WO2010125666A1

WO2010125666A1 - ベルト式無段変速機の制御装置と制御方法

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Publication number: WO2010125666A1
Application number: PCT/JP2009/058458
Authority: WO
Inventors: 土井原　克己; 兒玉　仁寿; 泰彰吉川; 真宏西; 恵介小山; 中村　健太; 聖天澤野; 英真川口
Original assignee: ジヤトコ株式会社; 日産自動車株式会社
Priority date: 2009-04-30
Filing date: 2009-04-30
Publication date: 2010-11-04
Also published as: KR20120024615A; RU2485372C1; US20120135829A1; CN102414484A; EP2426378A1; JPWO2010125666A1; BRPI0925073A2; MX2011011416A; KR101330865B1; US8892318B2; EP2426378A4; EP2426378B1; CN102414484B; JP4435860B1

Abstract

　ベルトスリップ制御が行われる変速比に対応する加振振幅の設定により、省エネルギ効果の向上と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生の抑制と、ベルトスリップ状態検知性の確保と、を併せて達成することができるベルト式無段変速機の制御装置と制御方法を提供する。プライマリプーリ（４２）と、セカンダリプーリ（４３）と、ベルト（４４）を有し、プライマリ油圧とセカンダリ油圧を制御することにより、ベルト（４４）のプーリ巻き付け径の比による変速比を制御する。このベルト式無段変速機構（４）において、セカンダリ油圧を加振し、実セカンダリ油圧に含まれる振動成分と実変速比に含まれる振動成分との位相差θを監視することでベルトスリップ状態を推定し、この推定に基づき所定のベルトスリップ状態を保つように実セカンダリ油圧を低減させる制御を行うベルトスリップ制御手段（図８）と、ベルトスリップ制御にてセカンダリ油圧を加振するに際し、セカンダリ油圧の加振振幅を、高変速比のときは低変速比のときに比して小さく設定する加振振幅設定手段（正弦波加振器９３ａ）と、を備えた。

Description

ベルト式無段変速機の制御装置と制御方法

　本発明は、プーリに掛け渡されたベルトを所定のスリップ率でスリップさせるベルトスリップ制御を行うベルト式無段変速機の制御装置と制御方法に関する。

　従来、ベルト式無段変速機の制御装置としては、実セカンダリ油圧を通常制御時よりも低下させて、プーリに掛け渡されたベルトを所定のスリップ率でスリップさせるベルトスリップ制御を行うに際して、実セカンダリ油圧に含まれる振動成分と、実変速比に含まれる振動成分との乗数に基づき、実セカンダリ油圧を制御する。これにより、ベルトのスリップ率を直接検出する必要がなくなるため、ベルトスリップ制御を容易に行えるようにしたものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

WO 2009/007450 A2（PCT/EP2008/059092）

　しかしながら、従来のベルト式無段変速機の制御装置にあっては、ベルトスリップ制御中のセカンダリ油圧への加振振幅の設定方法については言及していないため、以下のような問題が発生する。

　セカンダリ油圧を加振し、実セカンダリ油圧と実変速比に含まれる振動成分に基づいてベルトスリップ制御を行う場合、実変速比から振動成分を抽出できるだけのセカンダリ油圧の加振振幅に設定する必要がある。一方、ベルトスリップ制御にて燃費向上等の省エネルギ効果を得る場合、実セカンダリ油圧の低減代が効果代となるため、実セカンダリ油圧を限界（スリップ率や最低圧や最低伝達トルク容量等で決まる）まで低減させ得る小さな値による加振振幅に設定する必要がある。また、セカンダリ油圧の加振振幅を大きくすると車両振動が発生し、車両の運転性を悪化させるため、ベルトスリップ制御による車両振動が発生しない加振振幅に設定する必要がある。

　したがって、ベルトスリップ制御中、セカンダリ油圧へ加振振幅を一定値により与えるに際し、大きな値による加振振幅に設定すると、実変速比からの振動成分抽出によるベルトスリップ状態検知性を確保することはできるものの、省エネルギ効果の十分な向上を望むことができない上、ベルトスリップ制御による車両振動が発生し運転性を悪化させる。また、小さな値による加振振幅に設定すると、省エネルギ効果の向上を達成することはでき、ベルトスリップ制御による車両振動が発生しないものの、実変速比からの振動成分抽出によるベルトスリップ状態検知性を確保できない。つまり、省エネルギ効果の向上と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生と、ベルトスリップ状態検知性の確保は、トレードオフの関係にある。

　本発明は、上記問題に着目してなされたもので、ベルトスリップ制御が行われる変速比に対応する加振振幅の設定により、省エネルギ効果の向上と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生の抑制と、ベルトスリップ状態検知性の確保と、を併せて達成することができるベルト式無段変速機の制御装置と制御方法を提供することを目的とする。

　上記目的を達成するため、本発明のベルト式無段変速機の制御装置では、駆動源から入力するプライマリプーリと、駆動輪へ出力するセカンダリプーリと、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリに掛け渡したベルトと、を有し、前記プライマリプーリへのプライマリ油圧と前記セカンダリプーリへのセカンダリ油圧を制御することにより、前記ベルトのプーリ巻き付け径の比による変速比を制御する。
このベルト式無段変速機の制御装置において、前記セカンダリ油圧を加振し、実セカンダリ油圧に含まれる振動成分と実変速比に含まれる振動成分との位相差を監視することでベルトスリップ状態を推定し、この推定に基づき所定のベルトスリップ状態を保つように前記実セカンダリ油圧を低減させる制御を行うベルトスリップ制御手段と、前記ベルトスリップ制御にてセカンダリ油圧を加振するに際し、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、高変速比のときは低変速比のときに比して小さく設定する加振振幅設定手段と、を備えた。

　よって、本発明のベルト式無段変速機の制御装置にあっては、ベルトスリップ制御にてセカンダリ油圧を加振するに際し、加振振幅設定手段において、セカンダリ油圧の加振振幅が、高変速比のときは低変速比のときに比して小さく設定される。
すなわち、変速比の高低変化に着目した場合、同じセカンダリ油圧への加振振幅に対し、変速比が高変速比側であるほどプライマリ推力の感度が高い、言い換えると、変速比変動の感度が高くて変速比振動が発生し易いことを知見した。このことは、変速比が高変速比側である場合、セカンダリ油圧の加振振幅を小さな値に設定したとしても、実変速比からの振動成分抽出によるベルトスリップ状態検知性を確保できることを意味する。そして、変速比が高変速比のとき、セカンダリ油圧の加振振幅を小さな値に設定することにより、ベルトスリップ制御による車両振動の発生を防止しつつ、省エネルギ効果の向上を達成することができる。そして、変速比が低変速比のときには、高変速比のときに比してセカンダリ油圧の加振振幅が大きな値に設定されることになるが、ベルトスリップ制御時の変速比に対してベルトスリップ状態検知性の限界域を狙うことにより、最大域の省エネルギ効果を達成することができる。
この結果、ベルトスリップ制御が行われる変速比に対応する加振振幅の設定により、省エネルギ効果の向上と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生の抑制と、ベルトスリップ状態検知性の確保と、を併せて達成することができる。

実施例１の制御装置と制御方法が適用されたベルト式無段変速機搭載車両の駆動系と制御系を示す全体システム図である。実施例１の制御装置と制御方法が適用されたベルト式無段変速機構を示す斜視図である。実施例１の制御装置と制御方法が適用されたベルト式無段変速機構のベルトの一部を示す斜視図である。実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるライン圧制御、セカンダリ油圧制御（通常制御/ベルトスリップ制御）を示す制御ブロック図である。実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるセカンダリ油圧の通常制御とベルトスリップ制御（＝「ＢＳＣ」）の間での切り替え処理を示す基本フローチャートである。実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御処理を示す全体フローチャートである。実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御処理のうちトルクリミット処理を示すフローチャートである。実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御処理のうちセカンダリ油圧の加振・補正処理を示すフローチャートである。実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御から通常制御への復帰処理を示す全体フローチャートである。実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行される通常制御への復帰処理のうちトルクリミット処理を示すフローチャートである。実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行される通常制御への復帰処理のうち目標プライマリ回転数に制限を設ける変速比の変速速度制限処理を示すフローチャートである。通常制御からベルトスリップ制御・復帰制御を経過して通常制御へ戻る走行シーンにおけるBSC作動フラグ・SEC圧F/B禁止フラグ・アクセル開度・車速・エンジントルク・Ratio・SEC油圧・SEC_SOL電流補正量・SEC圧振動とRatio振動との位相差の各特性を示すタイムチャートである。実施例１のベルトスリップ制御から通常制御への復帰制御にて採用したトルクディレイによるトルクリミット動作を説明するドライバ要求トルク・トルク制限量・トルク容量・実トルクの各特性を示すタイムチャートである。実施例１の復帰制御にて採用したトルクディレイ及びプライマリ回転上昇率リミッタによるエンジントルク・目標プライマリ回転数・イナーシャトルク・ドライブシャフトトルクの各特性を示すタイムチャートである。実施例１のベルトスリップ制御にて加振振幅を大にしたときと加振振幅を小にしたときのセカンダリ油圧の対比特性を示すタイムチャートである。実施例１のベルト式無段変速機において変速を受け持つプライマリプーリの変速比に対するプライマリ推力の変化とトルク容量を受け持つセカンダリプーリの変速比に対するセカンダリ推力の変化を示す特性図である。実施例１のベルト式無段変速機において変速比に対するバランス推力比（＝プライマリ推力／セカンダリ推力）の変化を示す特性図である。実施例１のベルト式無段変速機において加振振幅の大きさに対して変速比が異なるときの前後Ｇの変化を示す特性図である。実施例１のベルトスリップ制御にて変速比と低減可能最低圧と車両振動により加振振幅の決める考え方を示す加振振幅特性図である。実施例２のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御処理のうちセカンダリ油圧の加振・補正処理を示すフローチャートである。実施例２でのセカンダリ油圧の加振処理で加振振幅を設定する際に参照される加振振幅マップの一例を示す図である。

　以下、本発明のベルト式無段変速機の制御装置と制御方法を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１及び実施例２に基づいて説明する。

　まず、構成を説明する。
図１は、実施例１の制御装置と制御方法が適用されたベルト式無段変速機搭載車両の駆動系と制御系を示す全体システム図である。図２は、実施例１の制御装置と制御方法が適用されたベルト式無段変速機構を示す斜視図である。図３は、実施例１の制御装置と制御方法が適用されたベルト式無段変速機構のベルトの一部を示す斜視図である。以下、図１～図３に基づきシステム構成を説明する。

　ベルト式無段変速機搭載車両の駆動系は、図１に示すように、エンジン１と、トルクコンバータ２と、前後進切替機構３と、ベルト式無段変速機構４と、終減速機構５と、駆動輪６，６と、を備えている。

　前記エンジン１は、ドライバによるアクセル操作による出力トルクの制御以外に、外部からのエンジン制御信号により出力トルクが制御可能である。このエンジン１には、スロットルバルブ開閉動作や燃料カット動作等により出力トルク制御を行う出力トルク制御アクチュエータ１０を有する。

