JP7191470B2 - 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、動力を無段階に変速する無段変速機構を備え、インプット軸とアウトプット軸との間で動力を２つの経路で分割して伝達可能な動力分割式無段変速機が提案されている。

動力分割式無段変速機の一例では、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無端状の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。

また、動力分割式無段変速機には、平行軸式歯車機構が備えられている。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ヤ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ヤ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であるベルト変速比（プーリ比）が大きいほど、その変速比に比例して、動力分割式無段変速機全体での変速比であるトータル変速比（インプット軸の回転数／アウトプット軸の回転数）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。すなわち、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えは、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。インプット軸からスプリットドライブギヤに伝達される動力は、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ヤに入力される。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トータル変速比が小さくなり、スプリット点以下のトータル変速比を実現することができる。

特開２０１６－１４２３０２号公報

トータル変速比がスプリット点を跨いで変更される場合、そのトータル変速比の変更には、ベルトモードとスプリットモードとの切り替えが伴う。ベルト変速比がスプリット点とほぼ一致する状態では、サンギヤとキャリヤとの間に差回転がほぼ生じていないので、第１クラッチと第２クラッチとの係合の切り替えを行っても、その差回転による大きなショックが生じない。

そこで、ベルト変速比がスプリット点からずれている状態からトータル変速比がスプリット点を跨いで変更される場合に、ベルト変速比をスプリット点までハイ（HIGH）側に変更してから、第１クラッチと第２クラッチとの係合を切り替え、その後にベルト変速比をロー（LOW）側に変更する制御が行われる。しかし、この制御では、トータル変速比の変更に時間がかかるため、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ダウンシフト要求（キックダウン要求）に応えることができない。

本発明の目的は、第１係合要素と第２係合要素との係合の切り替えを伴うダウンシフト要求に対して良好な応答性で、トータル変速比をダウンシフト要求に応じた目標に変更できる、無段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、本発明に係る無段変速機の制御装置は、インプット軸とアウトプット軸との間の第１動力伝達経路上に介在される第１係合要素と、インプット軸とアウトプット軸との間の第２動力伝達経路に介在される第２係合要素とを備え、第２動力伝達経路上にベルト変速機構を有し、第１係合要素の解放および第２係合要素の係合により、ベルト変速機構によるベルト変速比が大きいほどインプット軸とアウトプット軸との間でのトータル変速比が大きくなる第１モードとなり、第１係合要素の係合および第２係合要素の解放により、ベルト変速比が大きいほどトータル変速比が小さくなる第２モードとなり、ベルト変速比が一定値であるときに、第１係合要素および第２係合要素に差回転が生じないように構成された無段変速機を制御する制御装置であって、トータル変速比の目標を設定する目標設定手段と、第２モードにおいて、目標設定手段により設定されるトータル変速比の目標が一定値よりも大きい場合に、第１係合要素を解放側に制御してインプット軸の回転数を上昇させ、その後、ベルト変速比を上昇させて、インプット軸の回転数とアウトプット軸の回転数およびベルト変速比から求まる同期回転数とが同期するタイミングで第２係合要素を係合させる切替制御手段とを含む。

この構成によれば、無段変速機では、インプット軸とアウトプット軸との間の第１動力伝達経路上に第１係合要素が介在され、インプット軸とアウトプット軸との間の第２動力伝達経路上に第２係合要素が介在されている。第１係合要素の解放および第２係合要素の係合によって、無段変速機が第１モードとなり、この第１モードでは、ベルト変速機構によるベルト変速比が大きいほど、インプット軸とアウトプット軸との間でのトータル変速比が大きくなる。一方、第１係合要素の係合および第２係合要素の解放によって、無段変速機が第２モードとなり、この第２モードでは、ベルト変速比が大きいほど、トータル変速比が小さくなる。ベルト変速比が一定値であるときには、第１係合要素および第２係合要素に差回転が生じない。

