JP7378912B2 - 係合要素制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、摩擦係合要素の係合／解放を制御する係合要素制御装置に関する。

たとえば、車両に搭載される自動変速機として、無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）や有段式の自動変速機（ＡＴ：Automatic Transmission）などが広く知られている。

自動変速機では、回転要素を制動するためのブレーキや回転要素と別の回転要素とを連結するためのクラッチなどが多く使用されている。クラッチは、クラッチドラムとクラッチハブとの間に複数のクラッチプレートとクラッチディスクとが交互に配置された構成であり、クラッチプレートとクラッチディスクとが互いに圧接されることにより、動力を伝達可能に係合する。

クラッチプレートのクラッチディスクとの対向面には、摩擦材としてのフェーシングが貼り付けられている。このフェーシングの摩擦係数は、自動変速機で使用されているオイルの温度（油温）により変動する。すなわち、高油温時においては、フェーシングが高温となって摩擦係数が低下し、係合開始から係合完了までに要する時間が長くなる。そのため、フェーシングの摩擦による発熱量が増大し、フェーシングが熱により変質したり、クラッチの焼き付きが発生したりするおそれがある。

特開２０１６－１２５５９３号公報

本発明の目的は、摩擦係合要素の係合／解放時の熱量を限界熱量以下に抑制できる係合要素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、本発明の一の局面に係る熱量算出装置は、動力を伝達する動力伝達経路上の摩擦係合要素に供給される油の温度を検出する油温検出手段と、油温検出手段によって検出される温度および摩擦係合要素の熱容量から、摩擦係合要素が有する熱量の初期値を算出する初期値算出手段と、所定の周期ごとに、１周期における摩擦係合要素の発熱量を算出するとともに、前記摩擦係合要素の温度および前記油の温度を求めて、それらの温度を用いて摩擦係合要素から油への放熱量を算出し、当該発熱量から当該放熱量を減算することにより、変化量を算出する変化量算出手段と、初期値算出手段によって算出される初期値に、変化量算出手段によって算出される変化量を累積して、当該累積値を摩擦係合要素の熱量として算出する熱量算出手段とを含む。

この構成によれば、摩擦係合要素の熱量の算出に、摩擦係合要素の発熱量および摩擦係合要素から油への放熱量が考慮される。これにより、摩擦係合要素の熱量を精度よく算出することができる。

本発明の他の局面に係る係合要素制御装置は、動力を伝達する動力伝達経路上に設けられる摩擦係合要素の係合を制御する係合制御装置であって、係合／解放される摩擦係合要素の熱量を算出する熱量算出手段と、係合／解放される摩擦係合要素の限界温度および摩擦係合要素の熱容量から、当該摩擦係合要素の限界熱量を算出する限界熱量算出手段と、限界熱量算出手段によって算出される限界熱量から熱量算出手段によって算出される熱量を減算することにより、余裕熱量を算出する余裕熱量算出手段と、余裕熱量算出手段により算出される余裕熱量から、係合／解放される摩擦係合要素が許容可能な差回転の限界値である限界差回転を算出する限界差回転算出手段とを含む。

この構成によれば、摩擦係合要素が許容可能な差回転の限界値である限界差回転を算出することができる。

係合要素制御装置は、インプット軸、アウトプット軸、インプット軸に入力される動力を無段階に変速するベルト式の無段変速機構、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第１動力伝達経路に介在される第１係合要素、および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第２経路に介在される第２係合要素を含み、第１係合要素の係合および第２係合要素の解放により第１モードが構成され、第１係合要素の解放および第２係合要素の係合により第２モードが構成され、無段変速機構の変速比が一定値をとるときに、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変速機に好適に用いられる。

この場合、摩擦係合要素は、第１係合要素および第２係合要素であり、係合要素制御装置は、限界差回転算出手段によって算出される限界差回転に応じた無段変速機構の変速比の限界値である限界変速比を算出する限界変速比算出手段と、無段変速機構の変速比の目標を限界変速比算出手段によって算出される限界変速比未満となるように制限して、第１モードと第２モードとを切り替えるモード切替手段とをさらに含むとよい。

