JP7412861B2 - 制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、車両用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の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）がある。

動力分割式の無段変速機では、無段変速機構、平行軸式歯車機構および遊星歯車機構が設けられている。無段変速機構は、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。

前進走行時における動力伝達モードとして、第１モード（ベルトモード）および第２モード（スプリットモード）が設けられている。

第１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、第１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ユニット変速比（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。

第２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。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、第２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、スプリット点以下のユニット変速比を実現することができる。

変速制御では、たとえば、変速線図に従って、アクセル開度（アクセルペダルの最大操作量に対する操作量の割合）および車速に応じた目標回転数が設定され、無段変速機に入力される回転数を目標回転数に一致させる変速比が目標変速比に設定される。そして、ユニット変速比が目標変速比に一致するように、ベルト変速比が変更される。

第１モードと第２モードとの切り替えは、目標変速比とスプリット点の変速比（スプリットギヤ比）との比較により判定される。すなわち、第１モードにおいて、目標変速比がスプリットギヤ比以下（ハイ側）であれば、第１モードから第２モードへの切り替えが判定される。また、第２モードにおいて、目標変速比がスプリットギヤ比以上（ロー側）であれば、第２モードから第１モードへの切り替えが判定される。

特開２０１６－１４２３０２号公報

第２モードは、スプリットドライブギヤおよびスプリットドリブンギヤにより動力が伝達されるギヤ伝達方式であるため、動力伝達効率が良く、車両の走行燃費の向上に有効である。ところが、アクセルペダルが少しだけ踏み増された場合であっても、目標変速比がスプリットギヤ比以上になれば、第２モードから第１モードに切り替えられるため、第２モードで走行可能な時間が短いという問題がある。

本発明の目的は、車両が第２モードで走行可能な時間を増やすことができる、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、エンジンからの動力が入力されるインプット軸と駆動輪に伝達されるエンジン駆動力を出力するアウトプット軸との間にベルト式の無段変速機構を備え、無段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の全体でのユニット変速比が大きくなる第１モードと、ベルト変速比が大きいほどユニット変速比が小さくなる第２モードとに選択的に切り替わり、ベルト変速比が一定の切替値であるときに第１モードと第２モードとが切り替わってもユニット変速比が変化しないように構成された無段変速機と、駆動輪に伝達されるデバイス駆動力を発生するデバイスとを搭載した車両用の制御装置であって、車両を加速させる加速要求に応じたパラメータを取得するパラメータ取得手段と、パラメータと目標回転数との関係を定めた変速線図に基づいて、パラメータ取得手段により取得されるパラメータに応じた目標回転数を設定し、インプット軸の回転数を目標回転数に一致させる変速比を求めて、当該変速比をユニット変速比の目標である目標変速比に設定する目標設定手段と、パラメータ取得手段により取得されるパラメータに応じた要求駆動力を算出する要求駆動力算出手段と、目標設定手段により設定される目標変速比に一致するユニット変速比でのエンジン駆動力と、デバイスから出力可能なデバイス駆動力とを合計した駆動力を算出する合計駆動力算出手段と、第１モードにおいて、目標設定手段により設定される目標変速比が切替値以下であるとき、第１モードから第２モードに切り替え、第２モードにおいて、合計駆動力算出手段により算出される合計の駆動力が要求駆動力算出手段により算出される要求駆動力以上である場合、目標設定手段により設定される目標変速比が切替値より大きくても、第２モードを継続させるモード切替手段とを含む。

この構成によれば、車両には、エンジンの動力を変速して、変速後の動力を駆動輪に伝達されるエンジン駆動力として出力する無段変速機と、駆動輪に伝達されるデバイス駆動力を発生するデバイスとが搭載されている。

無段変速機は、動力伝達モードが第１モードと第２モードとに切り替わり、ベルト変速比が一定の切替値であるときには、第１モードと第２モードとが切り替わってもユニット変速比が変化しないように構成されている。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の全体でのユニット変速比が大きくなる。第２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る。

