WO2011077823A1 - 車両及びその制御方法 - Google Patents

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WO2011077823A1
WO2011077823A1 PCT/JP2010/068677 JP2010068677W WO2011077823A1 WO 2011077823 A1 WO2011077823 A1 WO 2011077823A1 JP 2010068677 W JP2010068677 W JP 2010068677W WO 2011077823 A1 WO2011077823 A1 WO 2011077823A1
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torque
continuously variable
variable transmission
rotation
buffer mechanism
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PCT/JP2010/068677
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Inventor
英之 藤田
Original Assignee
ヤマハ発動機株式会社
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    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
    • F16H61/66272—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
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    • F16H55/02—Toothed members; Worms
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H57/0006—Vibration-damping or noise reducing means specially adapted for gearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H—GEARING
    • F16H9/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members
    • F16H9/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion
    • F16H9/04—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes
    • F16H9/12—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes engaging a pulley built-up out of relatively axially-adjustable parts in which the belt engages the opposite flanges of the pulley directly without interposed belt-supporting members
    • F16H9/16—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes engaging a pulley built-up out of relatively axially-adjustable parts in which the belt engages the opposite flanges of the pulley directly without interposed belt-supporting members using two pulleys, both built-up out of adjustable conical parts
    • F16H9/18—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes engaging a pulley built-up out of relatively axially-adjustable parts in which the belt engages the opposite flanges of the pulley directly without interposed belt-supporting members using two pulleys, both built-up out of adjustable conical parts only one flange of each pulley being adjustable

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle and a control method thereof, and more particularly to control of a vehicle having a belt type continuously variable transmission.
  • the clamping force is increased when it is estimated that the road surface during traveling is a bad road based on a value obtained by integrating the fluctuation of the rotational speed of the drive wheel. Ru.
  • the increase in clamping force is continued, which may lower the torque transmission efficiency of the continuously variable transmission. .
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and has as its main object to provide a vehicle capable of suppressing slip of a belt of a continuously variable transmission in a timely manner and a control method thereof.
  • a vehicle includes an engine, a continuously variable transmission to which torque is transmitted from the engine, a control device, a drive wheel to which torque is transmitted from the continuously variable transmission, and And a torque buffer mechanism provided in a torque transmission path between the continuously variable transmission and the drive wheel.
  • the continuously variable transmission includes a fixed sheave, a movable sheave displaceably facing the fixed sheave, and an actuator for moving the movable sheave.
  • the control device drives the actuator to control a clamping force which is a force by which the fixed sheave and the movable sheave sandwich the belt.
  • the torque buffer mechanism delays the timing at which torque fluctuations occurring in one of the upstream torque transmission member located upstream of the torque buffer mechanism and the downstream torque transmission member located downstream are transmitted to the other.
  • the control device includes a state information acquisition unit that acquires information representing a state of the torque buffer mechanism, and a clamp force change processing unit that changes the clamp force based on the state of the torque buffer mechanism.
  • an engine a continuously variable transmission to which torque is transmitted from the engine, a control device, a drive wheel to which torque is transmitted from the continuously variable transmission, and the continuously variable unit.
  • the continuously variable transmission includes a fixed sheave, a movable sheave displaceably facing the fixed sheave, and an actuator for moving the movable sheave.
  • the control device drives the actuator to control a clamping force which is a force by which the fixed sheave and the movable sheave sandwich the belt.
  • the torque buffer mechanism delays the timing at which torque fluctuations occurring in one of the upstream torque transmission member located upstream of the torque buffer mechanism and the downstream torque transmission member located downstream are transmitted to the other.
  • information representing the state of the torque buffer mechanism is acquired, and the clamp force is changed based on the state of the torque buffer mechanism.
  • the vehicle is a straddle-type vehicle or the like.
  • a straddle-type vehicle is a vehicle in which a user sits on a seat, and is, for example, a motorcycle (including a scooter), a four-wheeled buggy, a snowmobile, or the like. Further, the vehicle may be a four-wheeled vehicle in which a plurality of users sit side by side in the vehicle width direction.
  • the torque buffer mechanism delays the timing at which the torque fluctuation generated in the drive wheel is transmitted to the continuously variable transmission, so that the clamping force is increased until the torque fluctuation is transmitted to the continuously variable transmission. It is possible. Further, since occurrence of torque fluctuation in the drive wheel is detected from the state of the torque buffer mechanism, it is possible to increase or decrease the clamping force in accordance with the timing at which each torque fluctuation is transmitted to the continuously variable transmission. For example, it is possible to suppress the slip of the belt by increasing the clamping force of each set of the fixed sheave and the movable sheave at the timing when the torque fluctuation is transmitted to the continuously variable transmission.
  • FIG. 1 is a side view of a vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic view of a torque transmission path and a hydraulic circuit included in the vehicle. It is the schematic of the cam damper contained in the same vehicle. It is a figure explaining the torque fluctuation which conveys the torque transmission path contained in the vehicles. It is a functional block diagram of the control part contained in the vehicle. It is a flowchart showing the operation example of the control part contained in the same vehicle. It is a figure explaining the modification of the vehicle. It is a figure explaining the timing of the clamp force change process performed with the same vehicle.
  • FIG. 1 is a side view of a motorcycle 1 as a vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • a front fork 4 which extends diagonally downward to the front and which is rotatably supported is disposed.
  • a front wheel 2 as a driven wheel is rotatably supported at the lower end portion of the front fork 4.
  • a steering bar 6 extending in the left and right direction is attached.
  • An accelerator grip (not shown) operated by a passenger is disposed at the right end of the steering bar 6.
  • An engine 20 is disposed at a rear lower portion of the motorcycle 1.
  • the engine 20 has a cylinder body 21 and a crankcase 23. The rotation of the engine 20 is decelerated by the continuously variable transmission 30 and transmitted to the rear wheel 3 as a drive wheel. Further, above the engine 20, a control device 10 for controlling the engine 20 and the continuously variable transmission 30 is disposed.
  • FIG. 2 is a schematic view of a torque transmission path and a hydraulic circuit 50 included in the motorcycle 1.
  • a clutch 61, a continuously variable transmission 30, and a cam damper 9 as a torque buffer mechanism are provided in a torque transmission path from the engine 20 to the rear wheel 3.
  • An intake pipe 24 and an exhaust pipe 27 are connected to the cylinder body 21 of the engine 20.
  • the intake pipe 24 is provided with a fuel supply device 26 for transferring fuel from a fuel tank (not shown) into the cylinder body 21.
  • the fuel supply device 26 may be an electronically controlled fuel injection device controlled by the control device 10 or a carburetor.
  • a throttle body 25 is connected to the intake pipe 24.
  • a throttle valve 25 a is disposed in the throttle body 25 to adjust the amount of air flowing into the intake pipe 24.
  • the throttle valve 25 a may be an electronically controlled valve controlled by the control device 10 or a valve connected by wire to an accelerator grip of the steering bar 6.
  • a crankshaft 23 a is connected to the piston 21 a disposed in the cylinder body 21. When the piston 21a reciprocates due to the combustion of the fuel, the crankshaft 23a is rotated, whereby the engine 20 outputs a torque.
  • the clutch 61 is provided between the engine 20 and the continuously variable transmission 30, that is, upstream of the continuously variable transmission 30 in the torque transmission path.
  • the clutch 61 transmits the torque output from the engine 20 to the continuously variable transmission 30 or suppresses the transmission of the torque to the continuously variable transmission 30.
  • the clutch 61 is a centrifugal clutch that is automatically connected or disconnected according to the rotational speed of the engine 20.
  • the clutch 61 has a drive member 61 a that rotates integrally with the crankshaft 23 a and a driven member 61 c that rotates integrally with the primary shaft 36 provided in the continuously variable transmission 30.
  • the driving member 61a moves in the radial direction by centrifugal force and contacts the driven member 61c.
  • the driven member 61 c rotates integrally with the drive member 61 a by the frictional force with the drive member 61 a, whereby torque of the engine 20 is transmitted to the primary shaft 36 via the clutch 61.
  • the continuously variable transmission 30 is a belt type continuously variable transmission, and includes a first pulley (primary pulley) 31 that rotates integrally with the primary shaft 36, and a second pulley (secondary pulley that rotates integrally with the secondary shaft 34). And a pulley 32). Further, the continuously variable transmission 30 has an annular belt 33 wound around the first pulley 31 and the second pulley 32 and transmitting the rotation of the first pulley 31 to the second pulley 32.
  • the belt 33 is, for example, a metal belt or a resin belt.
  • the first pulley 31 has a first movable sheave (primary sliding sheave) 31a provided movably in the axial direction of the primary shaft 36, and a first fixed sheave (primary fixed sheave) axially facing the first movable sheave 31a. And 31b).
  • the second pulley 32 is also provided with a second movable sheave (secondary sliding sheave) 32a movably provided in the axial direction of the secondary shaft 34, and a second fixed sheave (secondary fixed sheave) axially facing the second movable sheave 32a. And 32b).
  • the reduction ratio of the continuously variable transmission 30 changes as the distance between the first movable sheave 31a and the first fixed sheave 31b and the distance between the second movable sheave 32a and the second fixed sheave 32b change.
  • the reduction ratio when the first movable sheave 31a is closest to the first fixed sheave 31b and the second movable sheave 32a is most separated from the second fixed sheave 32b is the top (minimum reduction ratio).
  • the reduction ratio when the first movable sheave 31a is most separated from the first fixed sheave 31b and the second movable sheave 32a most approaches the second fixed sheave 32b is low (maximum reduction ratio).
  • the reduction ratio of continuously variable transmission 30 changes between top and low.
  • the continuously variable transmission 30 is a continuously variable transmission whose reduction ratio is controlled by oil pressure.
  • the first pulley 31 is provided with a first oil chamber (primary oil chamber) 51 to which hydraulic oil is supplied from the second oil passage 59 b, and the first movable sheave 31 a is a hydraulic pressure in the first oil chamber 51. Move in the axial direction according to. That is, the first pulley 31 is provided with a hydraulic first actuator 51 a that generates a clamping force (first clamping force) that causes the first movable sheave 31 a and the first fixed sheave 31 b to sandwich the belt 33.
  • the second pulley 32 is provided with a second oil chamber (secondary oil chamber) 52 to which the hydraulic oil is supplied from the first oil passage 59 a, and the second movable sheave 32 a is disposed in the second oil chamber 52. It moves in the axial direction according to the oil pressure of. That is, the second pulley 32 is provided with a hydraulic second actuator 52 a that generates a clamping force (second clamping force) that causes the second movable sheave 32 a and the second fixed sheave 32 b to sandwich the belt 33.
  • second oil chamber secondary oil chamber
  • the cam damper 9 is provided between the continuously variable transmission 30 and the rear wheel 3, that is, downstream of the continuously variable transmission 30 in the torque transmission path.
  • the rotation transmitted from the first pulley 31 to the second pulley 32 of the continuously variable transmission 30 via the belt 33 is transmitted from the secondary shaft 34 to the axle of the rear wheel 3 via the cam damper 9.
  • the cam damper 9 is an example of a torque buffer mechanism, and delays the timing at which the torque fluctuation generated in one of the upstream and the downstream of the cam damper 9 is transmitted to the other.
  • the rear wheel 3 When the motorcycle 1 travels on a rough road, climbs over a step, the rear wheel 3 is locked, etc., the rear wheel 3 may have a sudden torque fluctuation in which the angular acceleration becomes negative. Such torque fluctuation is called back torque, and it is difficult to predict occurrence.
  • the back torque generated on the rear wheel 3 is transmitted to the continuously variable transmission 30 via the cam damper 9. At this time, the back torque is blunted by the cam damper 9 and the timing of being transmitted to the continuously variable transmission 30 is delayed.
  • the cam damper 9 includes a first shaft mounting member 92 mounted on the intermediate shaft 37, a second shaft mounting member 94, and a second shaft mounting member 94 as a first shaft. And an elastic member 96, such as a spring, which is pushed toward the mounting member 92.
