JP4893134B2 - 車両用無段変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、入力側可変プーリおよび出力側可変プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する車両用無段変速機の制御装置に係り、特に、入力側可変プーリおよび出力側可変プーリの溝幅を変更する為の各々の油圧シリンダの推力比と出力側油圧シリンダ内の油圧とに基づいて、入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値を算出するときの技術に関するものである。

入力側可変プーリおよび出力側可変プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する車両用無段変速機の制御装置において、入力側可変プーリの溝幅を変更する為の入力側油圧シリンダに作用する油圧に基づいて無段変速機を制御することが良く知られている。例えば、入力側油圧シリンダ内の油圧（以下、プライマリ油圧という）が適正に得られるようにその油圧の元圧となるライン油圧が制御されたり、入力側油圧シリンダ内への作動油の流量により変速比が制御される場合にプライマリ油圧に基づいてその流量（流量制御弁の開口面積）が求められる。このような無段変速機の制御に際して、プライマリ油圧を検出する為の油圧センサを備えない場合には、この油圧の推定値を算出する必要がある。

このことに関し、特許文献１には、入力側油圧シリンダによる推力と出力側可変プーリの溝幅を変更する為の出力側油圧シリンダによる推力との比率である推力比と、出力側油圧シリンダ内の油圧（以下、セカンダリ油圧という）とに基づいて、プライマリ油圧の推定値を算出する無段変速機の制御装置が提案されている。

特開２００４−１２５００９号公報

ところで、車両が駆動状態にあるときと被駆動状態にあるときとでは推力比が異なることから、車両が駆動状態にあるか或いは被駆動状態にあるかを考慮して推力比を求め、プライマリ油圧の推定値を算出する必要がある。

しかしながら、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりに際し、実際のプライマリ油圧の低下には応答遅れがあることから、車両が被駆動状態にあるときの推力比に基づいて算出したプライマリ油圧の推定値が実際のプライマリ油圧よりも低くなり、無段変速機の制御性が低下する可能性があった。例えば、プライマリ油圧の推定値が実際のプライマリ油圧よりも低くなると、プライマリ油圧に必要なライン油圧が不足する可能性があった。

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、入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値に基づいて無段変速機を制御する車両用無段変速機の制御装置において、その無段変速機の制御性を向上することにある。

かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a) エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に入力側可変プーリおよび出力側可変プーリとその両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機が配設された車両において、前記入力側可変プーリの溝幅を変更する為の入力側油圧シリンダによる推力と前記出力側可変プーリの溝幅を変更する為の出力側油圧シリンダによる推力との比率である推力比と、その出力側油圧シリンダ内の油圧とに基づいて、その入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値を算出する入力側油圧推定値算出手段を備え、その入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値に基づいて前記無段変速機を制御する車両用無段変速機の制御装置であって、(b) 車両が駆動状態にあるときの推力比を求める為の予め求められた駆動時の関係と車両が被駆動状態にあるときの推力比を求める為の予め求められた被駆動時の関係とを記憶する記憶手段と、(c) 前記エンジンがフューエルカット状態にあるか否かを判定するフューエルカット状態判定手段と、(d) 前記駆動状態にあるときには前記駆動時の関係から前記推力比を求める一方で、前記被駆動状態にあるときには前記被駆動時の関係から前記推力比を求めるものであり、その駆動状態からその被駆動状態への切り替わりに際しては、その被駆動状態へ切り替わってから前記フューエルカット状態判定手段によりフューエルカット状態にあると判定されたときに、その駆動時の関係をその被駆動時の関係へ切り替えて、その被駆動時の関係から前記推力比を求める推力比算出手段とを、含むことにある。

このようにすれば、推力比算出手段により、前記駆動状態にあるときには、記憶手段に記憶された車両が駆動状態にあるときの推力比を求める為の予め求められた駆動時の関係から推力比が求められる一方で、前記被駆動状態にあるときには、記憶手段に記憶された車両が被駆動状態にあるときの推力比を求める為の予め求められた被駆動時の関係から推力比が求められるものであり、その駆動状態からその被駆動状態への切り替わりに際しては、その被駆動状態へ切り替わってから前記フューエルカット状態判定手段によりフューエルカット状態にあると判定されたときに、その駆動時の関係がその被駆動時の関係へ切り替えられて、その被駆動時の関係から前記推力比が求められるので、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりのタイミングよりも遅れたタイミングで実行されるエンジンのフューエルカットに基づいて推力比を求める為の予め求められた関係（マップ）が切り替えられることとなり、駆動状態から被駆動状態への切り替わりのタイミングよりも応答遅れがある入力側油圧シリンダ内の油圧が実際に低下したタイミングでそのマップが切り替えられる。よって、入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値が実際の油圧よりも低くなることが回避されて、入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値に基づいて無段変速機が制御される際の制御性が向上する。

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の車両用無段変速機の制御装置において、前記入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値に基づいて前記無段変速機のライン油圧を制御するライン油圧制御手段を更に備えるものである。このようにすれば、入力側油圧シリンダ内の油圧に必要なライン油圧が不足することが回避される。