無段変速機の変速制御では、変速線図に基づいて、加速要求に応じた目標変速比が設定されて、ユニット変速比が目標変速比に一致するように、ベルト変速比が変更される。第１モードにおいて、切替値以下の目標変速比が設定された場合、第１モードから第２モードに切り替えられる。第２モードでは、加速要求に応じた要求駆動力が算出され、また、目標変速比に一致するユニット変速比でのエンジン駆動力とデバイスから出力可能なデバイス駆動力とを合計した駆動力が算出される。第２モードでは、原則、切替値よりも大きい目標変速比が設定された場合に、第２モードから第１モードに切り替えられるが、エンジン駆動力とデバイス駆動力との合計が要求駆動力以上である場合には、切替値よりも大きい目標変速比が設定されても、第２モードが維持される。

これにより、加速要求や走行負荷の増加により要求駆動力が上がっても、第２モードを従来よりも長く継続させることができる。そのため、車両が第２モードで走行可能な時間を増やすことができ、車両の走行燃費を向上することができる。また、第１モードと第２モードとが頻繁に切り替わることによる変速ビジー感を低減でき、ドライバビリティを向上することができる。

車両用の制御装置は、第１モードにおいて、現在のベルト変速比で第１モードから第２モードに切り替えた場合のユニット変速比でのエンジン駆動力と、デバイスから出力可能なデバイス駆動力との合計を予測する合計駆動力予測手段をさらに含み、モード切替手段は、第１モードにおいて、目標設定手段により設定される目標変速比が切替値より大きくても、合計駆動力予測手段により予測される合計の駆動力が要求駆動力算出手段により算出される要求駆動力以上である場合、第１モードから第２モードに切り替えてもよい。

この構成によれば、現在のベルト変速比で第１モードから第２モードに切り替えた場合のユニット変速比でのエンジン駆動力が予測され、そのエンジン駆動力とデバイスから出力可能なデバイス駆動力との合計が予測される。第１モードでは、原則、切替値以下の目標変速比が設定された場合に、第１モードから第２モードに切り替えられるが、目標変速比が切替値より大きくても、予測される合計の駆動力が要求駆動力以上である場合には、第１モードから第２モードに切り替えられる。これにより、車両が第２モードで走行可能な時間を一層増やすことができ、車両の走行燃費のさらなる向上およびドライバビリティの向上を図ることができる。

本発明によれば、車両が第２モードで走行可能な時間を増やすことができる。その結果、車両の走行燃費を向上することができる。また、第１モードと第２モードとが頻繁に切り替わることによる変速ビジー感を低減でき、ドライバビリティを向上することができる。

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概略構成を図解的に示す平面図である。 車両の駆動系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クラッチおよびブレーキの状態を示す図である。 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（回転速度）の関係を示す共線図である。 ベルト変速機構によるベルト変速比と変速機の全体でのトータル変速比との関係を示す図である。 変速制御に用いられる変速線図の一例を示す図である。 スプリットモードにおけるモード切替判定処理の流れを示すフローチャートである。 ベルトモードにおけるモード切替判定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。

＜車両の構成＞
図１は、車両１の概略構成を図解的に示す平面図である。

車両１は、エンジン（Ｅ／Ｇ）２およびモータ付トランスアクスル３を搭載した四輪自動車であり、ＦＦ（Front-engine Front-wheel-drive：フロントエンジン・フロントドライブ）方式を採用している。すなわち、車両１では、エンジン２が発生する駆動力がモータ付トランスアクスル３を介して前車軸４Ｆに伝達され、左右の前輪５ＦＬ，５ＦＲが駆動輪となる。後車軸４Ｒには、エンジン２が発生する駆動力は伝達されず、左右の後輪５ＲＬ，５ＲＲは、従動輪となる。

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。

車両１には、複数のＥＣＵ（Electronic Control Unit：電子制御ユニット）が搭載されている。各ＥＣＵは、マイコン（マイクロコントローラユニット）を備えており、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。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。図１には、複数のＥＣＵのうち、モータ付トランスアクスル３を制御するＥＣＵ６が示されている。