  • the first bearing member 92 is rotatably attached to the intermediate shaft 37.
  • the first shaft mounting member 92 is provided with a driven gear 92b, and this driven gear 92b meshes with a drive gear 34b provided on a secondary shaft 34 extending from the continuously variable transmission 30. Therefore, the first shaft mounting member 92 rotates integrally with the secondary shaft 34 as the upstream torque transmission member.
  • the second shaft mounting member 94 is splined to the intermediate shaft 37, is axially movable, and is circumferentially fixed. For this reason, the second shaft mounting member 94 rotates integrally with the intermediate shaft 37 as a downstream torque transmission member.
  • a drive shaft 38 linked with the intermediate shaft 37 via a bevel gear and an axle 39 of the rear wheel 3 linked with the drive shaft 38 via a bevel gear are also examples of the downstream torque transmission member.
  • a recess 92 a opened toward the second shaft mounting member 94 is provided on the side of the first shaft mounting member 92 facing the second shaft mounting member 94.
  • cam surfaces 92c having different depths are formed in accordance with the position in the circumferential direction. Specifically, the cam surface 92c extends in the circumferential direction, and the depth increases toward the center in the circumferential direction.
  • a convex portion 94c that protrudes toward the first shaft mounting member 92 is provided on the side of the second shaft mounting member 94 that faces the first shaft mounting member 92.
  • the convex portion 94 c has a hemispherical tip, and is inserted into a concave portion 92 a provided in the first shaft mounting member 92 and pressed against the cam surface 92 c by the elastic member 96.
  • the cam surface 92 c of the first shaft mounting member 92 pushes the convex portion 94 c of the second shaft mounting member 94 in the circumferential direction.
  • the mounting member 94 also rotates.
  • the torque output from the continuously variable transmission 30 is transmitted to the rear wheel 3 via the secondary shaft 34, the cam damper 9, the intermediate shaft 37, the drive shaft 38 and the axle 39.
  • the circumferential position of the convex portion 94c in the concave portion 92a is a force that the cam surface 92c pushes the convex portion 94c in the axial direction, and a force that the elastic member 96 pushes the second axially mounted member 94. Is automatically determined at the position where it is balanced.
  • the force with which the cam surface 92 c pushes the convex portion 94 c corresponds to the magnitude relationship between the torque of the secondary shaft 34 and the torque of the intermediate shaft 37.
  • the axial position of the second axially mounted member 94 having the convex portion 94 c is automatically determined. That is, the second shaft mounting member 94 is a displacement member axially displaced in accordance with the relationship between the torque of the secondary shaft 34 and the torque of the intermediate shaft 37.
  • the back torque input from the rear wheel 3 and transmitted to the cam damper 9 via the axle 39, the drive shaft 38 and the intermediate shaft 37 is blunted by the action of the elastic member 96 included in the cam damper 9, and is positioned upstream therefrom
  • the timing of transmission to the continuously variable transmission 30 is delayed.
  • the back torque input to the rear wheel 3 is a rectangular shape that rises sharply, but the back torque transmitted to the continuously variable transmission 30 is included in the cam damper 9. Due to the function of the elastic member 96, the wave shape gradually rises.
  • the motorcycle 1 is provided with a brake device 100 that brakes the rear wheel 3.
  • the brake system 100 includes a rear wheel rotation sensor 101 disposed in the vicinity of an axle of the rear wheel 3.
  • the rear wheel rotation sensor 101 is a rotation detection unit that outputs a pulse signal of a frequency according to the rotation speed of the rear wheel 3.
  • the brake device 100 implements brake control such as antilock brake system (ABS) control using the rotational speed of the rear wheel 3 calculated based on the pulse signal from the rear wheel rotation sensor 101.
  • ABS antilock brake system
  • the hydraulic circuit 50 shown in FIG. 2 is a circuit that generates hydraulic pressure in the first oil chamber 51 and the second oil chamber 52 in accordance with the electrical signal input from the transmission control device 14.
  • the hydraulic circuit 50 has a transmission control valve 55 and a clamp force control valve 56.
  • the shift control valve 55 includes a solenoid valve that operates according to the current supplied from the shift control device 14 and a pressure reducing valve that operates according to the signal pressure output from the solenoid valve.
  • the clamp force control valve 56 also includes a solenoid valve that operates in response to the current supplied from the transmission control device 14 and a relief valve that operates in response to the signal pressure output by the solenoid valve.
  • the oil pump 58 is provided to interlock with the rotation of the engine 20, and sucks in the hydraulic oil accumulated in the oil sump 57 and supplies it to the first oil passage 59a.
  • the first oil passage 59a is connected to the second oil chamber 52 and to the clamp force control valve 56 via an oil passage 59c.
  • the clamp force control valve 56 is connected to an oil passage 59 d connected to a lubrication passage for lubricating each part of the engine 20 and a lubrication passage adjustment valve 71 for adjusting the oil pressure of the lubrication passage.
  • the clamp force control valve 56 introduces hydraulic fluid from the first oil passage 59a.
  • the clamp force control valve 56 adjusts the amount of hydraulic fluid discharged to the oil passage 59 d so that the oil pressure (line pressure) of the first oil passage 59 a and the oil pressure of the second oil chamber 52 can be controlled by the shift control device 14. It operates so that it becomes oil pressure according to the electric current input from.
  • the shift control valve 55 is connected to the first oil passage 59a via the oil passage 59e, and is connected to the first oil chamber 51 via the second oil passage 59b. Further, a discharge path 59 f is connected to the transmission control valve 55.
  • the shift control valve 55 causes the first oil chamber 51 to generate an oil pressure corresponding to the current input from the shift control device 14. That is, the shift control valve 55 supplies the hydraulic oil introduced from the first oil passage 59a via the oil passage 59e to the second oil passage 59b, and discharges the hydraulic oil of the second oil passage 59b to the discharge passage 59f. As a result, the hydraulic pressure of the first oil chamber 51 is operated to be the hydraulic pressure corresponding to the current input from the shift control device 14.
  • the throttle body 25 is provided with a throttle sensor 25b for detecting the throttle opening.
  • the throttle sensor 25b is constituted by, for example, a potentiometer, and outputs an electrical signal according to the throttle opening degree.
  • the engine 20 is provided with an engine rotational speed sensor 23b that outputs a pulse signal of a frequency according to the rotational speed of the crankshaft 23a.
  • a primary rotation speed sensor 36a that outputs a pulse signal of a frequency according to the rotation speed of the primary shaft 36, and a secondary rotation speed that outputs a pulse signal of a frequency according to the rotation speed of the secondary shaft 34
  • a sensor 34a is provided.
  • a rear wheel rotation sensor 3a as a rotation detection unit is provided which outputs a pulse signal of a frequency according to the rotational speed of the rear wheel 3.
  • the engine rotation speed sensor 23b, the primary rotation speed sensor 36a, the secondary rotation speed sensor 34a, and the rear wheel rotation sensor 3a are constituted by, for example, rotation sensors including an electromagnetic pickup and a magnetic resistance element.
  • the first oil passage 59a is provided with a hydraulic pressure sensor 81 including a diaphragm or a piezo element and outputting an electric signal according to the hydraulic pressure of the first oil passage 59a.
  • the second oil passage 59b is provided with a hydraulic pressure sensor 82 that includes a diaphragm and a piezo element, and outputs an electric signal according to the hydraulic pressure of the second oil passage 59b.
  • the control device 10 has a transmission control device 14 and valve drive circuits 13 and 15.
  • the shift control device 14 includes a storage unit 49 configured by a random access memory (RAM) and a read only memory (ROM), and a control unit 40 that includes a microprocessor and executes a program stored in advance in the storage unit 49. Have.
  • RAM random access memory
  • ROM read only memory
  • control unit 40 that includes a microprocessor and executes a program stored in advance in the storage unit 49.
  • maps and threshold values used in the processing executed by the control unit 40 are stored in advance.
  • Output signals from the engine rotation speed sensor 23 b, the primary rotation speed sensor 36 a, the secondary rotation speed sensor 34 a, and the rear wheel rotation sensor 3 a are input to the control unit 40. Based on these output signals, control unit 40 controls the engine rotation speed, the rotation speed of primary shaft 36 (hereinafter, primary rotation speed), the rotation speed of secondary shaft 34 (hereinafter, secondary rotation speed), and the rear wheel The rotation speed of 3 is calculated. The control unit 40 also calculates the rotational speed of the intermediate shaft 37 by multiplying the rotational speed of the rear wheel 3 by the gear ratio between the intermediate shaft 37 and the axle 39. Note that the rotational speed of the rear wheel 3 calculated based on the pulse signal from the rear wheel rotation sensor 101 included in the brake device 100 may be used to calculate the rotational speed of the intermediate shaft 37.
  • output signals from the hydraulic pressure sensors 81 and 82 and the throttle sensor 25 b are also input to the control unit 40.
  • the control unit 40 detects the hydraulic pressure of the first oil chamber 51 (hereinafter, primary pressure), the hydraulic pressure of the second oil chamber 52 (hereinafter, secondary pressure), and the throttle opening based on these output signals. .
  • the control unit 40 controls the continuously variable transmission 30 by operating the shift control valve 55 and the clamp force control valve 56 based on the information. The control by the control unit 40 will be described in detail later.
  • Each sensor is connected to the control unit 40 via an interface circuit (not shown) including an A / D converter and the like, and an output signal from each sensor can be processed by the control unit 40 in the interface circuit. Converted to
  • the valve drive circuit 13 operates the transmission control valve 55 by supplying a current corresponding to the signal input from the control unit 40 to the solenoid valve that constitutes the transmission control valve 55. Also, the valve drive circuit 15 operates the clamp force control valve 56 by supplying a current corresponding to the signal input from the control unit 40 to the solenoid valve that constitutes the clamp force control valve 56.
  • the control device 10 also includes an engine control device 12 connected via a bus. Output signals from the throttle sensor 25b, the engine rotational speed sensor 23b, and the like are also input to the engine control device 12 via a signal line (not shown).
  • the engine control device 12 controls, for example, the ignition timing by the spark plug 29 and the injection amount of fuel by the fuel supply device 26 based on these output signals.
  • FIG. 5 is a block diagram showing the function of the control unit 40 of the transmission control device 14.
  • the control unit 40 includes a speed reduction ratio control unit 41 and a clamp force control unit 42 as its function.
  • the reduction ratio control unit 41 changes the clamping force of the first pulley 31 with respect to the clamping force of the second pulley 32 by operating the transmission control valve 55, thereby controlling the reduction ratio.
  • the clamp force control unit 42 operates the clamp force control valve 56 to generate an oil pressure that does not cause the belt 33 to slip in the first oil passage 59 a and the second oil chamber 52.
  • the control unit 40 also includes an actual reduction ratio calculation unit 43, a secondary clamping force calculation unit 44, and a state information acquisition unit 46 as its functions.
  • the actual reduction ratio calculation unit 43 calculates the reduction ratio of the continuously variable transmission 30.
  • the actual reduction ratio calculation unit 43 calculates the reduction ratio of the continuously variable transmission 30 based on the secondary rotation speed (hereinafter, secondary rotation speed Sspd) and the primary rotation speed (hereinafter, actual primary rotation speed Pspd).
  • the secondary clamping force calculation unit 44 calculates the clamping force of the second pulley 32 (hereinafter, secondary clamping force Fs).
  • the secondary clamping force Fs includes a clamping force generated according to the secondary pressure and a clamping force generated by the centrifugal force of the hydraulic fluid in the second oil chamber 52. Therefore, for example, the secondary clamping force calculation unit 44 calculates the secondary clamping force Fs based on the hydraulic pressure (hereinafter, actual secondary pressure Ps) detected by the hydraulic pressure sensor 81 and the secondary rotation speed Sspd.