　前記トルクコンバータ２は、トルク増大機能を有する発進要素であり、トルク増大機能を必要としないときには、エンジン出力軸１１（＝トルクコンバータ入力軸）とトルクコンバータ出力軸２１を直結可能なロックアップクラッチ２０を有する。このトルクコンバータ２は、エンジン出力軸１１にコンバータハウジング２２を介して連結されたタービンランナ２３と、トルクコンバータ出力軸２１に連結されたポンプインペラ２４と、ワンウェイクラッチ２５を介して設けられたステータ２６と、を構成要素とする。

　前記前後進切替機構３は、ベルト式無段変速機構４への入力回転方向を前進走行時の正転方向と後退走行時の逆転方向で切り替える機構である。この前後進切替機構３は、ダブルピニオン式遊星歯車３０と、前進クラッチ３１と、後退ブレーキ３２と、を有する。前記ダブルピニオン式遊星歯車３０は、サンギヤがトルクコンバータ出力軸２１に連結され、キャリアが変速機入力軸４０に連結される。前進クラッチ３１は、前進走行時に締結し、ダブルピニオン式遊星歯車３０のサンギヤとキャリアを直結する。前記後退ブレーキ３２は、後退走行時に締結し、ダブルピニオン式遊星歯車３０のリングギヤをケースに固定する。

　前記ベルト式無段変速機構４は、ベルト接触径の変化により変速機入力軸４０の入力回転数と変速機出力軸４１の出力回転数の比である変速比を無段階に変化させる無段変速機能を有する。このベルト式無段変速機構４は、プライマリプーリ４２と、セカンダリプーリ４３と、ベルト４４と、を有する。前記プライマリプーリ４２は、固定プーリ４２ａとスライドプーリ４２ｂにより構成され、スライドプーリ４２ｂは、プライマリ油圧室４５に導かれるプライマリ油圧によりスライド動作する。前記セカンダリプーリ４３は、固定プーリ４３ａとスライドプーリ４３ｂにより構成され、スライドプーリ４３ｂは、セカンダリ油圧室４６に導かれるプライマリ油圧によりスライド動作する。前記ベルト４４は、図２に示すように、プライマリプーリ４２のＶ字形状をなすシーブ面４２ｃ，４２ｄと、セカンダリプーリ４３のＶ字形状をなすシーブ面４３ｃ，４３ｄに掛け渡されている。このベルト４４は、図３に示すように、環状リングを内から外へ多数重ね合わせた２組の積層リング４４ａ，４４ａと、打ち抜き板材により形成され、２組の積層リング４４ａ，４４ａに対する挟み込みにより互いに連接して環状に設けられた多数のエレメント４４ｂにより構成される。そして、エレメント４４ｂには、両側位置にプライマリプーリ４２のシーブ面４２ｃ，４２ｄと、セカンダリプーリ４３のシーブ面４３ｃ，４３ｄと接触するフランク面４４ｃ，４４ｃを有する。

　前記終減速機構５は、ベルト式無段変速機構４の変速機出力軸４１からの変速機出力回転を減速すると共に差動機能を与えて左右の駆動輪６，６に伝達する機構である。この終減速機構５は、変速機出力軸４１とアイドラ軸５０と左右のドライブ軸５１，５１に介装され、減速機能を持つ第１ギヤ５２と、第２ギヤ５３と、第３ギヤ５４と、第４ギヤ５５と、差動機能を持つギヤディファレンシャルギヤ５６を有する。

　ベルト式無段変速機搭載車の制御系は、図１に示すように、変速油圧コントロールユニット７と、ＣＶＴコントロールユニット８と、を備えている。

　前記変速油圧コントロールユニット７は、プライマリ油圧室４５に導かれるプライマリ油圧と、セカンダリ油圧室４６に導かれるセカンダリ油圧を作り出す油圧制御ユニットである。この変速油圧コントロールユニット７は、オイルポンプ７０と、レギュレータ弁７１と、ライン圧ソレノイド７２と、変速制御弁７３と、減圧弁７４、セカンダリ油圧ソレノイド７５と、サーボリンク７６と、変速指令弁７７と、ステップモータ７８と、を備えている。

　前記レギュレータ弁７１は、オイルポンプ７０から吐出圧を元圧とし、ライン圧ＰLを調圧する弁である。このレギュレータ弁７１は、ライン圧ソレノイド７２を有し、オイルポンプ７０から圧送された油の圧力を、ＣＶＴコントロールユニット８からの指令に応じて所定のライン圧ＰLに調圧する。

　前記変速制御弁７３は、レギュレータ弁７１により作り出されたライン圧ＰLを元圧とし、プライマリ油圧室４５に導かれるプライマリ油圧を調圧する弁である。この変速制御弁７３は、メカニカルフィードバック機構を構成するサーボリンク７６にスプール７３ａが連結され、サーボリンク７６の一端に連結された変速指令弁７７がステップモータ７８によって駆動されると共に、サーボリンク７６の他端に連結されたプライマリプーリ４２のスライドプーリ４２ｂからスライド位置（実プーリ比）のフィードバックを受ける。つまり、変速時、ＣＶＴコントロールユニット８からの指令によりステップモータ７８を駆動すると、変速制御弁７３のスプール７３ａの変位によってプライマリ油圧室４５へのライン圧ＰLの供給/排出を行って、ステップモータ７８の駆動位置で指令された目標変速比となるようにプライマリ油圧を調整する。そして、変速が終了するとサーボリンク７６からの変位を受けてスプール７３ａを閉弁位置に保持する。

　前記減圧弁７４は、レギュレータ弁７１により作り出されたライン圧ＰLを元圧としてセカンダリ油圧室４６に導かれるセカンダリ油圧を減圧制御により調圧する弁である。この減圧弁７４は、セカンダリ油圧ソレノイド７５を備え、ＣＶＴコントロールユニット８からの指令に応じてライン圧ＰLを減圧して指令セカンダリ油圧に制御する。

　前記ＣＶＴコントロールユニット８は、車速やスロットル開度等に応じた目標変速比を得る制御指令をステップモータ７８に出力する変速比制御、スロットル開度等に応じた目標ライン圧を得る制御指令をライン圧ソレノイド７２に出力するライン圧制御、変速機入力トルク等に応じた目標セカンダリプーリ推力を得る制御指令をセカンダリ油圧ソレノイド７５に出力するセカンダリ油圧制御、前進クラッチ３１と後退ブレーキ３２の締結/解放を制御する前後進切替制御、ロックアップクラッチ２０の締結/解放を制御するロックアップ制御、等を行う。このＣＶＴコントロールユニット８には、プライマリ回転センサ８０、セカンダリ回転センサ８１、セカンダリ油圧センサ８２、油温センサ８３、インヒビタースイッチ８４、ブレーキスイッチ８５、アクセル開度センサ８６、他のセンサ・スイッチ類８７等からのセンサ情報やスイッチ情報が入力される。また、エンジンコントロールユニット８８からはトルク情報を入力し、エンジンコントロールユニット８８へはトルクリクエストを出力する。

　図４は、実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるライン圧制御、セカンダリ油圧制御（通常制御/ベルトスリップ制御）を示す制御ブロック図である。

　実施例１のＣＶＴコントロールユニット８の油圧制御系は、図４に示すように、基礎油圧計算部９０と、ライン圧制御部９１と、セカンダリ油圧制御部９２と、正弦波加振制御部９３（加振振幅設定手段）と、セカンダリ油圧補正部９４と、を備えている。

　前記基礎油圧計算部９０は、エンジンコントロールユニット８８（図１参照）からのトルク情報（エンジン回転数、燃料噴射時間等）に基づいて、変速機入力トルクを計算する入力トルク計算部９０ａと、入力トルク計算部９０ａで求めた変速機入力トルクから基礎セカンダリ推力（セカンダリプーリ４３に必要なベルトクランプ力）を計算する基礎セカンダリ推力計算部９０ｂと、変速時に必要な差推力（プライマリプーリ４２とセカンダリプーリ４３のベルトクランプ力の差）を計算する変速時必要差推力計算部９０ｃと、計算した基礎セカンダリ推力を変速時必要差推力に基づいて補正する補正部９０ｄと、補正したセカンダリ推力を目標セカンダリ油圧に変換するセカンダリ油圧変換部９０ｅと、を有する。さらに、入力トルク計算部９０ａで求めた変速機入力トルクから基礎プライマリ推力（プライマリプーリ４２に必要なベルトクランプ力）を計算する基礎プライマリ推力計算部９０ｆと、計算した基礎プライマリ推力を、変速時必要差推力計算部９０ｃで計算した変速時必要差推力に基づいて補正する補正部９０ｇと、補正したプライマリ推力を目標プライマリ油圧に変換するプライマリ油圧変換部９０ｈと、を有する。

　前記ライン圧制御部９１は、プライマリ油圧変換部９０ｈから出力された目標プライマリ油圧を、セカンダリ油圧制御部９２から得られる指示セカンダリ油圧と比較して、目標プライマリ油圧≧指示セカンダリ油圧であるとき、目標ライン圧を目標プライマリ油圧と同じ値に設定し、目標プライマリ油圧＜指示セカンダリ油圧であるとき、目標ライン圧を指示セカンダリ油圧と同じ値に設定する目標ライン圧決定部９１ａと、目標ライン圧決定部９１ａで決定された目標ライン圧を、ソレノイドに印加する電流値に変換し、レギュレータ弁７１のライン圧ソレノイド７２に変換後の指示電流値を出力する油圧－電流変換部９１ｂと、を有する。

　前記セカンダリ油圧制御部９２は、通常制御時、セカンダリ油圧センサ８２にて検出した実セカンダリ油圧を用いたフィードバック制御（ＰＩ制御）により指示セカンダリ油圧を求め、ベルトスリップ制御時、実セカンダリ油圧を用いることのないオープン制御により指示セカンダリ油圧を求める。セカンダリ油圧変換部９０ｅからの目標セカンダリ油圧をフィルタ処理するローパスフィルタ９２ａと、実セカンダリ油圧と目標セカンダリ油圧の偏差を算出する偏差算出部９２ｂと、偏差＝０を設定したゼロ偏差設定部９２ｃと、算出偏差とゼロ偏差の何れかを選択して切り替える偏差切替部９２ｄと、油温により積分ゲインを決定する積分ゲイン決定部９２ｅと、を有する。そして、積分ゲイン決定部９２ｅからの積分ゲインと偏差切替部９２ｄからの偏差を乗算する乗算器９２ｆと、乗算器９２ｆからのFB積分制御量を積算する積分器９２ｇと、セカンダリ油圧変換部９０ｅからの目標セカンダリ油圧に積算したFB積分制御量を加算する加算器９２ｈと、加算した値に上下限リミッタを施して指示セカンダリ油圧（なお、ベルトスリップ制御時は、「基本セカンダリ油圧」という。）を求める制限器９２ｉと、を有する。そして、ベルトスリップ制御時、基本セカンダリ油圧に正弦波加振指令を加える振動加算器９２ｊと、加振した基本セカンダリ油圧をセカンダリ油圧補正量により補正して指示セカンダリ油圧とする油圧補正器９２ｋと、指示セカンダリ油圧をソレノイドに印加する電流値に変換し、減圧弁７４のセカンダリ油圧ソレノイド７５に変換後の指示電流値を出力する油圧－電流変換部９２ｍと、を有する。なお、前記偏差切替部９２ｄでは、BSC作動フラグ＝０（通常制御中）のとき算出偏差が選択され、BSC作動フラグ＝１（ベルトスリップ制御中）のときゼロ偏差が選択される。