これにより、摩擦係合要素に生じている差回転が限界差回転を超えているときに、第１モードと第２モードとが切り替えられることを抑制できる。そのため、摩擦係合要素の係合時に、摩擦係合要素の熱量が限界熱量を超えることを抑制できる。その結果、摩擦係合要素の焼き付きなどの発生を抑制することができる。

本発明によれば、摩擦係合要素の係合／解放時に、摩擦係合要素の熱量が限界熱量を超えることを抑制でき、摩擦係合要素の熱量が限界熱量を超えることによる焼き付きなど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。

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の動力（トルク）よりも大きな動力が発生する。

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、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。

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、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、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、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、トルクコンバータ３および変速機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。また、ＥＣＵ１０１には、制御に必要な各種センサが接続されている。

ＥＣＵ１０１は、各種センサの検出信号から取得した情報および／または他のＥＣＵから入力される種々の情報などに基づいて、トルクコンバータ３および変速機４の各部に油圧を供給するための油圧回路に含まれるバルブを制御する。このバルブ制御により、クラッチＣ１，Ｃ２およびブレーキＢ１の係合／解放が切り替えられ、また、無段変速機構３３のベルト変速比が変更される。

＜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（シーブ変速比）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、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インプット軸３１に入力される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セカンダリ推力が設定される。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。

そして、目標ベルト変速比および入力トルクに応じた推力比（＝セカンダリ推力／プライマリ推力）が設定される。そして、セカンダリ推力および推力比からプライマリ推力が設定される。

その後、その設定された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。

ベル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、モード切替の際には、基本的には、ベル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。

ただし、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、ベル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た場合、変速レスポンスが重視される。この場合、ベル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の係合の切り替えにより、スプリットモードからベルトモードに切り替えられる。

ところが、ベルト変速比がスプリット変速比から大きく離れ、クラッチＣ１，Ｃ２が許容可能な差回転の限界値である限界差回転を超える差回転がクラッチＣ１，Ｃ２に生じている状態で、クラッチＣ１，Ｃ２の係合が切り替えられると、クラッチＣ１，Ｃ２に貼り付けられているフェーシングの摩擦により過大な発熱が生じる。その結果、クラッチＣ１，Ｃ２の熱量が限界熱量を超えて、クラッチＣ１，Ｃ２のフェーシングが熱により変質したり、クラッチＣ１，Ｃ２の焼き付きなどが発生したりする懸念がある。

そこで、ＥＣＵ１０１は、クラッチＣ１，Ｃ２の熱量を算出する熱量算出部１１１と、クラッチＣ１，Ｃ２の限界熱量を算出する限界熱量算出部１１２と、クラッチＣ１，Ｃ２の熱量および限界熱量からクラッチＣ１，Ｃ２の限界差回転を算出する限界差回転算出部１１３と、クラッチＣ１，Ｃ２の限界差回転から限界変速比を算出する限界変速比算出部１１４とを実質的に備えている。そして、ＥＣＵ１０１におけるクラッチＣ１，Ｃ２の係合の切り替えの制御では、限界変速比算出部１１４により算出される限界変速比を超えるベルト変速比でのクラッチＣ１，Ｃ２の係合の切り替えが禁止される。

＜熱量算出部＞
トルクコンバータ３のロックアップ機構２４がロックアップオフからロックアップオンに切り替えられたことに応答して、熱量算出部１１１では、クラッチＣ１，Ｃ２が有する熱量であるクラッチ熱量Qcおよび変速機４で使用されている油（以下、「ＣＶＴＦ」という。）が有する熱量であるＣＶＴＦ熱量Qfの算出が開始される。