  • the state information acquisition unit 46 determines whether or not the back torque is input to the rear wheel 3. The determination method of back torque generation will be described in detail later. When it is determined that the back torque is input to the rear wheel 3, the clamp force control unit 42 executes clamp force change processing described later.
  • the clamp force control unit 42 performs normal processing based on the torque (hereinafter, engine torque T) output by the engine 20 and the reduction ratio (hereinafter, actual reduction ratio Rt) calculated by the actual reduction ratio calculation unit 43.
  • the hydraulic pressure of the first oil passage 59a and the hydraulic pressure of the second oil chamber 52 are controlled.
  • the processing of the clamp force control unit 42 is performed, for example, as follows.
  • the clamp force control unit 42 calculates the engine torque T based on the throttle opening (hereinafter, throttle opening Th) and the engine rotation speed (hereinafter, engine rotation speed Espd). Then, the clamping force control unit 42 calculates the clamping force (hereinafter, target secondary clamping force Fs-tg) of the target second pulley 32 based on the engine torque T and the actual reduction ratio Rt. For example, the clamp force control unit 42 calculates a target secondary clamp force Fs-tg corresponding to the engine torque T and the actual reduction ratio Rt with reference to the map and the relational expression stored in the storage unit 49. The clamping force control unit 42 calculates a target secondary pressure Ps-tg based on the target secondary clamping force Fs-tg calculated in this manner.
  • target secondary clamping force Fs-tg the clamping force
  • the clamp force control unit 42 supplies a current from the valve drive circuit 15 to the solenoid that configures the clamp force control valve 56 such that the actual secondary pressure Ps becomes the target secondary pressure Ps-tg.
  • the clamp force control unit 42 repeatedly executes the above process at a predetermined cycle after the shift control device 14 is activated. As a result, the secondary pressure and the hydraulic pressure of the first oil passage 59a gradually change in accordance with the changes in the throttle opening Th and the actual reduction ratio Rt.
  • the reduction ratio control unit 41 sets a target reduction ratio (hereinafter, target reduction ratio Rt-tg) based on operating conditions such as the throttle opening Th and the secondary rotation speed Sspd, and The speed reduction ratio is controlled so that the speed reduction ratio Rt becomes equal to the target speed reduction ratio Rt-tg.
  • target reduction ratio Rt-tg target reduction ratio
  • the reduction ratio control unit 41 includes a target reduction ratio calculation unit 41a, a target primary pressure calculation unit 41b, and a valve actuation processing unit 41c.
  • the target reduction ratio calculation unit 41a calculates a target reduction ratio Rt-tg based on the throttle opening Th, the secondary rotation speed Sspd, and the vehicle speed (hereinafter, the vehicle speed V) obtained from the rotation speed of the rear wheel 3.
  • the target reduction ratio calculation unit 41a refers to a map (hereinafter referred to as a shift control map) that relates the throttle opening degree and the vehicle speed to the primary rotational speed and a relational expression.
  • the rotational speed Pspd-tg is calculated. Thereafter, the target reduction ratio calculation unit 41a calculates a target reduction ratio Rt-tg by dividing the target primary rotation speed Pspd-tg by the secondary rotation speed Sspd.
  • the target primary pressure calculation unit 41b calculates a target primary pressure (hereinafter, target primary pressure Pp-tg) based on the actual reduction ratio Rt and the target reduction ratio Rt-tg. This process of the target primary pressure calculation unit 41b is performed, for example, as follows.
  • the target primary pressure calculation unit 41b first calculates the speed at which the reduction ratio should be changed (hereinafter, the shift speed Drt) based on the difference between the actual reduction ratio Rt and the target reduction ratio Rt-tg.
  • the target primary pressure calculation unit 41b is calculated by the actual reduction ratio calculation unit 43 with reference to a map (hereinafter referred to as a shift speed map) or a relational expression that associates the difference between the actual reduction ratio and the target reduction ratio with the shift speed.
  • a shift speed Drt corresponding to the difference between the actual reduction gear ratio Rt and the target reduction gear ratio Rt-tg calculated by the target reduction gear ratio calculator 41a is calculated.
  • target primary pressure calculation unit 41b adds or subtracts a force corresponding to the transmission speed Drt to or from the clamp force of the first pulley 31 necessary to maintain the current reduction ratio.
  • a value is set as a target clamping force of the first pulley 31 (hereinafter, target primary clamping force Fp-tg).
  • the target primary pressure calculation unit 41b calculates a target primary clamping force Fp-tg according to the following equation (1).
  • Fp ⁇ tg Fpk ⁇ Drt / k ⁇ Pspd ⁇ (1)
  • Fpk is a clamping force of the first pulley 31 necessary to maintain the current reduction ratio.
  • Fpk is, for example, the product (Fs ⁇ Rf) of the ratio of the clamping force of the second pulley 32 to the clamping force of the first pulley 31 (hereinafter, thrust ratio Rf).
  • the target primary pressure calculation unit 41 b calculates the thrust ratio Rf corresponding to the actual reduction ratio Rt calculated by the actual reduction ratio calculation unit 43 with reference to the map and the relational expression.
  • the target primary pressure calculating unit 41b calculates a target primary clamping force Fp-tg based on the thrust ratio Rf and the secondary clamping force Fs that is the clamping force calculated by the secondary clamping force calculating unit 44.
  • k is a coefficient determined according to the reduction gear ratio and the primary rotational speed
  • the target primary pressure calculation unit 41b refers to the map and corresponds to the actual reduction gear ratio Rt and the actual primary rotational speed Pspd. Calculate the coefficient k.
  • Pspd is an actual primary rotation speed detected by the primary rotation speed sensor 36a, as described above.
  • the target primary pressure calculation unit 41b calculates a target primary pressure Pp-tg based on the target primary clamping force Fp-tg calculated in this manner. For example, since the clamping force of the first pulley 31 also includes the centrifugal force generated by the rotation of the hydraulic fluid in the first oil chamber 51, the target primary pressure calculating unit 41b determines the actual primary rotational speed Pspd and the first pulley The target primary pressure Pp-tg is calculated based on the pressure receiving area 31 (the area of the portion receiving the hydraulic pressure of the first movable sheave 31a).
  • the valve actuation processing unit 41 c controls the shift control valve 55 from the valve drive circuit 13 so that the hydraulic pressure of the first oil chamber 51 detected by the hydraulic pressure sensor 82 (hereinafter, the actual primary pressure Pp) becomes the target primary pressure Pp-tg. Control the current supplied to the Specifically, the valve actuation processing unit 41c calculates a command value based on the difference between the target primary pressure Pp-tg and the actual primary pressure Pp, and outputs the command value to the valve drive circuit 13. The valve drive circuit 13 supplies a current of a value corresponding to the command value to the transmission control valve 55. As a result of this processing of the valve actuation processing unit 41c, the difference between the target primary pressure Pp-tg and the actual primary pressure Pp is eliminated, and the actual reduction ratio Rt approaches the target reduction ratio Rt-tg.
  • the target primary pressure calculation unit 41b repeatedly executes the above-described processing, and sequentially updates the target primary pressure Pp-tg. That is, every time the actual reduction ratio Rt changes toward the target reduction ratio Rt-tg, the target primary pressure calculation unit 41b determines, based on the difference between the changed actual reduction ratio Rt and the target reduction ratio Rt-tg, A new target primary pressure Pp-tg is calculated.
  • the valve actuation processing unit 41 c outputs a command value calculated based on the difference between the newly calculated target primary pressure Pp-tg and the actual primary pressure Pp to the valve drive circuit 13. As a result, the actual reduction gear ratio Rt becomes closer to the target reduction gear ratio Rt-tg.
  • the target primary pressure calculation unit 41b calculates, as a target primary pressure Pp-tg, a hydraulic pressure corresponding to the clamp force Fpk of the first pulley 31 necessary to maintain the reduction ratio. As a result, the actual reduction gear ratio Rt is maintained at the target reduction gear ratio Rt-tg.
  • FIG. 6 is a flowchart showing an example of processing executed by the control unit 40.
  • the state information acquisition unit 46 acquires information representing the state of the cam damper 9, and determines whether or not the back torque is input to the rear wheel 3 (S1).
  • whether or not the back torque is input to the rear wheel 3 depends on the rotational speed of the secondary shaft 34 and the rotational speed of the intermediate shaft 37 shown in FIG. It is judged whether or not the difference of That is, when the back torque is input to the rear wheel 3, in the cam damper 9, the circumferential position of the convex portion 94 c of the second shaft mounting member 94 inserted into the concave portion 92 a of the first shaft mounting member 92 shifts. There is a difference between the rotational speed of the secondary shaft 34 and the rotational speed of the intermediate shaft 37.
  • whether or not the back torque is input to the rear wheel 3 depends on the rotation of the secondary shaft 34 and the rotation of the intermediate shaft 37 shown in FIG. It is judged by whether or not the phase difference of. That is, when the back torque is input to the rear wheel 3, in the cam damper 9, the circumferential position of the convex portion 94 c of the second shaft mounting member 94 inserted into the concave portion 92 a of the first shaft mounting member 92 shifts. There is a phase difference between the rotation of the secondary shaft 34 and the rotation of the intermediate shaft 37.
  • the back torque is input to the rear wheel 3 when a phase difference greater than or equal to a predetermined value occurs between the rotation of the secondary shaft 34 and the rotation of the intermediate shaft 37. Specifically, when the phase of rotation of the intermediate shaft 37 lags the phase of rotation of the secondary shaft 34, it is determined that the back torque is input to the rear wheel 3. Further, such a phase difference is detected by monitoring the deviation between the pulse signal from the secondary rotation speed sensor 34a shown in FIG. 2 and the pulse signal from the rear wheel rotation sensor 3a.
  • whether or not the back torque is input to the rear wheel 3 is determined in the axial direction by the second shaft member 94 included in the cam damper 9 shown in FIG. 3 described above. It is determined depending on whether or not the displacement has occurred. That is, when the back torque is input to the rear wheel 3, in the cam damper 9, the cam surface 92 c pushes the convex portion 94 c in the axial direction, and the elastic member 96 pushes the second axially mounted member 94 in the axial direction.
  • the second shaft mounting member 94 is axially displaced. Therefore, as shown in FIG.
  • a displacement sensor 99 for detecting the axial position of the second bearing member 94 is provided, and based on the axial displacement of the second bearing member 94, It is determined whether or not the back torque is input to the rear wheel 3. Specifically, when the second shaft mounting member 94 is displaced in the direction away from the first shaft mounting member 92, that is, when the second shaft mounting member 94 is displaced in the direction opposite to the pressing direction by the elastic member 96, It is determined that the back torque is input to the rear wheel 3.
  • the clamp force change processing unit 42i of the clamp force control unit 42 increases the clamp force of the second pulley 32 when it is determined that the back torque is input to the rear wheel 3 (S1: YES).
  • the process is started (S2). Thereafter, when a predetermined time has elapsed since the start of the clamp force change processing (S3: YES), the clamp force change processing unit 42i ends the clamp force change processing (S4).
  • the clamp force change processing unit 42i corrects the target secondary pressure Ps-tg by adding a positive value to the target secondary pressure Ps-tg calculated as in the above-described normal processing (hereinafter, the corrected target secondary) Pressure Ps-tg #). Then, the clamp force control unit 42 supplies a current from the valve drive circuit 15 to the solenoid of the clamp force control valve 56 such that the actual secondary pressure Ps becomes the corrected target secondary pressure Ps-tg #. As a result, the clamping force of the second pulley 32 is increased as compared with the normal processing. In the present embodiment, a positive value is added to the target secondary pressure Ps-tg.
  • the present invention is not limited to this, and a positive value may be added to the target secondary clamping force Fs-tg.
  • the target primary pressure calculation unit 41b determines the target primary clamp force Fp-tg and the target primary based on the secondary clamp force Fs calculated by the secondary clamp force calculation unit 44.