　前記正弦波加振制御部９３は、ベルトスリップ制御に適した加振周波数と加振振幅を決定し、決定した周波数と振幅による正弦波油圧振動を加える正弦波加振器９３ａと、正弦波油圧振動を全く加えないゼロ加振設定器９３ｂと、正弦波油圧振動とゼロ加振の何れかを選択して切り替える加振切替部９３ｃと、を有する。なお、前記加振切替部９３ｃでは、BSC作動フラグ＝０（通常制御中）のときゼロ加振が選択され、BSC作動フラグ＝１（ベルトスリップ制御中）のとき正弦波油圧振動が選択される。ここで、加振振幅は、後述する考え方に基づき、ベルトスリップ制御が行われる変速比域にて、燃費性能の向上とベルトスリップ率検知性の確保との両立を図ることができる最適値に設定される。

　前記セカンダリ油圧補正部９４は、プライマリ回転センサ８０からのプライマリ回転数Npriとセカンダリ回転センサ８１からのセカンダリ回転数Nsecの比により実変速比Ratioを算出する実変速比算出部９４ａと、セカンダリ油圧センサ８２により取得された実セカンダリ油圧Psecをあらわす信号から振動成分を抽出する第１バンドパスフィルタ９４ｂと、実変速比算出部９４ａにより取得された算出データから振動成分を抽出する第２バンドパスフィルタ９４ｃと、を有する。そして、両バンドパスフィルタ９４ｂ，９４ｃにて抽出された振動成分を掛け合わせる乗算器９４ｄと、乗算した結果から位相差情報を抽出するローパスフィルタ９４ｅと、ローパスフィルタ９４ｅからの位相差情報に基づいてセカンダリ油圧補正量を決定するセカンダリ油圧補正量決定部９４ｆと、セカンダリ油圧のゼロ補正量を設定するゼロ補正量設定器９４ｇと、セカンダリ油圧補正量とゼロ補正量の何れかを選択して切り替える補正量切替部９４ｈと、を有する。なお、前記補正量切替部９４ｈでは、BSC作動フラグ＝０（通常制御中）のときゼロ補正量が選択され、BSC作動フラグ＝１（ベルトスリップ制御中）のとき決定したセカンダリ油圧補正量が選択される。

　図５は、実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるセカンダリ油圧の通常制御とベルトスリップ制御（＝「ＢＳＣ」）の間での切り替え処理を示す基本フローチャートである。以下、図５の各ステップについて説明する。

　ステップＳ１では、キーオンによるスタート、あるいは、ステップＳ２でのＢＳＣ不許可の判定、あるいは、ステップＳ５での通常制御復帰処理に続き、ベルト式無段変速機構４の通常制御を行い、ステップＳ２へ進む。なお、通常制御中は、BSC作動フラグ＝０にセットすると共に、セカンダリ圧F/B禁止フラグをゼロにセットする。

　ステップＳ２では、ステップＳ１での通常制御に続き、下記のＢＳＣ許可条件を全て満たすか否かを判定し、YES（全てのＢＳＣ許可条件を満たす）の場合、ステップＳ３へ進み、ベルトスリップ制御（ＢＳＣ）を行う。NO（ＢＳＣ許可条件のうち１つでも満たさない条件がある）の場合、ステップＳ１へ戻り、通常制御を続ける。
ここで、ＢＳＣ許可条件の一例を下記に示す。
(1) ベルト式無段変速機構４の伝達トルク容量が安定していること（伝達トルク容量の変化率が小さいこと）。
この条件(1)は、例えば、
a. ｜指令トルク変化率｜＜所定値
b. ｜指令変速比変化率｜＜所定値
という２つの条件成立に基づき判断する。
(2) プライマリプーリ４２への入力トルクの推定精度が信頼できる範囲に入っていること。
この条件(2)は、例えば、エンジンコントロールユニット８８からのトルク情報（推定エンジントルク）、トルクコンバータ２のロックアップ状態、ブレーキペダルの操作状態、レンジ位置等に基づき判断する。
(3) 所定時間、上記(1),(2)の許可状態を継続すること。
ステップＳ２では、以上の条件(1),(2),(3)の全ての条件を満たすか否かを判断する。

　ステップＳ３では、ステップＳ２でのＢＳＣ許可判定、あるいは、ステップＳ４でのＢＳＣ継続判定に続き、ベルト式無段変速機構４のベルト４４への入力を低減し、ベルト４４を滑らせることなく、適正なスリップ状態を保つベルトスリップ制御（図６～図８）を行い、ステップＳ４へ進む。なお、ベルトスリップ制御中は、BSC作動フラグ＝１にセットすると共に、セカンダリ圧F/B禁止フラグを“１”にセットする。

　ステップＳ４では、ステップＳ３でのベルトスリップ制御に続き、下記のＢＳＣ継続条件を全て満たすか否かを判定し、YES（全てのＢＳＣ継続条件を満たす）の場合、ステップＳ３へ戻り、ベルトスリップ制御（ＢＳＣ）をそのまま継続する。NO（ＢＳＣ継続条件のうち１つでも満たさない条件がある）の場合、ステップＳ５へ進み、通常制御復帰処理を行う。
ここで、ＢＳＣ継続条件の一例を下記に示す。
(1) ベルト式無段変速機構４の伝達トルク容量が安定していること（伝達トルク容量の変化率が小さいこと）。
この条件(1)は、例えば、
a. ｜指令トルク変化率｜＜所定値
b. ｜指令変速比変化率｜＜所定値
という２つの条件成立に基づき判断する。
(2) プライマリプーリ４２への入力トルクの推定精度が信頼できる範囲に入っていること。
この条件(2)は、例えば、エンジンコントロールユニット８８からのトルク情報（推定エンジントルク）、トルクコンバータ２のロックアップ状態、ブレーキペダルの操作状態、レンジ位置等に基づき判断する。
以上の条件(1),(2)を共に満たすか否かを判断する。
すなわち、ＢＳＣ許可条件とＢＳＣ継続条件の差異は、ＢＳＣ継続条件にはＢＳＣ許可条件のうち(3)の継続条件が無いことである。

　ステップＳ５では、ステップＳ４でのＢＳＣ継続条件のうち１つでも満たさない条件があるとの判断に続き、ベルトスリップ制御から通常制御へ復帰するときのベルト４４の滑りを防止する通常制御復帰処理（図９～図１１）を行い、処理終了後、ステップＳ１へ戻り、通常制御へ移行する。

　図６は、実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御処理を示す全体フローチャートである。図７は、実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御処理のうちトルクリミット処理を示すフローチャートである。図８は、実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御処理のうちセカンダリ油圧の加振・補正処理を示すフローチャートである。

　まず、図６から明らかなように、ＢＳＣ許可判定からＢＳＣ継続判定が維持されているベルトスリップ制御中、実セカンダリ油圧を用いて指示セカンダリ油圧を求めるフィードバック制御の禁止処理（ステップＳ３１）と、通常制御への復帰に備えたトルクリミット処理（ステップＳ３２）と、ベルトスリップ制御のためのセカンダリ油圧の加振・補正処理（ステップＳ３３）と、が同時進行にて行われる。

　ステップＳ３１では、ＢＳＣ許可判定からＢＳＣ継続判定が維持されているベルトスリップ制御中、セカンダリ油圧センサ８２にて検出した実セカンダリ油圧を用いて指示セカンダリ油圧を求めるフィードバック制御を禁止する。
すなわち、指令セカンダリ油圧を求めるに際して、通常制御時のフィードバック制御を禁止して、ベルトスリップ制御中のゼロ偏差を用いたオープン制御に切り替える。そして、ベルトスリップ制御から通常制御へ移行すると、再びフィードバック制御に復帰する。

　ステップＳ３２では、ＢＳＣ許可判定からＢＳＣ継続判定が維持されているベルトスリップ制御中、図７のトルクリミット処理を行う。
すなわち、図７のフローチャートにおいて、ステップS321では、“ベルトスリップ制御からのトルクリミット要求”をドライバ要求トルクとする。

　ステップＳ３３では、ＢＳＣ許可判定からＢＳＣ継続判定が維持されているベルトスリップ制御中、図８のセカンダリ油圧の加振・補正を行う。以下、図８のフローチャートの各ステップについて説明する。

　ステップS331では、指令セカンダリ油圧を加振する。すなわち、指令セカンダリ油圧に所定振幅かつ所定周波数の正弦波油圧を重畳し、ステップS332へ進む。

　ステップS332では、ステップS331での指令セカンダリ油圧の加振に続き、セカンダリ油圧センサ８２から実セカンダリ油圧を検出し、プライマリ回転センサ８０とセカンダリ回転センサ８１からの回転数情報に基づき、実変速比を計算により検出し、ステップS333へ進む。

　ステップS333では、ステップS332での実セカンダリ油圧と実変速比の検出に続き、実セカンダリ油圧と実変速比のそれぞれにバンドパスフィルタ処理を行い、実セカンダリ油圧と実変速比それぞれの振動成分（正弦波）を抽出し、それらを掛け合わせて乗算し、乗算値にローパスフィルタ処理を行い、振幅と実セカンダリ油圧振動から実変速比振動までの位相差θ（余弦波）にて表される値に変換し、ステップS334へ進む。
ここで、実セカンダリ油圧振幅をＡ、実変速比振幅をＢとすると、
実セカンダリ油圧振動：Ａsinωｔ　　…(1)
実変速比振動：Ｂsin（ωｔ＋θ）　　…(2)
で表される。
(1)と(2)を掛け合わせ、積和の公式である
sinαsinβ＝-1/2{cos(α＋β)－cos(α－β)}　　　…(3)
を用いると、
Ａsinωｔ×Ｂsin（ωｔ＋θ）＝(1/2)ＡＢcosθ－(1/2)ＡＢcos(2ωｔ＋θ)　…(4)
となる。
上記(4)式において、ローパスフィルタを通すと、加振周波数の２倍成分である(1/2)ＡＢcos(2ωｔ＋θ)が低減され、上記(4)式は、
Ａsinωｔ×Ｂsin（ωｔ＋θ）≒(1/2)ＡＢcosθ　　…(5)
というように、振幅Ａ，Ｂと実セカンダリ油圧振動から実変速比振動までの位相差θの式にて表すことができる。

　ステップS334では、ステップS333での実セカンダリ油圧振動から実変速比振動までの位相差θの算出に続き、実セカンダリ油圧振動から実変速比振動までの位相差θが、０≦位相差θ＜所定値１（マイクロスリップ領域）であるか否かを判断し、YES（０≦位相差θ＜所定値１）の場合はステップS335へ進み、NO（所定値１≦位相差θ）の場合はステップS336へ進む。

　ステップS335では、ステップS334での０≦位相差θ＜所定値１（マイクロスリップ領域）であるとの判断に続き、セカンダリ油圧補正量を「－ΔＰsec」とし、ステップS339へ進む。

