JPWO2011104954A1 - 無段変速機のトルク比推定装置および無段変速機の側圧制御装置 - Google Patents

Abstract

無段変速機の伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比（Ｔｒ）を、入力軸要素が有する任意の変動成分が摩擦要素を介して出力軸要素に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、前記両要素の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）、あるいは前記両要素の変動成分の位相差を指標化した位相遅れ（Δφ）からトルク比（Ｔｒ）を推定するので、無段変速機の動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比（Ｔｒ）を精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかもトルク比（Ｔｒ）を滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）あるいは位相遅れ（Δφ）から推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。

Description

本発明は、駆動源の駆動力が入力される入力軸要素と、前記駆動源の駆動力が変速して出力される出力軸要素と、前記両要素にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸要素から前記出力軸要素に駆動力を伝達する伝達要素と、前記入力軸要素が有する任意の変動成分の前記出力軸要素への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を推定するトルク比推定手段とを備える無段変速機のトルク比推定装置と、その無段変速機のトルク比推定装置を備える無段変速機の側圧制御装置とに関する。

入力軸に設けたドライブプーリと出力軸に設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛け、両プーリの溝幅を変速用油圧で変化させて変速を行うベルト式無段変速機において、入力軸のトルク変動と出力軸のトルク変動との間に無端ベルトのスリップに起因する振幅差や位相差が発生することに着目して滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφというパラメータを導入し、これらのパラメータに基づいてプーリに加えるプーリ側圧を制御することで動力伝達効率の向上を図るものが、下記特許文献１により公知である。

日本特開２００９−２４３６８３号公報

ところで、ベルト式無段変速機の動力伝達効率は後述するトルク比Ｔｒというパラメータに密接に関連するが、上記従来のものは滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφをパラメータとしてトルク比Ｔｒを間接的に制御するため、トルク比Ｔｒを所望の値に応答性良く制御することが困難であり、無段変速機の動力伝達効率を充分に高めることができなかった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機の動力伝達効率の向上を図ることを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明によれば、駆動源の駆動力が入力される入力軸要素と、前記駆動源の駆動力が変速して出力される出力軸要素と、前記両要素にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸要素から前記出力軸要素に駆動力を伝達する伝達要素と、前記入力軸要素が有する任意の変動成分の前記出力軸要素への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を推定するトルク比推定手段とを備える無段変速機のトルク比推定装置であって、前記トルク比推定手段は、前記両要素の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子と、前記両要素の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの少なくとも一方から前記トルク比を推定することを第１の特徴とする無段変速機のトルク比推定装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記トルク比推定手段は、前記変動成分の周波数の帯域に応じて前記滑り識別子あるいは前記位相遅れを選択して前記トルク比を推定することを第２の特徴とする無段変速機のトルク比推定装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１または第２の特徴に加えて、前記トルク比推定手段は、前記入力軸要素、前記伝達要素および前記出力軸要素のうちの少なくとも一つの固有振動数の変化に起因する前記伝達特性の変化を補正して前記トルク比を推定することを第３の特徴とする無段変速機のトルク比推定装置が提案される。

また本発明によれば、前記第３の特徴に加えて、前記滑り識別子および前記位相遅れは前記変動成分の周波数の関数であり、前記トルク比推定手段は、前記変動成分の周波数を前記固有振動数で補正することを第４の特徴とする無段変速機のトルク比推定装置が提案される。

また本発明によれば、前記第１〜第４の何れか１つ特徴の無段変速機のトルク比推定装置を備える無段変速機の側圧制御装置であって、前記無段変速機は、前記入力軸要素に設けられたドライブプーリと、前記出力軸要素に設けられたドリブンプーリと、前記両プーリに巻き掛けられた無端ベルトよりなる前記伝達要素と、前記無段変速機の変速比を制御する変速制御手段とを備え、前記変速制御手段は、前記推定したトルク比が目標トルク比に一致するように、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに加えるプーリ側圧を制御することを第５の特徴とする無段変速機の側圧制御装置が提案される。

また本発明によれば、前記第５の特徴に加えて、前記変速制御手段は、アクセルペダルの操作速度が所定範囲外の場合に前記目標トルク比を変更することを第６の特徴とする無段変速機の側圧制御装置が提案される。