  • the pressure Pp-tg is calculated. For this reason, as the clamping force of the second pulley 32 increases, the clamping force of the first pulley 31 also increases from the time of the above-described normal processing. Thus, the clamping force is increased at both the first pulley 31 and the second pulley 32, so that the slip of the belt 33 is suppressed.
  • the clamp force change processing unit 42i increases the clamp force of the first pulley 31 and the second pulley 32 so that the torque capacity of the continuously variable transmission 30 satisfies the predetermined condition.
  • the torque capacity of the continuously variable transmission 30 means the maximum value of the torque that can be transmitted by the continuously variable transmission 30, and when a torque exceeding this is applied, the belt 33 slips.
  • the torque capacity of the continuously variable transmission 30 and the clamping force of the first pulley 31 and the second pulley 32 have a linear relationship, and this relationship is determined in advance.
  • the clamp force change processing unit 42i uses a value such that the torque capacity of the continuously variable transmission 30 satisfies a predetermined condition as a value to be added to the target secondary pressure Ps-tg.
  • the value to be added to the target secondary pressure Ps-tg may be a predetermined invariant value, or may be determined each time the condition that the torque capacity of continuously variable transmission 30 should satisfy changes. You may
  • the clamp force change processing unit 42i increases the clamp force of the first pulley 31 and the second pulley 32 so that the torque capacity of the continuously variable transmission 30 becomes higher than the torque capacity of the clutch 61.
  • the torque capacity of the clutch 61 which is a centrifugal clutch, changes in accordance with the engine rotational speed. Therefore, the clamp force change processing unit 42i adds a value to the target secondary pressure Ps-tg so that the torque capacity of the continuously variable transmission 30 becomes slightly higher than the torque capacity of the clutch 61 estimated from the engine rotational speed. decide. As a result, before the belt 33 of the continuously variable transmission 30 slips, the clutch 61 is disconnected, and it is impossible to transmit any more torque.
  • the clamp force change processing unit 42i may increase the clamp force of the first pulley 31 and the second pulley 32 so that the torque capacity of the continuously variable transmission 30 becomes higher than the torque capacity of the cam damper 9.
  • the torque capacity of the cam damper 9 is a torque when the convex portion 94 c of the second shaft mounting member 94 shown in FIG. 3 escapes from the recess 92 a of the first shaft mounting member 92.
  • the clamping force change processing unit 42i determines a value to be added to the target secondary pressure Ps-tg so that the torque capacity of the continuously variable transmission 30 becomes higher than the torque capacity of the cam damper 9.
  • FIG. 8 is a diagram for explaining the timing of clamp force change processing.
  • the back torque input to the rear wheel 3, the back torque transmitted to the continuously variable transmission 30 via the cam damper 9, and the torque capacity of the continuously variable transmission 30 (CVT torque Capacity) is shown.
  • the lower graph in the drawing shows the difference between the rotational speed of the secondary shaft 34 and the rotational speed of the intermediate shaft 37 when the back torque is input to the rear wheel 3.
  • the temporal change in the difference between the rotational speed of the secondary shaft 34 and the rotational speed of the intermediate shaft 37 corresponds to the temporal change in back torque transmitted to the continuously variable transmission 30 via the cam damper 9. It corresponds.
  • the time T1 represents the time from when the magnitude of the back torque transmitted to the continuously variable transmission 30 reaches the torque capacity of the continuously variable transmission 30 during normal processing after the back torque is input to the rear wheel 3 ing.
  • a time T2 represents a time from when the back torque is input to the rear wheel 3 to when it is determined that the back torque is generated.
  • the time T3 represents the time from the start of the clamp force change process to the completion of the increase in torque capacity of the continuously variable transmission 30.
  • the increase in torque capacity of the continuously variable transmission 30 is completed at time T1). Therefore, it is possible to shorten the time (T2) until it is determined that the back torque is generated so that the time (time T3) for completing the increase of the torque capacity of the continuously variable transmission 30 can be secured.
  • the determination value of the back torque is set such that the time T2 is equal to or less than a value obtained by subtracting the time T3 from the time T1.
  • the cam damper 9 is used to delay the timing at which the back torque input to the rear wheel 3 is transmitted to the continuously variable transmission 30, the back torque is transmitted to the continuously variable transmission 30. It is possible to increase the clamping force of the first pulley 31 and the second pulley 32 before it is done. Further, since the input of the back torque is detected by the state of the cam damper 9, the timing at which the back torque is transmitted to the continuously variable transmission 30 is matched. It is possible to increase or decrease the clamping force of the first pulley 31 and the second pulley 32.
  • whether or not the back torque is input to the rear wheel 3 depends on whether the rotation of the secondary shaft 34 and the rotation of the intermediate shaft 37 shown in FIG. It is judged whether or not a phase difference has occurred. According to this, according to this, the positional deviation of the convex portion 94 c of the second shaft mounting member 94 inserted in the concave portion 92 a of the first shaft mounting member 92 is detected in the circumferential direction.
  • whether or not the back torque is input to the rear wheel 3 is determined in the axial direction by the second shaft member 94 included in the cam damper 9 shown in FIG. 3 described above. It is determined depending on whether or not the displacement has occurred. According to this, the axial displacement of the second shaft mounting member 94 is detected.