第２モードにおいて、トータル変速比の目標が一定値よりも大きい値に設定された場合、第２モードから第１モードへの切り替え、つまり第１係合要素と第２係合要素との係合の切り替えが必要となる。この場合に、まず、第１係合要素が解放側に制御されて、インプット軸の回転数が上げられる。次に、ベルト変速比が上げられる。これに伴い、アウトプット軸の回転数およびベルト変速比から求まる同期回転数が上昇する。そして、インプット軸の回転数と同期回転数とが同期するタイミングで第２係合要素が係合され、第２モードから第１モードへの切り替えが達成される。

ベルト変速比が上げられつつ（ロー側に変更されつつ）、第１係合要素と第２係合要素との係合の切り替えが行われることにより、トータル変速比を速やかに目標に近づけることができる。その結果、第１係合要素と第２係合要素との係合の切り替えを伴うダウンシフト要求に対して良好な応答性で、トータル変速比をダウンシフト要求に応じた目標に変更することができる。

切替制御手段は、インプット軸の回転数の時間変化率の目標を設定し、その目標に従って第１係合要素を解放側に制御してもよい。

これにより、インプット軸の回転数と同期回転数とが同期しないという不都合の発生を抑制できる。

本発明によれば、第１係合要素と第２係合要素との係合の切り替えを伴うダウンシフト要求に対して良好な応答性でトータル変速比を変更させることができる。

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。 変速機に備えられるベルト変速機構のベルト変速比と変速機全体のトータル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および同期回転数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、フロントカバー２１、ポンプインペラ２２、タービンランナ２３およびロックアップ機構２４を備えている。フロントカバー２１には、Ｅ／Ｇ出力軸１１が接続され、フロントカバー２１は、Ｅ／Ｇ出力軸１１と一体に回転する。ポンプインペラ２２は、フロントカバー２１に対するエンジン２側と反対側に配置されている。ポンプインペラ２２は、フロントカバー２１と一体回転可能に設けられている。タービンランナ２３は、フロントカバー２１とポンプインペラ２２との間に配置されて、フロントカバー２１と共通の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。

ロックアップ機構２４は、ロックアップピストン２５を備えている。ロックアップピストン２５は、フロントカバー２１とタービンランナ２３との間に設けられている。ロックアップ機構２４は、ロックアップピストン２５とフロントカバー２１との間の解放油室２６の油圧とロックアップピストン２５とポンプインペラ２２との間の係合油室２７の油圧との差圧により、ロックアップオン（係合）／オフ（解放）される。すなわち、解放油室２６の油圧が係合油室２７の油圧よりも高い状態では、その差圧により、ロックアップピストン２５がフロントカバー２１から離間し、ロックアップオフとなる。係合油室２７の油圧が解放油室２６の油圧よりも高い状態では、その差圧により、ロックアップピストン２５がフロントカバー２１に押し付けられて、ロックアップオンとなる。

ロックアップオフの状態では、Ｅ／Ｇ出力軸１１が回転されると、ポンプインペラ２２が回転する。ポンプインペラ２２が回転すると、ポンプインペラ２２からタービンランナ２３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２３で受けられて、タービンランナ２３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２３には、Ｅ／Ｇ出力軸１１のトルクよりも大きなトルクが発生する。

ロックアップオンの状態では、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２２およびタービンランナ２３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、ベルト変速機構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２３に連結され、タービンランナ２３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。

ベルト変速機構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、ベルト変速機構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。

ベルト変速機構３３では、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それぞれ制御されて、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、ベルト変速比（プーリ比）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。

ベルト変速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、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、キャリヤ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。キャリヤ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。キャリヤ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のキャリヤ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、油圧により、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、油圧により、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、油圧により、遊星歯車機構３５のキャリヤ７２を制動する係合状態と、キャリヤ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、キャリヤ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、ベルト変速機構３３によるベルト変速比と変速機４の全体でのトータル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。

車両１の車室内には、運転者が操作可能な位置に、シフトレバー（セレクトレバー）が配設されている。シフトレバーの可動範囲には、たとえば、Ｐ（パーキング）ポジション、Ｒ（リバース）ポジション、Ｎ（ニュートラル）ポジションおよびＤ（ドライブ）ポジションがこの順に一列に並べて設けられている。

