WO2012026043A1 - 車両用無段変速機の制御装置 - Google Patents

車両用無段変速機の制御装置 Download PDF

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WO2012026043A1
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thrust
pulley
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primary
control
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邦雄 服部
晋哉 豊田
綾部　篤志
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トヨタ自動車株式会社
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    • 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
    • F16H9/125—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 characterised by means for controlling the geometrical interrelationship of pulleys and the endless flexible member, e.g. belt alignment or position of the resulting axial pulley force in the plane perpendicular to the pulley axis

Definitions

  • the present invention relates to a control device for a continuously variable transmission for a vehicle (belt type continuously variable transmission) that realizes a target speed ratio while preventing belt slippage by controlling an input side thrust and an output side thrust, respectively. .
  • the secondary target thrust (target secondary thrust) is set to the minimum slip limit thrust (necessary secondary thrust) necessary to prevent belt slippage from occurring at the secondary pulley.
  • the sum (total thrust) of the shift difference thrust (transient thrust) for realizing the target shift speed when changing the gear ratio. Then, by controlling the hydraulic pressure to each pulley so as to obtain the set thrust, the target gear ratio is realized while preventing belt slippage.
  • the gear shift thrust on the primary side is a negative value
  • the target primary thrust that is set is the minimum required slip limit thrust (necessary primary thrust) to prevent belt slippage at the primary pulley. It is easy to fall below and may cause belt slip.
  • the gear shift thrust on the primary side becomes a positive value, so the target primary thrust that is set is difficult to fall below the required primary thrust, but it may fall below the required primary thrust depending on the balance thrust on the primary side, etc. There is a possibility of causing belt slip.
  • Patent Document 1 In contrast to such a target primary thrust being lower than the required primary thrust, in Patent Document 1, when the target primary thrust is smaller than the required primary thrust, the slip limit thrust is set as the target primary thrust on the primary side. By setting the total thrust of the balance thrust and shift differential thrust for shifting on the secondary side as the target secondary thrust, the target is achieved while preventing the occurrence of belt slip using the minimum necessary pulley thrust It has been proposed to achieve a shift. That is, in Patent Document 1, it is determined whether or not the target primary thrust for shift control corresponding to the target secondary thrust set to the slip limit thrust (necessary secondary thrust) is smaller than the slip limit thrust (necessary primary thrust). Judgment and on the basis of the judgment result, the function that guarantees belt slip prevention on the primary side and the secondary side and the function that realizes the target gear shift are interchanged to realize gear shift and belt slip prevention with minimum thrust. ing.
  • the hydraulic control accuracy on one pulley side is good.
  • the actual hydraulic pressure on one pulley side is detected. It is desirable that a hydraulic pressure sensor is provided and feedback control can be performed so that a detected value of the hydraulic pressure sensor becomes a target hydraulic pressure toward one pulley corresponding to the target thrust.
  • the thrust on the other pulley side can be corrected by feedback control so that the actual speed ratio becomes the target speed ratio. It is not necessary to assume that the hydraulic control accuracy is good.
  • the target thrust is set to “slip limit thrust + thrust corresponding to the predetermined other pulley-side hydraulic pressure fluctuation to ensure that the slip limit thrust is obtained no matter how much the oil pressure varies.”
  • the target thrust is set to “slip limit thrust + thrust corresponding to the predetermined other pulley-side hydraulic pressure fluctuation to ensure that the slip limit thrust is obtained no matter how much the oil pressure varies.”
  • the target thrust (or target oil pressure) on the pulley side must also be increased, which may deteriorate fuel consumption.
  • the above-described problems are not known, and it has not yet been proposed to suppress deterioration of fuel consumption due to a variation in hydraulic pressure in a belt-type continuously variable transmission having good hydraulic control accuracy only on one pulley side.
  • the present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is for a vehicle capable of improving fuel efficiency by reducing the hydraulic margin on the pulley side where hydraulic control accuracy is poor. It is to provide a control device for a continuously variable transmission.
  • the gist of the present invention is that: (a) a pair of variable pulleys having variable effective diameters of the input side variable pulley and the output side variable pulley, and a loop between the pair of variable pulleys The transmission side belt, and controlling the input side thrust in the input side variable pulley and the output side thrust in the output side variable pulley, respectively, to prevent the transmission belt from slipping and to achieve the actual speed ratio. (B) A hydraulic control circuit capable of controlling thrust with high accuracy by comparing one of the input-side variable pulley and the output-side variable pulley with the other.
  • the thrust for preventing belt slippage is controlled on the side of one variable pulley with relatively good thrust control accuracy, it is not necessary to add a hydraulic pressure variation in the other variable pulley when setting the target thrust. That is, the necessary thrust for preventing belt slippage in both variable pulleys is ensured on one variable pulley side without adding the hydraulic pressure variation. Therefore, it is possible to improve the fuel consumption by reducing the hydraulic margin on the pulley side where the hydraulic control accuracy is not good.
  • the thrust on the other side necessary for the shift control calculated based on the target thrust on the one side is set as the target thrust on the other side. In this way, it is possible to achieve the target shift while preventing belt slippage in the other variable pulley without adding a variation in hydraulic pressure in the other variable pulley having relatively poor thrust control accuracy.
  • the target thrust on the other side is corrected by feedback control of thrust on the other side based on a deviation between the target gear ratio and the actual gear ratio or a deviation between the target pulley position and the actual pulley position. It is to be done. In this way, it is possible to compensate for variations in hydraulic pressure in the other variable pulley, which has relatively poor thrust control accuracy. Accordingly, it is possible to suppress deterioration in fuel consumption due to variations in hydraulic pressure, and appropriately achieve target shift and belt slip prevention with the minimum necessary pulley thrust.
  • the thrust necessary for the shift control is a thrust necessary for realizing the target gear ratio and the target shift speed. In this way, the thrust required for the shift control is appropriately calculated.
  • the slip limit thrust is calculated based on an actual gear ratio and an input torque of the vehicle continuously variable transmission. In this way, the slip limit thrust is appropriately calculated, and the necessary thrust for preventing belt slip is appropriately secured.
  • the hydraulic control circuit includes a hydraulic sensor for detecting an actual pulley pressure acting on one of the variable pulleys only on the one side, and the detection value of the hydraulic sensor is set to the one of the one side.
  • the feedback control is performed with the target pulley pressure corresponding to the target thrust on the side. In this way, it is possible to control the thrust with high accuracy by comparing one side with the other.
  • a predetermined thrust corresponding to a variation related to the calculation of the thrust on the one side based on the slip limit thrust on the other side is converted into a slip limit thrust on the other side prior to the calculation.
  • the variation related to the above calculation is different from, for example, the hydraulic pressure variation (the difference in the actual hydraulic pressure with respect to the hydraulic pressure command value), and the thrust on the one side is calculated based on the slip limit thrust on the other side.
  • individual variation such as a predetermined characteristic used in the calculation.
  • the hydraulic pressure variation is a relatively large value depending on, for example, the unit, but the variation related to the calculation is an extremely small value compared to the hydraulic pressure variation.
  • the input-side thrust and the output-side thrust are each controlled by configuring a hydraulic control circuit so as to independently control pulley pressure applied to the input-side variable pulley and the output-side variable pulley. It can be controlled directly or indirectly.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a power transmission path from an engine 12 to a drive wheel 24 constituting a vehicle 10 to which the present invention is applied.
  • power generated by an engine 12 used as a driving force source for traveling is converted into a torque converter 14 as a fluid transmission device, a forward / reverse switching device 16, and a belt type as a continuously variable transmission for a vehicle. It is transmitted to the left and right drive wheels 24 through a continuously variable transmission (hereinafter referred to as continuously variable transmission (CVT)) 18, a reduction gear device 20, a differential gear device 22, and the like.
  • CVT continuously variable transmission
  • the torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft 13 of the engine 12 and a turbine impeller 14t connected to the forward / reverse switching device 16 via a turbine shaft 30 corresponding to an output side member of the torque converter 14.
  • the power is transmitted through the fluid.
  • a lockup clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t, and when the lockup clutch 26 is completely engaged, the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t. Are rotated together.
  • the pump impeller 14p controls the speed of the continuously variable transmission 18, generates belt clamping pressure in the continuously variable transmission 18, controls the torque capacity of the lock-up clutch 26, and controls the forward / reverse switching device 16.
  • a mechanical oil pump 28 is connected which is generated when the engine 12 is rotationally driven by a working hydraulic pressure for switching the power transmission path and supplying lubricating oil to each part of the power transmission path of the vehicle 10. .
  • the forward / reverse switching device 16 is mainly composed of a forward clutch C1 and a reverse brake B1 and a double pinion type planetary gear device 16p, and the turbine shaft 30 of the torque converter 14 is integrally connected to the sun gear 16s.
  • the input shaft 32 of the continuously variable transmission 18 is integrally connected to the carrier 16c, while the carrier 16c and the sun gear 16s are selectively connected via the forward clutch C1, and the ring gear 16r is connected to the reverse brake B1.
  • the housing is selectively fixed to the housing 34 as a non-rotating member.
  • the forward clutch C1 and the reverse brake B1 correspond to an intermittent device, both of which are hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder.
  • the forward / reverse switching device 16 configured as described above, when the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching device 16 is brought into an integral rotation state, thereby causing the turbine shaft 30 to rotate. Is directly connected to the input shaft 32, and a forward power transmission path is established (achieved), so that the driving force in the forward direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side.
  • the forward / reverse switching device 16 establishes (achieves) the reverse power transmission path, and the input shaft 32 is connected to the turbine shaft 30. On the other hand, it is rotated in the opposite direction, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side.
  • the forward / reverse switching device 16 is in a neutral state (power transmission cut-off state) in which power transmission is cut off.
  • the engine 12 is constituted by an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine.
  • This intake pipe 36 of the engine 12, the electronic throttle valve 40 for electrically controlling the intake air quantity Q AIR of the engine 12 using the throttle actuator 38 is provided.
  • the continuously variable transmission 18 is an input-side variable pulley (primary pulley, primary sheave) 42 that is an input-side member that is provided on the input shaft 32 and is an output-side member that is provided on the output shaft 44.
  • the primary pulley 42 is provided with a fixed rotating body (fixed sheave) 42 a as an input side fixed rotating body fixed to the input shaft 32, and is not rotatable relative to the input shaft 32 around the axis and is movable in the axial direction.
  • an input side hydraulic cylinder (primary side hydraulic cylinder) 42c as a hydraulic actuator.
  • the secondary pulley 46 is fixed to the output shaft 44, and is a fixed rotating body (fixed sheave) 46a as an output-side fixed rotating body.
  • the secondary pulley 46 is not rotatable relative to the output shaft 44 and is movable in the axial direction.
  • an output side hydraulic cylinder (secondary side hydraulic cylinder) 46c as a hydraulic actuator for providing a pressure receiving area).
  • the primary pressure Pin which is the hydraulic pressure to the primary hydraulic cylinder 42c
  • the secondary pressure Pout which is the hydraulic pressure to the secondary hydraulic cylinder 46c
  • the primary thrust Win and the secondary thrust Wout are directly or indirectly controlled.
  • the rotational speed N OUT is continuously changed, and the frictional force (belt clamping pressure) between the pair of variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is controlled so that the transmission belt 48 does not slip. .
  • the actual transmission ratio (actual transmission ratio) ⁇ is set as the target transmission ratio ⁇ * while preventing the transmission belt 48 from slipping.
  • the input shaft rotational speed N IN is the rotational speed of the input shaft 32
  • the output shaft rotational speed N OUT is the rotational speed of the output shaft 44.
  • the input shaft rotation speed N IN is the same as the rotation speed of the primary pulley 42
  • the output shaft rotation speed N OUT is the same as the rotation speed of the secondary pulley 46.
  • the V groove width of the primary pulley 42 is narrowed to reduce the gear ratio ⁇ , that is, the continuously variable transmission 18 is upshifted. Further, when the primary pressure Pin is lowered, the V groove width of the primary pulley 42 is widened to increase the gear ratio ⁇ , that is, the continuously variable transmission 18 is downshifted. Therefore, when the V groove width of the primary pulley 42 is minimized, the minimum speed ratio ⁇ min (the highest speed side speed ratio, the highest Hi) is formed as the speed ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18.
  • the maximum speed ratio ⁇ max (the lowest speed side speed ratio, the lowest) is formed as the speed ratio ⁇ of the continuously variable transmission 18.
  • the primary pressure Pin (primary thrust Win also agrees) and the secondary pressure Pout (secondary thrust Wout agrees) are prevented from slipping (belt slipping) of the transmission belt 48, while the primary thrust Win and the secondary thrust Wout Therefore, the target speed ratio ⁇ * is realized, and the target speed change is not realized only by one pulley pressure (the thrust is also agreed).
  • FIG. 2 is a block diagram for explaining a main part of a control system provided in the vehicle 10 for controlling the engine 12, the continuously variable transmission 18, and the like.
  • the vehicle 10 is provided with an electronic control device 50 including a control device for a vehicle continuously variable transmission related to, for example, shift control of the continuously variable transmission 18.
  • the electronic control unit 50 includes, for example, a so-called microcomputer having a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like.
  • the CPU uses a temporary storage function of the RAM and follows a program stored in the ROM in advance.
  • Various controls of the vehicle 10 are executed by performing signal processing.
  • the electronic control unit 50 performs output control of the engine 12, shift control of the continuously variable transmission 18, belt clamping pressure control, torque capacity control of the lockup clutch 26, and the like.
  • the engine control, the continuously variable transmission 18 and the lockup clutch 26 are controlled separately.
  • the electronic control unit 50 rotation angle (position) A CR and a signal representative of the rotational speed (engine rotational speed) N E of the engine 12 of the crankshaft 13 detected by the engine rotational speed sensor 52, a turbine speed sensor 54 A signal representing the detected rotational speed (turbine rotational speed) NT of the turbine shaft 30, and a signal representing the input shaft rotational speed N IN which is the input rotational speed of the continuously variable transmission 18 detected by the input shaft rotational speed sensor 56.
  • the electronic control unit 50 also outputs an engine output control command signal S E for output control of the engine 12, a hydraulic control command signal S CVT for hydraulic control related to the shift of the continuously variable transmission 18, and the like.
