかしながら、スプリットモードでの車両１の走行中に、運転者の加速要求によりアクセルペダルが素早くかつ大きく踏み込まれて、ユニット変速比の目標変速比がスプリット変速比よりも大きい値に設定される場合、ＥＣＵ１０１により、キックダウンが要求されたと判定されて（時刻Ｔ１）、ユニット変速比がスプリット変速比と一致しないまま、クラッチＣ１，Ｃ２の係合が切り替えられる。

このとき、ＥＣＵ１０１により、解放側のクラッチＣ１の伝達トルク容量が入力トルクを下回るように、クラッチＣ１に供給される油圧が下げられる。クラッチＣ１の伝達トルク容量が入力トルクを下回ることにより、クラッチＣ１が半クラッチ状態となって、クラッチＣ１に滑りが発生し、タービン回転数が吹き上がる。タービン回転数の吹き上がりに伴い、無段変速機構３３のプライマリ回転数およびセカンダリ回転数が吹き上がる。その結果、セカンダリ回転数とアウトプット回転数との回転数差が小さくなる。セカンダリ回転数とアウトプット回転数との回転数差が所定値まで小さくなると、ＥＣＵ１０１により、クラッチＣ２に供給される油圧（指示圧）が全開圧（クラッチＣ２が完全係合可能な油圧）まで一気に上げられる（時刻Ｔ３）。

この制御の開始時に、タービン回転数の吹き上がりによる時間変化率の目標値である目標回転変化率が設定され、その目標回転変化率に応じたイナーシャトルク分、プライマリ推力およびセカンダリ推力の設定に使用されるベルト入力トルクの値が引き上げられる。すなわち、前述の手法で算出されるベルト入力トルクの値に、目標回転変化率に応じたイナーシャトルク分の加算値が加算される。これにより、プライマリ推力およびセカンダリ推力の指令値が大きくなり、ベルト滑りの発生を抑制可能なベルト挟圧が得られる。

また、クラッチＣ１の半クラッチによりタービン回転数の吹き上がりが発生すると、ＥＣＵ１０１により、タービン回転数の時間変化率からクラッチＣ２の完全係合によりアウトプット軸３２に発生し得るイナーシャトルク、言い換えれば、無段変速機構３３に入力され得るイナーシャトルクが算出される。そして、そのイナーシャトルクが所定値を超えると（時刻Ｔ２）、前述の手法で算出されるベルト入力トルクの値に目標回転変化率に応じたイナーシャトルク分の加算値を加算した値に、そのイナーシャトルクに応じた加算値がさらに加算される。これにより、プライマリ推力およびセカンダリ推力の指令値がさらに引き上げられ、ベルト滑りの発生を抑制可能な挟圧が得られる。

＜作用効果＞
以上のように、変速制御では、無段変速機構３３に入力されるベルト入力トルクの値に応じたプライマリ圧およびセカンダリ圧の各指令値が設定される。その指令値に基づいて無段変速機構３３の可動シーブ５２，５６に付与される油圧が制御されることにより、ベルト入力トルクの値に応じたベルト挟圧が得られる。これにより、さほど大きなイナーシャトルクが無段変速機構３３に入力されないときには、適切なベルト挟圧によりベルト滑りの発生を抑制することができる。

一方、タービン回転数の時間変化率が取得され、その時間変化率から無段変速機構３３に入力され得るイナーシャトルクが算出される。そして、その算出されたイナーシャトルクが所定値を超える場合には、指令値の設定に用いられるベルト入力トルクの値を引き上げる補正が行われる。これにより、ベルト挟圧が引き上げられるので、無段変速機構３３に大きなイナーシャトルクが入力されても、ベルト滑りの発生を抑制することができる。

＜変形例＞
以上、本発明の一実施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。

無段変速機構３３に入力され得るイナーシャトルクが所定値を超えた場合に、そのイナーシャトルクに応じた加算値をベルト入力トルクの値に加算する制御は、クラッチＣ１，Ｃ２の係合の切替時に限らず、イナーシャトルクによるベルト滑りの発生の懸念がある状況であれば、たとえば、車両１がスピードバンプなどの突起物を乗り越えたときに実行されてもよい。車両１が突起物を乗り越えるときに、車輪が路面から浮き上がることにより、アウトプット軸の回転数が上昇した後、車輪が着地することにより、アウトプット軸の回転数が急減することがある。アウトプット軸の回転数が急減すると、イナーシャトルクがアウトプット軸に発生し、そのイナーシャトルクによるベルト滑りを発生する懸念がある。

前述の実施形態では、無段変速機構３３を経由する第１経路とスプリット変速機構３６を経由する第２経路とに分岐して動力を伝達する構成を取り上げたが、スプリット変速機構３６は、スプリットドライブギヤ８１およびスプリットドリブンギヤ８２を含む平行軸式歯車機構に限らず、ベルト機構などのギヤ機構以外の機構であってもよい。ベルト機構が採用される場合、そのベルト機構は、変速比が固定のものであってもよいし、変速比が可変のものであってもよい。

また、変速機４として、動力分割式変速機を取り上げたが、本発明は、ベルト式の無段変速機に広く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。

４：変速機
３１：インプット軸
３２：アウトプット軸
３３：無段変速機構
１０１：ＥＣＵ（制御装置、指令値設定手段、イナーシャトルク算出手段、補正手段）

Claims (1)

1. 動力が入力されるインプット軸から動力を出力するアウトプット軸に至る動力伝達経路上に、動力を無段階に変速するベルト式の無段変速機構を備え、前記インプット軸と前記アウトプット軸との間で動力を伝達する動力伝達モードとして、前記インプット軸と前記アウトプット軸との間に設けられた第１クラッチの解放および前記無段変速機構のセカンダリ軸と前記アウトプット軸との間に設けられた第２クラッチの完全係合により、前記セカンダリ軸と前記アウトプット軸との間に差回転が生じない第１モードと、前記第１クラッチの完全係合および前記第２クラッチの解放により、前記インプット軸の動力が前記無断変速機構を経由する第１経路と前記無断変速機構を経由しない第２経路とに分岐して前記アウトプット軸に伝達され、前記セカンダリ軸と前記アウトプット軸との間に差回転が生じる第２モードとを有する変速機に用いられる制御装置であって、
   前記無段変速機構に入力される入力トルクの値に応じたベルト挟圧を得るための指令値を設定する指令値設定手段と、
   前記動力伝達モードが前記第２モードから前記第１モードに切り替えられる際、前記第１クラッチが半クラッチ状態となって、前記プライマリ軸に入力される回転数の吹き上がりが発生したときに、前記プライマリ軸に入力される回転数の時間変化率から前記第２クラッチの完全係合により前記アウトプット軸に発生し得るイナーシャトルクを算出するイナーシャトルク算出手段と、
   前記動力伝達モードが前記第２モードから前記第１モードに切り替えられる際、前記第１クラッチが半クラッチ状態となって、前記プライマリ軸に入力される回転数の吹き上がりが発生したときに、前記指令値設定手段による指令値の設定に用いられる入力トルクの値に、前記プライマリ軸に入力される回転数の時間変化率の目標値に応じたイナーシャトルク分の加算値を加算し、前記イナーシャトルク算出手段によって算出されるイナーシャトルクに応じた加算値をさらに加算する補正手段とを含む、制御装置。

Images