  • the rotational speed of the intermediate shaft 37 used to determine whether or not the back torque is input to the rear wheel 3 corresponds to the output signal of the rear wheel rotation sensor 3a that detects the rotational speed of the rear wheel 3.
  • the rotational speed of the intermediate shaft 37 is detected by using the rotational speed of the rear wheel 3 determined from the output signal of the rear wheel rotation sensor 3a. There is no need to provide a separate sensor.
  • the rotational speed of the intermediate shaft 37 used to determine whether or not the back torque is input to the rear wheel 3 may be calculated based on the output signal of the rear wheel rotation sensor 101 included in the brake device 100. Since the rear wheel rotation sensor 101 is normally provided in the brake device 100 for realizing the ABS, the rotation speed of the rear wheel 3 determined from the output signal of the rear wheel rotation sensor 101 is used to rotate the intermediate shaft 37. There is no need to separately provide a sensor for detecting the speed.
  • the clamp force change processing unit 42i increases the clamp force of the first pulley 31 and the second pulley 32 so that the torque capacity of the continuously variable transmission 30 becomes higher than the torque capacity of the clutch 61. . According to this, since the clutch 61 is disconnected before the belt 33 of the continuously variable transmission 30 slips, the slip of the belt 33 is suppressed. Further, by setting the torque capacity of the continuously variable transmission 30 slightly higher than the torque capacity of the clutch 61, it is not necessary to excessively increase the clamping force of the first pulley 31 and the second pulley 32.
  • the clamp force change processing unit 42i increases the clamp force of the first pulley 31 and the second pulley 32 so that the torque capacity of the continuously variable transmission 30 becomes higher than the torque capacity of the cam damper 9. . According to this, before the slip of the belt 33 of the continuously variable transmission 30, the convex portion 94c escapes from the recess 92a, so that the slip of the belt 33 is suppressed. Further, by setting the torque capacity of the continuously variable transmission 30 to be higher than the torque capacity of the cam damper 9, the cam damper 9 can be functioned as a fuse when an excessive torque is generated.
  • a clutch 61 formed of a centrifugal clutch is used. According to this, it is possible to achieve simplification and downsizing of the device configuration as compared with the technique of suppressing transmission of the back torque by using an electronically controlled clutch.
  • slippage of the belt 33 of the continuously variable transmission 30 is suppressed in a timely manner, so a mode using a metal belt as the belt 33 is particularly preferable.
  • the first actuator 51a and the second actuator 52b that change the transmission ratio of the continuously variable transmission 30 are hydraulic actuators, but the invention is not limited thereto, and an actuator such as a motor may be applied. Good.
  • the elastic member 96 formed of a coiled spring is used as the cam damper 9
  • the invention is not limited thereto, and a cam damper including a disc spring may be applied.
  • a torque interference mechanism that delays the timing at which the back torque input to the rear wheel 3 is transmitted to the continuously variable transmission 30 by the action of the elastic member, it is not limited to the cam damper.

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Abstract

　無段変速機のベルトの滑りを適時に抑制することが可能な車両及びその制御方法を提供する。　本発明の車両に含まれる制御部４０は、無段変速機の第２プーリと駆動輪との間のトルク伝達経路に設けられるトルク緩衝機構の状態を表す情報を取得する状態情報取得部４６と、トルク緩衝機構の状態に基づいて、無段変速機の第１プーリのクランプ力と第２プーリのクランプ力とを変化させるクランプ力変化処理部４２ｉと、を有する。

Description

車両及びその制御方法
　本発明は、車両及びその制御方法に関し、特には、ベルト式の無段変速機を有する車両の制御に関する。
　従来、鞍乗型車両などの車両に設けられるベルト式の無段変速機には、ベルトを挟むシーブの間隔をアクチュエータで変化させるものがある。ベルト式の無段変速機が設けられた車両では、悪路走行中などに駆動輪に急激なトルク変動が生じると、ベルトがシーブに対して滑るおそれがある。こうしたベルトの滑りは、ベルトやシーブの耐久性の観点から好ましくない。
特開２００３－２６９５９１号公報
　ところで、特許文献１に開示される１の技術では、ベルトの滑りを抑制するため、駆動輪の回転速度が変動した場合に、シーブがベルトを挟む力（以下、クランプ力（clamping force）という。）が増加される。しかしながら、駆動輪の回転速度の変動が検知された後にアクチュエータが駆動されても、クランプ力が増加する前までにトルク変動が無段変速機に伝わってしまうおそれがある。
　また、特許文献１に開示される他の技術では、駆動輪の回転速度の変動分が積算された値に基づいて、走行中の路面が悪路と推定される場合に、クランプ力が増加される。しかしながら、ベルトの滑りが生じない程度の比較的小さなトルク変動が生じている場合であっても、クランプ力の増加が続けられるので、無段変速機のトルク伝達効率が低下してしまうおそれがある。
　本発明は、上記実情に鑑みて為されたものであり、無段変速機のベルトの滑りを適時に抑制することが可能な車両及びその制御方法を提供することを主な目的とする。
　上記課題を解決するため、本発明の車両は、エンジンと、前記エンジンからトルクが伝達される無段変速機と、制御装置と、前記無段変速機からトルクが伝達される駆動輪と、前記無段変速機と前記駆動輪の間のトルク伝達経路に設けられるトルク緩衝機構と、を備える。前記無段変速機は、固定シーブと、前記固定シーブに対して変位可能に対向する可動シーブと、前記可動シーブを移動させるアクチュエータと、を有する。前記制御装置は、前記アクチュエータを駆動して、前記固定シーブと前記可動シーブがベルトを挟む力であるクランプ力を制御する。前記トルク緩衝機構は、該トルク緩衝機構の上流に位置する上流トルク伝達部材と、下流に位置する下流トルク伝達部材との一方に生じるトルク変動が他方に伝達されるタイミングを遅らせる。前記制御装置は、前記トルク緩衝機構の状態を表す情報を取得する状態情報取得部と、前記トルク緩衝機構の状態に基づいて、前記クランプ力を変化させるクランプ力変化処理部と、を有する。
　また、本発明の車両の制御方法は、エンジンと、前記エンジンからトルクが伝達される無段変速機と、制御装置と、前記無段変速機からトルクが伝達される駆動輪と、前記無段変速機と前記駆動輪の間のトルク伝達経路に設けられるトルク緩衝機構と、を備える車両の制御方法である。前記無段変速機は、固定シーブと、前記固定シーブに対して変位可能に対向する可動シーブと、前記可動シーブを移動させるアクチュエータと、を有する。前記制御装置は、前記アクチュエータを駆動して、前記固定シーブと前記可動シーブがベルトを挟む力であるクランプ力を制御する。前記トルク緩衝機構は、該トルク緩衝機構の上流に位置する上流トルク伝達部材と、下流に位置する下流トルク伝達部材との一方に生じるトルク変動が他方に伝達されるタイミングを遅らせる。本発明の車両の制御方法では、前記トルク緩衝機構の状態を表す情報を取得し、前記トルク緩衝機構の状態に基づいて、前記クランプ力を変化させる。
　ここで、前記車両は、鞍乗型車両等である。鞍乗型車両は、ユーザがシートに跨って座る車両であり、例えば、自動二輪車（スクーターを含む）や、四輪バギー、スノーモービル等である。また、前記車両は、複数のユーザが車幅方向に並んで座る四輪車両であってもよい。
　上記本発明によると、駆動輪に生じたトルク変動が無段変速機に伝わるタイミングがトルク緩衝機構によって遅らされるので、トルク変動が無段変速機に伝わるまでにクランプ力を増加させることが可能である。また、駆動輪にトルク変動が生じたことがトルク緩衝機構の状態から検知されるので、各々のトルク変動が無段変速機に伝わるタイミングに対応させてクランプ力を増減させることが可能である。例えば、トルク変動が無段変速機に伝わるタイミングに合わせて、固定シーブと可動シーブの各組のクランプ力を増加させることで、ベルトの滑りを抑制することが可能である。
本発明の一実施形態に係る車両の側面図である。 同車両に含まれるトルク伝達経路および油圧回路の概略図である。 同車両に含まれるカムダンパの概略図である。 同車両に含まれるトルク伝達経路を伝わるトルク変動を説明する図である。 同車両に含まれる制御部の機能ブロック図である。 同車両に含まれる制御部の動作例を表すフローチャートである。 同車両の変形例を説明する図である。 同車両で実行されるクランプ力変化処理のタイミングを説明する図である。
　本発明の車両及びその制御方法の実施形態を、図面を参照しながら説明する。
　図１は、本発明の一実施形態に係る車両としての自動二輪車１の側面図である。自動二輪車１の前部には、前斜め下方に延び、回動可能に支持されたフロントフォーク４が配置されている。フロントフォーク４の下端部には、従動輪としての前輪２が回動可能に支持されている。フロントフォーク４の上端部には、左右に延びるステアリングバー６が取り付けられている。ステアリングバー６の右端部には、搭乗者によって操作されるアクセルグリップ（不図示）が配置されている。自動二輪車１の後下部には、エンジン２０が配置されている。エンジン２０は、シリンダボディ２１と、クランクケース２３とを有している。エンジン２０の回転は、無段変速機３０により減速されて、駆動輪としての後輪３に伝達される。また、エンジン２０の上方には、エンジン２０及び無段変速機３０を制御する制御装置１０が配置されている。
　図２は、自動二輪車１に含まれるトルク伝達経路および油圧回路５０の概略図である。エンジン２０から後輪３に至るトルク伝達経路には、クラッチ６１と、無段変速機３０と、トルク緩衝機構としてのカムダンパ９とが設けられている。
　エンジン２０のシリンダボディ２１には、吸気管２４及び排気管２７が接続されている。吸気管２４には、燃料タンク（不図示）からの燃料をシリンダボディ２１内に送る燃料供給装置２６が設けられている。燃料供給装置２６は、制御装置１０により制御される電子制御式の燃料噴射装置であっても、キャブレタであってもよい。また、吸気管２４には、スロットルボディ２５が接続されている。スロットルボディ２５内には、吸気管２４内に流れ込む空気量を調整するスロットルバルブ２５ａが配置されている。スロットルバルブ２５ａは、制御装置１０により制御される電子制御式のバルブであっても、ステアリングバー６のアクセルグリップにワイヤーで接続されたバルブであってもよい。シリンダボディ２１内に配置されたピストン２１ａには、クランクシャフト２３ａが連結されている。燃料の燃焼によってピストン２１ａが往復動すると、クランクシャフト２３ａが回転し、これにより、エンジン２０からトルクが出力される。