  • a command signal for driving the linear solenoid valve SLP for regulating the primary pressure Pin a command signal for driving the linear solenoid valve SLS for regulating the secondary pressure Pout, and the line hydraulic pressure P
  • a command signal for driving the linear solenoid valve SLT that controls L is output to the hydraulic control circuit 100.
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a main part related to the hydraulic control related to the shift of the continuously variable transmission 18 in the hydraulic control circuit 100.
  • the hydraulic control circuit 100 includes, for example, an oil pump 28, a primary pressure control valve 110 that regulates the primary pressure Pin, a secondary pressure control valve 112 that regulates the secondary pressure Pout, a primary regulator valve (line hydraulic pressure regulating valve) 114, A modulator valve 116, a linear solenoid valve SLT, a linear solenoid valve SLP, a linear solenoid valve SLS, and the like are provided.
  • Line pressure P L for example the output from the oil pump 28 (the generation) by the hydraulic pressure as a source pressure
  • engine load based on the control oil pressure P SLT is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLT by the primary regulator valve 114 of the relief type
  • the pressure is adjusted to a value according to the above.
  • the line pressure P L based on the control pressure P SLT of hydraulic pressure by adding a predetermined margin (margin) to the hydraulic pressure of higher primary pressure Pin and the secondary pressure Pout is set so as to obtain It is regulated.
  • the line pressure P L as the original pressure in pressure regulating operation of the primary pressure control valve 110 and the secondary pressure control valve 112 is insufficient, the line pressure P L from being unnecessarily high It is possible.
  • modulator pressure P M, the control hydraulic pressure P SLT is controlled by the electronic control unit 50, the linear solenoid valve control oil pressure P SLP is a SLP of the output hydraulic pressure, and the control oil pressure P SLS is the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS be comprised between each source pressure and pressure is adjusted to a constant pressure by a modulator valve 116 to line pressure P L as source pressure.
  • Primary pressure control valve 110 the spool valve element 110a that allows supplying the line pressure P L by opening and closing an input port 110i by being movable in the axial direction from the input port 110i to the primary pulley 42 via an output port 110t And a spring 110b as an urging means for urging the spool valve element 110a in the valve opening direction, and a control oil pressure P SLP for accommodating the spring 110b and applying a thrust force in the valve opening direction to the spool valve element 110a.
  • the primary pressure control valve 110 configured as described above, for example, the control for supplying hydraulic pressure P SLP to the primary hydraulic cylinder 42c of the primary pulley 42 to control the line pressure P L to regulation control as a pilot pressure. As a result, the primary pressure Pin supplied to the primary hydraulic cylinder 42c is controlled.
  • an orifice 120 is provided in the oil passage 118 between the primary hydraulic cylinder 42c and the primary pressure control valve 110 for the purpose of fail-safe or the like.
  • Secondary pressure control valve 112 permits the supply of line pressure P L by opening and closing an input port 112i by being movable in the axial direction from the input port 112i to the secondary pulley 46 via an output port 112t as secondary pressure Pout
  • An oil chamber 112c that receives the control hydraulic pressure P SLS , a feedback oil chamber 112d that receives the secondary pressure Pout output from the output port 112t in order to apply thrust in the valve closing direction to the spool valve element 112a, and a spool valve element 112a that are closed.
  • the secondary pressure control valve 112 configured as described above, for example, supplies the control oil pressure P SLS on the secondary side hydraulic cylinder 46c of the secondary pulley 46 by the line pressure P L pressure regulation and control as a pilot pressure. Thereby, the secondary pressure Pout supplied to the secondary hydraulic cylinder 46c is controlled. For example, when the control hydraulic pressure P SLS output from the linear solenoid valve SLS increases from the state in which the predetermined hydraulic pressure is supplied to the secondary hydraulic cylinder 46c, the spool valve element 112a of the secondary pressure control valve 112 is moved upward in FIG. Moving. Thereby, the secondary pressure Pout to the secondary side hydraulic cylinder 46c increases.
  • an orifice 124 is provided in the oil passage 122 between the secondary hydraulic cylinder 46c and the secondary pressure control valve 112 for the purpose of fail-safe or the like.
  • the primary pressure Pin regulated by the linear solenoid valve SLP and the secondary pressure Pout regulated by the linear solenoid valve SLS do not cause belt slip and are unnecessary.
  • the pair of variable pulleys 42 and 46 is controlled to generate a belt clamping pressure that does not increase.
  • the speed ratio ⁇ is changed.
  • the gear ratio ⁇ is increased as the thrust ratio ⁇ is increased (that is, the continuously variable transmission 18 is downshifted).
  • FIG. 4 is a functional block diagram for explaining a main part of the control function by the electronic control unit 50.
  • the engine output control unit that is, the engine output control unit 130, for example engine 12 throttle signal and the injection signal and an ignition timing signal throttle actuator 38 and the fuel respectively the engine output control command signal S E, such as for output control of the Output to the injection device 80 and the ignition device 82.
  • the engine output control means 130 sets a target engine torque T E * for obtaining a driving force (driving torque) corresponding to the accelerator opening Acc, and throttles the target engine torque T E * so as to obtain the target engine torque T E *.
  • the fuel injection amount is controlled by the fuel injection device 80
  • the ignition timing is controlled by the ignition device 82.
  • the continuously variable transmission control unit that is, the continuously variable transmission control means 132, for example, performs primary pressure so as to achieve the target gear ratio ⁇ * of the continuously variable transmission 18 while preventing belt slippage of the continuously variable transmission 18.
  • a primary command pressure Pintgt as a command value of Pin (or target primary pressure Pin * ) and a secondary command pressure Pouttgt as a command value of secondary pressure Pout (or target secondary pressure Pout * ) are determined, and the primary command pressure Pintgt and secondary The command pressure Pouttgt is output to the hydraulic control circuit 100.
  • the hydraulic control circuit 100 of the present embodiment has an actual secondary pressure that acts on the secondary pulley 46 (secondary hydraulic cylinder 46c) only on the secondary pulley 46 side, which is one side of the pair of variable pulleys 42 and 46.
  • a secondary pressure sensor 78 is provided as a hydraulic pressure sensor for detecting Pout. Therefore, the continuously variable transmission control means 132 executes feedback control in which the detected value of the secondary pressure sensor 78 (a signal indicating the actual secondary pressure Pout) is set to the target secondary pressure Pout * corresponding to the target secondary thrust Wout * , for example. be able to.
  • the thrust (pulley pressure) can be accurately controlled on the secondary pulley 46 side as compared to the primary pulley 42 side on which no hydraulic sensor is provided. That is, in this embodiment, the hydraulic control circuit that can control the thrust (pulley pressure) with high accuracy by comparing the secondary pulley 46 that is one of the primary pulley 42 and the secondary pulley 46 with the primary pulley 42 that is the other. 100 is provided.
  • the thrust required for preventing belt slip with the minimum necessary thrust that is, the belt slip limit thrust (hereinafter referred to as slip limit thrust), which is the thrust immediately before the occurrence of belt slip, is set as the target thrust.
  • the primary pulley 42 side has a relatively poor hydraulic control accuracy (that is, feedback control based on the deviation between the detected value of the hydraulic sensor and the target value cannot be performed)
  • the hydraulic command value primary It is necessary to add the thrust corresponding to the hydraulic pressure variation, which is the difference between the command pressure (Pintgt) and the actual hydraulic pressure (actual primary pressure Pin), to the slip limit thrust.
  • the target secondary thrust Wout * must also be increased corresponding to the thrust corresponding to, and the fuel consumption may deteriorate.
  • the hydraulic control accuracy is not necessarily good.
  • the continuously variable transmission control means 132 is, for example, a secondary pulley side slip limit thrust Woutlmt that is a slip limit thrust on the secondary pulley 46 side, and a primary pulley side slip limit thrust that is a slip limit thrust on the primary pulley 42 side.
  • the larger one of the secondary pulley side shift control thrust Woutsh that is the thrust on the secondary pulley 46 side necessary for the shift control calculated based on Winlmt is selected as the target secondary thrust Wout * .
  • the continuously variable transmission control means 132 for example, a primary pulley side shift control thrust Winsh, which is a thrust on the primary pulley 42 side necessary for shift control calculated based on the selected target secondary thrust Wout * , Set as target primary thrust Win * . Further, the continuously variable transmission control means 132 performs the target primary thrust Win * (that is, the primary pulley side speed change) by feedback control of the primary thrust Win based on the speed ratio deviation ⁇ between the target speed ratio ⁇ * and the actual speed ratio ⁇ , for example. The control thrust (Winsh) is corrected.
  • a primary pulley side shift control thrust Winsh which is a thrust on the primary pulley 42 side necessary for shift control calculated based on the selected target secondary thrust Wout * , Set as target primary thrust Win * .
  • the continuously variable transmission control means 132 performs the target primary thrust Win * (that is, the primary pulley side speed change) by feedback control of the primary thrust Win based on the speed ratio deviation ⁇ between the target speed ratio ⁇ *
  • the gear ratio deviation ⁇ may be a deviation between the target value and the actual value in the parameter corresponding to the gear ratio ⁇ on a one-to-one basis.
  • deviation ⁇ Rin between target belt engagement diameter Rin * on the primary pulley 42 side and actual belt engagement diameter Rin (see FIG.
  • the thrust required for the shift control is, for example, a thrust necessary for realizing the target shift, and a thrust required for realizing the target gear ratio ⁇ * and the target shift speed.
  • the pulley position movement amount (dX / dNelm) per belt element (block) is used. Defined (dX: axial displacement of pulley per unit time [mm / ms], dNelm: number of elements (blocks) biting into pulley per unit time [piece / ms]).
  • the target shift speed is represented by the primary target shift speed (dXin / dNelmin) and the secondary target shift speed (dXout / dNelmout).
  • the thrust required for the speed change control is, when one thrust is set, the target speed ratio ⁇ * corresponding to one thrust based on the thrust ratio ⁇ for maintaining the target speed ratio ⁇ * .
  • the other balance thrust Wbl for realizing and the target shift speed (for example, the primary target shift speed (dXin / dNelmin) and the secondary target shift speed (dXout / dNelmout)) when the target gear ratio ⁇ * is changed. This is the sum of the shift difference thrust ⁇ W for realizing.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining the thrust required for the shift control.
  • FIG. 5 shows the primary thrust Win set when the target upshift is realized on the primary pulley 42 side when the secondary thrust Wout is set so as to realize belt slip prevention on the secondary pulley 46 side, for example.
  • An example is shown.
  • the target gear ratio ⁇ * is in the upshift state from the time point t1 to the time point t3, the thrust relationship diagram at the time point t2 in FIG. 5A shown in FIG.
  • each thrust Win is the sum of the primary balance thrust Winbl and the primary shift difference thrust ⁇ Win.
  • the shaded portion of each thrust shown in FIG. 5 (b) corresponds to each balance thrust Wbl for maintaining the target speed ratio ⁇ * at time t2 in FIG. 5 (a).
  • FIG. 6 is a block diagram showing a control structure for achieving both a target shift and belt slip prevention with the minimum necessary thrust when the secondary pressure sensor 78 is provided only on the secondary pulley 46 side. 6, the input torque T IN of the target gear ratio gamma * and the continuously variable transmission 18, for example, sequentially calculated by the CVT control unit 132.
  • the continuously variable transmission control means 132 determines the post-shift target speed ratio ⁇ * l, which is the speed ratio ⁇ to be achieved after the speed change of the continuously variable transmission 18.
  • the continuously variable transmission control means 132 uses the accelerator opening Acc as shown in FIG. 7 as a parameter, for example, to obtain and store the relationship between the output shaft rotational speed N OUT and the target input shaft rotational speed N IN * that has been obtained in advance (transmission speed).
  • the target input shaft rotational speed N IN * is set based on the vehicle state indicated by the actual output shaft rotational speed N OUT and the accelerator opening Acc from the map).
  • the shift map in FIG. 7 corresponds to a shift condition, and the target input shaft rotational speed N IN * that sets a larger gear ratio ⁇ is set as the output shaft rotational speed N OUT is smaller and the accelerator opening Acc is larger.
  • This post-shift target speed ratio ⁇ * l is determined within the range of the minimum speed ratio ⁇ min (highest speed gear ratio, highest Hi) and the maximum speed ratio ⁇ max (lowest speed gear ratio, lowest Low) of the continuously variable transmission 18. .
  • the continuously variable transmission control means 132 determines the speed ratio ⁇ before the start of the shift and the target speed ratio ⁇ * l after the shift from a relationship that is experimentally set in advance so as to realize a quick and smooth shift, for example. Based on these differences, the target speed ratio ⁇ * is determined as the target value of the transient speed ratio ⁇ during the speed change.
  • the continuously variable transmission control means 132 is a smooth curve (for example, a first-order lag curve) that changes the target speed ratio ⁇ * that is sequentially changed during the shift from the start of the shift toward the post-shift target speed ratio ⁇ * l. And a second order delay curve) as a function of elapsed time.
  • the continuously variable transmission control means 132 sequentially shifts the speed ratio ⁇ before the start of the shift from the speed ratio ⁇ before the start of the shift to the target speed ratio ⁇ * 1 after the shift during the shift of the continuously variable transmission 18. Change the target gear ratio ⁇ * . Further, when the continuously variable transmission control means 132 determines the target transmission gear ratio ⁇ * as a function of the elapsed time, the target transmission gear ratio (primary target transmission speed (dXin / dNelmin ) is determined based on the target transmission gear ratio ⁇ *. ) And the secondary side target shift speed (dXout / dNelmout)). For example, when the gear shift is completed and the target gear ratio ⁇ * is in a constant steady state, the target gear shift speed becomes zero.
  • the continuously variable transmission control means 132 uses, for example, the intake air amount Q AIR (or the corresponding throttle valve opening ⁇ TH or the like) as a required load for the engine 12 as a parameter, and the engine speed N E and the engine torque T E. experimentally determined in advance are shown in FIG.
  • the continuously variable transmission control means 132 calculates from a map and a predetermined operating characteristic diagram of the torque converter 14.
  • the estimated engine torque T E es is calculated so as to represent the actual engine torque T E itself, and unless otherwise distinguished from the actual engine torque T E , the estimated engine torque T E es is calculated as the actual engine torque T E es. It shall be treated as T E. Accordingly, the estimated engine torque T E es includes the actual engine torque T E.
  • the continuously variable transmission control means 132 includes, for example, a limit thrust calculation unit that calculates a slip limit thrust Wlmt, that is, a limit thrust calculation unit 134, a steady thrust calculation unit that calculates a balance thrust Wbl, that is, a steady thrust calculation unit 136, A differential thrust calculation unit for calculating the differential thrust ⁇ W, that is, a differential thrust calculation unit 138, and an FB control amount calculation unit for calculating the feedback control amount Winfb, that is, an FB control amount calculation unit 140 are provided.
  • limit thrust calculation means 134 calculates the slip limit thrust Wlmt based on the input torque T IN of the actual speed ratio ⁇ and the continuously variable transmission 18. Specifically, the limit thrust calculating means 134 calculates the input torque T IN of the continuously variable transmission 18 as the input torque of the primary pulley 42 and the input torque of the secondary pulley 46 from the following expressions (1) and (2). Output torque T OUT of the continuously variable transmission 18, sheave angle ⁇ of the variable pulleys 42, 46, a predetermined element-to-pulley friction coefficient ⁇ in on the primary pulley 42 side, and a predetermined element-to-pulley friction coefficient on the secondary pulley 46 side.