まず、クラッチ熱量Qcの初期値が次式（１）に従って算出される。

Qc＝Tfs×Cc ・・・（１）
ただし、Tfs：油温
Cc：クラッチＣ１，Ｃ２の熱容量

油温Tfsは、変速機４で使用されている油（以下、「ＣＶＴＦ」という。）の温度であり、油温センサによって検出される。

この後、クラッチ熱量Qcは、一定の周期で次式（２）に従って算出される。

Qc＝Qc’＋DQc ・・・（２）
ただし、Qc’：１周期前に算出されたクラッチ熱量
DQc：１周期でのクラッチ熱量の変化量

変化量DQcは、次式（３）に従って算出される。

DQc＝Qdc－Qdf ・・・（３）
ただし、Qdc：１周期でのクラッチＣ１，Ｃ２の発熱量
Qdf：１周期でのＣＶＴＦの吸熱量

クラッチＣ１，Ｃ２の発熱量Qdcは、クラッチＣ１，Ｃ２に加わるトルク（Ｎｍ）とクラッチＣ１，Ｃ２が係合時に吸収した差回転（ｒｐｍ）との乗算値に２π／６０および周期（ｓ）をさらに乗じることにより算出される。

吸熱量Qdfは、クラッチＣ１，Ｃ２からＣＶＴＦへの放熱量に等しい。クラッチＣ１，Ｃ２からＣＶＴＦへの熱伝達率とクラッチＣ１，Ｃ２のフェーシングの面積との乗算値をゲインG1として、吸熱量Qdfは、次式（４）に従って算出される。

Qdf＝(Tcc－Tfcal)×G1 ・・・（４）
ただし、Tcc：１周期前に算出されたクラッチＣ１，Ｃ２の温度（クラッチ温度）
Tfcal：油温

クラッチ温度Tccおよび油温Tfcalは、計算により求められる。すなわち、クラッチ温度Tccは、１周期前に算出されたクラッチ熱量Qcを熱容量Ccで除算することにより求められる。油温Tfcalは、ＣＶＴＦ熱量QfをＣＶＴＦの熱容量Cfで除算することにより求められる。

ＣＶＴＦ熱量Qfの初期値は、次式（５）に従って算出される。

Qf＝Tfs×Cf ・・・（５）

２周期目以降、ＣＶＴＦ熱量Qfは、一定の周期で次式（６）に従って算出される。

Qf＝Qf'＋DQf ・・・（６）
ただし、Qf’：１周期前に算出されたＣＶＴＦ熱量
DQf：１周期でのＣＶＴＦ熱量の変化量

変化量DQfは、次式（７）に従って算出される。

DQf＝Qdf－Qdfcir ・・・（７）
ただし、Qdfcir：１周期でのＣＶＴＦの循環による放熱量

ＣＶＴＦの質量流量とＣＶＴＦの比熱との乗算値をゲインG2として、放熱量Qdfcirは、次式（８）に従って算出される。

Qdfcir＝(Tfcal'－Tfs)×G2 ・・・（８）
ただし、Tfcal'：１周期前に算出された油温

＜限界熱量算出部＞
限界熱量算出部１１２では、クラッチＣ１，Ｃ２が許容可能な温度の限界値である限界温度とクラッチＣ１，Ｃ２の熱容量Ccとの乗算により、限界クラッチ熱量Qclimが算出される。
＜限界差回転算出部＞
限界差回転算出部１１３では、限界熱量算出部１１２によって算出された限界クラッチ熱量Qclimから熱量算出部１１１によって算出されたクラッチ熱量Qcを減算することにより、クラッチＣ１，Ｃ２の余裕熱量Qmgnが算出される。

スプリットモードからベルトモードに切り替えられる場合、係合状態のクラッチＣ１が解放され、解放状態のクラッチＣ２が係合される。この切り替え中、エンジン２が被駆動状態にあるときは、クラッチＣ２が係合する際に発熱し、エンジン２が駆動状態にあるときは、クラッチＣ１が開放する際に発熱する。