　クラッチ６１は、エンジン２０と無段変速機３０との間、すなわちトルク伝達経路における無段変速機３０の上流に設けられている。クラッチ６１は、エンジン２０から出力されたトルクを無段変速機３０に伝達し、又は、無段変速機３０へのトルクの伝達を抑制する。クラッチ６１は、エンジン２０の回転速度に応じて自動的に接続ないし切断する遠心クラッチである。クラッチ６１は、クランクシャフト２３ａと一体的に回転する駆動部材６１ａと、無段変速機３０に設けられたプライマリ軸３６と一体的に回転する被駆動部材６１ｃとを有している。駆動部材６１ａは、遠心力により半径方向に移動して被駆動部材６１ｃと接触する。被駆動部材６１ｃは、駆動部材６１ａとの間の摩擦力によって駆動部材６１ａと一体的に回転し、これにより、エンジン２０のトルクがクラッチ６１を介してプライマリ軸３６に伝達される。
　無段変速機３０は、ベルト式の無段変速機であり、プライマリ軸３６と一体的に回転する第１プーリ（プライマリプーリ）３１と、セカンダリ軸３４と一体的に回転する第２プーリ（セカンダリプーリ）３２とを有している。また、無段変速機３０は、第１プーリ３１及び第２プーリ３２に巻かれた、第１プーリ３１の回転を第２プーリ３２に伝達する環状のベルト３３を有している。このベルト３３は、例えば、金属ベルト又は樹脂ベルトである。第１プーリ３１は、プライマリ軸３６の軸方向に移動可能に設けられた第１可動シーブ（プライマリスライディングシーブ）３１ａと、この第１可動シーブ３１ａと軸方向に向き合う第１固定シーブ（プライマリフィクストシーブ）３１ｂとを有している。第２プーリ３２も、セカンダリ軸３４の軸方向に移動可能に設けられた第２可動シーブ（セカンダリスライディングシーブ）３２ａと、この第２可動シーブ３２ａと軸方向に向き合う第２固定シーブ（セカンダリフィクストシーブ）３２ｂとを有している。
　第１可動シーブ３１ａと第１固定シーブ３１ｂの間隔と、第２可動シーブ３２ａと第２固定シーブ３２ｂの間隔とがそれぞれ変化することによって、無段変速機３０の減速比が変化する。第１可動シーブ３１ａが第１固定シーブ３１ｂに最も近づき、第２可動シーブ３２ａが第２固定シーブ３２ｂから最も離れるときの減速比が、トップ（最小減速比）である。他方、第１可動シーブ３１ａが第１固定シーブ３１ｂから最も離れ、第２可動シーブ３２ａが第２固定シーブ３２ｂに最も近づくときの減速比が、ロー（最大減速比）である。無段変速機３０の減速比は、トップとローの間で変化する。
　無段変速機３０は、減速比が油圧によって制御される無段変速機である。第１プーリ３１には、第２油路５９ｂから作動油が供給される第１油室（プライマリ油室）５１が設けられており、第１可動シーブ３１ａは、第１油室５１内の油圧に応じて軸方向に移動する。すなわち、第１プーリ３１には、第１可動シーブ３１ａと第１固定シーブ３１ｂとがベルト３３を挟み込むクランプ力（第１クランプ力）を発生させる油圧式の第１アクチュエータ５１ａが設けられている。他方、第２プーリ３２には、第１油路５９ａから作動油が供給される第２油室（セカンダリ油室）５２が設けられており、第２可動シーブ３２ａは、第２油室５２内の油圧に応じて軸方向に移動する。すなわち、第２プーリ３２には、第２可動シーブ３２ａと第２固定シーブ３２ｂとがベルト３３を挟み込むクランプ力（第２クランプ力）を発生させる油圧式の第２アクチュエータ５２ａが設けられている。
　カムダンパ９は、無段変速機３０と後輪３との間、すなわちトルク伝達経路における無段変速機３０の下流に設けられている。無段変速機３０の第１プーリ３１から第２プーリ３２にベルト３３を介して伝達された回転は、セカンダリ軸３４からカムダンパ９を介して後輪３の車軸に伝達される。カムダンパ９は、トルク緩衝機構の一例であり、カムダンパ９の上流および下流の一方に生じたトルク変動が他方に伝達されるタイミングを遅らせる。
　自動二輪車１が悪路を走行する際や、段差を乗り越える際、後輪３がロックした際などにおいて、後輪３には、角加速度が負となる突発的なトルク変動が生じることがある。こうしたトルク変動は、バックトルクと呼ばれており、発生を予測することが困難である。後輪３に生じたバックトルクは、カムダンパ９を介して無段変速機３０に伝達される。このとき、バックトルクはカムダンパ９によって鈍化され、無段変速機３０に伝達されるタイミングが遅らされる。
　具体的には、図３に示されるように、カムダンパ９は、中間軸３７に装着される第１軸装部材９２と、第２軸装部材９４と、第２軸装部材９４を第１軸装部材９２に向けて押すバネ等の弾性部材９６と、を有している。第１軸装部材９２は、中間軸３７に対して回動自在に装着されている。第１軸装部材９２には、従動歯車９２ｂが設けられており、この従動歯車９２ｂは、無段変速機３０から延びるセカンダリ軸３４に設けられた駆動歯車３４ｂと噛み合う。このため、第１軸装部材９２は、上流トルク伝達部材としてのセカンダリ軸３４と一体的に回転する。第２軸装部材９４は、中間軸３７にスプライン結合しており、軸方向に移動可能とされ、周方向に固定されている。このため、第２軸装部材９４は、下流トルク伝達部材としての中間軸３７と一体的に回転する。また、この中間軸３７とベベルギアを介して連動するドライブ軸３８、及び、このドライブ軸３８とベベルギアを介して連動する後輪３の車軸３９も、下流トルク伝達部材の例である。
　第１軸装部材９２のうち、第２軸装部材９４と対向する側には、第２軸装部材９４に向けて開放された凹部９２ａが設けられている。この凹部９２ａの底部には、周方向の位置に応じて深さが異なるカム面９２ｃが形成されている。具体的には、このカム面９２ｃは、周方向に延びており、周方向の中央に向かうに従って深さが増している。他方、第２軸装部材９４のうち、第１軸装部材９２と対向する側には、第１軸装部材９２に向けて突出した凸部９４ｃが設けられている。この凸部９４ｃは、半球状の先端部を有しており、第１軸装部材９２に設けられた凹部９２ａ内に挿入され、弾性部材９６によってカム面９２ｃに押し付けられる。
　セカンダリ軸３４に駆動されて第１軸装部材９２が回転するとき、第１軸装部材９２のカム面９２ｃが第２軸装部材９４の凸部９４ｃを周方向に押すことによって、第２軸装部材９４も回転する。これにより、無段変速機３０から出力されたトルクは、セカンダリ軸３４、カムダンパ９、中間軸３７、ドライブ軸３８及び車軸３９を介して後輪３に伝達される。
　ここで、凸部９４ｃの凹部９２ａ内での周方向の位置は、カム面９２ｃが軸方向に凸部９４ｃを押す力と、弾性部材９６が軸方向に第２軸装部材９４を押す力とが釣り合う位置に自動的に定まる。カム面９２ｃが凸部９４ｃを押す力は、セカンダリ軸３４のトルクと中間軸３７のトルクとの大小関係に対応している。また、これに伴って、凸部９４ｃを有する第２軸装部材９４の軸方向の位置も自動的に定まる。すなわち、第２軸装部材９４は、セカンダリ軸３４のトルクと中間軸３７のトルクとの関係に応じて軸方向に変位する変位部材である。
　後輪３から入力されて、車軸３９、ドライブ軸３８及び中間軸３７を介してカムダンパ９に伝達されるバックトルクは、カムダンパ９に含まれる弾性部材９６の働きによって鈍化され、それより上流に位置する無段変速機３０に伝達されるタイミングが遅らされる。具体的には、図４に示されるように、後輪３に入力されるバックトルクは、急峻に立ち上がる矩形状であるが、無段変速機３０に伝達されるバックトルクは、カムダンパ９に含まれる弾性部材９６の働きによって、徐々に立ち上がる波状となる。
　なお、図２に示されるように、自動二輪車１は、後輪３を制動するブレーキ装置１００を備えている。このブレーキ装置１００は、後輪３の車軸近傍に配置される後輪回転センサ１０１を有している。この後輪回転センサ１０１は、後輪３の回転速度に応じた周波数のパルス信号を出力する回転検知部である。ブレーキ装置１００は、後輪回転センサ１０１からのパルス信号を基に算出される後輪３の回転速度を利用して、アンチロック・ブレーキ・システム（ＡＢＳ）制御などのブレーキ制御を実現する。
　図２に示される油圧回路５０は、変速制御装置１４から入力される電気信号に応じた油圧を第１油室５１及び第２油室５２に発生させる回路である。油圧回路５０は、変速制御バルブ５５と、クランプ力制御バルブ５６とを有している。変速制御バルブ５５は、変速制御装置１４から供給される電流に応じて作動するソレノイドバルブや、ソレノイドバルブが出力する信号圧に応じて作動する減圧弁を備えている。また、クランプ力制御バルブ５６は、変速制御装置１４から供給される電流に応じて作動するソレノイドバルブや、ソレノイドバルブが出力する信号圧に応じて作動するリリーフ弁を備えている。
　オイルポンプ５８は、エンジン２０の回転に連動するように設けられ、オイルサンプ５７に溜まっている作動油を吸い込んで、第１油路５９ａに供給する。第１油路５９ａは、第２油室５２に接続されるとともに、油路５９ｃを介してクランプ力制御バルブ５６に接続されている。クランプ力制御バルブ５６には、エンジン２０の各部を潤滑する潤滑路に繋がる油路５９ｄと、潤滑路の油圧を調整する潤滑路調整弁７１とが接続されている。クランプ力制御バルブ５６は、第１油路５９ａから作動油を導入する。そして、クランプ力制御バルブ５６は、油路５９ｄに排出する作動油の量を調整することによって、第１油路５９ａの油圧（ライン圧）及び第２油室５２の油圧が、変速制御装置１４から入力される電流に応じた油圧になるように作動する。
　変速制御バルブ５５は、油路５９ｅを介して第１油路５９ａに接続され、第２油路５９ｂを介して第１油室５１に接続されている。また、変速制御バルブ５５には排出路５９ｆが接続されている。変速制御バルブ５５は、変速制御装置１４から入力される電流に応じた油圧を第１油室５１に発生させる。すなわち、変速制御バルブ５５は、第１油路５９ａから油路５９ｅを介して導入される作動油を第２油路５９ｂに供給したり、第２油路５９ｂの作動油を排出路５９ｆに排出することによって、第１油室５１の油圧が変速制御装置１４から入力される電流に応じた油圧になるように作動する。
　スロットルボディ２５には、スロットル開度を検知するためのスロットルセンサ２５ｂが設けられている。スロットルセンサ２５ｂは、例えばポテンショメータによって構成され、スロットル開度に応じた電気信号を出力する。エンジン２０には、クランクシャフト２３ａの回転速度に応じた周波数のパルス信号を出力するエンジン回転速度センサ２３ｂが設けられている。無段変速機３０には、プライマリ軸３６の回転速度に応じた周波数のパルス信号を出力するプライマリ回転速度センサ３６ａと、セカンダリ軸３４の回転速度に応じた周波数のパルス信号を出力するセカンダリ回転速度センサ３４ａとが設けられている。後輪３の車軸近傍には、後輪３の回転速度に応じた周波数のパルス信号を出力する、回転検知部としての後輪回転センサ３ａが設けられている。これらエンジン回転速度センサ２３ｂ、プライマリ回転速度センサ３６ａ、セカンダリ回転速度センサ３４ａ及び後輪回転センサ３ａは、例えば、電磁ピックアップや磁気抵抗素子を含む回転センサによって構成される。
　第１油路５９ａには、ダイヤフラム或いはピエゾ素子を含み、この第１油路５９ａの油圧に応じた電気信号を出力する油圧センサ８１が設けられている。第２油路５９ｂには、同じくダイヤフラムやピエゾ素子を含み、この第２油路５９ｂの油圧に応じた電気信号を出力する油圧センサ８２が設けられている。
　制御装置１０は、変速制御装置１４と、バルブ駆動回路１３，１５とを有している。変速制御装置１４は、ＲＡＭ（Random Access Memory）及びＲＯＭ（Read Only Memory）によって構成される記憶部４９と、マイクロプロセッサを含み、記憶部４９に予め格納されたプログラムを実行する制御部４０とを有している。記憶部４９には、制御部４０が実行するプログラムの他に、制御部４０が実行する処理において利用されるマップや閾値が予め格納されている。
　エンジン回転速度センサ２３ｂ、プライマリ回転速度センサ３６ａ、セカンダリ回転速度センサ３４ａ、後輪回転センサ３ａからの出力信号は、制御部４０に入力される。制御部４０は、これらの出力信号に基づいて、エンジン回転速度と、プライマリ軸３６の回転速度（以下、プライマリ回転速度）と、セカンダリ軸３４の回転速度（以下、セカンダリ回転速度）と、後輪３の回転速度とを算出する。また、制御部４０は、後輪３の回転速度に対し、中間軸３７と車軸３９との間のギア比を乗じることで、中間軸３７の回転速度を算出する。なお、中間軸３７の回転速度の算出には、上記ブレーキ装置１００に含まれる後輪回転センサ１０１からのパルス信号を基に算出される後輪３の回転速度が用いられてもよい。
　また、油圧センサ８１，８２及びスロットルセンサ２５ｂからの出力信号も、制御部４０に入力されている。制御部４０は、これらの出力信号に基づいて、第１油室５１の油圧（以下、プライマリ圧）と、第２油室５２の油圧（以下、セカンダリ圧）と、スロットル開度とを検知する。制御部４０は、これらの情報に基づいて、変速制御バルブ５５と、クランプ力制御バルブ５６とを作動させて、無段変速機３０を制御する。制御部４０による制御については、後に詳しく述べる。なお、各センサは、Ａ／Ｄコンバータなどを含むインターフェース回路（不図示）を介して制御部４０に接続されており、各センサからの出力信号は、インターフェース回路において制御部４０が処理可能な信号に変換される。
　バルブ駆動回路１３は、制御部４０から入力される信号に応じた電流を、変速制御バルブ５５を構成するソレノイドバルブに供給することで、変速制御バルブ５５を作動させる。また、バルブ駆動回路１５は、制御部４０から入力される信号に応じた電流を、クランプ力制御バルブ５６を構成するソレノイドバルブに供給することで、クランプ力制御バルブ５６を作動させる。
　また、制御装置１０は、バスを介して接続されたエンジン制御装置１２を備えている。エンジン制御装置１２にも、不図示の信号線を介して、スロットルセンサ２５ｂやエンジン回転速度センサ２３ｂ等からの出力信号が入力されている。エンジン制御装置１２は、これらの出力信号に基づいて、例えば、点火プラグ２９による点火タイミングや、燃料供給装置２６による燃料の噴射量を制御している。
　図５は、変速制御装置１４の制御部４０の機能を示すブロック図である。同図に示されるように、制御部４０は、その機能として、減速比制御部４１と、クランプ力制御部４２とを備えている。減速比制御部４１は、変速制御バルブ５５を作動させることによって、第２プーリ３２のクランプ力に対して第１プーリ３１のクランプ力を変化させ、それによって、減速比を制御する。クランプ力制御部４２は、クランプ力制御バルブ５６を作動させることによって、ベルト３３の滑りを生じさせない油圧を第１油路５９ａと第２油室５２とに発生させる。また、制御部４０は、その機能として、実減速比算出部４３と、セカンダリクランプ力算出部４４と、状態情報取得部４６とを備えている。