  • the belt engagement diameter Rin on the primary pulley 42 side uniquely calculated from ⁇ out and the actual transmission ratio ⁇
  • the belt engagement diameter Rout on the secondary pulley 46 side uniquely calculated from the actual transmission ratio ⁇ (see FIG. 3 above).
  • Winlmt (Tin ⁇ cos ⁇ ) / (2 ⁇ ⁇ in ⁇ Rin) (2)
  • the steady thrust calculating means 136 calculates, for example, a secondary balance thrust Woutbl corresponding to the primary pulley side slip limit thrust Winlmt and a primary balance thrust Winbl corresponding to the target secondary thrust Wout *. .
  • a target shift that is sequentially calculated from, for example, a relationship (thrust ratio map) as shown in FIG.
  • the steady thrust calculating means 136 calculates the secondary balance thrust Woutbl based on the primary pulley side slip limit thrust Winlmt and the thrust ratio ⁇ in from the following equation (3).
  • the target gear ratio ⁇ * calculated sequentially from, for example, the relationship (thrust ratio map) as shown in FIG. 10B, which is experimentally obtained and stored in advance with the thrust ratio ⁇ out when calculating the thrust on the side.
  • the thrust ratio ⁇ out is calculated based on the reciprocal SFout ⁇ 1 of the secondary side safety factor.
  • the differential thrust calculation means 138 for example, the secondary shift difference thrust ⁇ Wout as the secondary pulley-side converted difference thrust ⁇ Wout when the target shift is realized on the secondary pulley 46 side, and the primary A primary shift difference thrust ⁇ Win is calculated as a differential thrust ⁇ W converted to the primary pulley when the target shift is realized on the pulley 42 side.
  • the differential thrust calculation means 138 is obtained experimentally in advance and stored, for example, as shown in FIG. 11B, between the secondary side target shift speed (dXout / dNelmout) and the secondary shift difference thrust ⁇ Wout.
  • the secondary shift difference thrust ⁇ Wout is calculated based on the sequentially calculated secondary target shift speed (dXout / dNelmout).
  • the differential thrust calculation means 138 has a relationship (difference as shown in, for example, FIG. 11A) which is experimentally obtained and stored in advance between the primary target shift speed (dXin / dNelmin) and the primary shift differential thrust ⁇ Win. From the thrust map), the primary shift difference thrust ⁇ Win is calculated based on the primary target shift speed (dXin / dNelmin) calculated sequentially.
  • the limit thrust calculation means 134 for example, the secondary pulley 46 side thrust (secondary balance thrust Woutbl or secondary shift difference thrust ⁇ Wout based on the primary pulley side slip limit thrust Winlmt), for example.
  • the steady thrust calculating means 136 adds the control margin Wmgn from the following equation (3) ′ instead of, for example, the equation (3).
  • the control margin Wmgn is, for example, a constant value (design value) that is experimentally obtained and set in advance.
  • the transient state (during shifting) is more variable than the steady state (shifting ratio is constant). Since a large amount of (thrust ratio map and physical characteristic diagram of the differential thrust map) is used, it is set to a large value.
  • the variation with respect to the physical characteristics related to the above calculation includes, for example, variations in the control hydraulic pressures P SLP and P SLS with respect to each control current to the linear solenoid valves SLP and SLS, variations in the drive circuit that outputs the control current, and control hydraulic pressure P SLP, is different from the actual pulley pressure Pin for P SLS, the actual hydraulic pressure of the shift amount for the hydraulic command value of the pulley pressures, such as variations in the Pout (hydraulic variation amount, the variation of the hydraulic pressure control component).
  • the hydraulic pressure variation is a relatively large value depending on the unit (hard unit such as the hydraulic control circuit 100)
  • the variation with respect to the physical characteristics related to the calculation is an extremely small value compared to the hydraulic pressure variation. .
  • adding the control margin Wmgn to the primary pulley side slip limit thrust Winlmt means that the target pulley pressure can be obtained no matter how much the actual pulley pressure varies with respect to the pulley pressure hydraulic command value. Compared with adding control variation to the control, deterioration of fuel consumption is suppressed. Further, since the calculations in the blocks B6 and B7 are based on the target secondary thrust Wout * , here, the control margin Wmgn is not added to the target secondary thrust Wout * prior to the calculation.
  • continuously variable transmission control means 132 selects the larger one of secondary pulley side slip limit thrust Woutlmt and secondary pulley side shift control thrust Woutsh as target secondary thrust Wout * .
  • KP is a predetermined proportionality constant
  • KI is a predetermined integral constant
  • KD is a predetermined speed. Differential constant.
  • Winfb KP ⁇ ⁇ + KI ⁇ ( ⁇ dt) + KD ⁇ (d ⁇ / dt) (5)
  • the blocks B1 to B5 function as a secondary target thrust calculation unit that sets the target secondary thrust Wout *, that is, the secondary target thrust calculation means 150.
  • the blocks B6 to B8 function as a primary target thrust calculation unit that sets the target primary thrust Win *, that is, a primary target thrust calculation means 152.
  • the primary pressure control valve 110 and the secondary pressure control valve 112 are used for controlling the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout. For this reason, for example, during a shift, a change in the spring force of the springs 110b and 112b and a fluid force (flow force) occur due to the supply and discharge of hydraulic oil. As a result, the balance of the forces in the moving direction of the spool valve elements 110a, 112a (the valve opening / closing direction, the vertical direction in FIG. 3) is lost, and a deviation ⁇ P1 occurs between the pulley command pressure and the actual pulley pressure.
  • This deviation ⁇ P1 can be derived, for example, by Bernoulli's theorem and the momentum conservation law, and can be expressed as a function of the flow rate Qf of hydraulic oil or the amount of change in pulley positions Xin and Xout as an override characteristic.
  • orifices 120 and 124 are provided in the hydraulic control circuit 100 of the present embodiment. Therefore, during the shift, a pressure difference ⁇ P2 is generated between the upstream and downstream of the orifices 120 and 124 in accordance with the flow rate Qf of the hydraulic oil.
  • This pressure difference ⁇ P2 can be expressed by, for example, a quadratic function of the flow rate Qf of hydraulic oil or the amount of change in pulley positions Xin and Xout as orifice characteristics.
  • the change in the actual pulley pressure with respect to the change in the pulley command pressure includes the delay characteristic of the hydraulic control circuit 100 and the delay characteristic of the fluid.
  • This delay characteristic can be approximated by, for example, a first-order lag system or a second-order lag system. Therefore, a delay characteristic of the actual pulley pressure with respect to the pulley command pressure is modeled, and a delay compensation characteristic for canceling the delay characteristic is modeled based on the modeled delay characteristic.
  • the continuously variable transmission control means 132 is based on the override characteristic and the orifice characteristic with respect to the target secondary pressure Pout * and the target primary pressure Pin * , for example.
  • the values corrected by the amount of deviation ( ⁇ P1 + ⁇ P2) and further compensated for the hydraulic response delay based on the modeled delay compensation characteristics are set as the secondary command pressure Pouttgt and the primary command pressure Pintgt.
  • CVT control means 132 for example, so that the target primary pressure Pin * and the target secondary pressure Pout * is obtained, outputs the primary instruction pressure Pintgt and secondary instruction pressure Pouttgt as hydraulic control command signal S CVT to the hydraulic control circuit 100 To do.
  • the hydraulic control circuit 100 the following hydraulic pressure control command signal S CVT, with pressure regulating the primary pressure Pin by operating the linear solenoid valve SLP, actuates the linear solenoid valve SLS pressure regulating the secondary pressure Pout by.
  • the continuously variable transmission control means 132 detects the secondary pressure Pout detected by the secondary pressure sensor 78 so as to compensate for the hydraulic pressure variation (variation in hydraulic control) on the secondary pulley 46 side, for example.
  • the primary control is performed by the feedback control on the secondary pulley 46 side based on the deviation between the detected value of the pulley pressure and the actual value.
  • the command pressure Pintgt cannot be corrected.
  • FIG. 12 shows a control operation for reducing the hydraulic margin (hydraulic pressure for compensating for hydraulic pressure variation) on the primary pulley 42 side where the main control operation of the electronic control unit 50, that is, the hydraulic control accuracy is not good, is improved. And is repeatedly executed with an extremely short cycle time of about several milliseconds to several tens of milliseconds, for example.
  • Secondary pulley side slip limit thrust Woutlmt based on the sheave angle ⁇ , the predetermined element-pulley friction coefficient ⁇ out on the secondary pulley 46 side, and the belt engagement diameter Rin on the primary pulley 42 side that is uniquely calculated from the actual gear ratio ⁇ . Is calculated.
  • the limit thrust calculation means 134 for example, the input torque T IN of the continuously variable transmission 18, the sheave angle ⁇ of the variable pulleys 42 and 46, and the predetermined element on the primary pulley 42 side from the above equation (2).
  • the primary pulley side slip limit thrust Winlmt is calculated based on the belt engagement diameter Rin on the primary pulley 42 side that is uniquely calculated from the inter-pulley friction coefficient ⁇ in and the actual speed ratio ⁇ .
  • the control margin Wmgn may be added to the primary pulley side slip limit thrust Winlmt.
  • S30 corresponding to the steady thrust calculating means 136, for example, from the thrust ratio map as shown in FIG. 10 (a), based on the target gear ratio ⁇ * and the reciprocal SFin ⁇ 1 of the primary-side safety factor calculated sequentially.
  • a thrust ratio ⁇ in is calculated.
  • a secondary balance thrust (secondary steady thrust) Woutbl is calculated based on the primary pulley side slip limit thrust Winlmt and the thrust ratio ⁇ in from the equation (3).
  • the secondary balance thrust Woutbl is calculated from the equation (3) ′ instead of the equation (3) in S30.
  • the secondary shift differential thrust ⁇ Wout is calculated based on the secondary target shift speed (dXout / dNelmout) sequentially calculated. Is calculated.
  • S10 to S50 correspond to the secondary target thrust calculation means 150.
  • a feedback control amount (FB control correction amount) Winfb is calculated based on the gear ratio deviation ⁇ from, for example, a predetermined feedback control equation as shown in the equation (5).
  • S60 to S90 correspond to the primary target thrust calculation means 152.
  • the secondary command pressure Pouttgt is output to the hydraulic control circuit 100 as the hydraulic pressure control command signal S CVT, the linear solenoid valve SLS is actuated by the secondary pressure Pout is pressure regulated in accordance with the oil pressure control command signal S CVT.
  • the hydraulic pressure variation on the secondary pulley 46 side is compensated.
  • the primary command pressure Pintgt is output to the hydraulic control circuit 100 as the hydraulic pressure control command signal S CVT, the linear solenoid valve SLP is pressurized primary pressure Pin adjusted to be actuated in accordance with the oil pressure control command signal S CVT.
  • the hydraulic pressure variation on the pulley 42 side is compensated.
  • the thrust for preventing belt slippage is controlled on the secondary pulley 46 side with relatively good thrust control accuracy, the hydraulic pressure in the primary pulley 42 with relatively poor thrust control accuracy when setting the target secondary thrust Wout *. There is no need to add variations. That is, the necessary thrust for preventing belt slippage in both the variable pulleys 42 and 46 is secured on the secondary pulley 46 side without adding the hydraulic pressure variation. Therefore, it is possible to improve the fuel consumption by reducing the hydraulic margin on the primary pulley 42 side where the hydraulic control accuracy is poor. Moreover, since only the thrust control accuracy (hydraulic control accuracy) on the secondary pulley 46 side is relatively improved, an increase in cost is suppressed.
  • the primary pulley side shift control thrust Winsh necessary for the shift control calculated based on the target secondary thrust Wout * is set as the target primary thrust Win *.
  • the target shift can be realized while preventing belt slippage in the primary pulley 42 without adding a hydraulic pressure variation in the relatively inferior primary pulley 42.
  • the feedback control of the primary thrust Win based on the gear ratio deviation ⁇ between the target gear ratio ⁇ * and the actual gear ratio ⁇ or the deviation ⁇ Xin between the target pulley position Xin * and the actual pulley position Xin. Since the target primary thrust Win * is corrected by the above, for example, it is possible to compensate for the hydraulic pressure variation in the primary pulley 42 with relatively poor thrust control accuracy. Accordingly, it is possible to suppress deterioration in fuel consumption due to variations in hydraulic pressure, and appropriately achieve target shift and belt slip prevention with the minimum necessary pulley thrust.
  • the thrust required for the speed change control (secondary pulley side speed change control thrust Woutsh, primary pulley side speed change control thrust Winsh) is determined by the target speed ratio ⁇ * and the target speed change speed (primary side target speed). Since the thrust is necessary for realizing the shift speed (dXin / dNelmin) and the secondary target shift speed (dXout / dNelmout), for example, the thrust necessary for shift control is appropriately calculated.
  • the slip limit thrust Wlmt so is calculated on the basis of the input torque T IN of the actual speed ratio ⁇ and the continuously variable transmission 18, for example, the slip limit thrust Wlmt is properly calculated, the belt The necessary thrust for preventing slipping is appropriately secured.
  • the hydraulic control circuit 100 includes the secondary pressure sensor 78 for detecting the actual secondary pressure Pout acting on the secondary pulley 46 only on the secondary pulley 46 side. Since feedback control is performed with the value set as the target secondary pressure Pout * corresponding to the target secondary thrust Wout * , for example, the thrust on the secondary pulley 46 side is accurate compared to the primary pulley 42 side where no hydraulic sensor is provided. (Pulley pressure) can be controlled.
  • the predetermined thrust corresponding to the variation with respect to the physical characteristics related to the calculation of the secondary pulley 46 side thrust (secondary balance thrust Woutbl and secondary shift difference thrust ⁇ Wout) based on the primary pulley side slip limit thrust Winlmt.
  • (Control margin) Wmgn is added to the primary pulley side slip limit thrust Winlmt prior to the calculation of the thrust on the secondary pulley 46 side, so for example, belt slippage in the primary pulley 42 with relatively poor thrust control accuracy is reliably prevented. The necessary thrust to do this is adequately secured.
  • the secondary pulley 46 is provided with the hydraulic control circuit 100 that can control the thrust (pulley pressure) with higher accuracy than the primary pulley 42.
  • the primary pulley 42 side is provided with a hydraulic control circuit 100 that can control the thrust with high precision compared to the secondary pulley 46 side.
  • the slip limit thrust on the primary pulley 42 side and the slip limit thrust on the secondary pulley 46 side are ensured, that is, the belt torque capacity guarantee of both pulleys 42 and 46 is realized.
  • the hydraulic control accuracy is the relatively poor secondary pulley 46 side, to set the target primary thrust force Win * to the target secondary thrust Wout corresponding *, to realize the shift of the target.
  • feedback control based on the gear ratio deviation ⁇ is executed in order to avoid fuel consumption deterioration due to the hydraulic pressure variation on the secondary pulley 46 side.
  • the present invention is provided if the hydraulic control circuit 100 capable of accurately controlling the thrust of one of the primary pulley 42 and the secondary pulley 46 compared to the other pulley is provided. Can be applied.
  • the thrust can be controlled with high accuracy by providing the hydraulic pressure sensor capable of detecting the pulley pressure as compared with the pulley side where the hydraulic pressure sensor is not provided.
  • the hydraulic pressure sensor capable of detecting the pulley pressure as compared with the pulley side where the hydraulic pressure sensor is not provided.
  • the hydraulic sensor need not be provided.
  • the torque converter 14 provided with the lock-up clutch 26 is used as the fluid transmission device.
  • the lock-up clutch 26 is not necessarily provided.
  • other fluid transmission devices such as a fluid coupling (fluid coupling) having no torque amplification effect may be used.
  • a starting mechanism such as a starting clutch is provided, or an engaging device or the like capable of connecting / disconnecting the power transmission path is provided, the fluid transmission device May not be provided.