シフトレバーがＰポジションに位置する状態では、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１のすべてが解放され、パーキングロックギヤ（図示せず）が固定されることにより、変速機４の変速レンジの１つであるＰレンジが構成される。また、シフトレバーがＮポジションに位置する状態では、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１のすべてが解放されて、パーキングロックギヤが固定されないことにより、変速機４の変速レンジの１つであるＮレンジが構成される。クラッチＣ１およびブレーキＢ１の両方が解放された状態では、エンジン２の動力がセカンダリ軸４２まで伝達されて、セカンダリ軸４２が回転するが、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１およびピニオンギヤ７４が空転し、エンジン２の動力は駆動輪７Ｌ，７Ｒに伝達されない。

シフトレバーがＤポジションに位置する状態では、変速機４の変速レンジの１つである前進レンジが構成される。この前進レンジでの動力伝達モードには、ベルトモードおよびスプリットモードが含まれる。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のキャリヤ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、ベルト変速機構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、変速機４全体でのトータル変速比がベルト変速機構３３のベルト変速比に前減速比（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のキャリヤ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のキャリヤ７２に増速されて伝達される。キャリヤ７２に伝達される動力は、キャリヤ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のキャリヤ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、ベルト変速機構３３のベルト変速比が大きいほど、変速機４のトータル変速比が小さくなり、ベルト変速比に対するトータル変速比の感度（ベルト変速比の変化量に対するトータル変速比の変化量の割合）がベルトモードと比べて低い。

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。

シフトレバーがＲポジションに位置する状態では、変速機４の変速レンジの１つである後進レンジが構成される。後進レンジでは、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のキャリヤ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、ベルト変速機構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のキャリヤ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、フラッシュメモリなどの不揮発性メモリおよびＤＲＡＭ（Dynamic Random Access Memory）などの揮発性メモリが内蔵されている。図５には、１つのＥＣＵ９１のみが示されているが、車両１には、各部を制御するため、ＥＣＵ９１と同様の構成を有する複数のＥＣＵが搭載されている。ＥＣＵ９１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。

トルクコンバータ３および変速機４を含むユニットには、各部に油圧を供給するための油圧回路９２が備えられている。ＥＣＵ９１は、変速機４の変速制御などのため、油圧回路９２に含まれる各種のバルブなどを制御する。

ＥＣＵ９１には、その制御に必要な各種センサが接続されている。一例として、ＥＣＵ９１には、トルクコンバータ３のタービンランナ２３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９３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９４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９５と、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９６と、運転者により操作されるアクセルペダル（図示せず）の操作量に応じた検出信号を出力するアクセルセンサ９７とが接続されている。

ＥＣＵ９１では、タービン回転センサ９３、プライマリ回転センサ９４、セカンダリ回転センサ９５およびアウトプット回転センサ９６の各検出信号から、タービンランナ２３の回転数であるタービン回転数、プライマリ軸４１（プライマリプーリ４３）の回転数であるプライマリ回転数、セカンダリ軸４２（セカンダリプーリ４４）の回転数であるセカンダリ回転数、およびアウトプット軸３２の回転数であるアウトプット回転数が取得される。また、ＥＣＵ９１では、アクセルセンサ９７の検出信号から、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が求められる。

なお、タービン回転センサ９３、プライマリ回転センサ９４、セカンダリ回転センサ９５、アウトプット回転センサ９６およびアクセルセンサ９７の一部は、他のＥＣＵに接続されて、その一部のセンサから取得される情報は、他のＥＣＵから受信してもよい。

＜変速制御＞
変速機４のトータル変速比は、ＥＣＵ９１によるベルト変速比の変更ならびにクラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１の係合／解放により制御される。この変速制御では、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、ＥＣＵ９１のＲＯＭに格納されている。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ＥＣＵ９１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トータル変速比の目標が求められ、その目標に応じたベルト変速比の目標が設定される。