　実減速比算出部４３は、無段変速機３０の減速比を算出する。実減速比算出部４３は、セカンダリ回転速度（以下、セカンダリ回転速度Ｓｓｐｄ）と、プライマリ回転速度（以下、実プライマリ回転速度Ｐｓｐｄ）とに基づいて、無段変速機３０の減速比を算出する。
　セカンダリクランプ力算出部４４は、第２プーリ３２のクランプ力（以下、セカンダリクランプ力Ｆｓ）を算出する。セカンダリクランプ力Ｆｓには、セカンダリ圧に応じて発生するクランプ力と、第２油室５２内の作動油の遠心力によって発生するクランプ力とが含まれる。そのため、セカンダリクランプ力算出部４４は、例えば、油圧センサ８１によって検知する油圧（以下、実セカンダリ圧Ｐｓ）と、セカンダリ回転速度Ｓｓｐｄとに基づいてセカンダリクランプ力Ｆｓを算出する。
　状態情報取得部４６は、後輪３にバックトルクが入力されたか否かを判定する。バックトルク発生の判定手法については、後に詳しく述べる。クランプ力制御部４２は、後輪３にバックトルクが入力されたと判定されたときに、後述するクランプ力変化処理を実行する。
［通常の処理］
　以下、通常の処理について説明する。クランプ力制御部４２は、通常の処理において、エンジン２０が出力するトルク（以下、エンジントルクＴ）と、実減速比算出部４３が算出する減速比（以下、実減速比Ｒｔ）とに基づいて、第１油路５９ａの油圧と第２油室５２の油圧とを制御する。クランプ力制御部４２の処理は、例えば、次のように実行される。
　まず、クランプ力制御部４２は、スロットル開度（以下、スロットル開度Ｔｈ）と、エンジン回転速度（以下、エンジン回転速度Ｅｓｐｄ）とに基づいて、エンジントルクＴを算出する。そして、クランプ力制御部４２は、エンジントルクＴと実減速比Ｒｔとに基づいて、目標とする第２プーリ３２のクランプ力（以下、目標セカンダリクランプ力Ｆｓ－ｔｇ）を算出する。例えば、クランプ力制御部４２は、記憶部４９に格納されたマップや関係式を参照し、エンジントルクＴと実減速比Ｒｔとに対応する目標セカンダリクランプ力Ｆｓ－ｔｇを算出する。クランプ力制御部４２は、このようにして算出した目標セカンダリクランプ力Ｆｓ－ｔｇに基づいて、目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇを算出する。そして、クランプ力制御部４２は、実セカンダリ圧Ｐｓが目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇになるように、バルブ駆動回路１５からクランプ力制御バルブ５６を構成するソレノイドに電流を供給する。クランプ力制御部４２は、変速制御装置１４が起動された後は、以上の処理を所定の周期で繰り返し実行する。その結果、スロットル開度Ｔｈや実減速比Ｒｔの変化に応じて、セカンダリ圧と第１油路５９ａの油圧とが、漸次変化する。
　減速比制御部４１は、通常の処理において、スロットル開度Ｔｈや、セカンダリ回転速度Ｓｓｐｄなどの運転状態に基づいて、目標とする減速比（以下、目標減速比Ｒｔ－ｔｇ）を設定し、実減速比Ｒｔが目標減速比Ｒｔ－ｔｇになるように減速比を制御する。図５に示されるように、減速比制御部４１は、目標減速比算出部４１ａと、目標プライマリ圧算出部４１ｂと、バルブ作動処理部４１ｃとを含んでいる。
　目標減速比算出部４１ａは、スロットル開度Ｔｈと、セカンダリ回転速度Ｓｓｐｄと、後輪３の回転速度から求まる車速（以下、車速Ｖ）とに基づいて、目標減速比Ｒｔ－ｔｇを算出する。例えば、目標減速比算出部４１ａは、スロットル開度と車速とプライマリ回転速度とを対応付けるマップ（以下、変速制御マップ）や関係式を参照し、スロットル開度Ｔｈと車速Ｖとに対応する目標プライマリ回転速度Ｐｓｐｄ－ｔｇを算出する。その後、目標減速比算出部４１ａは、この目標プライマリ回転速度Ｐｓｐｄ－ｔｇをセカンダリ回転速度Ｓｓｐｄで除算することによって、目標減速比Ｒｔ－ｔｇを算出する。
　目標プライマリ圧算出部４１ｂは、実減速比Ｒｔと、目標減速比Ｒｔ－ｔｇとに基づいて、目標とするプライマリ圧（以下、目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇ）を算出する。目標プライマリ圧算出部４１ｂのこの処理は、例えば、次のように実行される。
　目標プライマリ圧算出部４１ｂは、まず、実減速比Ｒｔと目標減速比Ｒｔ－ｔｇとの差に基づいて、減速比を変化させるべき速度（以下、変速速度Ｄｒｔ）を算出する。例えば、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、実減速比と目標減速比との差と、変速速度を対応付けるマップ（以下、変速速度マップ）や関係式を参照し、実減速比算出部４３によって算出された実減速比Ｒｔと、目標減速比算出部４１ａによって算出された目標減速比Ｒｔ－ｔｇとの差に対応する変速速度Ｄｒｔを算出する。そして、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、現在の減速比を維持するために必要な第１プーリ３１のクランプ力に対して、変速速度Ｄｒｔに応じた力を加算又は減算し、それによって得られた値を、第１プーリ３１の目標クランプ力（以下、目標プライマリクランプ力Ｆｐ－ｔｇ）とする。
　例えば、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、次の式（１）によって、目標プライマリクランプ力Ｆｐ－ｔｇを算出する。Ｆｐ－ｔｇ＝Ｆｐｋ－Ｄｒｔ／ｋ・Ｐｓｐｄ・・（１）ここで、Ｆｐｋは、現在の減速比を維持するために必要な第１プーリ３１のクランプ力である。Ｆｐｋは、例えば、上述した第２プーリ３２のクランプ力と第１プーリ３１のクランプ力の比（以下、推力比Ｒｆ）の積（Ｆｓ×Ｒｆ）である。目標プライマリ圧算出部４１ｂは、マップや関係式を参照し、実減速比算出部４３によって算出された実減速比Ｒｔに対応する推力比Ｒｆを算出する。そして、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、この推力比Ｒｆと、セカンダリクランプ力算出部４４によって算出されたクランプ力であるセカンダリクランプ力Ｆｓとに基づいて、目標プライマリクランプ力Ｆｐ－ｔｇを算出する。また、ｋは、減速比とプライマリ回転速度とに応じて決定される係数であり、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、マップを参照して、実減速比Ｒｔと実プライマリ回転速度Ｐｓｐｄとに対応する係数ｋを算出する。Ｐｓｐｄは、上述したように、プライマリ回転速度センサ３６ａによって検知した実プライマリ回転速度である。
　目標プライマリ圧算出部４１ｂは、このようにして算出された目標プライマリクランプ力Ｆｐ－ｔｇに基づいて、目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇを算出する。例えば、第１プーリ３１のクランプ力には、第１油室５１内の作動油の回転によって発生する遠心力も含まれるため、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、実プライマリ回転速度Ｐｓｐｄと、第１プーリ３１の受圧面積（第１可動シーブ３１ａの油圧を受ける部分の面積）とに基づいて、目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇを算出する。
　バルブ作動処理部４１ｃは、油圧センサ８２によって検知する第１油室５１の油圧（以下、実プライマリ圧Ｐｐ）が、目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇになるように、バルブ駆動回路１３から変速制御バルブ５５に供給される電流を制御する。具体的には、バルブ作動処理部４１ｃは、目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇと実プライマリ圧Ｐｐとの差に基づいて指令値を算出し、この指令値をバルブ駆動回路１３に出力する。バルブ駆動回路１３は、指令値に応じた値の電流を変速制御バルブ５５に供給する。バルブ作動処理部４１ｃのこの処理の結果、目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇと実プライマリ圧Ｐｐとの差が解消され、実減速比Ｒｔが目標減速比Ｒｔ－ｔｇに近づく。
　変速中には、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、上述した処理を繰り返し実行し、順次、目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇを更新する。すなわち、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、実減速比Ｒｔが目標減速比Ｒｔ－ｔｇに向かって変化する度に、この変化した実減速比Ｒｔと目標減速比Ｒｔ－ｔｇとの差に基づいて、新たな目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇを算出する。バルブ作動処理部４１ｃは、新たに算出された目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇと、実プライマリ圧Ｐｐとの差に基づいて算出した指令値をバルブ駆動回路１３に出力する。その結果、実減速比Ｒｔがさらに目標減速比Ｒｔ－ｔｇに近づく。実減速比Ｒｔと目標減速比Ｒｔ－ｔｇとの差が解消されると、実減速比Ｒｔと目標減速比Ｒｔ－ｔｇとの差に基づいて算出される変速速度Ｄｒｔは０となる。その結果、目標プライマリ圧算出部４１ｂは、減速比を維持するために必要な第１プーリ３１のクランプ力Ｆｐｋに対応する油圧を、目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇとして算出する。その結果、実減速比Ｒｔが目標減速比Ｒｔ－ｔｇで維持される。
［クランプ力変化処理］
　以下、クランプ力変化処理について説明する。後輪３にバックトルクが生じた場合、バックトルクが無段変速機３０に伝達されて、第１プーリ３１及び第２プーリ３２に対してベルト３３が滑るおそれがある。そこで、後輪３にバックトルクが生じた場合、クランプ力制御部４２のクランプ力変化処理部４２ｉは、第２プーリ３２のクランプ力を高めるクランプ力変化処理を行って、ベルト３３の滑りを抑制する。図６は、制御部４０が実行する処理の例を示すフローチャートである。
　まず、状態情報取得部４６は、カムダンパ９の状態を表す情報を取得し、後輪３にバックトルクが入力されたか否かを判定する（Ｓ１）。バックトルク発生の判定手法の第１例では、後輪３にバックトルクが入力されたか否かは、上記図３に示されるセカンダリ軸３４の回転速度と、中間軸３７の回転速度とに所定以上の差が生じたか否かによって判断される。すなわち、後輪３にバックトルクが入力されたとき、カムダンパ９では、第１軸装部材９２の凹部９２ａに挿入された第２軸装部材９４の凸部９４ｃの周方向の位置がずれることから、セカンダリ軸３４の回転速度と中間軸３７の回転速度とに差が生じる。そこで、本例では、セカンダリ軸３４の回転速度と中間軸３７の回転速度とに所定以上の差が生じた場合に、後輪３にバックトルクが入力されたと判定される。具体的には、中間軸３７の回転速度が低下したときに、後輪３にバックトルクが入力されたと判断される。
　また、バックトルク発生の判断手法の第２例では、後輪３にバックトルクが入力されたか否かは、上記図３に示されるセカンダリ軸３４の回転と、中間軸３７の回転とに所定以上の位相差が生じたか否かによって判断される。すなわち、後輪３にバックトルクが入力されたとき、カムダンパ９では、第１軸装部材９２の凹部９２ａに挿入された第２軸装部材９４の凸部９４ｃの周方向の位置がずれることから、セカンダリ軸３４の回転と中間軸３７の回転とに位相差が生じる。そこで、本例では、セカンダリ軸３４の回転と中間軸３７の回転とに所定以上の位相差が生じた場合に、後輪３にバックトルクが入力されたと判定される。具体的には、中間軸３７の回転の位相がセカンダリ軸３４の回転の位相に対して遅れたときに、後輪３にバックトルクが入力されたと判断される。また、こうした位相差は、上記図２に示されるセカンダリ回転速度センサ３４ａからのパルス信号と、後輪回転センサ３ａからのパルス信号とのずれを監視することで検知される。
　また、バックトルク発生の判断手法の第３例では、後輪３にバックトルクが入力されたか否かは、上記図３に示されるカムダンパ９に含まれる第２軸装部材９４が軸方向に所定以上変位したか否かによって判断される。すなわち、後輪３にバックトルクが入力されたとき、カムダンパ９では、カム面９２ｃが軸方向に凸部９４ｃを押す力と、弾性部材９６が軸方向に第２軸装部材９４を押す力との関係が変化して、第２軸装部材９４が軸方向に変位する。そこで、図７に示されるように、本例では、第２軸装部材９４の軸方向の位置を検知する変位センサ９９が設けられ、第２軸装部材９４の軸方向の変位に基づいて、後輪３にバックトルクが入力されたか否かが判断される。具体的には、第２軸装部材９４が第１軸装部材９２から離れる方向に変位したとき、すなわち第２軸装部材９４が弾性部材９６による押し付け方向とは反対方向に変位したときに、後輪３にバックトルクが入力されたと判定される。
　次に、クランプ力制御部４２のクランプ力変化処理部４２ｉは、後輪３にバックトルクが入力されたと判定された場合に（Ｓ１：ＹＥＳ）、第２プーリ３２のクランプ力を高めるクランプ力変化処理を開始する（Ｓ２）。その後、クランプ力変化処理部４２ｉは、クランプ力変化処理を開始してから所定時間が経過したときに（Ｓ３：ＹＥＳ）、クランプ力変化処理を終了する（Ｓ４）。
　クランプ力変化処理部４２ｉは、上記通常の処理のように算出される目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇに正の値を加算することで、目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇを補正する（以下、補正後目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇ＃）。そして、クランプ力制御部４２は、実セカンダリ圧Ｐｓが補正後目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇ＃になるように、バルブ駆動回路１５からクランプ力制御バルブ５６のソレノイドに電流を供給する。これによって、第２プーリ３２のクランプ力が、上記通常の処理時よりも増加する。本実施形態では、目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇに正の値を加算したが、これに限らず、目標セカンダリクランプ力Ｆｓ－ｔｇに正の値を加算してもよい。なお、上述したように、減速比制御部４１では、目標プライマリ圧算出部４１ｂが、セカンダリクランプ力算出部４４によって算出されるセカンダリクランプ力Ｆｓに基づいて、目標プライマリクランプ力Ｆｐ－ｔｇ及び目標プライマリ圧Ｐｐ－ｔｇを算出している。このため、第２プーリ３２のクランプ力の増加に伴って、第１プーリ３１のクランプ力も、上記通常の処理時より増加する。こうして、第１プーリ３１及び第２プーリ３２の両方でクランプ力が増加するので、ベルト３３の滑りが抑制される。