　ステップS336では、ステップS334での所定値１≦位相差θであるとの判断に続き、実セカンダリ油圧振動から実変速比振動までの位相差θが、所定値１≦位相差θ＜所定値２（目標スリップ領域）であるか否かを判断し、YES（所定値１≦位相差θ＜所定値２）の場合はステップS337へ進み、NO（所定値２≦位相差θ）の場合はステップS338へ進む。

　ステップS337では、ステップS336での所定値１≦位相差θ＜所定値２（目標スリップ領域）であるとの判断に続き、セカンダリ油圧補正量を「０」とし、ステップS339へ進む。

　ステップS338では、ステップS336での所定値２≦位相差θ（マイクロ/マクロスリップ遷移領域）であるとの判断に続き、セカンダリ油圧補正量を「＋ΔＰsec」とし、ステップS339へ進む。

　ステップS339では、ステップS335、ステップS337、ステップS338でのセカンダリ油圧補正量の設定に続き、基本セカンダリ油圧＋セカンダリ油圧補正量を、指令セカンダリ油圧とし、エンドへ進む。

　図９は、実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御から通常制御への復帰処理を示す全体フローチャートである。図１０は、実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行される通常制御への復帰処理のうちトルクリミット処理を示すフローチャートである。図１１は、実施例１のＣＶＴコントロールユニット８にて実行される通常制御への復帰処理のうち目標プライマリ回転数に制限を設ける変速比の変速速度制限処理を示すフローチャートである。

　まず、図９から明らかなように、ＢＳＣ継続中止から通常制御が開始されるまでのベルトスリップ制御から通常制御への復帰中、実セカンダリ油圧を用いて指示セカンダリ油圧を求めるフィードバック制御の復帰処理（ステップＳ５１）と、通常制御への復帰に向かうトルクリミット処理（ステップＳ５２）と、ベルトスリップ制御のためのセカンダリ油圧の加振・補正のリセット処理（ステップＳ５３）と、変速速度を規制する変速規制処理（ステップＳ５４）と、が同時進行にて行われる。

　ステップＳ５１では、ＢＳＣ継続中止から通常制御が開始されるまでのベルトスリップ制御から通常制御への復帰中、セカンダリ油圧センサ８２にて検出した実セカンダリ油圧を用いて指示セカンダリ油圧を求めるフィードバック制御に復帰する。

　ステップＳ５２では、ＢＳＣ継続中止から通常制御が開始されるまでのベルトスリップ制御から通常制御への復帰中、図１０の通常制御への復帰に向かうトルクリミット処理を行う。

　ステップＳ５３では、ＢＳＣ継続中止から通常制御が開始されるまでのベルトスリップ制御から通常制御への復帰中、図８のセカンダリ油圧の加振・補正をリセットし、通常制御に備える。

　ステップＳ５４では、ＢＳＣ継続中止から通常制御が開始されるまでのベルトスリップ制御から通常制御への復帰中、図１１の変速速度を規制する変速規制処理を行う。

　以下、図１０のトルクリミット処理を示すフローチャートの各ステップについて説明する。このトルクリミット処理は、「ドライバ要求トルク」と「ＢＳＣからのトルクリミット要求」と「トルク容量（算出トルク容量）」との３つの値の大小関係に基づき制御を切替えるのがポイントである。
ここで、「ドライバ要求トルク」とは、運転者が要求するエンジントルクである。「ＢＳＣからのトルクリミット要求」とは、図１３のフェーズ(2)、(3)におけるトルク制限量である。「トルク容量」とは、通常（図１３のフェーズ(1)）は、設計上の許容トルク容量であり、ベルト滑りが生じないよう、ベルト式無段変速機構４のメカニカル的バラツキを考慮した安全マージン分だけドライバ要求トルクより高めに設定される値である。ここで、実際のトルク容量の制御は、セカンダリ油圧制御で行う。
さらに、「算出トルク容量」とは、ＢＳＣ中（図１３のフェーズ(2)）と復帰処理時（図１３のフェーズ(3)）のトルク容量である。この算出トルク容量は、実セカンダリ油圧と実変速比に基づく値であり、具体的には、実セカンダリ油圧と実変速比により算出される値である（二つのプーリ４２，４３のうち、エンジントルクが入ってくる側のプーリ、すなわち、プライマリプーリ４２でのトルク容量）。

　ステップS521では、「ドライバ要求トルク」が「ＢＳＣからのトルクリミット要求」より大きいか否かを判断し、YESの場合はステップS522へ進み、NOの場合はステップS525へ進む。

　ステップS522では、ステップS521での「ドライバ要求トルク」＞「ＢＳＣからのトルクリミット要求」であるとの判断に続き、「算出トルク容量」が「ＢＳＣからのトルクリミット要求」より大きいか否かを判断し、YESの場合はステップS523へ進み、NOの場合はステップS524へ進む。

　ステップS523では、ステップS522での「算出トルク容量」＞「ＢＳＣからのトルクリミット要求」であるとの判断に続き、「ＢＳＣからのトルクリミット要求」を、「ＢＳＣからのトルクリミット要求（前回値）＋ΔT」と「算出許容トルク容量」のうち小さい方の値に設定し、リターンへ進む。

　ステップS524では、ステップS522での「算出トルク容量」≦「ＢＳＣからのトルクリミット要求」であるとの判断に続き、「ＢＳＣからのトルクリミット要求」を、「ＢＳＣからのトルクリミット要求（前回値）」と「ドライバ要求トルク」のうち小さい方の値に設定し、リターンへ進む。

　ステップS525では、ステップS521での「ドライバ要求トルク」≦「ＢＳＣからのトルクリミット要求」であるとの判断に続き、「算出トルク容量」が「ＢＳＣからのトルクリミット要求」より大きいか否かを判断し、YESの場合はステップS527へ進み、NOの場合はステップS526へ進む。

　ステップS526では、ステップS525での「算出トルク容量」≦「ＢＳＣからのトルクリミット要求」であるとの判断に続き、「ＢＳＣからのトルクリミット要求」を、「ＢＳＣからのトルクリミット要求（前回値）」と「ドライバ要求トルク」のうち小さい方の値に設定し、リターンへ進む。

　ステップS527では、ステップS525での「算出トルク容量」＞「ＢＳＣからのトルクリミット要求」であるとの判断に続き、「ＢＳＣからのトルクリミット」を解除し、エンドへ進む。

　以下、図１１の目標プライマリ回転数に制限を設ける変速比の変速速度制限処理を示すフローチャートの各ステップについて説明する。

　ステップS541では、エンジントルクにより目標イナーシャトルクを算出し、ステップS542へ進む。

　ステップS542では、ステップS541での目標イナーシャトルクの算出に続き、目標イナーシャトルクにより目標プライマリ回転変化率を算出し、ステップS543へ進む。

　ステップS543では、ステップS542での目標プライマリ回転変化率の算出に続き、目標プライマリ回転変化率を超えない制限目標プライマリ回転数を算出し、ステップS544へ進む。

　ステップS544では、ステップS543での制限目標プライマリ回転数の算出に続き、制限目標プライマリ回転数に基づき、変速制御を行い、ステップS545へ進む。

　ステップS545では、ステップS544での変速制御に続き、制限目標プライマリ回転数に基づく変速制御が終了したか否か、すなわち、実プライマリ回転数が制限目標プライマリ回転数に到達したか否かを判断する。YES（変速制御終了）の場合はエンドへ進み、NO（変速制御途中）の場合はステップS541へ戻る。

　次に、作用を説明する。
実施例１のベルト式無段変速機構４の制御装置と制御方法における作用を、「ＢＳＣ許可判定作用とＢＳＣ継続判定作用」、「ベルトスリップ制御作用（ＢＳＣ作用）」、「ＢＳＣから通常制御への復帰制御におけるトルクリミット作用」、「ＢＳＣから通常制御への復帰制御におけるプライマリ回転上昇率リミット作用」、「ＢＳＣ中のセカンダリ油圧の加振振幅設定作用」に分けて説明する。

　［ＢＳＣ許可判定作用とＢＳＣ継続判定作用］
車両走行を開始すると、図５のフローチャートにおいて、ステップＳ１→ステップＳ２へと進み、ステップＳ２でのＢＳＣ許可判定条件の全てを満足しない限り、ステップＳ１→ステップＳ２へと進む流れが繰り返され、通常制御が維持される。すなわち、ステップＳ２でのＢＳＣ許可判定条件の全てを満足することが、ＢＳＣ制御の開始条件とされる。

　ここで、実施例１でのＢＳＣ許可条件について下記に述べる。
(1) ベルト式無段変速機構４の伝達トルク容量が安定していること（伝達トルク容量の変化率が小さいこと）。
この条件(1)は、例えば、
a. ｜指令トルク変化率｜＜所定値
b. ｜指令変速比変化率｜＜所定値
という２つの条件成立に基づき判断する。
(2) プライマリプーリ４２への入力トルクの推定精度が信頼できる範囲に入っていること。
この条件(2)は、例えば、エンジンコントロールユニット８８からのトルク情報（推定エンジントルク）、トルクコンバータ２のロックアップ状態、ブレーキペダルの操作状態、レンジ位置等に基づき判断する。
(3) 所定時間、上記(1),(2)の許可状態を継続すること。
ステップＳ２では、以上の条件(1),(2),(3)の全ての条件を満たすか否かを判断する。

　したがって、通常制御中、ベルト式無段変速機構４の伝達トルク容量が安定していて、かつ、プライマリプーリ４２への入力トルクの推定精度が信頼できる範囲に入っている状態が、所定時間継続すると、ベルトスリップ制御の開始が許可される。

　このように、ＢＳＣ許可条件の全てを満足することにより、ベルトスリップ制御の開始が許可されるため、高い制御精度が保証される好ましい適応領域でベルトスリップ制御を開始することができる。

　そして、ステップＳ２でＢＳＣ許可判定がなされると、ステップＳ３へ進み、ベルト式無段変速機構４のベルト４４への入力を低減し、ベルト４４を滑らせることなく、適正なスリップ状態を保つベルトスリップ制御が行われる。そして、ステップＳ３でのベルトスリップ制御に続き、次のステップＳ４では、ＢＳＣ継続条件を全て満たすか否かが判定され、全てのＢＳＣ継続条件を満たす限り、ステップＳ３→ステップＳ４へと進む流れが繰り返され、ベルトスリップ制御（ＢＳＣ）が継続される。

　ここで、実施例１でのＢＳＣ継続条件としては、ＢＳＣ許可条件のうち(1),(2)条件を用いている。つまり、ＢＳＣ許可条件のうち(3)の所定時間継続条件がＢＳＣ継続条件には無い。
このため、ベルトスリップ制御中において、(1),(2)の条件のうち１つの条件でも満足しない状態となったら直ちにベルトスリップ制御を止めて通常制御へ復帰させるため、制御精度が保証されない状態でのベルトスリップ制御の継続を防止することができる。