その後、ベルト変速比の目標に基づいて、プライマリプーリ４３の可動シーブ５２に供給され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に供給され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、ベルト変速比の目標と実ベルト変速比との偏差が零に近づくように、プライマリ圧およびセカンダリ圧が制御される。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。

トータル変速比が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とのギヤ比に等しいスプリット点を跨いで変更される場合、そのトータル変速比の変更には、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および同期回転数の時間変化を示す図である。

トータル変速比がスプリット点からずれている状態では、アウトプット軸３２とセカンダリ軸４２とに差回転が生じており、タービン回転数（＝インプット軸３１の回転数）とアウトプット回転数にベルト変速比を乗じて計算される同期回転数とに差が生じている。

トータル変速比がスプリット点を跨いで変更される場合、そのダウンシフト要求（キックダウン要求）に応じて、係合状態のクラッチＣ１に供給される油圧が低減される（時刻Ｔ１：解放圧解放開始）。この油圧の低減により、クラッチＣ１の伝達トルク容量が低下し、その伝達トルク容量が入力トルクを下回ると、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、運転者のダウンシフト要求に応じた目標変化率でタービン回転数が上昇し始める（時刻Ｔ２）。

クラッチＣ１に供給される油圧が低減される前は、同期回転数がタービン回転数より大きかったが、タービン回転数の上昇により、タービン回転数が同期回転数と同期する（時刻Ｔ３）。この時点までに係合側のクラッチＣ２のピストンストロークを完了させることができれば、この時点でクラッチＣ２を完全に係合させればよい。しかしながら、トータル変速比がスプリット点に近い状態では、タービン回転数と同期回転数との差が小さいので、ダウンシフト要求時点でのトータル変速比がスプリット点に近いと、ダウンシフト要求に応じたクラッチＣ１への供給油圧の低減の開始からタービン回転数が同期回転数と同期するまでの間（時間Ｔ１－Ｔ３）に、クラッチＣ２のピストンストロークを完了させることができない場合がある（例えば、時間Ｔ１－Ｔ３があまりにも短いことでクラッチパックへのオイルの完全充填が困難な場合など）。また、クラッチＣ１，Ｃ２の係合の切り替え後のトータル変速比の変化が小さいので、そのトータル変速比の変化と運転者の感覚とが合わないおそれがある。

そこで、この時点では、クラッチＣ２の完全係合は行われず、時刻Ｔ３を過ぎた変曲点（時刻Ｔ３と時刻Ｔ５との間の時刻Ｔ４でのタービン回転数変化率の変化点）からタービン回転数の時間変化率の目標が設定されて、その時間変化率の目標に応じてクラッチＣ１に供給される油圧の低減が制御されることにより、タービン回転数の上昇が急峻になり過ぎない程度に抑制され、同期回転数に向ったタービン回転数の上昇勾配となる。一方、ベルト変速比の上昇（ロー側への変速）が開始される。すなわち、時刻Ｔ２から変曲点（時刻Ｔ４）までは運転者のダウンシフト要求の上昇勾配（目標回転変化率）となり、運転者のダウンシフト要求（加速感など）に応えることができる。しかし、このままではタービン回転数が同期回転数になかなか同期できず、ベルトモードへの変更が遅れてしまう。このため、変曲点からは同期回転数に向う目標回転変化率に設定される。これにより、運転者のダウンシフト要求に応えつつ、速やかな同期が可能となる。

クラッチＣ２のピストンストロークの終了が判定（LOW/Cピストン作動判定）され（時刻Ｔ５）、かつ、ベルト変速比の上昇に伴う同期回転数の上昇が観察されると（時刻Ｔ６）、クラッチＣ２に供給される油圧のスイープアップが開始される。クラッチＣ２のピストンストロークの終了は、クラッチＣ２への油圧の供給開始から所定時間が経過したことにより判定されてもよいし、クラッチＣ２に供給された所定量の油が供給されたことにより判定されてもよい。