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Abstract

　油圧制御精度が良くない方のプーリ側の油圧マージン分を削って燃費向上を図る。　セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtと、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて算出される変速制御の為に必要なセカンダリプーリ４６側のセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方が目標セカンダリ推力Ｗout＊として選択されるので、油圧制御精度が比較的良いセカンダリプーリ４６側にて、セカンダリプーリ４６におけるベルト滑り防止の為の必要推力が確保されることはもちろんのこと、油圧制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２におけるベルト滑り防止の為の必要推力も確保される。また、ベルト滑り防止の為の推力は油圧制御精度が比較的良いセカンダリプーリ４６側にて制御されることから、目標セカンダリ推力Ｗout＊の設定時に、プライマリプーリ４２における油圧ばらつき分を加える必要が無い。

Description

車両用無段変速機の制御装置
　本発明は、入力側推力及び出力側推力を各々制御することでベルト滑りを防止しつつ目標変速比を実現する車両用無段変速機（ベルト式無段変速機）の制御装置に関するものである。
　入力側可変プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）及び出力側可変プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）の有効径が可変の一対の可変プーリと、その一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、プライマリプーリにおける入力側推力（プライマリ推力）及びセカンダリプーリにおける出力側推力（セカンダリ推力）を各々制御することで伝動ベルトの滑りを防止しつつ実際の変速比を目標変速比とする車両用無段変速機（以下、無段変速機）の制御装置が良く知られている。特許文献１に記載されたベルト式無段変速機の変速制御装置がそれである。このような無段変速機では、例えばセカンダリ側の目標推力（目標セカンダリ推力）を、セカンダリプーリにてベルト滑りを発生させない為に最低限必要な滑り限界推力（必要セカンダリ推力）に設定する。加えて、プライマリ側の目標推力（目標プライマリ推力）を、目標変速比を維持する為の推力比（＝セカンダリ推力／プライマリ推力）に基づいて目標セカンダリ推力に対してバランスするバランス推力（定常推力）と、変速比を変化させるときの目標変速速度を実現する為の変速差推力（過渡推力）との和（合計推力）に設定する。そして、各々設定された推力が得られるように各プーリへの油圧を制御することで、ベルト滑りの発生が防止されつつ目標変速比が実現される。
　ここで、例えば無段変速機のダウンシフトを実行する場合を考える。ダウンシフトでは、プライマリ側の変速差推力が負の値となることから、設定される目標プライマリ推力がプライマリプーリにてベルト滑りを発生させない為に最低限必要な滑り限界推力（必要プライマリ推力）を下回り易く、ベルト滑りを生じさせる可能性がある。尚、アップシフトでは、プライマリ側の変速差推力が正の値となることから、設定される目標プライマリ推力が必要プライマリ推力を下回り難いものの、プライマリ側のバランス推力等によっては必要プライマリ推力を下回ってベルト滑りを生じさせる可能性がある。このような目標プライマリ推力が必要プライマリ推力を下回ることに対して、上記特許文献１には、目標プライマリ推力が必要プライマリ推力より小さいときは、プライマリ側にて滑り限界推力を目標プライマリ推力として設定し、セカンダリ側にて変速の為のバランス推力と変速差推力との合計推力を目標セカンダリ推力として設定することで、必要最小限のプーリ推力を用いてベルト滑りの発生を防止しつつ、目標とする変速を実現することが提案されている。つまり、特許文献１では、滑り限界推力（必要セカンダリ推力）に設定された目標セカンダリ推力に対応する変速制御の為の目標プライマリ推力が滑り限界推力（必要プライマリ推力）よりも小さくなるか否かを判定し、判定結果に基づいてプライマリ側とセカンダリ側とでベルト滑り防止を保証する機能と目標とする変速を実現する機能とを入れ替えることで、最小限の推力で変速とベルト滑り防止を実現している。
特許第３０４２６８４号公報
　ところで、ベルト滑り防止を保証する一方のプーリ側では、例えばその一方のプーリ側の油圧制御精度が良いことが前提となる。つまり、油圧指令値に対して実油圧に油圧ばらつきが存在することを考慮すると、滑り限界推力に設定した目標推力に実推力を合わせ込むには、例えば一方のプーリ側への実油圧を検出する油圧センサを備え、油圧センサの検出値が目標推力に対応する一方のプーリ側への目標油圧となるようにフィードバック制御できることが望まれる。尚、目標とする変速を実現する他方のプーリ側では、実変速比が目標変速比となるようにフィードバック制御によりその他方のプーリ側の推力を補正することができるので、必ずしもその他方のプーリ側の油圧制御精度が良いことを前提としなくとも良い。
　そうすると、前記特許文献１にて提案された技術では、プライマリ側とセカンダリ側との両方の油圧制御精度が良ければ、例えば両プーリへの各プーリ圧を検出する油圧センサが各々設けられていれば、ベルト滑り防止を保証する機能と目標とする変速を実現する機能とを入れ替えても問題は生じない。しかしながら、プライマリ側とセカンダリ側との両方の油圧制御精度を良くするのはコストアップとなる。また、コストを低減する為に、一方のプーリ側しか油圧制御精度を良くしない場合、他方のプーリ側の油圧制御精度は一方のプーリ側より劣るので、例えば以下に示すような問題が生じる。すなわち、例えば一方のプーリ側にのみ上記油圧センサが備えられているハード構成の場合、油圧制御精度が劣る他方のプーリ側の目標推力を滑り限界推力に設定する変速状態にて確実にベルト滑り防止を保証する為には、その目標推力を例えば「滑り限界推力＋どんなに油圧がばらついてもその滑り限界推力が確実に得られる為の所定の他方のプーリ側油圧ばらつきに相当する推力分」に設定する必要がある。その為、目標の変速を実現する為に、他方のプーリ側の目標推力に対して推力比に基づいてバランスしようとすると、上記「他方のプーリ側油圧ばらつきに相当する推力分」に対応して一方のプーリ側の目標推力（或いは目標油圧）も増大させなければならず、燃費が悪化する可能性がある。尚、上述したような課題は未公知であり、片方のプーリ側のみ油圧制御精度が良いベルト式無段変速機において、油圧ばらつき分による燃費の悪化を抑制することについて未だ提案されていない。
　本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、油圧制御精度が良くない方のプーリ側の油圧マージン分を削って燃費向上を図ることができる車両用無段変速機の制御装置を提供することにある。
　前記目的を達成するための本発明の要旨とするところは、(a) 入力側可変プーリ及び出力側可変プーリの有効径が可変の一対の可変プーリと、その一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、その入力側可変プーリにおける入力側推力及びその出力側可変プーリにおける出力側推力を各々制御することでその伝動ベルトの滑りを防止しつつ実変速比を目標変速比とする車両用無段変速機の制御装置であって、(b) 前記入力側可変プーリ及び前記出力側可変プーリの一方を、他方と比較して、精度良く推力を制御できる油圧制御回路が備えられており、(c) 前記一方の側の目標推力として、ベルト滑り防止の為に必要なその一方の側の滑り限界推力と、ベルト滑り防止の為に必要な前記他方の側の滑り限界推力に基づいて算出される変速制御の為に必要なその一方の側の推力とのうちの大きい方を選択することにある。
　このようにすれば、ベルト滑り防止の為に必要なその一方の側の滑り限界推力と、ベルト滑り防止の為に必要な前記他方の側の滑り限界推力に基づいて算出される変速制御の為に必要なその一方の側の推力とのうちの大きい方が前記一方の側の目標推力として選択されるので、推力制御精度（油圧制御精度）が比較的良い一方の可変プーリ側にて、一方の可変プーリにおけるベルト滑り防止の為の必要推力が確保されることはもちろんのこと、推力制御精度が比較的劣る他方の可変プーリにおけるベルト滑り防止の為の必要推力も確保される。また、ベルト滑り防止の為の推力は推力制御精度が比較的良い一方の可変プーリ側にて制御されることから、目標推力の設定時に他方の可変プーリにおける油圧ばらつき分を加える必要が無い。つまり、その油圧ばらつき分を加えることなく、一方の可変プーリ側にて両可変プーリにおけるベルト滑り防止の為の必要推力が確保される。よって、油圧制御精度が良くない方のプーリ側の油圧マージン分を削って燃費向上を図ることができる。
　ここで、好適には、前記他方の側の目標推力として、前記一方の側の目標推力に基づいて算出される変速制御の為に必要なその他方の側の推力を設定することにある。このようにすれば、推力制御精度が比較的劣る他方の可変プーリにおける油圧ばらつき分を加えることなくその他方の可変プーリにおけるベルト滑りを防止しつつ、目標の変速を実現することができる。
　また、好適には、前記他方の側の目標推力は、目標変速比と実変速比との偏差或いは目標プーリ位置と実プーリ位置との偏差に基づいたその他方の側の推力のフィードバック制御により補正されることにある。このようにすれば、推力制御精度が比較的劣る他方の可変プーリにおける油圧ばらつき分を補償することができる。従って、油圧ばらつき分による燃費悪化を抑制でき、必要最小限のプーリ推力で目標の変速とベルト滑り防止とを適切に実現することができる。
　また、好適には、前記変速制御の為に必要な推力は、目標変速比及び目標変速速度を実現する為に必要な推力である。このようにすれば、変速制御の為に必要な推力が適切に算出される。
　また、好適には、前記滑り限界推力は、実変速比と前記車両用無段変速機の入力トルクとに基づいて算出されることにある。このようにすれば、前記滑り限界推力が適切に算出され、ベルト滑り防止の為の必要推力が適切に確保される。
　また、好適には、前記油圧制御回路は、前記一方の側のみに、その一方の可変プーリに作用する実プーリ圧を検出する為の油圧センサを備え、前記油圧センサの検出値を前記一方の側の目標推力に対応する目標プーリ圧とするフィードバック制御を実行することにある。このようにすれば、一方の側を、他方と比較して、精度良く推力を制御することができる。
　また、好適には、前記他方の側の滑り限界推力に基づく前記一方の側の推力の算出に関わるばらつき分に対応する所定推力を、その算出に先立って、その他方の側の滑り限界推力に加算することにある。このようにすれば、推力制御精度が比較的劣る他方の可変プーリにおけるベルト滑りを確実に防止する為の必要推力が適切に確保される。尚、上記算出に関わるばらつき分は、例えば油圧ばらつき分（油圧指令値に対する実油圧のずれ分）とは異なるものであり、前記他方の側の滑り限界推力に基づいて前記一方の側の推力を算出する際に用いる例えば所定の特性などの個体ばらつき（ユニットばらつき）である。また、上記油圧ばらつき分は、例えばユニットによっては比較的大きな値となるが、上記算出に関わるばらつき分は、油圧ばらつき分と比べて極めて小さな値である。
本発明が適用される車両を構成する動力伝達経路の概略構成を説明する図である。 車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。 油圧制御回路のうち無段変速機の変速に関する油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。 電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 変速制御の為に必要な推力を説明する為の一例を示す図である。 本実施例の制御構造を示すブロック図である。 無段変速機の変速に関する油圧制御において目標入力軸回転速度を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。 吸入空気量をパラメータとしてエンジン回転速度とエンジントルクとの予め実験的に求められて記憶されたマップの一例を示す図である。 トルクコンバータの所定の作動特性として予め実験的に求められて記憶されたマップの一例を示す図である。 目標変速比をパラメータとして安全率の逆数と推力比との予め実験的に求められて記憶された推力比マップの一例を示す図である。 目標変速速度とセカンダリ変速差推力との予め実験的に求められて記憶された差推力マップの一例を示す図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわち油圧制御精度が良くないプライマリプーリ側の油圧マージン分を削って燃費向上を図る為の制御作動を説明するフローチャートである。
　本発明において、好適には、前記入力側可変プーリや出力側可変プーリに作用させるプーリ圧をそれぞれ独立に制御するように油圧制御回路を構成することで、前記入力側推力及び出力側推力が各々直接的に或いは間接的に制御される。
　以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
　図１は、本発明が適用される車両１０を構成するエンジン１２から駆動輪２４までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。図１において、例えば走行用の駆動力源として用いられるエンジン１２により発生させられた動力は、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、車両用無段変速機としてのベルト式無段変速機（以下、無段変速機（ＣＶＴ）という）１８、減速歯車装置２０、差動歯車装置２２などを順次介して、左右の駆動輪２４へ伝達される。
　トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸１３に連結されたポンプ翼車１４ｐ、及びトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３０を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、このロックアップクラッチ２６が完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したり、無段変速機１８におけるベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６のトルク容量を制御したり、前後進切換装置１６における動力伝達経路を切り換えたり、車両１０の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。
　前後進切換装置１６は、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐとを主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３０はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３２はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介して非回転部材としてのハウジング３４に選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は断続装置に相当するもので、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。
　このように構成された前後進切換装置１６では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３０が入力軸３２に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３２はタービン軸３０に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）とされる。
　エンジン１２は、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関にて構成されている。このエンジン１２の吸気配管３６には、スロットルアクチュエータ３８を用いてエンジン１２の吸入空気量ＱＡＩＲを電気的に制御する為の電子スロットル弁４０が備えられている。
　無段変速機１８は、入力軸３２に設けられた入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）４２及び出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）４６の一対の可変プーリ４２，４６と、その一対の可変プーリ４２，４６の間に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、一対の可変プーリ４２，４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。
　プライマリプーリ４２は、入力軸３２に固定された入力側固定回転体としての固定回転体（固定シーブ）４２ａと、入力軸３２に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動回転体（可動シーブ）４２ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ４２における入力側推力（プライマリ推力）Ｗin（＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしての入力側油圧シリンダ（プライマリ側油圧シリンダ）４２ｃとを備えて構成されている。また、セカンダリプーリ４６は、出力軸４４に固定された出力側固定回転体としての固定回転体（固定シーブ）４６ａと、出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動回転体（可動シーブ）４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ４６における出力側推力（セカンダリ推力）Ｗout（＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしての出力側油圧シリンダ（セカンダリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されている。
　そして、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃへの油圧であるプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃへの油圧であるセカンダリ圧Ｐoutが油圧制御回路１００（図３参照）によって各々独立に調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々直接的に或いは間接的に制御される。これにより、一対の可変プーリ４２，４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比（ギヤ比）γ（＝入力軸回転速度ＮＩＮ／出力軸回転速度ＮＯＵＴ）が連続的に変化させられると共に、伝動ベルト４８が滑りを生じないように一対の可変プーリ４２，４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力（ベルト挟圧力）が制御される。このように、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御されることで伝動ベルト４８の滑りが防止されつつ実際の変速比（実変速比）γが目標変速比γ＊とされる。尚、入力軸回転速度ＮＩＮは入力軸３２の回転速度であり、出力軸回転速度ＮＯＵＴは出力軸４４の回転速度である。また、本実施例では図１から判るように、入力軸回転速度ＮＩＮはプライマリプーリ４２の回転速度と同一であり、出力軸回転速度ＮＯＵＴはセカンダリプーリ４６の回転速度と同一である。