また本発明によれば、前記第５の特徴に加えて、前記変速制御手段は、前記トルク比の変動量が所定範囲外の場合に前記目標トルク比を変更することを第７の特徴とする無段変速機の側圧制御装置が提案される。

尚、実施の形態の入力軸１１は本発明の入力軸要素に対応し、実施の形態の出力軸１２は本発明の出力軸要素に対応し、実施の形態の無端ベルト１５は本発明の伝達要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態のベルト式無段変速機ＴＭは本発明の無段変速機に対応し、実施の形態の電子制御ユニットＵは本発明のトルク比推定手段あるいは変速制御手段に対応する。

本発明の第１の特徴によれば、無段変速機の伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を、入力軸要素が有する任意の変動成分が摩擦要素を介して出力軸要素に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、前記両要素の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子と、前記両要素の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの少なくとも一方を用いるので、無段変速機の動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比を精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子あるいは位相遅れからトルク比を推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。

また本発明の第２の特徴によれば、変動成分の周波数の帯域に応じて滑り識別子あるいは位相遅れの一方を選択してトルク比を推定するので、変動成分の周波数のそれぞれの帯域に対して滑り識別子および位相遅れのうちトルク比の変動に対する変動率が大きくなる方を選択することで、トルク比の推定精度を高めることができる。

また本発明の第３の特徴によれば、入力軸要素、伝達要素および出力軸要素のうちの少なくとも一つの固有振動数の変化に起因する伝達特性の変化を補正してトルク比を推定するので、前記固有振動数が変化してもトルク比の推定精度を確保することができる。

また本発明の第４の特徴によれば、滑り識別子および位相遅れは変動成分の周波数の関数であり、その周波数を入力軸要素、伝動要素および出力軸要素のうちの少なくとも一つの固有振動数で補正することにより、前記固有振動数が変化しても同じ手法でトルク比の推定を行うことができ、トルク比を推定する際の演算処理等が簡素化される。

また本発明の第５の特徴によれば、入力軸要素に設けたドライブプーリと出力軸要素に設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛けた無段変速機の変速比を変速制御手段で制御する際に、推定したトルク比が目標トルク比に一致するようにドライブプーリおよびドリブンプーリに加えるプーリ側圧を制御するので、目標とするトルク比を直接指定して的確な制御を行うことができるだけでなく、プーリ側圧の応答性が変動成分の周波数によって変化するのを防止することができる。

また本発明の第６の特徴によれば、アクセルペダルの操作速度が所定範囲外の場合に目標トルク比を変更するので、運転者がアクセルペダルを急激に操作したときに目標トルク比を変更して無段変速機の動力伝達効率の向上および耐久性の向上を図ることができる。

また本発明の第７の特徴によれば、トルク比の変動量が所定範囲外の場合に目標トルク比を変更するので、悪路から無段変速機に荷重が逆伝達されたときに目標トルク比を変更して無段変速機の動力伝達効率の向上および耐久性の向上を図ることができる。

図１はベルト式無段変速機の全体構造を示す図である。（第１の実施の形態） 図２はプーリ側圧と動力伝達効率との関係を示すグラフである。（第１の実施の形態） 図３はトルク比と動力伝達効率との関係を示グラフである。（第１の実施の形態） 図４はトルク比とベルトスリップとの関係を示す図である。（第１の実施の形態） 図５は入力軸回転数の変動波形および出力軸回転数の変動波形を示す図である。（第１の実施の形態） 図６は変動成分の周波数および滑り識別子からトルク比を検索するマップを示す図である。（第１の実施の形態） 図７は変動成分の周波数および位相遅れからトルク比を検索するマップを示す図である。（第１の実施の形態） 図８はプーリ側圧の制御系のブロック図である。（第１の実施の形態） 図９は目標トルク比の設定の一例を示す図である。（第１の実施の形態） 図１０は目標トルク比の設定の他の例を示す図である。（第１の実施の形態） 図１１は従来例の制御および本発明の制御を比較する図である。（第１の実施の形態） 図１２は従来例のトルク比の制御結果および本発明のトルク比の制御結果を比較する図である。（第１の実施の形態） 図１３はトルク比の推定手法の説明図である。（第２の実施の形態） 図１４はトルク比の推定手法の説明図である。（第３の実施の形態） 図１５はシステムの固有振動数が変化する理由を説明する図である。（第３の実施の形態）