　このクランプ力変化処理において、クランプ力変化処理部４２ｉは、無段変速機３０のトルク容量が所定の条件を満たすように、第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力を増加させる。無段変速機３０のトルク容量は、無段変速機３０が伝達可能なトルクの最大値を意味し、これを超えるトルクが加わった場合にベルト３３の滑りが生じる。無段変速機３０のトルク容量と、第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力とは線形の関係にあり、この関係は予め求められている。クランプ力変化処理部４２ｉは、上記目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇに加算する値として、無段変速機３０のトルク容量が所定の条件を満たすような値を用いる。この目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇに加算する値は、予め定められた不変値であってもよいし、無段変速機３０のトルク容量が満たすべき条件が変化する場合には、その都度決定するようにしてもよい。
　具体的には、クランプ力変化処理部４２ｉは、無段変速機３０のトルク容量がクラッチ６１のトルク容量より高くなるように、第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力を増加させる。遠心クラッチからなるクラッチ６１のトルク容量は、エンジン回転速度に応じて変化する。そこで、クランプ力変化処理部４２ｉは、エンジン回転速度から推定されるクラッチ６１のトルク容量より無段変速機３０のトルク容量がやや高くなるように、上記目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇに加算する値を決定する。これにより、無段変速機３０のベルト３３に滑りが生じる前に、クラッチ６１が切断されて、それ以上のトルク伝達が不能となる。
　また、クランプ力変化処理部４２ｉは、無段変速機３０のトルク容量がカムダンパ９のトルク容量より高くなるように、第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力を増加させてもよい。カムダンパ９のトルク容量は、上記図３に示される第２軸装部材９４の凸部９４ｃが第１軸装部材９２の凹部９２ａから脱出するときのトルクである。クランプ力変化処理部４２ｉは、カムダンパ９のトルク容量より無段変速機３０のトルク容量が高くなるように、上記目標セカンダリ圧Ｐｓ－ｔｇに加算する値を決定する。これにより、無段変速機３０のベルト３３に滑りが生じる前に、凸部９４ｃが凹部９２ａから脱出して、それ以上のトルク伝達が不能となる。
　図８は、クランプ力変化処理のタイミングを説明する図である。同図中の上側のグラフには、後輪３に入力されるバックトルクと、カムダンパ９を介して無段変速機３０に伝達されるバックトルクと、無段変速機３０のトルク容量（ＣＶＴトルク容量）とが示されている。他方、同図中の下側のグラフには、後輪３にバックトルクが入力されたときの、セカンダリ軸３４の回転速度と中間軸３７の回転速度との差が示されている。これらのグラフに示されるように、セカンダリ軸３４の回転速度と中間軸３７の回転速度との差の時間変化は、カムダンパ９を介して無段変速機３０に伝達されるバックトルクの時間変化に対応している。
　時間Ｔ１は、無段変速機３０に伝達されるバックトルクの大きさが、後輪３にバックトルクが入力されてから通常処理時における無段変速機３０のトルク容量に達するまでの時間を表している。時間Ｔ２は、後輪３にバックトルクが入力されてから、バックトルクの発生が判定されるまでの時間を表している。時間Ｔ３は、クランプ力変化処理を開始してから無段変速機３０のトルク容量の増加が完了するまでの時間を表している。
　具体的には、無段変速機３０に伝達されるバックトルクの大きさが、後輪３にバックトルクが入力されてから通常処理時における無段変速機３０のトルク容量に達するまでの間（時間Ｔ１）に、無段変速機３０のトルク容量の増加が完了していることが好ましい。このため、無段変速機３０のトルク容量の増加が完了するまでの時間（時間Ｔ３）が確保されるように、バックトルクの発生が判定されるまでの時間（Ｔ２）を短縮化することが好ましい。具体的には、時間Ｔ２が、時間Ｔ１から時間Ｔ３を引いた値以下となるように、バックトルクの判定値が設定される。
　以上に説明した本実施形態では、後輪３に入力されたバックトルクが無段変速機３０に伝達されるタイミングを遅らせるカムダンパ９が用いられているので、バックトルクが無段変速機３０に伝達される前までに、第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力を増加させることが可能である。また、バックトルクの入力がカムダンパ９の状態によって検知されるので、バックトルクが無段変速機３０に伝達されるタイミングに合わせて。第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力を増減させることが可能である。
　また、バックトルク発生の判定手法の第１例では、後輪３にバックトルクが入力されたか否かは、上記図３に示されるセカンダリ軸３４の回転速度と中間軸３７の回転速度とに所定以上の差が生じたか否かによって判断される。これによると、第１軸装部材９２の凹部９２ａに挿入された第２軸装部材９４の凸部９４ｃの周方向の位置ずれが検知される。
　また、バックトルク発生の判定手法の第２例では、後輪３にバックトルクが入力されたか否かは、上記図３に示されるセカンダリ軸３４の回転と中間軸３７の回転とに所定以上の位相差が生じたか否かによって判断される。これによると、これによると、第１軸装部材９２の凹部９２ａに挿入された第２軸装部材９４の凸部９４ｃの周方向の位置ずれが検知される。
　また、バックトルク発生の判定手法の第３例では、後輪３にバックトルクが入力されたか否かは、上記図３に示されるカムダンパ９に含まれる第２軸装部材９４が軸方向に所定以上変位したか否かによって判断される。これによると、第２軸装部材９４の軸方向の変位が検知される。
　また、本実施形態では、後輪３にバックトルクが入力されたか否かの判定に用いられる中間軸３７の回転速度が、後輪３の回転速度を検知する後輪回転センサ３ａの出力信号に基づいて算出される。こうした後輪回転センサ３ａは自動二輪車１に通常備えられるものであるので、後輪回転センサ３ａの出力信号から求まる後輪３の回転速度を流用することで、中間軸３７の回転速度を検知するセンサを別途設ける必要がない。
　また、後輪３にバックトルクが入力されたか否かの判定に用いられる中間軸３７の回転速度は、ブレーキ装置１００に含まれる後輪回転センサ１０１の出力信号に基づいて算出されてもよい。こうした後輪回転センサ１０１はＡＢＳを実現するブレーキ装置１００に通常備えられるものであるので、後輪回転センサ１０１の出力信号から求まる後輪３の回転速度を流用することで、中間軸３７の回転速度を検知するセンサを別途設ける必要がない。
　また、本実施形態では、クランプ力変化処理部４２ｉは、無段変速機３０のトルク容量がクラッチ６１のトルク容量より高くなるように、第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力を増加させる。これによると、無段変速機３０のベルト３３に滑りが生じる前に、クラッチ６１が切断されるので、ベルト３３の滑りが抑制される。また、無段変速機３０のトルク容量をクラッチ６１のトルク容量よりやや高く設定することで、第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力を過度に増加させる必要がない。
　また、本実施形態では、クランプ力変化処理部４２ｉは、無段変速機３０のトルク容量がカムダンパ９のトルク容量より高くなるように、第１プーリ３１及び第２プーリ３２のクランプ力を増加させる。これによると、無段変速機３０のベルト３３に滑りが生じる前に、凸部９４ｃが凹部９２ａから脱出するので、ベルト３３の滑りが抑制される。また、無段変速機３０のトルク容量をカムダンパ９のトルク容量より高く設定することで、過大なトルクが発生したときのヒューズとしてカムダンパ９を機能させることができる。
　また、本実施形態では、遠心クラッチからなるクラッチ６１が用いられている。これによると、電子制御式のクラッチを利用してバックトルクの伝達を抑制する技術と比較して、装置構成の簡易化および小型化を図ることが可能である。
　なお、本実施形態によれば、無段変速機３０のベルト３３の滑りが適時に抑制されるので、金属ベルトをベルト３３として用いる態様が特に好適である。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、種々の変形実施が当業者にとって可能であるのはもちろんである。
　上記実施形態では、無段変速機３０の変速比を変化させる第１アクチュエータ５１ａ及び第２アクチュエータ５２ｂが、油圧式のアクチュエータとされたが、これに限られず、モータ等のアクチュエータが適用されてもよい。
　また、上記実施形態では、カムダンパ９にコイル状のスプリングからなる弾性部材９６が用いられたが、これに限られず、皿バネを含むカムダンパが適用されてもよい。さらには、後輪３に入力されたバックトルクが無段変速機３０に伝達されるタイミングを、弾性部材の働きによって遅らせるトルク干渉機構であれば、カムダンパには限定されない。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、種々の変形実施が当業者にとって可能であるのはもちろんである。

Claims (13)

  1. 　エンジンと、
    　前記エンジンからトルクが伝達される無段変速機であって、固定シーブと、前記固定シーブに対して変位可能に対向する可動シーブと、前記可動シーブを移動させるアクチュエータと、を有する無段変速機と、
    　前記アクチュエータを駆動して、前記固定シーブと前記可動シーブがベルトを挟む力であるクランプ力を制御する制御装置と、
    　前記無段変速機からトルクが伝達される駆動輪と、
    　前記無段変速機と前記駆動輪の間のトルク伝達経路に設けられるトルク緩衝機構であって、該トルク緩衝機構の上流に位置する上流トルク伝達部材と、下流に位置する下流トルク伝達部材との一方に生じるトルク変動が他方に伝達されるタイミングを遅らせるトルク緩衝機構と、
    　を備え、
    　前記制御装置は、
    　前記トルク緩衝機構の状態を表す情報を取得する状態情報取得部と、
    　前記トルク緩衝機構の状態に基づいて、前記クランプ力を変化させるクランプ力変化処理部と、
    　を有する、
    　ことを特徴とする車両。
  2. 　前記クランプ力変化処理部は、前記下流トルク伝達部材にトルク変動が生じたときに、前記クランプ力を増加させる、
    　請求項１に記載の車両。
  3. 　前記状態情報取得部は、前記上流トルク伝達部材の回転の情報と前記下流トルク伝達部材の回転の情報とを、前記トルク緩衝機構の状態を表す情報として取得し、
    　前記クランプ力変化処理部は、前記上流トルク伝達部材の回転と前記下流トルク伝達部材の回転とに所定以上の位相差が生じたときに、前記クランプ力を増加させる、
    　請求項１に記載の車両。
  4. 　前記状態情報取得部は、前記上流トルク伝達部材の回転の情報と前記下流トルク伝達部材の回転の情報とを、前記トルク緩衝機構の状態を表す情報として取得し、
    　前記クランプ力変化処理部は、前記上流トルク伝達部材の回転速度と前記下流トルク伝達部材の回転速度とに所定以上の差が生じたときに、前記クランプ力を増加させる、
    　請求項１に記載の車両。
  5. 　前記状態情報取得部は、前記トルク緩衝機構のうち、前記上流トルク伝達部材のトルクと前記下流トルク伝達部材のトルクとの関係に応じて変位する変位部材の位置情報を、前記トルク緩衝機構の状態を表す情報として取得し、
    　前記クランプ力変化処理部は、前記変位部材の位置に基づいて、前記クランプ力を変化させる、
    　請求項１に記載の車両。
  6. 　前記駆動輪の回転を検知する回転検知部を有し、前記駆動輪の回転速度に基づいて前記駆動輪を制動するブレーキ装置を更に備え、
    　前記状態情報取得部は、前記回転検知部から前記下流トルク伝達部材の回転の情報を取得する、
    　請求項３または４に記載の車両。
  7. 　前記状態情報取得部は、前記駆動輪の回転を検知する回転検知部から前記下流トルク伝達部材の回転の情報を取得する、
    　請求項３または４に記載の車両。
  8. 　前記トルク伝達経路に設けられるクラッチを更に備え、
    　前記クランプ力変化処理部は、前記無段変速機のトルク容量が前記クラッチのトルク容量より高くなるように、前記クランプ力を増加させる、
    　請求項１に記載の車両。
  9. 　前記クランプ力変化処理部は、前記無段変速機のトルク容量が前記トルク緩衝機構のトルク容量より高くなるように、前記クランプ力を増加させる、
    　請求項１に記載の車両。
  10. 　前記トルク緩衝機構は、
    　前記上流トルク伝達部材と連動する第１部材と、前記下流トルク伝達部材と連動する第２部材と、前記第１部材と前記第２部材の一方に設けられた凸部を、他方に設けられた凹部内のカム面に押し付ける弾性部材と、を含むカムダンパである、
    　請求項１に記載の車両。
  11. 　前記トルク伝達経路に設けられる遠心クラッチを更に備える、
    　請求項１に記載の車両。
  12. 　前記無段変速機の前記ベルトが金属ベルトである、
    　請求項１に記載の車両。
  13. 　エンジンと、
    　前記エンジンからトルクが伝達される無段変速機であって、固定シーブと、前記固定シーブに対して変位可能に対向する可動シーブと、前記可動シーブを移動させるアクチュエータと、を有する無段変速機と、
    　前記アクチュエータを駆動して、前記固定シーブと前記可動シーブがベルトを挟む力であるクランプ力を制御する制御装置と、
    　前記無段変速機からトルクが伝達される駆動輪と、
    　前記無段変速機と前記駆動輪の間のトルク伝達経路に設けられるトルク緩衝機構であって、該トルク緩衝機構の上流に位置する上流トルク伝達部材と、下流に位置する下流トルク伝達部材との一方に生じるトルク変動が他方に伝達されるタイミングを遅らせるトルク緩衝機構と、
    　を備える車両の制御方法であって、
    　前記トルク緩衝機構の状態を表す情報を取得し、
    　前記トルク緩衝機構の状態に基づいて、前記クランプ力を変化させる、
    　ことを特徴とする車両の制御方法。
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