　無段変速機１８では、例えばプライマリ圧Ｐinが高められると、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。また、プライマリ圧Ｐinが低められると、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。従って、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最小とされるところで、無段変速機１８の変速比γとして最小変速比γmin（最高速側変速比、最Hi）が形成される。また、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最大とされるところで、無段変速機１８の変速比γとして最大変速比γmax（最低速側変速比、最Low）が形成される。尚、プライマリ圧Ｐin（プライマリ推力Ｗinも同意）とセカンダリ圧Ｐout（セカンダリ推力Ｗoutも同意）とにより伝動ベルト４８の滑り（ベルト滑り）が防止されつつ、それらプライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの相互関係にて目標変速比γ＊が実現されるものであり、一方のプーリ圧（推力も同意）のみで目標の変速が実現されるものではない。
　図２は、エンジン１２や無段変速機１８などを制御する為に車両１０に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図２において、車両１０には、例えば無段変速機１８の変速制御などに関連する車両用無段変速機の制御装置を含む電子制御装置５０が備えられている。電子制御装置５０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置５０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機１８の変速制御やベルト挟圧力制御、ロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、無段変速機１８及びロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。
　電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸１３の回転角度（位置）ＡＣＲ及びエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）ＮＥを表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３０の回転速度（タービン回転速度）ＮＴを表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸回転速度ＮＩＮを表す信号、出力軸回転速度センサ５８により検出された車速Ｖに対応する無段変速機１８の出力回転速度である出力軸回転速度ＮＯＵＴを表す信号、スロットルセンサ６０により検出された電子スロットル弁４０のスロットル弁開度θＴＨを表す信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温ＴＨＷを表す信号、吸入空気量センサ６４により検出されたエンジン１２の吸入空気量ＱＡＩＲを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出された運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａccを表す信号、フットブレーキスイッチ６８により検出された常用ブレーキであるフットブレーキが操作された状態を示すブレーキオンＢＯＮを表す信号、ＣＶＴ油温センサ７０により検出された無段変速機１８等の作動油の油温ＴＨＯＩＬを表す信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバーのレバーポジション（操作位置）ＰＳＨを表す信号、バッテリセンサ７６により検出されたバッテリ温度ＴＨＢＡＴやバッテリ入出力電流（バッテリ充放電電流）ＩＢＡＴやバッテリ電圧ＶＢＡＴを表す信号、セカンダリ圧センサ７８により検出されたセカンダリプーリ４６への供給油圧であるセカンダリ圧Ｐoutを表す信号等が、それぞれ供給される。尚、電子制御装置５０は、例えば上記バッテリ温度ＴＨＢＡＴ、バッテリ充放電電流ＩＢＡＴ、及びバッテリ電圧ＶＢＡＴなどに基づいてバッテリ（蓄電装置）の充電状態（充電容量）ＳＯＣを逐次算出する。また、電子制御装置５０は、例えば出力軸回転速度ＮＯＵＴと入力軸回転速度ＮＩＮとに基づいて無段変速機１８の実変速比γ（＝ＮＩＮ／ＮＯＵＴ）を逐次算出する。
　また、電子制御装置５０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号ＳＥ、無段変速機１８の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号ＳＣＶＴ等が、それぞれ出力される。具体的には、上記エンジン出力制御指令信号ＳＥとして、スロットルアクチュエータ３８を駆動して電子スロットル弁４０の開閉を制御する為のスロットル信号や燃料噴射装置８０から噴射される燃料の量を制御する為の噴射信号や点火装置８２によるエンジン１２の点火時期を制御する為の点火時期信号などが出力される。また、上記油圧制御指令信号ＳＣＶＴとして、プライマリ圧Ｐinを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＰを駆動する為の指令信号、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動する為の指令信号、ライン油圧ＰＬを制御するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動する為の指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。
　図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８の変速に関する油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。図３において、油圧制御回路１００は、例えばオイルポンプ２８、プライマリ圧Ｐinを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ１１０、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ１１２、プライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１１４、モジュレータバルブ１１６、リニアソレノイド弁ＳＬＴ、リニアソレノイド弁ＳＬＰ、リニアソレノイド弁ＳＬＳ等を備えている。
　ライン油圧ＰＬは、例えばオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、リリーフ型のプライマリレギュレータバルブ１１４によりリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＴに基づいてエンジン負荷等に応じた値に調圧される。具体的には、ライン油圧ＰＬは、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの高い方の油圧に所定の余裕分（マージン）を加えた油圧が得られるように設定された制御油圧ＰＳＬＴに基づいて調圧される。従って、プライマリ圧コントロールバルブ１１０及びセカンダリ圧コントロールバルブ１１２の調圧動作において元圧であるライン油圧ＰＬが不足するということが回避されると共に、ライン油圧ＰＬが不必要に高くされないようにすることが可能である。また、モジュレータ油圧ＰＭは、電子制御装置５０によって制御される制御油圧ＰＳＬＴ、リニアソレノイド弁ＳＬＰの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＰ、及びリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧ＰＳＬＳの各元圧となるものであって、ライン油圧ＰＬを元圧としてモジュレータバルブ１１６により一定圧に調圧される。
　プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経てプライマリプーリ４２へ供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＰを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与する為に出力ポート１１０ｔから出力されたライン油圧ＰＬを受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧ＰＭを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。このように構成されたプライマリ圧コントロールバルブ１１０は、例えば制御油圧ＰＳＬＰをパイロット圧としてライン油圧ＰＬを調圧制御してプライマリプーリ４２のプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに供給する。これにより、そのプライマリ側油圧シリンダ４２ｃに供給されるプライマリ圧Ｐinが制御される。例えば、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧ＰＳＬＰが増大すると、プライマリ圧コントロールバルブ１１０のスプール弁子１１０ａが図３の上側に移動する。これにより、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinが増大する。一方で、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧ＰＳＬＰが低下すると、プライマリ圧コントロールバルブ１１０のスプール弁子１１０ａが図３の下側に移動する。これにより、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃへのプライマリ圧Ｐinが低下する。
　また、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃとプライマリ圧コントロールバルブ１１０との間の油路１１８には、フェールセーフ等を目的として、オリフィス１２０が設けられている。このオリフィス１２０が設けられていることにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰが故障してもプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの内圧が急減しないようにされている。これにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰの故障に起因した車両１０の急減速が抑制される。
　セカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１２ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｔを経てセカンダリプーリ４６へセカンダリ圧Ｐoutとして供給可能にするスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１２ｂと、そのスプリング１１２ｂを収容し且つスプール弁子１１２ａに開弁方向の推力を付与するために制御油圧ＰＳＬＳを受け入れる油室１１２ｃと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１２ｔから出力されたセカンダリ圧Ｐoutを受け入れるフィードバック油室１１２ｄと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧ＰＭを受け入れる油室１１２ｅとを備えている。このように構成されたセカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、例えば制御油圧ＰＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧ＰＬを調圧制御してセカンダリプーリ４６のセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃに供給する。これにより、そのセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐoutが制御される。例えば、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧ＰＳＬＳが増大すると、セカンダリ圧コントロールバルブ１１２のスプール弁子１１２ａが図３の上側に移動する。これにより、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃへのセカンダリ圧Ｐoutが増大する。一方で、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃに所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧ＰＳＬＳが低下すると、セカンダリ圧コントロールバルブ１１２のスプール弁子１１２ａが図３の下側に移動する。これにより、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃへのセカンダリ圧Ｐoutが低下する。
　また、セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃとセカンダリ圧コントロールバルブ１１２との間の油路１２２には、フェールセーフ等を目的として、オリフィス１２４が設けられている。このオリフィス１２４が設けられていることにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＳが故障してもセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの内圧が急減しないようにされている。これにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＳの故障に起因したベルト滑りが防止される。
　このように構成された油圧制御回路１００において、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰにより調圧されるプライマリ圧Ｐin及びリニアソレノイド弁ＳＬＳにより調圧されるセカンダリ圧Ｐoutは、ベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト挟圧力を一対の可変プーリ４２，４６に発生させるように制御される。また、後述するように、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとの相互関係で、一対の可変プーリの４２，４６の推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）が変更されることにより無段変速機１８の変速比γが変更される。例えば、その推力比τが大きくされるほど変速比γが大きくされる（すなわち無段変速機１８はダウンシフトされる）。
　図４は、電子制御装置５０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。図４において、エンジン出力制御部すなわちエンジン出力制御手段１３０は、例えばエンジン１２の出力制御の為にスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などのエンジン出力制御指令信号ＳＥをそれぞれスロットルアクチュエータ３８や燃料噴射装置８０や点火装置８２へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１３０は、アクセル開度Ａccに応じた駆動力（駆動トルク）が得られる為の目標エンジントルクＴＥ ＊を設定し、その目標エンジントルクＴＥ ＊が得られるようにスロットルアクチュエータ３８により電子スロットル弁４０を開閉制御する他、燃料噴射装置８０により燃料噴射量を制御したり、点火装置８２により点火時期を制御する。
　無段変速機制御部すなわち無段変速機制御手段１３２は、例えば無段変速機１８のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機１８の目標変速比γ＊を達成するように、プライマリ圧Ｐinの指令値（又は目標プライマリ圧Ｐin＊）としてのプライマリ指示圧Ｐintgtとセカンダリ圧Ｐoutの指令値（又は目標セカンダリ圧Ｐout＊）としてのセカンダリ指示圧Ｐouttgtとを決定し、プライマリ指示圧Ｐintgtとセカンダリ指示圧Ｐouttgtとを油圧制御回路１００へ出力する。
　ところで、本実施例の油圧制御回路１００は、一対の可変プーリの４２，４６の一方の側であるセカンダリプーリ４６側のみに、そのセカンダリプーリ４６（セカンダリ側油圧シリンダ４６ｃ）に作用する実セカンダリ圧Ｐoutを検出する為の油圧センサとしてのセカンダリ圧センサ７８を備えている。その為、無段変速機制御手段１３２は、例えばセカンダリ圧センサ７８の検出値（実セカンダリ圧Ｐoutを表す信号）を目標セカンダリ推力Ｗout＊に対応する目標セカンダリ圧Ｐout＊とするフィードバック制御を実行することができる。これによって、セカンダリプーリ４６側では、油圧センサが備えられていないプライマリプーリ４２側と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができる。つまり、本実施例では、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６の一方であるセカンダリプーリ４６を、他方であるプライマリプーリ４２と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができる油圧制御回路１００が備えられている。
　従って、必要最小限の推力でベルト滑りを防止する為に必要な推力（必要推力）すなわちベルト滑りが発生する直前の推力であるベルト滑り限界推力（以下、滑り限界推力）を目標推力として設定する場合、比較的油圧制御精度が劣る（すなわち油圧センサの検出値と目標値との偏差に基づくフィードバック制御できない）プライマリプーリ４２側では、確実に滑り限界推力を確保する為に、油圧指令値（プライマリ指示圧Ｐintgt）と実油圧（実プライマリ圧Ｐin）とのずれである油圧ばらつきに相当する推力分をその滑り限界推力に上乗せする必要がある。そうすると、目標の変速を実現する為の推力比τ（＝Ｗout／Ｗin）に基づくプライマリ圧Ｐin（プライマリ推力Ｗin）とセカンダリ圧Ｐout（セカンダリ推力Ｗout）との相互関係から、プライマリプーリ４２側油圧ばらつきに相当する推力分に対応して目標セカンダリ推力Ｗout＊も増大させなければならず、燃費が悪化する可能性がある。尚、油圧センサを備えなくとも、目標変速比γ＊と実変速比γとの変速比偏差Δγ（＝γ＊－γ）に基づくフィードバック制御により推力を補正することは可能であるので、目標の変速を実現することに関しては、必ずしも油圧制御精度が良い必要はない。
　そこで、本実施例では、例えば油圧制御精度が比較的良いセカンダリプーリ４６側で、セカンダリプーリ４６側の滑り限界推力を確保することはもちろんのこと、プライマリプーリ４２側の滑り限界推力も確保する、すなわち両プーリ４２，４６のベルトトルク容量保証を実現する。また、油圧制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２側では、上記ベルト滑りの防止を保証する為の目標セカンダリ推力Ｗout＊に対応した目標プライマリ推力Ｗin＊を設定し、目標の変速を実現する。この際、プライマリプーリ４２側の油圧ばらつき分による燃費悪化を避ける為、変速比偏差Δγに基づいたフィードバック制御を実行する。