　［ベルトスリップ制御作用（ＢＳＣ作用）］
ベルトスリップ制御の開始時は、安全率を見積もってベルト滑りのないクランプ力を得るセカンダリ油圧となっているため、位相差θが所定値１未満という条件が成立し、図８のフローチャートにおいて、ステップS331→ステップS332→ステップS333→ステップS334→ステップS335→ステップS339へと進む流れが繰り返され、この流れを繰り返す毎に指令セカンダリ油圧が、－ΔＰsecの補正を受けて低下する。そして、位相差θが所定値１以上になると、位相差θが所定値２になるまでは、図８のフローチャートにおいて、ステップS331→ステップS332→ステップS333→ステップS334→ステップS336→ステップS337→ステップS339へと進む流れとなり、指令セカンダリ油圧が維持される。そして、位相差θが所定値２以上になると、図８のフローチャートにおいて、ステップS331→ステップS332→ステップS333→ステップS334→ステップS336→ステップS338→ステップS339へと進む流れとなり、指令セカンダリ油圧が、＋ΔＰsecの補正を受けて上昇する。
すなわち、ベルトスリップ制御では、位相差θが所定値１以上で所定値２未満という範囲内となるスリップ率を維持する制御が行われることになる。

　図１２に示すタイムチャートにより、ベルトスリップ制御を説明する。
まず、時刻t1にて上記(1),(2)のＢＳＣ許可条件が成立し、(1),(2)のＢＳＣ許可条件成立が継続し（(3)のＢＳＣ許可条件）、時刻t2に達すると、上記(1),(2)のＢＳＣ継続条件のうち、少なくとも一つの条件が不成立となる時刻t2～時刻t3までの間、BSC作動フラグとSEC圧F/B禁止フラグ（セカンダリ圧フィードバック禁止フラグ）が立てられ、ベルトスリップ制御が行われる。なお、時刻t3の少し前からのアクセル踏み込み操作によりＢＳＣ継続条件のうち、少なくとも一つの条件が不成立になると、時刻t3から時刻t4までは、通常制御への復帰制御が行われ、時刻t4以降は、通常制御が行われることになる。

　このように、ベルトスリップ制御は、アクセル開度特性・車速特性・エンジントルク特性から明らかなように、図１２の矢印Ｃに示す定常走行判定中において、セカンダリ油圧ソレノイド７５へのソレノイド電流補正量特性に示すように、セカンダリ油圧を加振した結果あらわれるセカンダリ油圧の振動成分と変速比の振動成分との位相差θを監視し、電流値を増減させることで行われる。なお、セカンダリ油圧ソレノイド７５は、ノーマルオープン（常開）であり、電流値を上昇させるとセカンダリ油圧は逆に低下する。

　このベルトスリップ制御により、実変速比は、図１２の実変速比特性（Ratio）に示すように、小さな振幅にて振動しているがほぼ一定に維持される。そして、位相差θは、図１２のSEC圧振動とRatio振動との位相差特性に示すように、スリップ率がゼロに近い時刻t2からの時間経過にしたがって、スリップ率が徐々に高まって目標値（目標スリップ率）に収束する特性を示す。そして、セカンダリ油圧は、図１２のSEC油圧特性に示すように、安全率を持った時刻t2からの時間経過にしたがって矢印Ｇに示すように低下していき、最終的に設計上の最低圧に油圧振幅を加えたものとなり、実最低圧に対しては余裕のある油圧レベルに収束する特性を示す。なお、ベルトスリップ制御が長く継続する場合は、位相差θの目標値（スリップ率の目標値）を保つように、設計上の最低圧＋油圧振幅域での実セカンダリ油圧を維持することになる。

　このように、ベルトスリップ制御によりセカンダリ油圧を低減することによって、ベルト４４に作用するベルトフリクションが低下し、このベルトフリクションの低下分、ベルト式無段変速機構４を駆動する駆動負荷が低く抑えられる。この結果、ＢＳＣ許可判定によるベルトスリップ制御中、走行性能に影響を与えることなく、エンジン１の実用燃費の向上を図ることができる。

　［ＢＳＣから通常制御への復帰制御におけるトルクリミット作用］
図６のステップＳ３２では、ＢＳＣ許可判定からＢＳＣ継続判定が維持されているベルトスリップ制御中、図７のステップS321において、“ベルトスリップ制御からのトルクリミット要求”をドライバ要求トルクとすることで、トルクリミット処理を行うようにしている。以下、図１０及び図１３に基づいて通常制御復帰時のトルクリミット作用を説明する。

　まず、エンジンコントロールユニット８８は、制御上のエンジントルク上限として、トルク制限量を有している。これにより、エンジン１の実トルクが上記トルク制限量を上回らないように制限される。
このトルク制限量は、様々な要求から決まる。例えば、ベルト式無段変速機構４からの要求として、通常制御中（図１３のフェーズ(1)）のベルト式無段変速機構４の入力トルク上限を“通常制御中のトルクリミット要求”とし、ＣＶＴコントロールユニット８がエンジンコントロールユニット８８に対しこの“通常制御中のトルクリミット要求”を送信する。エンジンコントロールユニット８８は、このようにして様々なコントローラから要求される複数の“トルクリミット要求”のうち最小のものをトルク制限量として選択することになる。

　すなわち、通常制御のフェーズ(1)から時刻t5にてベルトスリップ制御に入ると、図１３のトルク制限量特性に示すように、フェーズ(2)では、“ＢＳＣからのトルクリミット要求”がエンジンコントロールユニット８８に送信される。
ただし、ＢＳＣ中（図１３のフェーズ(2)）の“ＢＳＣからのトルクリミット要求”は、図１０のトルクリミットのための事前準備であり、ＢＳＣ中（図１３のフェーズ(2)）においては、事実上、トルク制限としては機能していない。

　そして、時刻t6にてＢＳＣ継続中止となり、通常制御への復帰制御に入ると、時刻t6では、ドライバ要求トルク＞ＢＳＣからのトルクリミット要求であり、かつ、算出トルク容量≦ＢＳＣからのトルクリミット要求であるため、図１０のフローチャートにおいて、ステップS521→ステップS522→ステップS524→リターンへと進む流れが繰り返され、ステップS524では、ＢＳＣからのトルクリミット要求（前回値）が維持される。

　その後、ドライバ要求トルク＞ＢＳＣからのトルクリミット要求であるが、算出トルク容量＞ＢＳＣからのトルクリミット要求となる時刻t7からは、図１０のフローチャートにおいて、ステップS521→ステップS522→ステップS523→リターンへと進む流れが繰り返され、ステップS523では、ＢＳＣからのトルクリミット要求が、（前回値＋ΔT）とされ、徐々にＢＳＣからのトルクリミット要求が上昇する特性となり、実トルクもこの上昇勾配に沿って徐々に上昇する。

　その後、時刻t7から「ＢＳＣからのトルクリミット要求」が上昇することにより、ドライバ要求トルク≦ＢＳＣからのトルクリミット要求となる時刻t8では、算出トルク容量＞ＢＳＣからのトルクリミット要求であるため、図１０のフローチャートにおいて、ステップS521→ステップS525→ステップS527→エンドへと進み、ステップS527では、ＢＳＣからのトルクリミットが解除される。

　なお、この例では、ステップS526は通過しないが、ステップS526を通過するのは、アクセル踏み込みやアクセル戻し（足離し）のアクセル操作が短時間にて実施される場合である。すなわち、アクセル踏み込みによりベルトスリップ制御が解除され、復帰制御に入った途端、アクセル足離し操作が行われるようなとき、ステップS526を通過することになる。

　すなわち、ベルトスリップ制御では、許容滑り範囲内で積極的にベルトを滑らせる制御が行われるため、ベルトクランプ力が通常制御時に比べて低下している状態である。このベルトスリップ制御から通常制御に復帰するとき、ベルト式無段変速機構４への入力トルクが増加方向に変化すると、入力トルクがベルトクランプ力を上回り、過大なベルト滑りが発生するおそれがある。

　これに対し、ベルトスリップ制御から通常制御に復帰する過渡期に、図１３の時刻t6から時刻t7までの間、ベルトスリップ制御終了時の実トルクを維持するというように、増加方向に変化する入力トルク変化速度を制限し、入力トルクの上昇を抑えることで、ベルトスリップ制御の終了時点のベルトクランプ力が通常制御時のレベルまで回復する間において、ベルト式無段変速機構４への入力トルクがベルトクランプ力に対して過大になることが抑制される。

　したがって、ベルトスリップ制御から通常制御への復帰時、ベルト式無段変速機構４への入力トルクの変化速度を制限するトルクリミット制御を行うため、ベルト式無段変速機構４への入力トルクがベルトクランプ力に対して過大となることが抑えられ、ベルト４４の滑りの発生を防止できる。

　特に、実施例１では、ベルトスリップ制御終了時点のベルト式無段変速機構４への入力トルクを保持するトルクリミット制御を行うため、簡単なトルクリミット制御としながら、ベルト式無段変速機構４への入力トルクがベルトクランプ力に対して過大となることを確実に抑えることができる。

　［ＢＳＣから通常制御への復帰制御におけるプライマリ回転上昇率リミット作用］
ベルトスリップ制御から通常制御への復帰制御時に、上記のように、トルクリミット制御を行い、ベルト式無段変速機構４への入力トルクの変化速度を抑制した状態で変速比を通常の変速速度で変化させると、回転イナーシャ変化に基づく入力トルクの低下が顕著にあらわれるため、ドライバに不要な減速感（引きショック）を与えてしまう。このため、ベルト式無段変速機構４への入力トルクの変化速度制限に伴い、変速比の変化速度を制限するようにしている。

　すなわち、ＢＳＣ継続中止となり、通常制御への復帰制御に入ると、図１１に示すフローチャートにおいて、ステップS541→ステップS542→ステップS543→ステップS544→ステップS545へと進む流れが、変速終了まで繰り返される。つまり、ステップS541では、エンジントルクにより目標イナーシャトルクが算出される。次のステップS542では、目標イナーシャトルクにより目標プライマリ回転変化率が算出される。そして、軽減すべきイナーシャトルクを設定し、この制限有りの目標イナーシャトルクに基づき、ステップS543では、制限無しの目標プライマリ回転数の変化率（勾配）を超えない制限目標プライマリ回転数が算出される。そして、ステップS544では、制限目標プライマリ回転数に基づき変速制御が行われる。このように、制限目標プライマリ回転数に基づく変速制御が行われることで、最終的に生成される目標変速比を比較すると、制限無しの目標変速比特性に比べ、制御有りの目標変速比特性は、目標変速比の変化勾配が緩やかになっている。

　実施例１にて採用したトルクディレイ及びプライマリ回転上昇率リミッタによる復帰制御作用を、図１４に示すタイムチャートに基づき説明する。

　まず、エンジントルク特性について説明する。ＢＳＣ終了から通常復帰までの領域におけるエンジントルク特性は、ドライバ要求トルクがステップ的な上昇特性を示し、トルクリミット制御を行わない通常時の実トルク応答によるエンジントルク特性は、ＢＳＣ終了直後からトルクが立ち上がる特性を示す。これに対し、実施例１でのエンジントルク特性は、ＢＳＣによるトルクダウン後の実トルク応答に示すように、ＢＳＣ終了時点からしばらくの間はトルクを維持し、その後、トルクが遅れて立ち上がる特性を示す。