ＥＣＵ６には、制御に必要な各種センサが接続されており、その接続されたセンサの検出信号が入力される。たとえば、アクセルペダルの操作量に応じた検出信号を出力するアクセルセンサや、車両１の車速に応じた検出信号を出力する車速センサ、エンジン２の回転数に応じた検出信号を出力するエンジン回転センサなどがＥＣＵ６に接続されている。また、ＥＣＵ６には、各種センサから入力される検出信号以外に制御に必要な情報が他のＥＣＵから入力される。

＜車両の駆動系＞
図２は、車両１の駆動系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（クランクシャフト）１１を備えている。

モータ付トランスアクスル３は、トルクコンバータ２０、ＣＶＴ（Continuously Variable Transmission：無段変速機）３０、デファレンシャルギヤ４０およびモータジェネレータ（ＭＧ）５０を備えている。

トルクコンバータ２０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２０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。

ＣＶＴ３０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、ＣＶＴ３０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２０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４０（デファレンシャルギヤ４０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の油室５４およびセカンダリプーリ４４の油室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。

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には、サンギヤ７１、キャリヤ７２およびリングギヤ７３が含まれる。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、アウトプット軸３２には、パーキングギヤ８３が相対回転不能に支持されている。パーキングギヤ８３の周囲には、パーキングポール（図示せず）が設けられている。パーキングポールがパーキングギヤ８３の歯溝に係合することにより、パーキングギヤ８３の回転が規制（パーキングロック）され、パーキングポールがパーキングギヤ８３の歯溝から離脱することにより、パーキングギヤ８３の回転が許容（パーキングロック解除）される。

また、ＣＶＴ３０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。

モータジェネレータ５０は、アウトプット軸３２に接続されている。具体的には、アウトプット軸３２には、第１伝達ギヤ９１が相対回転不能に支持されている。モータ付トランスアクスル３には、伝達軸９２がアウトプット軸３２と平行に設けられている。伝達軸９２には、第２伝達ギヤ９３が相対回転不能に支持されており、第２伝達ギヤ９３は、第１伝達ギヤ９１と噛合している。モータジェネレータ５０のモータ回転軸９４は、互いに噛合する２個のかさ歯車からなる軸線方向変換機構９５を介して、伝達軸９２に接続されている。この構成により、モータジェネレータ５０のモータ回転軸９４から、軸線方向変換機構９５、伝達軸９２、第２伝達ギヤ９３および第１伝達ギヤ９１を順に経由して、アウトプット軸３２にモータ駆動力が伝達される。

＜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４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５は、ベルト変速機構３３によるベルト変速比とＣＶＴ３０の全体でのユニット変速比との関係を示す図である。

図３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）ポジションの各レンジ位置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、パーキングギヤ８３が固定されることにより、ＣＶＴ３０の変速レンジの１つであるＰレンジ（駐車レンジ）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、ＣＶＴ３０の変速レンジの１つであるＮレンジ（中立レンジ）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の動力は前輪５ＦＬ，５ＦＲ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、ＣＶＴ３０の変速レンジの１つであるＤレンジ（前進レンジ）が構成される。このＤレンジでの動力伝達モードには、ベルトモード（第１モードの一例）およびスプリットモード（第２モードの一例）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３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に入力されるエンジン２からの動力は、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４および図５に示されるように、ＣＶＴ３０全体でのユニット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３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に入力されるエンジン２からの動力は、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４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５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、ＣＶＴ３０のユニット変速比が小さくなり、ベルト変速比に対するユニット変速比の感度（ベルト変速比の変化量に対するユニット変速比の変化量の割合）がベルトモードと比べて低い。