１１ 入力軸（入力軸要素）
１２ 出力軸（出力軸要素）
１３ ドライブプーリ
１４ ドリブンプーリ
１５ 無端ベルト（伝達要素）
Ｅ エンジン（駆動源）
ｆ_n 固有振動数
ＩＤｓｌｉｐ 滑り識別子
ＳＴｒ 目標トルク比
Ｔ 実際の伝達トルク
Ｔｍａｘ 伝達可能な最大トルク
Ｔｒ トルク比
ＴＭ ベルト式無段変速機（無段変速機）
Ｕ 電子制御ユニット（トルク比推定手段、変速制御手段）
Δφ 位相遅れ

以下、図１〜図１２に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態

図１に示すように、自動車に搭載されるベルト式無段変速機ＴＭは、エンジンＥに接続された入力軸１１（あるいは入力軸要素）と、入力軸１１と平行に配置された出力軸１２（あるいは出力軸要素）と、入力軸１１に設けられたドライブプーリ１３と、出力軸１２に設けられたドリブンプーリ１４と、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４に巻き掛けられた金属製の無端ベルト１５を備える。ドライブプーリ１３は固定側プーリ半体１３ａと可動側プーリ半体１３ｂとで構成され、可動側プーリ半体１３ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１３ａに接近する方向に付勢される。同様に、ドリブンプーリ１４は固定側プーリ半体１４ａと可動側プーリ半体１４ｂとで構成され、可動側プーリ半体１４ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１４ａに接近する方向に付勢される。従って、ドライブプーリ１３の可動側プーリ半体１３ｂおよびドリブンプーリ１４の可動側プーリ半体１４ｂに供給するプーリ側圧を制御し、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の一方の溝幅を増加させて他方の溝幅を減少させることで、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を任意に変更することができる。

ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御する電子制御ユニットＵには、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸１１の回転数と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸１２の回転数と、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジンＥの回転数とに加えて、アクセル開度信号、車速信号等が入力される。電子制御ユニットＵは、アクセル開度信号および車速信号に基づいてベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を変化させる通常の変速比制御以外に、後述するトルク比Ｔｒを推定し、このトルク比Ｔｒを用いてベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高めるべくプーリ側圧を変化させる制御を行う。

ところで、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高める手段の一つとして、プーリに加えるプーリ側圧を低下させることが知られている。図２は、プーリ側圧に対する動力伝達効率および摩擦損失の関係を示すもので、プーリ側圧の減少に伴って、プーリおよび無端ベルト間のスリップが小さいミクロスリップ領域から、遷移領域を経て、プーリおよび無端ベルト間のスリップが大きいマクロスリップ領域に移行する。ミクロスリップ領域ではプーリ側圧の減少に応じて動力伝達効率が次第に向上するが、遷移領域で動力伝達効率が低下し始め、マクロスリップ領域で動力伝達効率が急激に低下する。

その理由は、無端ベルトの金属エレメントの半径方向滑りと金属リングの滑りに起因する摩擦損失の和は、プーリ側圧の減少に伴ってミクロスリップ領域からマクロスリップ領域まで一定の比較的に大きい減少率Ａで減少するが、金属エレメントの接線方向滑りに起因する摩擦損失は、ミクロスリップ領域から遷移領域にかけて略一定の比較的に小さい増加率Ｂ（Ａ＞Ｂ）で増加し、マクロスリップ領域で急激に増加するためと考えられる。

最大の動力伝達効率を得るには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に制御することが望ましいが、プーリ側圧を過剰に減少させてしまうと、ミクロスリップ領域から遷移領域を通り越してマクロスリップ領域に入ってしまい、プーリに対して無端ベルトが大きくスリップして損傷する可能がある。従って、ベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保しながら動力伝達効率を高めるには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に精度良く制御することが必要となる。