　次に、目標変速比特性とイナーシャトルク特性について説明する。ＢＳＣ終了から通常復帰までの領域における目標プライマリ回転数特性は、到達目標特性がＢＳＣ終了時点でステップ特性により与えられ、プライマリ回転上昇率のリミット制御を行わない通常時の目標プライマリ回転数特性は、ＢＳＣ終了直後から大きな勾配にて目標プライマリ回転数が立ち上がる特性を示す。これに対し、実施例１による目標プライマリ回転数特性は、通常時よりも緩やかな勾配にて目標プライマリ回転数が徐々に立ち上がる特性を示す。そして、通常時のイナーシャトルク特性は、ＢＳＣ終了時点から急激に低下するのに対し、実施例１のイナーシャトルク特性は、ＢＳＣ終了時点から通常復帰時点までの間でなだらかに低下する。

　最後に、ドライブシャフトトルク特性とイナーシャトルク特性について説明する。トルクディレイとプライマリ回転数上昇率リミット制御を共に行わないとき（通常時）のドライブシャフトトルク特性は、図１４のＥ特性に示すように、イナーシャトルクのピークは大きいが、エンジントルクの応答も速いため、変速開始後、変速開始前より多少トルクは減少し、その後トルクが増大する、という特性となる。このようなドライブシャフトトルク特性となれば、変速によるショックは発生しない。

　トルクディレイは行うもののプライマリ回転上昇率リミット制御を行わないときのドライブシャフトトルク特性は、図１４のＤ特性に示すように、通常時と変わらないイナーシャトルク特性のまま、トルクディレイによるエンジントルク入力遅れが発生することで、変速開始後、変速開始前より著しくトルクが減少し、その後、トルクが増大する、という落差ｄを持つ特性となる。このようなドライブシャフトトルク変化が生じると、ドライバはショックを感じ、運転性・快適性に悪化に繋がる。

　これに対して、トルクディレイとプライマリ回転上昇率リミット制御を共に行う実施例１のドライブシャフトトルク特性は、図１４のＦ特性に示すように、トルクディレイによりエンジントルク入力が遅れても、プライマリ回転上昇率リミット制御によりイナーシャトルクのピークを低減できるため、変速開始後、変速開始前より多少トルクが減少し、その後、トルクが増大する、という特性となる。すなわち、トルクディレイとプライマリ回転上昇率リミット制御を同時に行うと、ショックを抑制できることがわかる。

　上記のように、ベルトスリップ制御から通常制御への復帰制御時、トルクリミット制御を行うのに伴い、プライマリ回転の変化率に制限を設ける制御を行うようにしたことにより、変速開始時の回転イナーシャ変化を低減して、変速開始前よりもドライブシャフトトルクが低下することを抑制でき、この結果、ドライバに与える不要なショック（減速感）を防止することができる。

　［ＢＳＣ中のセカンダリ油圧の加振振幅設定作用］
実施例１でのベルトスリップ制御中におけるセカンダリ油圧の加振振幅は、ベルトスリップ制御が許可される変速比域が限られた狭い領域であるため、制御許可変速比域にて燃費性能の向上と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生の抑制と、ベルトスリップ率検知性の確保と、を併せて達成することができる最適な値を予め設定し、システムに対し固定値で与えている。以下、セカンダリ油圧の加振振幅の値を、どのような考え方に基づいて設定したかについて説明する。

　まず、通常制御時にセカンダリ油圧を制御するに際し、安全率Ｋと低減可能最低圧を考慮して油圧制御が行われる。安全率Ｋは、ベルト４４に加えられるベルトクランプ力のベルト滑り（＝ベルトスリップ）に対する指標として用いられていて、例えば、
Ｋ＝{(Ｐout＋β・Ｖ²)Ｓout＋Ｗ}／{Ｔcosα/(Ｄ・μ)}　　…(1)
ここで、
Ｐout：セカンダリ油圧
β：セカンダリ油圧室４６の遠心油圧係数
Ｖ：車速
Ｓout：セカンダリ油圧室４６の受圧面積
Ｗ：セカンダリ油圧室４６のスプリング荷重
Ｔ：伝達トルク
α：プライマリプーリ４２とセカンダリプーリ４３のシーブ角
Ｄ：ベルト４４のプライマリプーリ４２側の巻き付け径
μ：セカンダリプーリ４３とベルト４４との間の摩擦係数
という公知の式によって算出される。

　この安全率Ｋが、Ｋ＝1.0を下回ると、セカンダリプーリ４３とベルト４４との間に滑りが生じてしまう。一方、安全率Ｋが、Ｋ＝1.0より大きくなるほど、ベルト４４に作用するクランプ力が過大となり、ベルト４４の耐久性が低下するし、ベルトフリクションが増大する。したがって、一般的には、ベルト４４の持つ公差によって、その摩擦係数μにバラツキはあるものの、安全率Ｋとしては、例えば、Ｋ＝1.2～1.5の範囲に収まるように設定されることになる。また、低減可能最低圧は、各車両が備える油圧制御系の諸元に基づいて設定される。

　通常制御時の指示セカンダリ油圧は、図１５に示すように、低減可能最低圧を上回ることが条件で、一般に、安全率Ｋを1.3と仮定して算出されたものであり、安全率Ｋを1.3とするために必要とされる油圧である。

　ベルトスリップ制御は、上記のように、安全率Ｋを見積もってベルト滑りのないクランプ力を得る油圧となっているセカンダリ油圧を低減し、セカンダリ油圧低減分に相当するベルトフリクションを低下し、その結果、燃費の向上を図っている。したがって、図１５に示すように、セカンダリ油圧に重畳する加振振幅を大にすると、プーリ油圧の平均値が高くなり、十分に油圧を下げることができなく、燃費効果代が減少する。また、ベルトスリップ制御による車両振動が発生する可能性がある。しかし、セカンダリ油圧に重畳する加振振幅を小にすると、プーリ油圧の平均値が低くなり、十分に油圧を下げることができ、燃費効果代が増大する。つまり、図１５に示す特性は、セカンダリ油圧に重畳する加振振幅は、できる限り小さな値に設定する方が、ベルトスリップ制御による燃費効果代が大であることをあらわしている。

　次に、加振振幅を、変速比を考慮することなく一定値により与える場合を考える。
実施例１のように、セカンダリ油圧を加振し、実セカンダリ油圧と実変速比に含まれる振動成分の位相差を監視することで推定されるベルトスリップ状態に基づいてベルトスリップ制御を行うものとする。この場合、加振振幅が小さな値であると、実セカンダリ油圧には振動成分が含まれるものの、ベルトのプーリ接触径を変化させるまでに至らない場合、回転数比の計算により求められる実変速比から振動成分を抽出できない状態になる。そして、ベルトスリップ状態検知性を確保できないと、ベルトスリップ制御自体が成立しないため、実変速比から振動成分を抽出できるだけの大きな値による加振振幅に設定する必要がある。そこで、全変速比域において実変速比から振動成分を抽出できるだけの大きな値に加振振幅を設定すると、セカンダリ油圧の低減代が制約を受けることになり（図１５参照）、ベルトスリップ制御が狙っている十分な燃費向上を望めない。

　これに対し、実施例１においては、ベルトスリップ制御にてセカンダリ油圧を加振するに際し、セカンダリ油圧の加振振幅を、変速比が高変速比側であるほど小さな値に設定するようにした。したがって、ベルトスリップ制御が行われる変速比に対応する加振振幅の可変設定により、燃費効果の向上と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生の抑制と、ベルトスリップ率検知性の確保と、を併せて達成することができる。以下、その理由を説明する。

　まず、本発明者等は、変速比の高低変化に着目した。この場合、同じセカンダリ油圧への加振振幅に対し、変速比が高変速比側であるほどプライマリ推力の感度が高い、言い換えると、変速比変動の感度が高くて変速比振動が発生し易いことを知見した。

　すなわち、図１６は、変速比に対するプライマリ推力の変化と変速比に対するセカンダリ推力の変化を示す特性図であり、変速比に対するプライマリ推力特性については、プライマリプーリ４２が変速を受け持つため、ベルト接触径が小さいロー変速比側でプライマリ推力が小さく、ベルト接触径が大きいハイ変速比側でプライマリ推力が大きくなる。これに対し、一方、変速比に対するセカンダリ推力特性については、セカンダリプーリ４３がトルク容量を受け持つため、ベルト接触径が大きいロー変速比側でセカンダリ推力が大きく、ベルト接触径が小さいハイ変速比側でプライマリ推力が小さくなる。

　そこで、セカンダリ推力に対するプライマリ推力の比であるバランス推力比（＝プライマリ推力／セカンダリ推力）により図１６の特性をあらわすと、図１７に示すように、変速比が最Hiのときにバランス推力比が最も高くなり、変速比がロー側に変速するにしたがってバランス推力比が低下し、変速比が最Lowのときにバランス推力比が最も低くなる特性を示す。このように、変速比が最Hiのときにバランス推力比が最も高くなるということは、同じセカンダリ油圧への加振振幅に対し、変速比が高変速比側であるほどプライマリ推力の変化が大きく、変速比変動の感度が高い、つまり、変速比振動が発生し易いことをあらわす。

　このことは、変速比が高変速比側である場合、セカンダリ油圧の加振振幅を小さな値に設定したとしても、実変速比からの振動成分抽出によるベルトスリップ状態検知性を確保できることを意味する。そして、変速比が高変速比側である場合、セカンダリ油圧の加振振幅を小さな値に設定することにより、実施例１のようにエンジン車に適用した場合は、実用燃費の向上を図ることができる。そして、変速比対応による加振振幅の可変設定によれば、図１９の下限振幅値特性Ｌに示すように、変速比が低変速比側になるほど、セカンダリ油圧の加振振幅が大きな値に設定されることになるが、ベルトスリップ制御時の変速比に対してベルトスリップ状態検知性の限界域を狙うことにより、最大域の省エネルギ効果を達成することができる。

　次に、図１９に基づきベルトスリップ制御での加振振幅の決め方を説明する。
実施例１では、変速比と低減可能最低圧と車両振動に基づいてベルトスリップ制御での加振振幅を決めている。

　まず、最Lowから最Hiまでの全変速比域において実変速比から振動成分を抽出できるだけの大きな値に加振振幅を設定すると、変速比の振動となってあらわれる。この変速比の振動に対し、変速機入力回転が変化し、前後加速度（＝前後Ｇ）により車両の振動となり、乗員の快適性を悪化させる。このため、図１８に示すように、セカンダリ油圧の加振に基づく変速比振動により生じる車両振動の影響を乗員に及ぼさない加振振幅の限界値を前後ＧのＮＧしきい値とする必要がある。同時に、加振振幅を設定するにあたっては、低減可能最低圧を上回ることが条件となるため、図１９の左端に示すように、低減可能最低圧より低圧域となる領域に入るような大きな加振振幅の値には設定はできない。よって、車両振動により決まる加振振幅の値と低減可能最低圧より決まる加振振幅の値のうち、小さい方の値を、図１９に示すように、上限振幅値MAXとし、セカンダリ油圧の加振振幅を上限振幅値MAX以下の値に制限する。なお、実施例１では、図１９に示すように、低減可能最低圧より決まる加振振幅の値が小さいため、上限振幅値MAXによりベルトスリップ制御を適用する変速比に、最Low域が含まれず、限界変速比を持つことになる。
したがって、加振振幅の最大値である上限振幅値MAXは、低減可能最低圧の条件を満足しつつ、乗員の快適性を保ち得る値に設定される。また、加振振幅の最小値である下限振幅値MINは、図１９に示すように、変速比が最Hiのときに実変速比から振動成分を抽出できるだけの小さな値に設定される。