その後、ベルト変速比の上昇により同期回転数が上昇し、同期回転数がタービン回転数と同期すると（時刻Ｔ７）、クラッチＣ２に供給される油圧が最大圧に上げられて、クラッチＣ２が完全係合される。

＜作用効果＞
以上のように、変速機４では、インプット軸３１とアウトプット軸３２との間の動力伝達経路上にクラッチＣ１が介在され、インプット軸３１とアウトプット軸３２との間の別の動力伝達経路上にクラッチＣ２が介在されている。クラッチＣ１の解放およびクラッチＣ２の係合によって、変速機４がベルトモードとなり、このベルトモードでは、ベルト変速機構３３によるベルト変速比が大きいほど、インプット軸３１とアウトプット軸３２との間でのトータル変速比が大きくなる。一方、クラッチＣ１の係合およびクラッチＣ２の解放によって、変速機４がスプリットモードとなり、このスプリットモードでは、ベルト変速比が大きいほど、トータル変速比が小さくなる。ベルト変速比が一定値であるときには、クラッチＣ１およびクラッチＣ２に差回転が生じない。

スプリットモードにおいて、トータル変速比の目標が一定値よりも大きい値に設定された場合、スプリットモードからベルトモードへの切り替え、つまりクラッチＣ１とクラッチＣ２との係合の切り替えが必要となる。この場合に、まず、クラッチＣ１が解放側に制御されて、インプット軸３１の回転数が上げられる。次に、ベルト変速比が上げられる。これに伴い、アウトプット軸３２の回転数およびベルト変速比から求まる同期回転数が上昇する。そして、インプット軸３１の回転数と同期回転数とが同期するタイミングでクラッチＣ２が係合され、スプリットモードからベルトモードへの切り替えが達成される。

ベルト変速比が上げられつつ（ロー側に変更されつつ）、クラッチＣ１とクラッチＣ２との係合の切り替えが行われることにより、トータル変速比を速やかに目標に近づけることができる。その結果、クラッチＣ１とクラッチＣ２との係合の切り替えを伴うダウンシフト要求に対して良好な応答性で、トータル変速比をダウンシフト要求に応じた目標に変更することができる。

＜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。

たとえば、前述の実施形態では、スプリット変速機構３６を経由する第１動力伝達経路とベルト変速機構３３を経由する第２動力伝達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。

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（無段変速機）
３１：インプット軸
３２：アウトプット軸
３３：ベルト変速機構
９１：ＥＣＵ（制御装置、目標設定手段、切替制御手段）
Ｃ１：クラッチ（第１係合要素）
Ｃ２：クラッチ（第２係合要素）

Claims (1)

1. インプット軸とアウトプット軸との間の第１動力伝達経路上に介在される第１係合要素と、前記インプット軸と前記アウトプット軸との間の第２動力伝達経路に介在される第２係合要素とを備え、前記第２動力伝達経路上にベルト変速機構を有し、前記第１係合要素の解放および前記第２係合要素の係合により、前記ベルト変速機構によるベルト変速比が大きいほど前記インプット軸と前記アウトプット軸との間でのトータル変速比が大きくなる第１モードとなり、前記第１係合要素の係合および前記第２係合要素の解放により、前記ベルト変速比が大きいほど前記トータル変速比が小さくなる第２モードとなり、前記ベルト変速比が一定値であるときに、前記第１係合要素および前記第２係合要素に差回転が生じないように構成された無段変速機を制御する制御装置であって、
   前記トータル変速比の目標を設定する目標設定手段と、
   前記第２モードにおいて、前記目標設定手段により設定される前記トータル変速比の目標が前記一定値よりも大きい場合に、前記インプット軸の回転数の時間変化率の目標を設定し、その目標に従って前記第１係合要素を解放側に制御して、前記インプット軸の回転数を上昇させ、その後、前記ベルト変速比を上昇させて、前記インプット軸の回転数と前記アウトプット軸の回転数および前記ベルト変速比から求まる同期回転数とが同期するタイミングで前記第２係合要素を係合させる切替制御手段とを含む、制御装置。

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