アウトプット軸３２を回転させるエンジン駆動力は、出力ギヤ３７を介してデファレンシャルギヤ４０に伝達され、デファレンシャルギヤ４０から左右の前車軸４ＦＬ，４ＦＲを介して前輪５ＦＬ，５ＦＲに伝達される。これにより、前輪５ＦＬ，５ＦＲ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、ＣＶＴ３０の変速レンジの１つであるＲレンジ（後進レンジ）が構成される。Ｒレンジでは、図３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に入力されるエンジン２からの動力は、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を回転させるエンジン駆動力は、出力ギヤ３７を介してデファレンシャルギヤ４０に伝達され、デファレンシャルギヤ４０から左右の前車軸４ＦＬ，４ＦＲを介して前輪５ＦＬ，５ＦＲに伝達される。これにより、前輪５ＦＬ，５ＦＲが後進方向に回転する。

車両１の前進時には、遊星歯車機構３５のサンギヤ７１とリングギヤ７３との直結により、サンギヤ７１の回転速度とリングギヤ７３の回転速度とが一致するのに対し、車両１の後進時には、遊星歯車機構３５の構成上、リングギヤ７３の回転速度がサンギヤ７１の回転速度よりも必ず低くなる。そのため、Ｒレンジでは、変速比が最大プーリ比よりも大きくなり、ＤレンジおよびＲレンジで最大プーリ比が構成されている場合、車両１の後進時に、前進時と比較して、変速比が大きくなり、アウトプット軸３２から出力される動力が大きくなる。

＜変速制御＞
図６は、ＣＶＴ３０の変速制御に用いられる変速線図の一例を示す図である。

ＣＶＴ３０のユニット変速比は、ＥＣＵ６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。ユニット変速比を変更する変速制御では、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（Ａｐ）と車速と目標回転数との関係を定めたマップであり、ＥＣＵ６の不揮発性メモリに格納されている。アクセル開度は、アクセルペダルの最大操作量に対する操作量の割合であり、アクセルセンサの検出信号から求められる。車速は、車速センサの検出信号から算出される。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ユニット変速比の目標である目標変速比が求められ、その目標変速比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。

変速制御では、ユニット変速比が図５に示されるスプリット点を跨いで変更される場合があり、その場合、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。スプリット点は、ベルトモードとスプリットモードとが切り替えられてもユニット変速比が変化しない点であり、スプリット点でのベルト変速比である切替値は、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とのギヤ比であるスプリットギヤ比に等しい。

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わる。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わる。

図７は、スプリットモードにおけるモード切替判定処理の流れを示すフローチャートである。

スプリットモードでは、ＥＣＵ６により、図７に示されるモード切替判定処理が行われる。

そのモード切替判定処理では、目標変速比が切替値より大きいか否かが判定される（ステップＳ１１）。目標変速比が切替値以下である場合（ステップＳ１１のＮＯ）、スプリットモードの継続が決定される。

目標変速比が切替値より大きい場合（ステップＳ１１のＹＥＳ）、アクセル開度および車速に応じた要求駆動力が算出される。要求駆動力の算出のために、ＥＣＵ９１の不揮発性メモリにマップの形態で格納されている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に応じたエンジントルクが求められる。アクセル開度は、目標変速比の算出に用いられた値である。エンジン回転数は、エンジン回転センサの検出信号から算出される。さらに、エンジン回転数およびタービン回転数から、トルクコンバータ３のトルク比が算出される。タービン回転数は、トルクコンバータ３のタービンランナ２３の回転数であり、タービンランナ２３（インプット軸３１）の回数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の検出信号から算出される。そして、エンジントルク、トルクコンバータ２０のトルク比および現在のユニット変速比から、要求駆動力が算出される。また、エンジントルク、トルクコンバータ２０のトルク比および目標変速比から、ユニット変速比が目標変速比に一致する状態でエンジン２からアウトプット軸３２に伝達されるエンジン駆動力が算出される。さらに、モータジェネレータ５０からアウトプット軸３２に伝達可能な最大のモータ駆動力が算出される。