　そして、上限振幅値MAXと限界変速比の交点ＰMAXと下限振幅値MINと最Hi変速比の交点ＰMINを結ぶ線であり、セカンダリ油圧の加振に基づく振動成分が実変速比に含まれる加振振幅の限界値であると共に、変速比が高変速比側であるほど小さくなる加振振幅限界値の集合が、図１９の点模様領域に示すように、下限振幅値特性Ｌとされる。したがって、下限振幅値特性Ｌと、上限振幅値MAXによる線と、最Hi変速比による線に囲まれる領域が、セカンダリ油圧の加振振幅ＯＫ領域とされる。

　しかし、この加振振幅ＯＫ領域には、特に、高変速比側において、加振振幅が必要以上に大きな値となる部分が含まれてしまう。そこで、下限振幅値特性Ｌに振幅余裕代を上乗せした特性を上限振幅値特性Ｈとし、セカンダリ油圧の加振振幅の許容領域を、図１９の点模様＋ハッチング領域に示すように、下限振幅値特性Ｌと上限振幅値特性Ｈと最Hi変速比による線と上限振幅値MAXによる線に囲まれる領域に設定した。

　したがって、ベルトスリップ制御での加振振幅を設定するにあたって、図１９に示すセカンダリ油圧の加振振幅の許容領域の範囲内の値のうち、ベルトスリップ制御が適用される変速比域に応じた値に設定されることになる。これによって、限界変速比から最Hi変速比の間の変速域において、燃費効果と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生の抑制と、ベルトスリップ状態検知性の確保と、を併せて達成する適切な加振振幅の値に設定することができる。

　次に、効果を説明する。
実施例１のベルト式無段変速機構４の制御装置と制御方法にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。

　(1) 駆動源（エンジン１）から入力するプライマリプーリ４２と、駆動輪６，６へ出力するセカンダリプーリ４３と、前記プライマリプーリ４２と前記セカンダリプーリ４３に掛け渡したベルト４４と、を有し、前記プライマリプーリ４２へのプライマリ油圧と前記セカンダリプーリ４３へのセカンダリ油圧を制御することにより、前記ベルト４４のプーリ巻き付け径の比による変速比を制御するベルト式無段変速機構４の制御装置において、前記セカンダリ油圧を加振し、実セカンダリ油圧に含まれる振動成分と実変速比に含まれる振動成分との位相差θを監視することでベルトスリップ状態を推定し、この推定に基づき所定のベルトスリップ状態を保つように前記実セカンダリ油圧を低減させる制御を行うベルトスリップ制御手段（図８）と、前記ベルトスリップ制御にてセカンダリ油圧を加振するに際し、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、高変速比のときは低変速比のときに比して小さく設定する加振振幅設定手段（正弦波加振器９３ａ）と、を備えた。
このため、ベルトスリップ制御が行われる変速比に対応する加振振幅の設定により、省エネルギ効果（実用燃費効果）の向上と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生の抑制と、ベルトスリップ状態検知性の確保とを併せて達成するベルト式無段変速機構４の制御装置を提供することができる。

　(2) 前記加振振幅設定手段（正弦波加振器９３ａ）は、ベルトスリップ制御にてセカンダリ油圧を加振するに際し、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、変速比が低変速比から高変速比に向かうほど小さな値に設定する。
このため、ベルトスリップ制御が行われる変速比の変化にきめ細かく対応して適切な加振振幅に設定することができる。

　(3) 前記加振振幅設定手段（正弦波加振器９３ａ）は、セカンダリ油圧の加振に基づく振動成分が実変速比に含まれる加振振幅の限界値であると共に、前記変速比が高変速比側であるほど小さくなる加振振幅限界値の集合を下限振幅値特性Ｌとしたとき、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、前記下限振幅値特性Ｌ以上の値に設定する。
このため、ベルトスリップ制御中、ベルトスリップ状態検知性を確実に保証しつつ、省エネルギ効果（実用燃費効果）の向上を達成することができる。

　(4) 前記加振振幅設定手段（正弦波加振器９３ａ）は、セカンダリ油圧の加振に基づく変速比振動により生じる車両振動の影響を乗員に及ぼさない加振振幅の限界値を上限振幅値MAXとしたとき、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、前記上限振幅値MAX以下の値に設定した。
このため、ベルトスリップ制御中、違和感を与える車両振動を防止し、乗員の快適性を確保することができる。

　(5) 前記加振振幅設定手段（正弦波加振器９３ａ）は、前記下限振幅値特性Ｌに振幅余裕代を上乗せした特性を上限振幅値特性Ｈとし、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、前記下限振幅値特性Ｌと前記上限振幅値特性Ｈと最高変速比（最Hi変速比）による線と前記上限振幅値MAXによる線に囲まれる領域の範囲内の値のうち、変速比に応じた値に設定した。
このため、ベルトスリップ制御が行われる変速比に対応する加振振幅の設定により、省エネルギ効果（実用燃費効果）の向上と、ベルトスリップ状態検知性の確保と、乗員の快適性を保つ車両振動防止と、を併せて達成することができる。

　(6) プライマリプーリ４２およびセカンダリプーリ４３とベルト４４との間のベルトスリップ状態を油圧で制御するベルトスリップ制御を行うベルト式無段変速機構４の制御方法において、前記ベルトスリップ制御は、前記油圧を加振し、実油圧に含まれる振動成分と実変速比に含まれる振動成分との積算値に基づき前記油圧を制御し、前記ベルトスリップ制御は、前記油圧を加振するに際し、前記油圧の加振振幅を、高変速比のときは低変速比のときに比して小さく設定する。
このため、ベルトスリップ制御が行われる変速比に対応する加振振幅の設定により、省エネルギ効果（実用燃費効果）の向上と、ベルトスリップ制御による車両振動の発生の抑制と、ベルトスリップ状態検知性の確保とを併せて達成するベルト式無段変速機構４の制御方法を提供することができる。

　(7) 前記ベルトスリップ制御は、前記積算値に基づき算出される位相差を監視することでベルトスリップ状態を推定し、この推定に基づき所定のベルトスリップ状態を保つように前記油圧を制御する。
このため、ベルトスリップ状態と相関関係にある位相差の監視によりベルトスリップ状態の変化を的確に把握できることで、ベルトスリップ制御中、所定のベルトスリップ状態を安定して保つことができる。この結果、ベルトフリクションの低下状態が安定して保たれるベルトスリップ制御により、狙っている省エネルギ効果（実用燃費効果）を実現することができる。

　実施例２は、変速比に応じた加振振幅マップを作成し、ベルトスリップ制御中、変速比の変化に追従して加振振幅を設定する例である。

　まず、構成を説明する。
図２０は、実施例２のＣＶＴコントロールユニット８にて実行されるベルトスリップ制御処理のうちセカンダリ油圧の加振・補正処理を示すフローチャートである。図２１は、実施例２でのセカンダリ油圧の加振処理で加振振幅を設定する際に参照される加振振幅マップの一例を示す図である。以下、図２０の各ステップについて説明する。なお、ステップS431～ステップS439の各ステップは、図８のステップS331～ステップS339の各ステップに対応するので、説明を省略する。

　ステップS440では、変速制御部で演算され、変速制御に用いられる指令変速比を読み込み、ステップS441へ進む。

　ステップS441では、ステップS440での指令変速比の読み込みに続き、変速比情報と加振振幅マップ（図２１参照）に基づき、変速比の変化に追従して加振振幅を設定し、ステップS431へ進む。
ここで、加振振幅マップは、図２１に示すように、変速比が高変速比側であるほど小さな加振振幅という関係を持つ実線特性（図１９に示す上限振幅値特性Ｈに相当）と、変速比が高変速比側であるほど小さな加振振幅という関係を持つ１点鎖線特性（図１９に示す下限振幅値特性Ｌに相当）という２つの特性を設定している。そして、ベルトスリップ制御の開始時には、実線特性を選択している。

　ステップS442では、ステップS439での指令セカンダリ油圧の算出に続き、ベルトスリップ制御によるセカンダリ油圧の低減補正により、加振された実セカンダリ油圧の最低圧が低減可能最低圧未満になったか否かを判断し、YES（実セカンダリ油圧＜低減可能最低圧）の場合はステップS443へ進み、NO（実セカンダリ油圧≧低減可能最低圧）の場合はエンドへ進む。

　ステップS443では、ステップS442での実セカンダリ油圧＜低減可能最低圧であるとの判断に続き、加振振幅マップで現在選択されている特性が、実線特性であるか否かを判断し、YES（実線特性選択）の場合はステップS444へ進み、NO（１点鎖線特性選択）の場合はエンドへ進む。

　ステップS444では、ステップS443での実線特性選択であるとの判断に続き、加振振幅マップでの選択特性を、実線特性から１点鎖線特性に変更し、エンドへ進む。
なお、図１～図１１のうち、図８を除く他の構成は、実施例１と同様であるので、図示並びに説明を省略する。

　次に、作用を説明する。
実施例２では、変速比に応じた加振振幅マップ（図２１）を作成し、ベルトスリップ制御中において加振振幅マップを参照しながら加振振幅を設定するようにしている。以下、図２０及び図２１に基づき、ベルトスリップ制御中の加振振幅設定作用を説明する。

　［ベルトスリップ制御中の加振振幅設定作用］
ベルトスリップ制御の開始時であって、位相差θが所定値１未満という条件が成立しているときは、図２０のフローチャートにおいて、ステップS440→ステップS441→ステップS431→ステップS432→ステップS433→ステップS434→ステップS435→ステップS439→ステップS442→エンドへと進む流れが繰り返される。つまり、ベルトスリップ制御が開始時の指令変速比、あるいは、開始後に変化する指令変速比と図２１の加振振幅マップの実線特性により加振振幅が設定され、この流れを繰り返す毎に指令セカンダリ油圧が、－ΔＰsecの補正を受けて低下する。

　そして、指令セカンダリ油圧の減少補正を繰り返すことで、実セカンダリ油圧が低減可能最低圧未満になると、図２０のステップS439から、ステップS442→ステップS443→ステップS444→エンドへと進み、加振振幅を設定する特性が、それまでの実線特性から１点鎖線特性へと変更され、次の制御起動時からベルトスリップ制御が終了するまでは、そのときの指令変速比と図２１の加振振幅マップの１点鎖線特性により加振振幅が設定されることになる。

　そして、位相差θが所定値１以上になると、位相差θが所定値２になるまでは、図２０のフローチャートにおいて、ステップS440→ステップS441→ステップS431→ステップS432→ステップS433→ステップS434→ステップS436→ステップS437→ステップS439→ステップS442→エンドへと進む流れとなり、指令セカンダリ油圧が維持される。そして、位相差θが所定値２以上になると、図２０のフローチャートにおいて、ステップS440→ステップS441→ステップS431→ステップS432→ステップS433→ステップS434→ステップS436→ステップS438→ステップS439→ステップS442→エンドへと進む流れとなり、指令セカンダリ油圧が、＋ΔＰsecの補正を受けて上昇する。すなわち、ベルトスリップ制御では、位相差θが所定値１以上で所定値２未満という範囲内となるスリップ率を維持する制御が行われることになる。