　具体的には、無段変速機制御手段１３２は、例えばセカンダリプーリ４６側の滑り限界推力であるセカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtと、プライマリプーリ４２側の滑り限界推力であるプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて算出される変速制御の為に必要なセカンダリプーリ４６側の推力であるセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗout＊として選択する。また、無段変速機制御手段１３２は、例えば上記選択した目標セカンダリ推力Ｗout＊に基づいて算出される変速制御の為に必要なプライマリプーリ４２側の推力であるプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinshを、目標プライマリ推力Ｗin＊として設定する。また、無段変速機制御手段１３２は、例えば目標変速比γ＊と実変速比γとの変速比偏差Δγに基づいたプライマリ推力Ｗinのフィードバック制御により、目標プライマリ推力Ｗin＊（すなわちプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinsh）を補正する。
　尚、この変速比偏差Δγは、変速比γと１対１に対応するパラメータにおける目標値と実際値との偏差であれば良い。例えば、変速比偏差Δγに替えて、プライマリプーリ４２側の目標プーリ位置Ｘin＊と実プーリ位置Ｘin（図３参照）との偏差ΔＸin（＝Ｘin＊－Ｘin）、セカンダリプーリ４６側の目標プーリ位置Ｘout＊と実プーリ位置Ｘout（図３参照）との偏差ΔＸout（＝Ｘout＊－Ｘout）、プライマリプーリ４２側の目標ベルト掛かり径Ｒin＊と実ベルト掛かり径Ｒin（図３参照）との偏差ΔＲin（＝Ｒin＊－Ｒin）、セカンダリプーリ４６側の目標ベルト掛かり径Ｒout＊と実ベルト掛かり径Ｒout（図３参照）との偏差ΔＲout（＝Ｒout＊－Ｒout）、目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊と実入力軸回転速度ＮＩＮとの偏差ΔＮＩＮ（＝ＮＩＮ ＊－ＮＩＮ）などを用いることができる。
　また、前記変速制御の為に必要な推力は、例えば目標の変速を実現する為に必要な推力であって、目標変速比γ＊及び目標変速速度を実現する為に必要な推力である。変速速度は、例えば単位時間当たりの変速比γの変化量ｄγ（＝dγ/dt）であるが、本実施例では、ベルトエレメント（ブロック）１個当たりのプーリ位置移動量（dＸ/dＮelm）として定義する（dＸ：単位時間当たりのプーリの軸方向変位量[mm/ms]、dＮelm：単位時間当たりにプーリに噛み込むエレメント（ブロック）数[個/ms]）。よって、目標変速速度としては、プライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）と、セカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout）とで表される。具体的には、定常状態（変速比γが一定の状態）でのプライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとをバランス推力（定常推力）Ｗbl（例えばプライマリバランス推力Ｗinblとセカンダリバランス推力Ｗoutbl）と称し、これらの比が推力比τ（＝Ｗoutbl／Ｗinbl）である。また、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとが一定の変速比γを保つ定常状態にあるとき、一対の可変プーリ４２，４６の何れかの推力に、ある推力を加算又は減算すると、定常状態が崩れて変速比γが変化し、加算又は減算した推力の大きさに応じた変速速度（dＸ/dＮelm）が生じる。この加算又は減算した推力のことを変速差推力（過渡推力）ΔＷ（例えばプライマリ変速差推力ΔＷinとセカンダリ変速差推力ΔＷout）と称す。従って、前記変速制御の為に必要な推力は、一方の推力が設定された場合、目標変速比γ＊を維持する為の推力比τに基づいて一方の推力に対応する目標変速比γ＊を実現する為の他方のバランス推力Ｗblと、目標変速比γ＊が変化させられるときの目標変速速度（例えばプライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）とセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout））を実現する為の変速差推力ΔＷとの和となる。また、プライマリプーリ４２側にて目標の変速を実現する場合の差推力ΔＷは、すなわちプライマリプーリ側換算のプライマリ変速差推力ΔＷinは、アップシフト状態であれば（ΔＷin＞０）となり、ダウンシフト状態であれば（ΔＷin＜０）となり、変速比一定の定常状態であれば（ΔＷin＝０）となる。また、セカンダリプーリ４６側にて目標の変速を実現する場合の差推力ΔＷは、すなわちセカンダリプーリ側換算のセカンダリ変速差推力ΔＷoutは、アップシフト状態であれば（ΔＷout＜０）となり、ダウンシフト状態であれば（ΔＷout＞０）となり、変速比一定の定常状態であれば（ΔＷout＝０）となる。
　図５は、前記変速制御の為に必要な推力を説明する為の図である。この図５は、例えばセカンダリプーリ４６側にてベルト滑り防止を実現するようにセカンダリ推力Ｗoutを設定した場合に、プライマリプーリ４２側にて目標のアップシフトを実現するときに設定されるプライマリ推力Ｗinの一例を示している。図５（ａ）において、ｔ１時点以前或いはｔ３時点以降では、目標変速比γ＊が一定の定常状態にありΔＷin＝０とされるので、プライマリ推力Ｗinはプライマリバランス推力Ｗinbl（＝Ｗout／τ）のみとなる。また、ｔ１時点乃至ｔ３時点では、目標変速比γ＊が小さくされるアップシフト状態にあるので、図５（ｂ）に示した図５（ａ）のｔ２時点における推力関係図で表されるように、プライマリ推力Ｗinはプライマリバランス推力Ｗinblとプライマリ変速差推力ΔＷinとの和となる。図５（ｂ）に示した各推力の斜線部分は、図５（ａ）のｔ２時点の目標変速比γ＊を維持する為の各々のバランス推力Ｗblに相当する。
　図６は、セカンダリプーリ４６側にのみセカンダリ圧センサ７８が備えられている場合に、必要最小限の推力で目標の変速とベルト滑り防止とを両立する為の制御構造を示すブロック図である。図６において、目標変速比γ＊及び無段変速機１８の入力トルクＴＩＮが、例えば無段変速機制御手段１３２により逐次算出される。
　具体的には、無段変速機制御手段１３２は、無段変速機１８の変速後に達成すべき変速比γである変速後目標変速比γ＊lを決定する。無段変速機制御手段１３２は、例えば図７に示すようなアクセル開度Ａccをパラメータとして出力軸回転速度ＮＯＵＴと目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊との予め求められて記憶された関係（変速マップ）から実際の出力軸回転速度ＮＯＵＴ及びアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊を設定する。そして、無段変速機制御手段１３２は、目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊に基づいて変速後目標変速比γ＊l（＝ＮＩＮ ＊／ＮＯＵＴ）を算出する。図７の変速マップは変速条件に相当するもので、出力軸回転速度ＮＯＵＴが小さくアクセル開度Ａccが大きい程大きな変速比γになる目標入力軸回転速度ＮＩＮ ＊が設定されるようになっている。この変速後目標変速比γ＊lは、無段変速機１８の最小変速比γmin（最高速ギヤ比、最Hi）と最大変速比γmax（最低速ギヤ比、最Low）の範囲内で定められる。そして、無段変速機制御手段１３２は、例えば迅速且つ滑らかな変速が実現されるように予め実験的に設定された関係から、変速開始前の変速比γと変速後目標変速比γ＊lとそれらの差とに基づいて、変速中の過渡的な変速比γの目標値として目標変速比γ＊を決定する。例えば、無段変速機制御手段１３２は、変速中に逐次変化させる目標変速比γ＊を、変速開始時から変速後目標変速比γ＊lに向かって変化する滑らかな曲線（例えば１次遅れ曲線や２次遅れ曲線）に沿って変化する経過時間の関数として決定する。すなわち、無段変速機制御手段１３２は、無段変速機１８の変速中において、変速開始時からの時間経過に従って変速開始前の変速比γから変速後目標変速比γ＊lに近付くように逐次目標変速比γ＊を変化させる。また、無段変速機制御手段１３２は、上記経過時間の関数として目標変速比γ＊を決定する際、その目標変速比γ＊から変速中における目標変速速度（プライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）とセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout））を算出する。例えば変速が完了して目標変速比γ＊が一定の定常状態となれば、目標変速速度は零になる。
　また、無段変速機制御手段１３２は、例えばエンジントルクＴＥにトルクコンバータ１４のトルク比ｔ（＝トルクコンバータ１４の出力トルクであるタービントルクＴＴ／トルクコンバータ１４の入力トルクであるポンプトルクＴＰ）を乗じたトルク（＝ＴＥ×ｔ）として、無段変速機１８の入力トルクＴＩＮを算出する。また、無段変速機制御手段１３２は、例えばエンジン１２に対する要求負荷としての吸入空気量ＱＡＩＲ（或いはそれに相当するスロットル弁開度θＴＨ等）をパラメータとしてエンジン回転速度ＮＥとエンジントルクＴＥとの予め実験的に求められて記憶された図８に示すような関係（マップ、エンジントルク特性図）から、吸入空気量ＱＡＩＲ及びエンジン回転速度ＮＥに基づいて推定エンジントルクＴＥesとして、エンジントルクＴＥを算出する。或いは、このエンジントルクＴＥは、例えばトルクセンサなどにより検出されるエンジン１２の実出力トルク（実エンジントルク）ＴＥなどが用いられても良い。また、トルクコンバータ１４のトルク比ｔは、トルクコンバータ１４の速度比ｅ（＝トルクコンバータ１４の出力回転速度であるタービン回転速度ＮＴ／トルクコンバータ１４の入力回転速度であるポンプ回転速度ＮＰ（エンジン回転速度ＮＥ））の関数であり、例えば速度比ｅとトルク比ｔ、効率η、及び容量係数Ｃとのそれぞれの予め実験的に求められて記憶された図９に示すような関係（マップ、トルクコンバータ１４の所定の作動特性図）から、実際の速度比ｅに基づいて無段変速機制御手段１３２により算出される。尚、推定エンジントルクＴＥesは、実エンジントルクＴＥそのものを表すように算出されるものであり、特に実エンジントルクＴＥと区別する場合を除き、推定エンジントルクＴＥesを実エンジントルクＴＥとして取り扱うものとする。従って、推定エンジントルクＴＥesには実エンジントルクＴＥも含むものとする。
　また、無段変速機制御手段１３２は、例えば滑り限界推力Ｗlmtを算出する限界推力算出部すなわち限界推力算出手段１３４と、バランス推力Ｗblを算出する定常推力算出部すなわち定常推力算出手段１３６と、変速差推力ΔＷを算出する差推力算出部すなわち差推力算出手段１３８と、フィードバック制御量Ｗinfbを算出するＦＢ制御量算出部すなわちＦＢ制御量算出手段１４０とを備えている。
　図６のブロックＢ１及びブロックＢ２において、限界推力算出手段１３４は、例えば実変速比γと無段変速機１８の入力トルクＴＩＮとに基づいて滑り限界推力Ｗlmtを算出する。具体的には、限界推力算出手段１３４は、次式（１）及び次式（２）からプライマリプーリ４２の入力トルクとしての無段変速機１８の入力トルクＴＩＮ、セカンダリプーリ４６の入力トルクとしての無段変速機１８の出力トルクＴＯＵＴ、可変プーリ４２，４６のシーブ角α、プライマリプーリ４２側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μin、セカンダリプーリ４６側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μout、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ４２側のベルト掛かり径Ｒin、実変速比γから一意的に算出されるセカンダリプーリ４６側のベルト掛かり径Ｒout（以上、図３参照）に基づいて、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmt及びプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtをそれぞれ算出する。尚、ＴＯＵＴ＝γ×Ｔin＝（Ｒout／Ｒin）×Ｔinとしている。
　Ｗoutlmt＝（ＴＯＵＴ×cosα）／（２×μout×Ｒout）
　　　　　＝（Ｔin ×cosα）／（２×μout×Ｒin ）　・・・（１）
　Ｗinlmt ＝（Ｔin ×cosα）／（２×μin ×Ｒin ）　・・・（２）
　図６のブロックＢ３及びブロックＢ６において、定常推力算出手段１３６は、例えばプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに対応するセカンダリバランス推力Ｗoutbl、及び目標セカンダリ推力Ｗout＊に対応するプライマリバランス推力Ｗinblをそれぞれ算出する。具体的には、定常推力算出手段１３６は、目標変速比γ＊をパラメータとしてプライマリ側安全率ＳＦin（＝Ｗin／Ｗinlmt）の逆数ＳＦin－１（＝Ｗinlmt／Ｗin）とプライマリプーリ４２側に対応するセカンダリプーリ４６側の推力を算出するときの推力比τinとの予め実験的に求められて記憶された例えば図１０（ａ）に示すような関係（推力比マップ）から、逐次算出される目標変速比γ＊及びプライマリ側安全率の逆数ＳＦin－１に基づいて推力比τinを算出する。そして、定常推力算出手段１３６は、次式（３）からプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt及び推力比τinに基づいてセカンダリバランス推力Ｗoutblを算出する。また、定常推力算出手段１３６は、目標変速比γ＊をパラメータとしてセカンダリ側安全率ＳＦout（＝Ｗout／Ｗoutlmt）の逆数ＳＦout－１（＝Ｗoutlmt／Ｗout）とセカンダリプーリ４６側に対応するプライマリプーリ４２側の推力を算出するときの推力比τoutとの予め実験的に求められて記憶された例えば図１０（ｂ）に示すような関係（推力比マップ）から、逐次算出される目標変速比γ＊及びセカンダリ側安全率の逆数ＳＦout－１に基づいて推力比τoutを算出する。そして、定常推力算出手段１３６は、次式（４）から目標セカンダリ推力Ｗout＊及び推力比τoutに基づいてプライマリバランス推力Ｗinblを算出する。尚、被駆動時には入力トルクＴＩＮや出力トルクＴＯＵＴが負の値となることから、上記各安全率の逆数ＳＦin－１，ＳＦout－１も被駆動時には負の値となる。また、この逆数ＳＦin－１，ＳＦout－１は、逐次算出されても良いが、安全率ＳＦin、ＳＦoutに所定値（例えば１－１．５程度）を各々設定するならばその逆数を設定しても良い。
　Ｗoutbl＝Ｗinlmt×τin　・・・（３）
　Ｗinbl＝Ｗout＊／τout　・・・（４）
　図６のブロックＢ４及びブロックＢ７において、差推力算出手段１３８は、例えばセカンダリプーリ４６側にて目標の変速を実現する場合のセカンダリプーリ側換算の差推力ΔＷとしてのセカンダリ変速差推力ΔＷout、及びプライマリプーリ４２側にて目標の変速を実現する場合のプライマリプーリ側換算の差推力ΔＷとしてのプライマリ変速差推力ΔＷinを算出する。具体的には、差推力算出手段１３８は、セカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout）とセカンダリ変速差推力ΔＷoutとの予め実験的に求められて記憶された例えば図１１（ｂ）に示すような関係（差推力マップ）から、逐次算出されるセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout）に基づいてセカンダリ変速差推力ΔＷoutを算出する。また、差推力算出手段１３８は、プライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）とプライマリ変速差推力ΔＷinとの予め実験的に求められて記憶された例えば図１１（ａ）に示すような関係（差推力マップ）から、逐次算出されるプライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）に基づいてプライマリ変速差推力ΔＷinを算出する。
　ここで、上記ブロックＢ３，Ｂ４における演算では、推力比マップ（図１０参照）や差推力マップ（図１１参照）等の予め実験的に求められて設定された物理特性図を用いる。その為、油圧制御回路１００等の個体差によりセカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ変速差推力ΔＷoutの算出結果には物理特性に対するばらつきが存在する。そこで、このような物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、限界推力算出手段１３４は、例えばプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づくセカンダリプーリ４６側の推力（セカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ変速差推力ΔＷout）の算出に関わる物理特性に対するばらつき分に対応する所定推力（制御マージン）Ｗmgnを、上記セカンダリプーリ４６側の推力の算出に先立って、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに加算する。従って、上記物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、前記ブロックＢ３において、定常推力算出手段１３６は、例えば前記式（３）に替えて、次式（３）’から上記制御マージンＷmgnが加算されたプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt及び推力比τinに基づいてセカンダリバランス推力Ｗoutblを算出する。
　Ｗoutbl＝（Ｗinlmt＋Ｗmgn）×τin　・・・（３）’
　尚、上記制御マージンＷmgnは、例えば予め実験的に求められて設定された一定値（設計値）であるが、定常状態（変速比一定状態）よりも過渡状態（変速中）の方がばらつき要因（推力比マップや差推力マップの物理特性図）を多く用いるので、大きい値に設定されている。また、上記算出に関わる物理特性に対するばらつき分は、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰ，ＳＬＳへの各制御電流に対する制御油圧ＰＳＬＰ，ＰＳＬＳのばらつき、その制御電流を出力する駆動回路のばらつき、制御油圧ＰＳＬＰ，ＰＳＬＳに対する実プーリ圧Ｐin，Ｐoutのばらつき等のプーリ圧の油圧指令値に対する実油圧のずれ分（油圧ばらつき分、油圧制御上のばらつき分）とは異なるものである。この油圧ばらつき分は、ユニット（油圧制御回路１００等のハードユニット）によっては比較的大きな値となるが、上記算出に関わる物理特性に対するばらつき分は、上記油圧ばらつき分と比べて極めて小さな値である。その為、制御マージンＷmgnをプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに加算することは、プーリ圧の油圧指令値に対して実プーリ圧がどんなにばらついても目標のプーリ圧が得られるようにその油圧指令値に制御上のばらつき分を上乗せすることに比べ、燃費の悪化が抑制される。また、上記ブロックＢ６，Ｂ７における演算では、目標セカンダリ推力Ｗout＊を基にするので、ここでは演算に先立って上記制御マージンＷmgnを目標セカンダリ推力Ｗout＊に加算することについては実行しない。
　また、無段変速機制御手段１３２は、例えばプライマリプーリ４２側のベルト滑りを防止する為に必要なセカンダリ推力として、セカンダリバランス推力Ｗoutblにセカンダリ変速差推力ΔＷoutを加算したセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutsh（＝Ｗoutbl＋ΔＷout）を算出する。そして、図６のブロックＢ５において、無段変速機制御手段１３２は、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方を、目標セカンダリ推力Ｗout＊として選択する。