要求駆動力、エンジン駆動力およびモータ駆動力が算出されると、エンジン駆動力とモータ駆動力とが合計され、その合計の駆動力が要求駆動力以上であるか否かが判断される（ステップＳ１２）。

合計の駆動力が要求駆動力以上である場合には（ステップＳ１２のＹＥＳ）、目標変速比が切替値より大きくても、スプリットモードの継続が決定される。

一方、合計の駆動力が要求駆動力未満である場合には（ステップＳ１２のＮＯ）、スプリットモードからベルトモードへの切り替えが決定される（ステップＳ１３）。

図８は、ベルトモードにおけるモード切替判定処理の流れを示すフローチャートである。

ベルトモードでは、ＥＣＵ６により、図８に示されるモード切替判定処理が行われる。

そのモード切替判定処理では、目標変速比が切替値以下である否かが判定される（ステップＳ２１）。目標変速比が切替値以下である場合（ステップＳ１１のＹＥＳ）、ベルトモードからスプリットモードへの切り替えが決定される（ステップＳ２２）。

目標変速比が切替値より大きい場合（ステップＳ２１のＮＯ）、アクセル開度および車速に応じた要求駆動力が算出される。また、現在のベルト変速比でベルトモードからスプリットモードに切り替えた場合のユニット変速比の予測値が算出される。そして、エンジントルク、トルクコンバータ２０のトルク比およびユニット変速比の予測値から、ユニット変速比が予測値に一致する状態でエンジン２からアウトプット軸３２に伝達されるエンジン駆動力が予測される。さらに、モータジェネレータ５０からアウトプット軸３２に伝達可能な最大のモータ駆動力が算出される。

要求駆動力およびモータ駆動力が算出され、エンジン駆動力が予測されると、エンジン駆動力とモータ駆動力とが合計され、その合計の駆動力が要求駆動力以上であるか否かが判断される（ステップＳ２３）。

合計の駆動力が要求駆動力以上である場合には（ステップＳ２３のＹＥＳ）、目標変速比が切替値より大きくても、ベルトモードからスプリットモードへの切り替えが決定される（ステップＳ２２）。

一方、合計の駆動力が要求駆動力未満である場合には（ステップＳ２３のＮＯ）、ベルトモードの継続が決定される。

＜作用効果＞
以上のように、ＣＶＴ３０の変速制御では、変速線図に基づいて、アクセル開度（加速要求に応じたパラメータ）に応じた目標変速比が設定されて、ユニット変速比が目標変速比に一致するように、ベルト変速比が変更される。

第２モードであるスプリットモードでは、アクセル開度に応じた要求駆動力が算出され、また、目標変速比に一致するユニット変速比でのエンジン駆動力とモータジェネレータ５０から出力可能なモータ駆動力とを合計した駆動力が算出される。スプリットモードでは、原則、切替値よりも大きい目標変速比が設定された場合に、スプリットモードから第１モードであるベルトモードに切り替えられるが、エンジン駆動力とモータ駆動力との合計が要求駆動力以上である場合には、切替値よりも大きい目標変速比が設定されても、スプリットモードが維持される。

これにより、加速要求や走行負荷の増加により要求駆動力が上がっても、スプリットモードを従来よりも長く継続させることができる。そのため、車両１がスプリットモードで走行可能な時間を増やすことができ、車両１の走行燃費を向上することができる。また、ベルトモードとスプリットモードとが頻繁に切り替わることによる変速ビジー感を低減でき、ドライバビリティを向上することができる。

ベルトモードでは、現在のベルト変速比でベルトモードからスプリットモードに切り替えた場合のユニット変速比の予測値が求められ、ユニット変速比がその予測値に一致する状態でのエンジン駆動力が予測される。そして、その予測されたエンジン駆動力とモータジェネレータ５０から出力可能なモータ駆動力とが合計されて、合計の駆動力が予測される。ベルトモードでは、原則、切替値以下の目標変速比が設定された場合に、ベルトモードからスプリットモードに切り替えられるが、目標変速比が切替値より大きくても、予測される合計の駆動力が要求駆動力以上である場合には、ベルトモードからスプリットモードに切り替えられる。これにより、車両１がスプリットモードで走行可能な時間を一層増やすことができ、車両１の走行燃費のさらなる向上およびドライバビリティの向上を図ることができる。