そのために、本発明ではトルク比Ｔｒというパラメータを導入している。トルク比Ｔｒは、
Ｔｒ＝Ｔ／Ｔｍａｘ …（１）
で定義されるもので、Ｔはベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクであり、Ｔｍａｘはベルト式無段変速機ＴＭが現在の軸推力（つまり、プーリ側圧×プーリピストンの受圧面積）でスリップせずに伝達可能な最大トルクである。トルク比Ｔｒ＝０は動力伝達が行われていない状態に対応し、トルク比Ｔｒ＝１は現在伝達しているトルクが飽和した状態に対応し、トルク比Ｔｒ＞１はマクロスリップが発生してしまったか、それに遷移している状態に対応する。

図３に示すように、変速比がＯＤの状態および変速比がＭＩＤの状態では、トルク比Ｔｒが１．０で最大の動力伝達効率が得られる。また変速比がＬＯＷの状態では、最大の動力伝達効率が得られるトルク比Ｔｒは０．９に低下するが、トルク比Ｔｒが１．０でも依然として高い動力伝達効率が得られることが分かる。つまり、トルク比Ｔｒというパラメータは動力伝達効率と極めて高い相関関係があり、このトルク比Ｔｒが１．０に近い値になるようにベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を制御することで動力伝達効率を高めることができ、しかもマクロスリップの発生を防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保することができる。

トルク比Ｔｒを算出する際に必要な最大伝達可能トルクＴｍａｘは、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ｃｏｓα …（２）
で与えられるもので、μはプーリおよびベルト間の摩擦係数、Ｒはプーリのベルト巻き付き半径、Ｑはプーリの軸推力、αはプーリのＶ角の半分の角度である。このように、トルク比Ｔｒを算出するには最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出する必要があり、最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出するには、プーリおよびベルト間の摩擦係数μ、プーリのベルト巻き付き半径Ｒおよびプーリの軸推力Ｑを検出する必要があるため、多くのセンサが必要になる。これらのセンサを実際の車両に搭載することは、コストの観点から実現することが困難である。

本実施の形態は、トルク比Ｔｒを、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ （変動成分の周波数ｆ₀ ）とから、あるいは位相遅れΔφと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ （変動成分の周波数ｆ₀ ）とから推定するものである。入力軸１１の回転数変動はエンジンＥの回転数変動と同期することから、入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀ はエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から算出可能であり、また後述するように、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφは入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数の変動と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数の変動とから算出可能であるため、トルク比Ｔｒを最小限の数のセンサで精度良く推定することができる。

次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφについて説明する。図４に示すように、トルク比Ｔｒが増加するのに伴い、ミクロスリップ領域ではベルトのスリップ量は僅かずつ増加し、マクロスリップ領域に入るとベルトのスリップ量は急激に増加する。入力軸１１に無端ベルト１５を介して接続された出力軸１２には、入力軸１１の回転数変動が無端ベルト１５を介して伝達されるため、出力軸１２にも同じ周波数の回転数変動が発生する。ベルトおよびプーリ間に全くスリップが存在しないとき、入力軸回転数の変動波形と出力軸回転数の変動波形とは一致するが、トルク比Ｔｒの増加に伴ってスリップ量が増加すると、入力軸回転数の変動波形の振幅に対して出力軸回転数の変動波形の振幅が小さくなり、かつ入力軸回転数の変動波形の位相に対して出力軸回転数の変動波形の位相が遅れることになる。

図４および図５において、実線で示す入力軸回転数の変動波形に対して鎖線で示す出力軸回転数の変動波形は、トルク比Ｔｒの増加に伴って振幅が次第に減少するとともに位相が次第に遅れていることが分かる。入力軸回転数の振動波形は、
Ｎｉｎ＝Ａｃｏｓ（ωｔ＋φｉｎ） …（３）
で与えられ、出力軸回転数の振動波形は、
Ｎｏｕｔ＝Ｂｃｏｓ（ωｔ＋φｏｕｔ） …（４）
で与えられる。

つまり、入力軸回転数の振動波形に対して出力軸回転数の振動波形は、振幅がＡからＢに減少し、位相がφｉｎ−φｏｕｔだけ遅れることになる。

次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの算出の手法を説明する。

先ず、入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ₀ を、エンジンＥの気筒数ｎと、エンジン回転数の直流成分Ｎｅとを用いて、次式により算出する。エンジン回転数の直流成分Ｎｅは、通常のエンジンＥに必ず備えられているエンジン回転数センサＳｃにより検出可能である。

滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、変動周波数ｆ₀ における入力軸１１と出力軸１２との間の振幅比Ｍを、ベルト式無段変速機ＴＭの幾何学的な応答、即ち滑りや励振の影響を受けない場合の振幅比Ｍｇにより標準化したものであり、次式により定義される。

入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ₀ の関数である振幅比Ｍは次式で定義されるもので、変動周波数ｆ₀ はエンジン回転数センサＳｃが出力するエンジン回転数から算出可能であり、Ｓｉｎ（ｆ₀ ）は入力軸回転数の変動波形のパワスペクトルであって入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、またＳｏｕｔ（ｆ₀ ）は出力軸転数の変動波形のパワスペクトルであって出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。

また幾何学条件における振幅比Ｍｇは、ベルト式無段変速機ＴＭで生じる滑りが小さい場合には、近似的に出力信号と入力信号との直流成分の比として表され、次式で定義される。

幾何学条件における振幅比Ｍｇは、入力軸１１および出力軸１２の変動成分として用いる物理量に依存する。本実施の形態では前記変動成分として回転数変動を用いているため、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比をｉとしたときに、Ｍｇ＝１／ｉで与えられる。入力軸１１および出力軸１２の変動成分として、トルク変動を用いた場合には、Ｍｇ＝ｉで与えられる。ベルト式無段変速機ＴＭの変速比ｉは、入力軸回転数センサＳａの出力と出力軸回転数センサＳｂの出力とから算出可能である。

以上のことから、（６）式を書き換えると次式のようになり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、ベルト式無段変速機ＴＭに既存の入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力と、エンジンＥに既存のエンジン回転数センサＳｃの出力とから算出することができる。

また位相遅れΔφは次式で定義されるもので、入力軸回転数の変動波形の位相φｉｎは入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、出力軸回転数の変動波形の位相φｏｕｔは出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。

図６は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ₀ （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ₀ と滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ₀ の値がａであり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｂであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。

図７は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ₀ （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に位相遅れΔφをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する位相遅れΔφの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ₀ と位相遅れΔφとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ₀ の値がｃであり、位相遅れΔφの値がｄであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。

しかして、図８に示すように、電子制御ユニットＵは、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数に対応する変動成分の周波数ｆ₀ を算出するとともに、入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力をフィルタ機能を有するロックインアンプを通過させて前記周波数ｆ₀ に対応する振動波形を抽出し、それら入力側および出力側の振動波形から滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφを算出する。続いて滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφ（図８の例では位相遅れΔφ）と変動成分の周波数ｆ₀ とをパラメータとしてマップ検索することで、そのときのトルク比Ｔｒを推定する。

そして推定したトルク比Ｔｒと目標トルク比ＳＴｒとの偏差が入力されるＰＩＤコントローラが、前記偏差をゼロに収束させるための制御信号を出力し、その制御信号が入力される油圧制御回路がベルト式無段変速機ＴＭのドライブプーリおよびドリブンプーリの何れか一方にトルク比Ｔｒを制御するためのプーリ側圧を発生させ、また他方のプーリ側圧は変速比を適正に維持するために制御される。その結果、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒは目標トルク比ＳＴｒに一致するようにフィードバック制御される。従って、例えば目標トルク比ＳＴｒを１．０に設定すれば、動力伝達効率を最大限に高めながら、ベルトおよびプーリ間にマクロスリップが発生するのを防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を高めることができる。

次に、図９に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の一例を説明する。

先ずステップＳ１でアクセル開度ＡＰの変化率ｄＡＰを算出し、ステップＳ２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲から外れることで、アクセルペダルが急激に踏み込まれたりアクセルペダルが急激に戻されたと判断された場合、ステップＳ５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲に戻り、かつステップＳ３でその状態が所定時間が継続すると、ステップＳ４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。

これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、アクセルペダルが急激に操作されてベルト式無段変速機ＴＭのベルトおよびプーリ間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。