　また、無段変速機制御手段１３２は、例えばプライマリバランス推力Ｗinblにプライマリ変速差推力ΔＷinを加算してプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinsh（＝Ｗinbl＋ΔＷin）を算出する。また、図６のブロックＢ８において、ＦＢ制御量算出手段１４０は、例えば次式（５）に示すような予め求められて設定されたフィードバック制御式を用いて、実変速比γを目標変速比γ＊と一致させる為のフィードバック制御量（ＦＢ制御補正量）Ｗinfbを算出する。この式（５）において、Δγは目標変速比γ＊と実変速比γとの変速比偏差（＝γ＊－γ）、ＫＰは所定の比例定数、ＫＩは所定の積分定数、ＫＤは所定の微分定数である。そして、無段変速機制御手段１３２は、例えばプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinshに対して、変速比偏差Δγに基づいたフィードバック制御により補正した値（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）を目標プライマリ推力Ｗin＊として設定する。
　Ｗinfb＝ＫＰ×Δγ＋ＫＩ×(∫Δγdt)＋ＫＤ×(dΔγ/dt)　・・・（５）
　このように、前記ブロックＢ１乃至Ｂ５は、目標セカンダリ推力Ｗout＊を設定するセカンダリ側目標推力演算部すなわちセカンダリ側目標推力演算手段１５０として機能する。また、前記ブロックＢ６乃至Ｂ８は、目標プライマリ推力Ｗin＊を設定するプライマリ側目標推力演算部すなわちプライマリ側目標推力演算手段１５２として機能する。
　図６のブロックＢ９及びブロックＢ１２において、無段変速機制御手段１３２は、例えば目標推力を目標プーリ圧に変換する。具体的には、無段変速機制御手段１３２は、目標セカンダリ推力Ｗout＊及び目標プライマリ推力Ｗin＊を、各油圧シリンダ４６ｃ，４２ｃの各受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐout＊（＝Ｗout＊／４６ｃの受圧面積）及び目標プライマリ圧Ｐin＊（＝Ｗin＊／４２ｃの受圧面積）に各々変換する。
　ここで、本実施例の油圧制御回路１００では、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutの制御にプライマリ圧コントロールバルブ１１０及びセカンダリ圧コントロールバルブ１１２の各減圧弁を用いている。その為、例えば変速中は作動油の給排によりスプリング１１０ｂ，１１２ｂのバネ力の変化と流体力（フローフォース）とが生じる。これによりスプール弁子１１０ａ，１１２ａの移動方向（弁開閉方向、図３の上下方向、）の力の釣り合いが崩れるので、プーリ指示圧と実プーリ圧との間にずれδＰ１が発生する。このずれδＰ１は、例えばベルヌーイの定理と運動量保存則により導出することができ、オーバーライド特性として作動油の流量Ｑｆ又はプーリ位置Ｘin，Ｘoutの変化量の関数で表すことができる。また、本実施例の油圧制御回路１００では、オリフィス１２０，１２４が設けられている。その為、変速中は、作動油の流量Ｑｆに応じてオリフィス１２０，１２４の上流と下流との間に圧力差δＰ２が生じる。この圧力差δＰ２は、例えばオリフィス特性として作動油の流量Ｑｆ又はプーリ位置Ｘin，Ｘoutの変化量の２次関数で表すことができる。
　また、プーリ指示圧の変化に対して実プーリ圧の変化には、油圧制御回路１００の遅れ特性と流体の遅れ特性とが存在する。この遅れ特性は、例えば１次遅れ系や２次遅れ系にて近似することができる。そこで、プーリ指示圧に対する実プーリ圧の遅れ特性をモデル化し、このモデル化した遅れ特性に基づいて遅れ特性を相殺する為の遅れ補償特性をモデル化する。
　そして、図６のブロックＢ１０，Ｂ１１及びブロックＢ１３，Ｂ１４において、無段変速機制御手段１３２は、例えば目標セカンダリ圧Ｐout＊及び目標プライマリ圧Ｐin＊に対して、前記オーバーライド特性及びオリフィス特性に基づいたずれ量分（δＰ１＋δＰ２）だけ各々補正し、更に前記モデル化した遅れ補償特性に基づいて油圧応答遅れ分だけ補償した値をセカンダリ指示圧Ｐouttgt及びプライマリ指示圧Ｐintgtとして設定する。
　無段変速機制御手段１３２は、例えば目標プライマリ圧Ｐin＊及び目標セカンダリ圧Ｐout＊が得られるように、油圧制御指令信号ＳＣＶＴとしてプライマリ指示圧Ｐintgt及びセカンダリ指示圧Ｐouttgtを油圧制御回路１００へ出力する。油圧制御回路１００は、その油圧制御指令信号ＳＣＶＴに従って、リニアソレノイド弁ＳＬＰを作動させてプライマリ圧Ｐinを調圧すると共に、リニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。
　また、無段変速機制御手段１３２は、例えばセカンダリプーリ４６側の油圧ばらつき分（油圧制御上のばらつき分）を補償する為に、セカンダリ圧センサ７８によるセカンダリ圧Ｐoutの検出値が目標セカンダリ圧Ｐout＊と一致するように、セカンダリ圧Ｐoutの検出値と目標セカンダリ圧Ｐout＊との偏差ΔＰout（＝Ｐout＊－Ｐout検出値）に基づくフィードバック制御によりセカンダリ指示圧Ｐouttgtを補正する。尚、本実施例の油圧制御回路１００ではプライマリプーリ４２側に油圧センサが設けられていないので、プーリ圧の検出値と実際値との偏差に基づく上記セカンダリプーリ４６側のようなフィードバック制御によりプライマリ指示圧Ｐintgtを補正することはできない。しかしながら、本実施例では、例えば前記ブロックＢ８において実変速比γが目標変速比γ＊と一致するようにフィードバック制御により補正された値（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）が目標プライマリ推力Ｗin＊として設定されるので、プライマリプーリ４２側の油圧ばらつき分を補償することができる。
　図１２は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち油圧制御精度が良くないプライマリプーリ４２側の油圧マージン（油圧ばらつきを補償する為の油圧）分を削って燃費向上を図る為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば数ｍｓｅｃ乃至数十ｍｓｅｃ程度の極めて短いサイクルタイムで繰り返し実行される。
　図１２において、先ず、限界推力算出手段１３４に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１０において、例えば前記式（１）から無段変速機１８の入力トルクＴＩＮ、可変プーリ４２，４６のシーブ角α、セカンダリプーリ４６側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μout、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ４２側のベルト掛かり径Ｒinに基づいて、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtが算出される。次いで、同じく限界推力算出手段１３４に対応するＳ２０において、例えば前記式（２）から無段変速機１８の入力トルクＴＩＮ、可変プーリ４２，４６のシーブ角α、プライマリプーリ４２側の所定のエレメント・プーリ間摩擦係数μin、実変速比γから一意的に算出されるプライマリプーリ４２側のベルト掛かり径Ｒinに基づいて、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtが算出される。このＳ２０では、例えば前記物理特性に対するばらつきを考慮する場合には、制御マージンＷmgnがプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに加算されても良い。次いで、定常推力算出手段１３６に対応するＳ３０において、例えば図１０（ａ）に示すような推力比マップから、逐次算出される目標変速比γ＊及びプライマリ側安全率の逆数ＳＦin－１に基づいて推力比τinが算出される。そして、前記式（３）から上記プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmt及び推力比τinに基づいてセカンダリバランス推力（セカンダリ定常推力）Ｗoutblが算出される。上記Ｓ２０にて制御マージンＷmgnがプライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに加算された場合には、このＳ３０では、前記式（３）に替えて、前記式（３）’からセカンダリバランス推力Ｗoutblが算出される。次いで、差推力算出手段１３８に対応するＳ４０において、例えば図１１（ｂ）に示すような差推力マップから、逐次算出されるセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout）に基づいてセカンダリ変速差推力ΔＷoutが算出される。次いで、無段変速機制御手段１３２に対応するＳ５０において、例えば上記セカンダリバランス推力Ｗoutblにセカンダリ変速差推力ΔＷoutが加算されてセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutsh（＝Ｗoutbl＋ΔＷout）が算出される。そして、上記セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtとセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方が目標セカンダリ推力Ｗout＊として選択される。尚、上記Ｓ１０乃至Ｓ５０はセカンダリ側目標推力演算手段１５０に対応する。
　次いで、定常推力算出手段１３６に対応するＳ６０において、例えば図１０（ｂ）に示すような推力比マップから、逐次算出される目標変速比γ＊及びセカンダリ側安全率の逆数ＳＦout－１に基づいて推力比τoutが算出される。そして、前記式（４）から前記目標セカンダリ推力Ｗout＊及び推力比τoutに基づいてプライマリバランス推力（プライマリ定常推力）Ｗinblが算出される。次いで、差推力算出手段１３８に対応するＳ７０において、例えば図１１（ａ）に示すような差推力マップから、逐次算出されるプライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）に基づいてプライマリ変速差推力ΔＷinが算出される。次いで、ＦＢ制御量算出手段１４０に対応するＳ８０において、例えば前記式（５）に示すような所定のフィードバック制御式から変速比偏差Δγに基づいてフィードバック制御量（ＦＢ制御補正量）Ｗinfbが算出される。次いで、無段変速機制御手段１３２に対応するＳ９０において、例えば上記プライマリバランス推力Ｗinblにプライマリ変速差推力ΔＷinが加算されてプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinsh（＝Ｗinbl＋ΔＷin）が算出される。そして、上記プライマリプーリ側変速制御推力Ｗinshに上記フィードバック制御量Ｗinfbが加算されて目標プライマリ推力Ｗin＊（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）が設定される。尚、上記Ｓ６０乃至Ｓ９０はプライマリ側目標推力演算手段１５２に対応する。
　次いで、無段変速機制御手段１３２に対応するＳ１００において、例えば前記目標セカンダリ推力Ｗout＊がセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積に基づいて目標セカンダリ圧Ｐout＊（＝Ｗout＊／受圧面積）に変換される。そして、上記目標セカンダリ圧Ｐout＊に対して、前記オーバーライド特性及びオリフィス特性に基づいたずれ量分（δＰ１＋δＰ２）だけ補正し、更に前記モデル化した遅れ補償特性に基づいて油圧応答遅れ分だけ補償した値がセカンダリ指示圧Ｐouttgtとして設定される。このセカンダリ指示圧Ｐouttgtは油圧制御指令信号ＳＣＶＴとして油圧制御回路１００へ出力され、この油圧制御指令信号ＳＣＶＴに従ってリニアソレノイド弁ＳＬＳが作動させられてセカンダリ圧Ｐoutが調圧される。この際、例えばセカンダリ圧センサ７８によるセカンダリ圧Ｐoutの検出値が目標セカンダリ圧Ｐout＊と一致するように、偏差ΔＰout（＝Ｐout＊－Ｐout検出値）に基づくフィードバック制御によりセカンダリ指示圧Ｐouttgtが補正されて、セカンダリプーリ４６側の油圧ばらつき分が補償される。
　次いで、無段変速機制御手段１３２に対応するＳ１１０において、例えば前記目標プライマリ推力Ｗin＊がプライマリ側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積に基づいて目標プライマリ圧Ｐin＊（＝Ｗin＊／受圧面積）に変換される。そして、上記目標プライマリ圧Ｐin＊に対して、前記オーバーライド特性及びオリフィス特性に基づいたずれ量分（δＰ１＋δＰ２）だけ補正し、更に前記モデル化した遅れ補償特性に基づいて油圧応答遅れ分だけ補償した値がプライマリ指示圧Ｐintgtとして設定される。このプライマリ指示圧Ｐintgtは油圧制御指令信号ＳＣＶＴとして油圧制御回路１００へ出力され、この油圧制御指令信号ＳＣＶＴに従ってリニアソレノイド弁ＳＬＰが作動させられてプライマリ圧Ｐinが調圧される。この際、例えば前記Ｓ８０，９０にて、実変速比γが目標変速比γ＊と一致するようにフィードバック制御により補正された値（＝Ｗinsh＋Ｗinfb）が目標プライマリ推力Ｗin＊として設定されるので、プライマリプーリ４２側の油圧ばらつき分が補償される。
　上述のように、本実施例によれば、セカンダリプーリ側滑り限界推力Ｗoutlmtと、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づいて算出される変速制御の為に必要なセカンダリプーリ４６側のセカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutshとのうちの大きい方が目標セカンダリ推力Ｗout＊として選択されるので、例えば推力制御精度（油圧制御精度）が比較的良いセカンダリプーリ４６側にて、セカンダリプーリ４６におけるベルト滑り防止の為の必要推力が確保されることはもちろんのこと、推力制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２におけるベルト滑り防止の為の必要推力も確保される。また、ベルト滑り防止の為の推力は推力制御精度が比較的良いセカンダリプーリ４６側にて制御されることから、目標セカンダリ推力Ｗout＊の設定時に、推力制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２における油圧ばらつき分を加える必要が無い。つまり、油圧ばらつき分を加えることなく、セカンダリプーリ４６側にて両可変プーリ４２，４６におけるベルト滑り防止の為の必要推力が確保される。よって、油圧制御精度が良くない方のプライマリプーリ４２側の油圧マージン分を削って燃費向上を図ることができる。また、セカンダリプーリ４６側の推力制御精度（油圧制御精度）のみが比較的良くされるので、コストアップが抑制される。
　また、本実施例によれば、目標セカンダリ推力Ｗout＊に基づいて算出される変速制御の為に必要なプライマリプーリ側変速制御推力Ｗinshを目標プライマリ推力Ｗin＊として設定するので、例えば推力制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２における油圧ばらつき分を加えることなくプライマリプーリ４２におけるベルト滑りを防止しつつ、目標の変速を実現することができる。
　また、本実施例によれば、目標変速比γ＊と実変速比γとの変速比偏差Δγ或いは目標プーリ位置Ｘin＊と実プーリ位置Ｘinとの偏差ΔＸinなどに基づいたプライマリ推力Ｗinのフィードバック制御により目標プライマリ推力Ｗin＊が補正されるので、例えば推力制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２における油圧ばらつき分を補償することができる。従って、油圧ばらつき分による燃費悪化を抑制でき、必要最小限のプーリ推力で目標の変速とベルト滑り防止とを適切に実現することができる。
　また、本実施例によれば、前記変速制御の為に必要な推力（セカンダリプーリ側変速制御推力Ｗoutsh、プライマリプーリ側変速制御推力Ｗinsh）は、目標変速比γ＊及び目標変速速度（プライマリ側目標変速速度（dＸin/dＮelmin）とセカンダリ側目標変速速度（dＸout/dＮelmout））を実現する為に必要な推力であるので、例えば変速制御の為に必要な推力が適切に算出される。
　また、本実施例によれば、滑り限界推力Ｗlmtは実変速比γと無段変速機１８の入力トルクＴＩＮとに基づいて算出されるので、例えば滑り限界推力Ｗlmtが適切に算出され、ベルト滑り防止の為の必要推力が適切に確保される。
　また、本実施例によれば、油圧制御回路１００はセカンダリプーリ４６側のみに、そのセカンダリプーリ４６に作用する実セカンダリ圧Ｐoutを検出する為のセカンダリ圧センサ７８を備え、セカンダリ圧センサ７８の検出値を目標セカンダリ推力Ｗout＊に対応する目標セカンダリ圧Ｐout＊とするフィードバック制御を実行するので、例えばセカンダリプーリ４６側では、油圧センサが備えられていないプライマリプーリ４２側と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができる。
　また、本実施例によれば、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに基づくセカンダリプーリ４６側の推力（セカンダリバランス推力Ｗoutblやセカンダリ変速差推力ΔＷout）の算出に関わる物理特性に対するばらつき分に対応する所定推力（制御マージン）Ｗmgnを、そのセカンダリプーリ４６側の推力の算出に先立って、プライマリプーリ側滑り限界推力Ｗinlmtに加算するので、例えば推力制御精度が比較的劣るプライマリプーリ４２におけるベルト滑りを確実に防止する為の必要推力が適切に確保される。
　以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
　例えば、前述の実施例では、セカンダリプーリ４６を、プライマリプーリ４２と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができる油圧制御回路１００が備えられていたが、これに限らず、例えばプライマリプーリ４２側を、セカンダリプーリ４６側と比較して、精度良く推力を制御することができる油圧制御回路１００が備えられていれば良い。この場合には、例えばプライマリプーリ４２側にて、プライマリプーリ４２側の滑り限界推力及びセカンダリプーリ４６側の滑り限界推力を確保する、すなわち両プーリ４２，４６のベルトトルク容量保証を実現する。また、油圧制御精度が比較的劣るセカンダリプーリ４６側では、目標プライマリ推力Ｗin＊に対応した目標セカンダリ推力Ｗout＊を設定し、目標の変速を実現する。この際、セカンダリプーリ４６側の油圧ばらつき分による燃費悪化を避ける為、変速比偏差Δγに基づいたフィードバック制御を実行する。このように、要は、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６の一方のプーリを、他方のプーリと比較して、精度良く推力を制御することができる油圧制御回路１００が備えられておれば本発明は適用され得る。
　また、前述の実施例では、プーリ圧を検出可能な油圧センサを備えることで、油圧センサが備えられていないプーリ側と比較して、精度良く推力（プーリ圧）を制御することができたが、必ずしもこれに限らない。例えば、リニアソレノイド弁ＳＬ等の油圧制御回路１００を構成するハードにおいて油圧ばらつきが抑えられて油圧制御精度が比較的良いのであれば、油圧センサは設けられなくとも良い。
　また、前述の実施例において、流体式伝動装置としてロックアップクラッチ２６が備えられているトルクコンバータ１４が用いられていたが、ロックアップクラッチ２６は必ずしも設けられなくても良く、またトルクコンバータ１４に替えて、トルク増幅作用のない流体継手（フルードカップリング）などの他の流体式伝動装置が用いられてもよい。また、前後進切換装置がその発進機構として機能するか、発進クラッチ等の発進機構が備えられるか、或いは動力伝達経路を断接可能な係合装置等が備えられる場合には、流体式伝動装置は備えられなくとも良い。
　尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
１８：ベルト式無段変速機（車両用無段変速機）
４２：入力側可変プーリ
４６：出力側可変プーリ
４８：伝動ベルト
５０：電子制御装置（制御装置）
７８：セカンダリ圧センサ（油圧センサ）
１００：油圧制御回路