係合側のクラッチＣ２について、限界差回転をNslLoとすると、次式（９）が成立する。

Qmgn＝1/2×TqLo×ST×NslLo×2Π/60 ・・・（９）
ただし、TqLo：クラッチＣ２の係合時にクラッチＣ２に加わっているトルク
ST：クラッチＣ２の係合に要する変速時間

クラッチトルクTqLoは、次式（１０）に従って算出される。

TqLo＝|Tqeng－Iωe| ・・・（１０）
ただし、Tqeng：フューエルカット時のエンジントルク（Ｎｍ）
I：イナーシャ（ｋｇ・ｍ^２）
ωe：目標エンジン回転変化率（ｒａｄ／ｓ^２）

イナーシャトルクＩωeは、クラッチＣ２の完全係合によりアウトプット軸３２に生じるイナーシャトルクであり、変速機４の回転部イナーシャIおよび目標エンジン回転変化率ωeから算出される。

変速時間STは、限界差回転NslLoを目標エンジン回転変化率ωeと2π/60との除算値で除することにより算出される。すなわち、変速時間STは、次式（１１）に従って算出される。

ST＝NslLo／(ωe÷(2π/60)) ・・・（１１）

したがって、前記の式（９）に式（１０）および式（１１）を代入して、限界差回転NslLoについて解くと、次式（１２）が得られる

限界差回転算出部１１３では、式（１２）に従って、クラッチＣ２の限界差回転NslLoが算出される。

一方、解放側のクラッチＣ１について、限界差回転をNslHiとすると、次式（１３）が成立する。

Qmgn＝1/2×TqHi×ST1×NslHi×2π/60＋TqHi2×ST2 ・・・（１３）
ただし、TqHi：クラッチＣ１の解放時にクラッチＣ１に加わるトルク
Tqhi2：時間ST2にクラッチＣ１に加わるトルク
ST1：クラッチＣ１の解放開始から解放終了までの時間
ST2：クラッチＣ１の解放終了から変速制御終了までの時間（一定値）

クラッチトルクTqHi，TqHi2は、それぞれ次式（１４），（１５）に従って算出される。

TqHi＝|TemaxTgt－Iωe| ・・・（１４）
TqHi2＝TemaxTgt ・・・（１５）
ただし、TemaxTgt：駆動時の最大エンジントルク（Ｎｍ）

時間ST1は、次式（１６）に従って算出される。

ST＝NslHi／(ωe÷(2π/60)) ・・・（１６）

したがって、前記の式（１３）に式（１４），（１５），（１６）を代入して、限界差回転NslHiについて解くと、次式（１７）が得られる

そして、限界差回転算出部１１３では、限界差回転NslLoと限界差回転NslHiとの小さい方の値を限界差回転Nslminとして決定する。

＜限界変速比算出部＞
ベルトモードでの同期回転数NInBおよびスプリットモードでの同期回転数NInSは、それぞれ次式（１８），（１９）に従って算出することができる。

NInB＝Nout×R×Rin ・・・（１８）
NInS＝Nout×Kzr/((Kzr+Kzs)/KIC－Kzs/(R×Rin)) ・・・（１９）
ただし、Nout：アウトプット回転数
R：ベルト変速比
Kzr：遊星歯車機構３５のリングギヤ７３の歯数
Kzs：遊星歯車機構３５のサンギヤ７１の歯数
KIC：スプリットドリブンギヤ８２の歯数
／スプリットドライブギヤ８１の歯数
Rin：前減速ギヤ機構３４による前減速比

限界変速比算出部１１４では、限界差回転算出部１１３によって算出された限界差回転Nslminがベルトモードでの同期回転数NInBからスプリットモードでの同期回転数NInSを減算した値よりも大きくなるように、ベルト変速比Rが求められて、そのベルト変速比Rが限界変速比として設定される。