次に、図１０に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の他の例を説明する。

先ずステップＳ１１で目標トルク比ＳＴｒに対する推定トルク比Ｔｒの偏差ｄＴｒを算出し、ステップＳ１２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲から外れることで、車両が悪路を走行して路面からベルト式無段変速機ＴＭに逆伝達される負荷が大きく変動していると判断された場合、ステップＳ１５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ１２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲に戻り、かつステップＳ１３でその状態が所定時間が継続すると、ステップＳ１４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。

これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、悪路走行時に路面からの負荷でベルト式無段変速機ＴＭのベルトおよびプーリ間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ１３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。

ところで、上記特許文献１に記載された発明（以下、比較例という）は、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐを目標滑り識別子に収束させるようにプーリ側圧をフィードバック制御し、あるいは位相遅れΔφを目標位相遅れに収束させるようにプーリ側圧をフィードバック制御するものであるが、各変動成分の周波数ｆ₀ において滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφはトルク比Ｔｒと対応関係にあるため、比較例であってもトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒに間接的に収束させることができる。しかしながら、比較例では変動成分の周波数ｆ₀ が変化すると、トルク比Ｔｒの変動に対する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの変動率が異なるため、以下のような問題が発生する。

例えば、比較例において、図１１（Ａ）に示すように、トルク比Ｔｒを０．９から１．０に変更する指令を出力した場合を考えると、変動成分の周波数ｆ₀ が比較的に小さいｆ₀ １であるときには、トルク比Ｔｒ＝０．９に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとトルク比Ｔｒ＝１．０に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとの偏差ｅ１は比較的に大きくなるのに対し、変動成分の周波数ｆ₀ が比較的に大きいｆ₀ ２であるときには、トルク比Ｔｒ＝０．９に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとトルク比Ｔｒ＝１．０に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとの偏差ｅ２は比較的に小さくなる。よって、前記偏差ｅ１，ｅ２に基づいてプーリ側圧をフィードバック制御した場合にトルク比Ｔｒの応答性が変化してしまい、エンジンＥの全回転数領域での速応性を確保できなくなる。

即ち、目標トルク比ＳＴｒ（指令値）を０．７と０．８との間で矩形波状に変化させた場合、図１２（Ａ）に示すように変動成分の周波数ｆ₀ が比較的に小さいｆ₀ １＝１５．６Ｈｚであれば、推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒは比較的に高い応答性を有するのに対し、図１２（Ｂ）に示すように、変動成分の周波数ｆ₀ が比較的に大きいｆ₀ ２＝２２．２Ｈｚであれば、推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒの応答性は著しく低下する。

それに対して本実施の形態によれば、図１１（Ｂ）に示すように、トルク比自体が目標値ＳＴｒとなっているため、当然のことながら、変動成分の周波数ｆ₀ が変化しても、目標トルク比ＳＴｒ（指令値）を０．７と０．８との間で変化させたときの偏差ｅは一定値の０．１であり、図１２（Ｃ）および図１２（Ｄ）に示すように、変動成分の周波数ｆ₀ が１５．６Ｈｚの場合も２２．２Ｈｚの場合も推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒの応答性は共に高くなり、しかも図１２（Ａ）および図１２（Ｂ）に示す比較例の制御に比べて追従性も向上する。

以上のように、本実施の形態によれば、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒを、入力軸１１が有する変動成分が無端ベルト１５を介して出力軸１２に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の位相差を指標化した位相遅れΔφとの少なくとも一方を用いるので、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比Ｔｒを精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφからトルク比Ｔｒを推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。また推定したトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒに一致するようにドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の一方に加えるプーリ側圧を制御するので、目標とするトルク比Ｔｒを直接指定して的確な制御を行うことができるだけでなく、プーリ側圧の応答性が変動成分の周波数ｆ₀ によって変化するのを防止することができる。その結果、ベルト式無段変速機ＴＭ単体で動力伝達効率が１．８％向上し、燃費が３．８％向上した。

次に、図１３に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第２の実施の形態

変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップから明らかなように、変動成分の周波数ｆ₀ の中間領域（ｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H ）では各トルク比Ｔｒの特性ラインの上下間隔が大きく、他の領域では前記間隔が狭くなっており、よってｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H の領域でトルク比Ｔｒの推定精度が向上する。また変動成分の周波数ｆ₀ および位相遅れΔφに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップから明らかなように、変動成分の周波数ｆ₀ の低い領域（ｆ₀ ≦ｆ_L ）および高い領域（ｆ₀ ≧ｆ_H ）では各トルク比Ｔｒの特性ラインの上下間隔が大きく、他の領域では前記間隔が狭くなっており、よってｆ₀ ≦ｆ_L の領域およびｆ₀ ≧ｆ_H の領域でトルク比Ｔｒの推定精度が向上する。