＜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、モータジェネレータ５０からの駆動力がアウトプット軸３２に伝達されるとしたが、モータジェネレータ５０が前車軸４Ｆに接続されて、モータジェネレータ５０からの駆動力が前車軸４Ｆに伝達されてもよい。この場合、前車軸４Ｆ上を基準に、要求駆動力、エンジン駆動力およびモータ駆動力が求められるとよい。

また、車両１は、ＦＦ方式を採用しているとしたが、エンジン２で発生するエンジントルクが前車軸４Ｆおよび後車軸４Ｒに配分されて、前輪５ＦＬ，５ＦＲおよび後輪５ＲＬ，５ＲＲの全輪が駆動輪となる４ＷＤ（four-wheel-drive：四輪駆動）方式を採用したものであってもよい。

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。

１：車両
２：エンジン
５ＦＬ，５ＦＲ：前輪
６：ＥＣＵ（制御装置、目標設定手段、要求駆動力算出手段、合計駆動力算出手段、モード切替手段、合計駆動力予測手段）
３１：インプット軸
３２：アウトプット軸
３３：ベルト変速機構（無段変速機構）
５０：モータジェネレータ（デバイス）

Claims (2)

1. エンジンからの動力が入力されるインプット軸と駆動輪に伝達されるエンジン駆動力を出力するアウトプット軸との間にベルト式の無段変速機構を備え、前記無段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の全体でのユニット変速比が大きくなる第１モードと、前記ベルト変速比が大きいほど前記ユニット変速比が小さくなる第２モードとに選択的に切り替わり、前記ベルト変速比が一定の切替値であるときに前記第１モードと前記第２モードとが切り替わっても前記ユニット変速比が変化しないように構成された無段変速機と、前記駆動輪に伝達されるデバイス駆動力を発生するデバイスとを搭載した車両用の制御装置であって、
   前記車両を加速させる加速要求に応じたパラメータを取得するパラメータ取得手段と、
   前記パラメータと目標回転数との関係を定めた変速線図に基づいて、前記パラメータ取得手段により取得される前記パラメータに応じた目標回転数を設定し、前記インプット軸の回転数を目標回転数に一致させる変速比を求めて、当該変速比を前記ユニット変速比の目標である目標変速比に設定する目標設定手段と、
   前記パラメータ取得手段により取得される前記パラメータに応じた要求駆動力を算出する要求駆動力算出手段と、
   前記目標設定手段により設定される前記目標変速比に一致する前記ユニット変速比での前記エンジン駆動力と、前記デバイスから出力可能な前記デバイス駆動力とを合計した駆動力を算出する合計駆動力算出手段と、
   前記第１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目標変速比が前記切替値以下であるとき、前記第１モードから前記第２モードに切り替え、前記第２モードにおいて、前記合計駆動力算出手段により算出される合計の駆動力が前記要求駆動力算出手段により算出される前記要求駆動力以上である場合、前記目標設定手段により設定される前記目標変速比が前記切替値より大きくても、前記第２モードを継続させるモード切替手段と、を含む、制御装置。
2. 前記第１モードにおいて、現在の前記ベルト変速比で前記第１モードから前記第２モードに切り替えた場合の前記ユニット変速比での前記エンジン駆動力と、前記デバイスから出力可能な前記デバイス駆動力との合計を予測する合計駆動力予測手段、をさらに含み、
   前記モード切替手段は、前記第１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目標変速比が前記切替値より大きくても、前記合計駆動力予測手段により予測される合計の駆動力が前記要求駆動力算出手段により算出される前記要求駆動力以上である場合、前記第１モードから前記第２モードに切り替える、請求項１に記載の制御装置。

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