＜作用効果＞
以上のように、クラッチＣ１，Ｃ２の限界差回転Nslminが算出されて、その限界差回転Nslminに応じた限界変速比Rが設定される。そして、目標ベルト変速比を限界変速比R未満となるよう制限する。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、ベルト変速比が限界変速比Rよりも小さい範囲、つまり図４に示される限界変速比Rを示す二点鎖線よりもスプリット点側の範囲に含まれるときに実行される。これにより、クラッチＣ１，Ｃ２の係合／解放時に、クラッチＣ１，Ｃ２の熱量が限界熱量を超えることを抑制できる。その結果、クラッチＣ１，Ｃ２のフェーシングが熱により変質したり、クラッチＣ１，Ｃ２の焼き付きなどが発生したりすることを抑制できる。

＜変形例＞
以上、本発明の一実施形態について説明が、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、変速機４として、動力分割式（トルクスプリット式）の変速機を取り上げたが、本発明は、動力分割式の変速機に限らず、無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）や有段式の自動変速機（ＡＴ：Automatic Transmission）など、種々の形式の変速機に備えられる摩擦係合要素に対して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。

１０１：ＥＣＵ（モード切替手段）
１１１：熱量算出部（熱量算出装置、初期値算出手段、変化量算出手段、熱量算出手段）
１１２：限界熱量算出部（限界熱量算出手段）
１１３：限界差回転算出部（余裕熱量算出手段、限界差回転算出手段）
１１４：限界変速比算出部（限界変速比算出手段）
Ｃ１，Ｃ２：クラッチ（摩擦係合要素）

Claims (2)

1. 動力を伝達する動力伝達経路上の摩擦係合要素に供給される油の温度を検出する油温検出手段と、
   前記油温検出手段によって検出される温度および前記摩擦係合要素の熱容量から、前記摩擦係合要素が有する熱量の初期値を算出する初期値算出手段と、
   所定の周期ごとに、１周期における前記摩擦係合要素の発熱量を算出するとともに、前記摩擦係合要素の温度および前記油の温度を求めて、それらの温度を用いて前記摩擦係合要素から前記油への放熱量を算出し、当該発熱量から当該放熱量を減算することにより、変化量を算出する変化量算出手段と、
   前記初期値算出手段によって算出される初期値に、前記変化量算出手段によって算出される変化量を累積して、当該累積値を前記摩擦係合要素の熱量として算出する熱量算出手段と、
   前記摩擦係合要素の限界温度および前記摩擦係合要素の熱容量から、当該摩擦係合要素の限界熱量を算出する限界熱量算出手段と、
   前記限界熱量算出手段によって算出される前記限界熱量から前記熱量算出手段によって算出される熱量を減算することにより、余裕熱量を算出する余裕熱量算出手段と、
   前記余裕熱量算出手段により算出される前記余裕熱量から、前記摩擦係合要素が許容可能な差回転の限界値である限界差回転を算出する限界差回転算出手段とを含む、係合要素制御装置。
2. 前記係合要素制御装置は、
   インプット軸、アウトプット軸、前記インプット軸に入力される動力を無段階に変速するベルト式の無段変速機構、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第１動力伝達経路に介在される第１係合要素、および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第２経路に介在される第２係合要素を含み、
   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第１モードが構成され、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第２モードが構成され、
   前記無段変速機構の変速比が一定値をとるときに、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変速機に用いられ、
   前記摩擦係合要素は、前記第１係合要素および前記第２係合要素であり、
   前記係合要素制御装置は、
   前記限界差回転算出手段によって算出される前記限界差回転に応じた前記無段変速機構の前記変速比の限界値である限界変速比を算出する限界変速比算出手段と、
   前記無段変速機構の前記変速比の目標を前記限界変速比算出手段によって算出される前記限界変速比未満となるように制限して、前記第１モードと前記第２モードとを切り替えるモード切替手段とをさらに含む、請求項１に記載の係合要素制御装置。

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