以上のことから、ステップＳ２１でｆ_L ＜ｆ₀ ＜ｆ_H であれば、ステップＳ２２で変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索し、前記ステップＳ２１でｆ₀ ≦ｆ_L またはｆ₀ ≧ｆ_H であれば、ステップＳ２３で変動成分の周波数ｆ₀ および位相遅れΔφをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索する。そしてステップＳ２４でトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒと比較し、ステップＳ２５でその偏差に基づいてプーリ側圧を制御することで、より精度の高い制御を可能にすることができる。

次に、図１４および図１５に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。

第３の実施の形態

図１４において、変動成分の周波数ｆ₀ および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップの特性ラインは、システムの固有振動数ｆ_n が変化すると横軸方向に平行移動する。前記固有振動数ｆ_n はベルト式無段変速機ＴＭの入力軸トルクおよび変速比に応じて変化するため、トルク比Ｔｒを推定するためのマップを各固有振動数ｆ_n に応じて複数準備する必要があり、メモリの記憶容量の増加やコストアップの要因となる問題がある。システムの固有振動数ｆ_n が変化する理由は、図１５に示される。

図１５（Ａ）はベルト式無段変速機ＴＭを振動系としてモデル化したもので、入力軸１１および出力軸１２にマスｍ１，ｍ２が接触し、マスｍ１，ｍ２がスプリングおよびダッシュポッドよりなる無端ベルト１５で接続される。ベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５は、複数枚の金属ベルトを積層した金属ベルト集合体に多数の金属エレメントを支持したもので、金属エレメントを相互に圧接することで駆動力を伝達する。入力軸トルクが増加するのに応じて金属エレメント同士の接触面が圧縮変形して接触面積が増加することで、金属エレメントが次第に圧縮変形し難くなって前記モデルのスプリングのばね剛性が増加し（図１５（Ｂ）参照）、その結果として入力軸トルクの増加に応じてシステムの固有振動数ｆ_n が増加する（図１５（Ｃ）参照）。

またベルト式無段変速機ＴＭの変速比がＬＯＷ側に変化すると、入力軸１１の回転数に対する出力軸１２の回転数が低くなるため、出力軸１２自体の慣性モーメントＪ２が減少したのと同じ効果が得られ、逆にベルト式無段変速機ＴＭの変速比がＯＤ側に変化すると、入力軸１１の回転数に対する出力軸１２の回転数が高くなるため、出力軸１２自体の慣性モーメントＪ２が増加したのと同じ効果が得られ、これにより変速比がＬＯＷ側に変化するとシステムの固有振動数ｆ_n が増加する（図１５（Ｄ）参照）。

図１４のフローチャートのステップＳ３１で入力軸トルクＴＤＲと変速比とから固有振動数ｆ_n を算出する。入力軸トルクＴＤＲはエンジンＥの出力トルクに一致するのでエンジンＥのＥＣＵで算出した値を使用することができ、変速比は入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数ＮＤＲおよび出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数ＮＤＮの比ＮＤＲ／ＮＤＮとして電子制御ユニットＵで算出可能である。

続くステップＳ３２で変動成分の周波数ｆ₀ および上下の閾値ｆ_L ，ｆ_H を固有振動数ｆ_n で除算して標準化する。これにより、トルク比Ｔｒを検索するマップを各周波数領域毎に準備することなく、標準化した周波数をパラメータとする共通のマップを使用することが可能となり、メモリの記憶容量の節減およびコストの節減が可能となる。そして第２の実施の形態と同様に、ｆ_L ／ｆ_n ＜ｆ₀ ／ｆ_n ＜ｆ_H ／ｆ_n であれば、ステップＳ３３で標準化した変動成分の周波数ｆ₀ ／ｆ_n および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索し、前記ステップＳ３２でｆ₀ ／ｆ_n ≦ｆ_L ／ｆ_n またはｆ₀ ／ｆ_n ≧ｆ_H ／ｆ_n であれば、ステップＳ３４で標準化した変動成分の周波数ｆ₀ ／ｆ_n および位相遅れΔφをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索する。そしてステップＳ３５でトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒと比較し、ステップＳ３６でプーリ側圧を制御することで、より精度の高い制御を可能にすることができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の入力軸要素および出力軸要素の変動成分は回転数に限定されず、トルクであっても良い。