　また、ベルトスリップ制御での加振振幅は、加振振幅マップの２つの特性のうち、何れの特性が選択されているときでも、指令変速比の変化に追従して加振振幅が設定される。

　したがって、ベルトスリップ制御を許可する変速比領域が広いとき、許可領域内での指令変速比の変化に追従して加振振幅が設定されることで、加振振幅の値が、指令変速比に対応する適切な値となり、加振振幅を予め決めた一定値により与える実施例１に比べ、燃費効果のより一層の向上を期待することができる。

　また、ベルトスリップ制御での加振振幅の設定は、制御開始から実セカンダリ油圧が低減可能最低圧を下回るまでは、加振振幅マップの実線特性（図１９に示す上限振幅値特性Ｈに相当）が選択される。そして、実セカンダリ油圧が低減可能最低圧を下回ると、加振振幅マップの１点鎖線特性（図１９に示す下限振幅値特性Ｌに相当）が選択される。つまり、同じ変速比ｉのとき、図２１に示すように、上限振幅値特性Ｈの選択時には、加振振幅がWhとなるが、下限振幅値特性Ｌの選択時には、加振振幅がWlとなり、振幅差ΔWだけ小さな値となる。

　したがって、制御開始から実セカンダリ油圧が低減可能最低圧を下回るまでは、実変速比から振動成分を抽出する最小限の加振振幅に対し、少し大きな値による加振振幅の設定となり、制御開始領域にて確実なベルトスリップ状態検知性要求に応えることができる。そして、実セカンダリ油圧が低減可能最低圧を下回ると、実変速比から振動成分を抽出する最小限レベルによる加振振幅の設定となり、特に、ベルトスリップ制御が長時間継続されるような場合に燃費向上要求に応えることができる。
なお、他の作用は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。

　次に、効果を説明する。
実施例２のベルト式無段変速機構４の制御装置にあっては、実施例１の(1)～(7)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。

　(8) 前記加振振幅設定手段（図２０）は、変速比が高変速比側であるほど小さな加振振幅という関係を持つ加振振幅マップ（図２１）を設定し、前記ベルトスリップ制御手段（図２０）は、ベルトスリップ制御中、変速比情報と前記加振振幅マップに基づき、変速比の変化に追従して加振振幅を設定する。
このため、加振振幅の値が、指令変速比に対応する適切な値となり、省エネルギ効果（燃費効果）を実施例１より向上させることができる。

　(9) 前記加振振幅設定手段（図２０）は、前記加振振幅マップ（図２１）を、前記下限振幅値特性Ｌに振幅余裕代を上乗せした上限振幅値特性Ｈに設定し、前記ベルトスリップ制御手段（図２０）は、ベルトスリップ制御中、実セカンダリ油圧を低減させる制御を行うことで、設定された加振振幅により振動する実セカンダリ油圧が、油圧制御系での低減可能最低圧を下回るとき、設定されている加振振幅を、そのときの変速比における下限振幅値を限界として小さな値に変更する。
このため、ベルトスリップ制御中、制御開始領域にて確実なベルトスリップ状態検知性要求に応えることができると共に、制御継続領域にて省エネルギ効果向上要求（燃費向上要求）に応えることができる。

　以上、本発明のベルト式無段変速機の制御装置と制御方法を実施例１及び実施例２に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。

　実施例１，２では、変速比が高変速比に向かうほど徐々に加振振幅を小さく設定する例を示したが、ベルトスリップ制御を適用する低変速比から高変速比までの間で、段階的に加振振幅を小さく設定する例としても良い。

　実施例１では、変速油圧コントロールユニット７として、片調圧方式でステップモータ制御による油圧回路を有する例を示した。しかし、他の片調圧方式や両調圧方式の変速油圧コントロールユニットに対しても適用できる。

　実施例１では、セカンダリ油圧のみを加振する例を示した。しかし、例えば、直動制御方式であれば、セカンダリ油圧と共にプライマリ油圧を同位相で同時に加振する例としても良い。また、ライン圧を加振することで、セカンダリ油圧と共にプライマリ油圧を同位相で加振する例としても良い。

　実施例１では、加振する手段として、指示セカンダリ油圧に適切な振動成分を与える例を示したが、ソレノイド電流値に適切な振動成分を与えるような例であっても良い。

　実施例１では、復帰制御でのトルクリミット制御として、ベルトスリップ制御の終了時点における入力トルクを所定時間だけ保持する例を示した。しかし、例えば、トルクリミット制御として、僅かなトルク上昇を許容するような例としても良い。

　実施例１では、復帰制御での変速比の変化速度の制限制御として、目標プライマリ回転数の変化率に制限を設ける例を示した。しかし、変速比の変化速度の制限制御としては、変速時時定数に制限を設ける例、ベルトスリップ制御の終了時点の変速比を所定時間だけ保持する例、これらの手法を組み合わせる例としても良い。

　実施例２では、ベルトスリップ制御手段として、ベルトスリップ制御中、実セカンダリ油圧を低減させる制御を行うことで、設定された加振振幅により振動する実セカンダリ油圧が、油圧制御系での低減可能最低圧を下回るとき、設定されている加振振幅を、そのときの変速比における下限振幅値を限界として小さな値に変更する例を示した。しかし、油圧制御系での低減可能最低圧に代え、ベルトによる伝達トルク容量を用い、伝達トルク容量が低減可能伝達トルク容量を下回るとき、設定されている加振振幅を、そのときの変速比における下限振幅値を限界として小さな値に変更するような例としても良い。また、実施例２では、小さな値に変更する際、２段階にて変更する例を示したが、３段階以上の多段階にて変更したり、無段階に変更したりするような例としても良い。

　実施例１では、ベルト式無段変速機を搭載したエンジン車両への適用例を示したが、ベルト式無段変速機を搭載したハイブリッド車両やベルト式無段変速機を搭載した電気自動車等に対しても適用することができる。要するに、油圧変速制御を行うベルト式無段変速機を搭載した車両であれば適用できる。

１　エンジン
２　トルクコンバータ
３　前後進切替機構
４　ベルト式無段変速機構
４０　変速機入力軸
４１　変速機出力軸
４２　プライマリプーリ
４３　セカンダリプーリ
４４　ベルト
４５　プライマリ油圧室
４６　セカンダリ油圧室
５　終減速機構
６，６　駆動輪
７　変速油圧コントロールユニット
７０　オイルポンプ
７１　レギュレータ弁
７２　ライン圧ソレノイド
７３　変速制御弁
７４　減圧弁
７５　セカンダリ油圧ソレノイド
７６　サーボリンク
７７　変速指令弁
７８　ステップモータ
８　ＣＶＴコントロールユニット
８０　プライマリ回転センサ
８１　セカンダリ回転センサ
８２　セカンダリ油圧センサ
８３　油温センサ
８４　インヒビタースイッチ
８５　ブレーキスイッチ
８６　アクセル開度センサ
８７　他のセンサ・スイッチ類
８８　エンジンコントロールユニット
９０　基礎油圧計算部
９１　ライン圧制御部
９２　セカンダリ油圧制御部
９３　正弦波加振制御部（加振振幅設定手段）
９４　セカンダリ油圧補正部

Claims

　駆動源から入力するプライマリプーリと、駆動輪へ出力するセカンダリプーリと、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリに掛け渡したベルトと、を有し、
　前記プライマリプーリへのプライマリ油圧と前記セカンダリプーリへのセカンダリ油圧を制御することにより、前記ベルトのプーリ巻き付け径の比による変速比を制御するベルト式無段変速機の制御装置において、
　前記セカンダリ油圧を加振し、実セカンダリ油圧に含まれる振動成分と実変速比に含まれる振動成分との位相差を監視することでベルトスリップ状態を推定し、この推定に基づき所定のベルトスリップ状態を保つように前記実セカンダリ油圧を低減させる制御を行うベルトスリップ制御手段と、
　前記ベルトスリップ制御にてセカンダリ油圧を加振するに際し、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、高変速比のときは低変速比のときに比して小さく設定する加振振幅設定手段と、
　を備えたことを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
　請求項１に記載されたベルト式無段変速機の制御装置において、
　前記加振振幅設定手段は、ベルトスリップ制御にてセカンダリ油圧を加振するに際し、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、変速比が低変速比から高変速比に向かうほど小さな値に設定することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
　請求項１または請求項２に記載されたベルト式無段変速機の制御装置において、
　前記加振振幅設定手段は、セカンダリ油圧の加振に基づく振動成分が実変速比に含まれる加振振幅の限界値であると共に、前記変速比が高変速比側であるほど小さくなる加振振幅限界値の集合を下限振幅値特性としたとき、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、前記下限振幅値特性以上の値に設定することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
　請求項１から請求項３までの何れか１項に記載されたベルト式無段変速機の制御装置において、
　前記加振振幅設定手段は、セカンダリ油圧の加振に基づく変速比振動により生じる車両振動の影響を乗員に及ぼさない加振振幅の限界値を上限振幅値としたとき、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、前記上限振幅値以下の値に設定することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
　請求項３または請求項４に記載されたベルト式無段変速機の制御装置において、
　前記加振振幅設定手段は、前記下限振幅値特性に振幅余裕代を上乗せした特性を上限振幅値特性とし、前記セカンダリ油圧の加振振幅を、前記下限振幅値特性と前記上限振幅値特性と最高変速比による線と前記上限振幅値による線に囲まれる領域の範囲内の値のうち、変速比に応じた値に設定したことを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
　請求項１から請求項５までの何れか１項に記載されたベルト式無段変速機の制御装置において、
　前記加振振幅設定手段は、変速比が高変速比側であるほど小さな加振振幅という関係を持つ加振振幅マップを設定し、
　前記ベルトスリップ制御手段は、ベルトスリップ制御中、変速比情報と前記加振振幅マップに基づき、変速比の変化に追従して加振振幅を設定することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
　請求項６に記載されたベルト式無段変速機の制御装置において、
　前記加振振幅設定手段は、前記加振振幅マップを、前記下限振幅値特性に振幅余裕代を上乗せした上限振幅値特性に設定し、
　前記ベルトスリップ制御手段は、ベルトスリップ制御中、実セカンダリ油圧を低減させる制御を行うことで、設定された加振振幅により振動する実セカンダリ油圧が、油圧制御系での低減可能最低圧を下回るとき、設定されている加振振幅を、そのときの変速比における下限振幅値を限界として小さな値に変更することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
　プライマリプーリおよびセカンダリプーリとベルトとの間のベルトスリップ状態を油圧で制御するベルトスリップ制御を行うベルト式無段変速機の制御方法において、
　前記ベルトスリップ制御は、前記油圧を加振し、実油圧に含まれる振動成分と実変速比に含まれる振動成分との積算値に基づき前記油圧を制御し、
　前記ベルトスリップ制御は、前記油圧を加振するに際し、前記油圧の加振振幅を、高変速比のときは低変速比のときに比して小さく設定することを特徴とするベルト式無段変速機の制御方法。
　請求項８に記載されたベルト式無段変速機の制御方法において、
　前記ベルトスリップ制御は、前記積算値に基づき算出される位相差を監視することでベルトスリップ状態を推定し、この推定に基づき所定のベルトスリップ状態を保つように前記油圧を制御することを特徴とするベルト式無段変速機の制御方法。