Claims (7)

  1. 　入力側可変プーリ及び出力側可変プーリの有効径が可変の一対の可変プーリと、該一対の可変プーリの間に巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、該入力側可変プーリにおける入力側推力及び該出力側可変プーリにおける出力側推力を各々制御することで該伝動ベルトの滑りを防止しつつ実変速比を目標変速比とする車両用無段変速機の制御装置であって、
    　前記入力側可変プーリ及び前記出力側可変プーリの一方を、他方と比較して、精度良く推力を制御できる油圧制御回路が備えられており、
    　前記一方の側の目標推力として、
    　ベルト滑り防止の為に必要な該一方の側の滑り限界推力と、
    　ベルト滑り防止の為に必要な前記他方の側の滑り限界推力に基づいて算出される変速制御の為に必要な該一方の側の推力と
    　のうちの大きい方を選択することを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。
  2. 　前記他方の側の目標推力として、前記一方の側の目標推力に基づいて算出される変速制御の為に必要な該他方の側の推力を設定することを特徴とする請求項１に記載の車両用無段変速機の制御装置。
  3. 　前記他方の側の目標推力は、目標変速比と実変速比との偏差或いは目標プーリ位置と実プーリ位置との偏差に基づいた該他方の側の推力のフィードバック制御により補正されることを特徴とする請求項２に記載の車両用無段変速機の制御装置。
  4. 　前記変速制御の為に必要な推力は、目標変速比及び目標変速速度を実現する為に必要な推力であることを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の車両用無段変速機の制御装置。
  5. 　前記滑り限界推力は、実変速比と前記車両用無段変速機の入力トルクとに基づいて算出されることを特徴とする請求項１乃至４の何れか１項に記載の車両用無段変速機の制御装置。
  6. 　前記油圧制御回路は、前記一方の側のみに、該一方の可変プーリに作用する実プーリ圧を検出する為の油圧センサを備え、
    　前記油圧センサの検出値を前記一方の側の目標推力に対応する目標プーリ圧とするフィードバック制御を実行することを特徴とする請求項１乃至５の何れか１項に記載の車両用無段変速機の制御装置。
  7. 　前記他方の側の滑り限界推力に基づく前記一方の側の推力の算出に関わるばらつき分に対応する所定推力を、該算出に先立って、該他方の側の滑り限界推力に加算することを特徴とする請求項１乃至６の何れか１項に記載の車両用無段変速機の制御装置。
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2860427A4 (en) * 2012-06-08 2016-09-07 Jatco Ltd CONTINUOUSLY VARIABLE TRANSMISSION AND HYDRAULIC PRESSURE CONTROL METHOD RELATING THERETO
US10683931B2 (en) 2017-12-27 2020-06-16 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control apparatus for vehicle drive-force transmitting apparatus

Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101786653B1 (ko) * 2012-11-08 2017-11-15 현대자동차주식회사 하이브리드 차량의 엔진클러치의 동작 학습 방법 및 시스템
WO2015125718A1 (ja) * 2014-02-20 2015-08-27 ジヤトコ株式会社 油圧制御装置、及びその制御方法
JP6493050B2 (ja) * 2015-07-16 2019-04-03 トヨタ自動車株式会社 車両用無段変速機の油圧制御装置
US10316968B2 (en) * 2017-05-16 2019-06-11 GM Global Technology Operations LLC Method and apparatus for ratio control for a continuously variable transmission
JP6879196B2 (ja) 2017-12-27 2021-06-02 トヨタ自動車株式会社 車両用動力伝達装置の制御装置
JP7040011B2 (ja) * 2017-12-27 2022-03-23 トヨタ自動車株式会社 車両用動力伝達装置の制御装置
CN110230692B (zh) * 2018-03-05 2020-08-28 上海汽车集团股份有限公司 一种更新主从动缸推力比与速比关系图的方法及装置
CN112639331B (zh) * 2018-10-22 2024-04-12 加特可株式会社 无级变速器
JP7036944B2 (ja) * 2018-10-22 2022-03-15 ジヤトコ株式会社 車両用の無段変速機
JP7001837B2 (ja) * 2018-10-22 2022-01-20 ジヤトコ株式会社 無段変速機
DE102019127419A1 (de) * 2019-10-11 2021-04-15 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Notbetriebsverfahren für ein Umschlingungsgetriebe bei Anpressdruckabfall, sowie Antriebsstrang
CN111577888B (zh) * 2020-04-30 2021-06-25 湖南容大智能变速器股份有限公司 一种cvt双压力液压系统的压力控制方法

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0342684B2 (ja) * 1985-11-01 1991-06-28
JPH08285021A (ja) * 1995-04-10 1996-11-01 Unisia Jecs Corp 無段変速機の制御装置
JP2000097321A (ja) * 1998-09-21 2000-04-04 Fuji Heavy Ind Ltd 無段変速機の制御装置
JP2001173770A (ja) * 1999-10-07 2001-06-26 Denso Corp 無段変速機の制御装置
JP2004263743A (ja) * 2003-02-28 2004-09-24 Jatco Ltd 無段変速機の制御装置
JP2005291290A (ja) * 2004-03-31 2005-10-20 Jatco Ltd ベルト式無段変速機

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0342684A (ja) 1989-07-10 1991-02-22 Konica Corp 中間濃度選択機能付き像形成装置
JP3042684B2 (ja) * 1998-07-03 2000-05-15 本田技研工業株式会社 ベルト式無段変速機の変速制御方法
JP2003194205A (ja) * 2001-12-28 2003-07-09 Jatco Ltd トロイダル型無段変速機の変速制御装置
JP4449441B2 (ja) * 2003-12-09 2010-04-14 トヨタ自動車株式会社 ベルト式無段変速機
JP4457863B2 (ja) * 2004-11-22 2010-04-28 トヨタ自動車株式会社 車両用動力伝達機構の油圧制御装置
JP4641852B2 (ja) * 2005-04-11 2011-03-02 ジヤトコ株式会社 ベルト式無段変速機の変速制御装置
JP4613226B2 (ja) * 2008-05-30 2011-01-12 ジヤトコ株式会社 無段変速機の制御装置
JP4618338B2 (ja) * 2008-06-20 2011-01-26 トヨタ自動車株式会社 無段変速機の変速制御装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0342684B2 (ja) * 1985-11-01 1991-06-28
JPH08285021A (ja) * 1995-04-10 1996-11-01 Unisia Jecs Corp 無段変速機の制御装置
JP2000097321A (ja) * 1998-09-21 2000-04-04 Fuji Heavy Ind Ltd 無段変速機の制御装置
JP2001173770A (ja) * 1999-10-07 2001-06-26 Denso Corp 無段変速機の制御装置
JP2004263743A (ja) * 2003-02-28 2004-09-24 Jatco Ltd 無段変速機の制御装置
JP2005291290A (ja) * 2004-03-31 2005-10-20 Jatco Ltd ベルト式無段変速機

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2860427A4 (en) * 2012-06-08 2016-09-07 Jatco Ltd CONTINUOUSLY VARIABLE TRANSMISSION AND HYDRAULIC PRESSURE CONTROL METHOD RELATING THERETO
US10683931B2 (en) 2017-12-27 2020-06-16 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control apparatus for vehicle drive-force transmitting apparatus

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