また本発明の入力軸要素は実施の形態の入力軸１１に限定されず、入力軸１１に結合されたエンジンＥのクランクシャフトであっても良い。

また実施の形態ではエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から変動成分の周波数ｆ₀ を算出しているが、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数から、あるいはエンジンＥの点火時期信号から変動成分の周波数ｆ₀ を算出しても良い。

Claims (7)

1. 駆動源（Ｅ）の駆動力が入力される入力軸要素（１１）と、
   前記駆動源（Ｅ）の駆動力が変速して出力される出力軸要素（１２）と、
   前記両要素（１１，１２）にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸要素（１１）から前記出力軸要素（１２）に駆動力を伝達する伝達要素（１５）と、
   前記入力軸要素（１１）が有する任意の変動成分の前記出力軸要素（１２）への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルク（Ｔｍａｘ）に対する実際の伝達トルク（Ｔ）の比であるトルク比（Ｔｒ）を推定するトルク比推定手段（Ｕ）と、
   を備える無段変速機のトルク比推定装置であって、
   前記トルク比推定手段（Ｕ）は、前記両要素（１１，１２）の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）と、前記両要素（１１，１２）の変動成分の位相差を指標化した位相遅れ（Δφ）との少なくとも一方から前記トルク比（Ｔｒ）を推定することを特徴とする無段変速機のトルク比推定装置。
2. 前記トルク比推定手段（Ｕ）は、前記変動成分の周波数の帯域に応じて前記滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）あるいは前記位相遅れ（Δφ）を選択して前記トルク比（Ｔｒ）を推定することを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機のトルク比推定装置。
3. 前記トルク比推定手段（Ｕ）は、前記入力軸要素（１１）、前記伝達要素（１５）および前記出力軸要素（１２）のうちの少なくとも一つの固有振動数（ｆ_n ）の変化に起因する前記伝達特性の変化を補正して前記トルク比（Ｔｒ）を推定することを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の無段変速機のトルク比推定装置。
4. 前記滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）および前記位相遅れ（Δφ）は前記変動成分の周波数（ｆ₀ ）の関数であり、前記トルク比推定手段（Ｕ）は、前記変動成分の周波数（ｆ₀ ）を前記固有振動数（ｆ_n ）で補正することを特徴とする、請求項３に記載の無段変速機のトルク比推定装置。
5. 請求項１〜請求項４の何れか１項の無段変速機のトルク比推定装置を備える無段変速機の側圧制御装置であって、
   前記無段変速機（ＴＭ）は、前記入力軸要素（１１）に設けられたドライブプーリ（１３）と、前記出力軸要素（１２）に設けられたドリブンプーリ（１４）と、前記両プーリ（１３，１４）に巻き掛けられた無端ベルトよりなる前記伝達要素（１５）と、前記無段変速機（Ｔ）の変速比を制御する変速制御手段（Ｕ）とを備え、
   前記変速制御手段（Ｕ）は、前記推定したトルク比（Ｔｒ）が目標トルク比（ＳＴｒ）に一致するように、前記ドライブプーリ（１３）および前記ドリブンプーリ（１４）に加えるプーリ側圧を制御することを特徴とする無段変速機の側圧制御装置。
6. 前記変速制御手段（Ｕ）は、アクセルペダルの操作速度が所定範囲外の場合に前記目標トルク比（ＳＴｒ）を変更することを特徴とする、請求項５に記載の無段変速機の側圧制御装置。
7. 前記変速制御手段（Ｕ）は、前記トルク比（Ｔｒ）の変動量が所定範囲外の場合に前記目標トルク比（ＳＴｒ）を変更することを特徴とする、請求項５に記載の無段変速機の側圧制御装置。

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