ここで、好適には、前記無段変速機の通常の変速制御は、例えば予め定められた変速条件に従って目標変速比を求め、実際の変速比がその目標変速比になるように入力側油圧シリンダへの作動油の流量を制御することにより入力側可変プーリの溝幅を変更して変速比をフィードバック制御したり、車速や出力回転速度（駆動輪側回転速度）などに応じて入力側（エンジン側）の目標回転速度を求め、実際の入力回転速度がその目標回転速度になるように入力側油圧シリンダへの作動油の流量を制御することにより入力側可変プーリの溝幅を変更して変速比をフィードバック制御したりするなど、種々の態様を採用できる。

上記予め定められた変速条件は、例えばアクセル操作量などの運転者の出力要求量（加速要求量）および車速（出力回転速度に対応）などの運転状態をパラメータとするマップや演算式などによって設定される。

また、所定車速以下の低車速走行時のような上記フィードバック制御が困難なときの車両状態において実行される入力側油圧シリンダ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機の変速比を所定の変速比とする油圧制御は、入力側油圧シリンダの油圧および出力側油圧シリンダの油圧をそれぞれ独立に制御して所定の推力比τ（＝出力側油圧シリンダ内の油圧×出力側油圧シリンダの受圧面積／入力側油圧シリンダ内の油圧×入力側油圧シリンダの受圧面積）となるように入力側油圧シリンダの油圧を制御するものでも良いが、例えば出力側油圧シリンダの油圧がパイロット圧として導入される推力比コントロールバルブを有し、その推力比コントロールバルブから出力されるコントロール圧に基づいて入力側油圧シリンダの油圧が制御されることにより、所定の推力比τとなるように構成することが望ましい。

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、本発明が適用された車両用駆動装置１０の構成を説明する骨子図である。この車両用駆動装置１０は横置き型自動変速機であって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源としてエンジン１２を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、エンジン１２のクランク軸、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０を介して差動歯車装置２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒへ分配される。

トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、およ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３４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およびタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、油圧制御回路１００（図２、図３参照）内の図示しないロックアップコントロールバルブ（L/C制御弁）などによって係合側油室および解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車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を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６を係合解放制御したり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧をエンジン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、ダブルピニオン型の遊星歯車装置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３４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３６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を介してハウジング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および後進用ブレーキ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。

そして、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキ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３４が入力軸３６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が係合させられるとともに前進用クラッチ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３６はタービン軸３４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および後進用ブレーキ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（遮断状態）になる。

無段変速機１８は、入力軸３６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）４２と、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）４６と、それ等の可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、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。

可変プーリ４２および４６は、入力軸３６および出力軸４４にそれぞれ固定された固定回転体４２ａおよび４６ａと、入力軸３６および出力軸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可動回転体４２ｂおよび４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する入力側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）４２ｃおよび出力側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）４６ｃとを備えて構成されており、入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給排出流量が油圧制御回路１００によって制御されることにより、両可変プーリ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γ（＝入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ／出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が連続的に変化させられる。また、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧（ベルト挟圧Ｐd）が油圧制御回路１００によって調圧制御されることにより、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにベルト挟圧力が制御される。このような制御の結果として、入力側油圧シリンダ４２ｃの油圧（変速制御圧Ｐin）が生じるのである。

図２は、図１の車両用駆動装置１０などを制御するために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。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、エンジン１２の出力制御や無段変速機１８の変速制御およびベルト挟圧力制御や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や無段変速機１８およ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回転角度（位置）Ａ_ＣＲ（°）およびエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎ_Ｅに対応するクランク軸回転速度を表す信号、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３４の回転速度（タービン回転速度）Ｎ_Ｔ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３６の回転速度（入力軸回転速度）Ｎ_ＩＮを表す信号、車速センサ（出力軸回転速度センサ）５８により検出された無段変速機１８の出力回転速度である出力軸４４の回転速度（出力軸回転速度）Ｎ_ＯＵＴすなわち出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応する車速Ｖを表す車速信号、スロットルセンサ６０により検出されたエンジン１２の吸気配管３２（図１参照）に備えられた電子スロットル弁３０のスロットル弁開度θ_ＴＨを表すスロットル弁開度信号、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Ｔ_Ｗを表す信号、ＣＶＴ油温センサ６４により検出された無段変速機１８等の油圧回路の油温Ｔ_ＣＶＴを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出されたアクセルペダル６８の操作量であるアクセル開度Ａccを表すアクセル開度信号、フットブレーキスイッチ７０により検出された常用ブレーキであるフットブレーキの操作の有無Ｂ_ＯＮを表すブレーキ操作信号、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７４のレバーポジション（操作位置）Ｐ_ＳＨを表す操作位置信号などが供給されている。

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Ｓ_Ｅ、例えば電子スロットル弁３０の開閉を制御するためのスロットルアクチュエータ７６を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置７８から噴射される燃料の量を制御するための噴射信号や点火装置８０によるエンジン１２の点火時期を制御するための点火時期信号などが出力される。また、無段変速機１８の変速比γを変化させる為の変速制御指令信号Ｓ_Ｔ例えば入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御するソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を駆動するための指令信号、伝動ベルト４８の挟圧力を調整させる為の挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂ例えばベルト挟圧Ｐdを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＳを駆動するための指令信号、ライン油圧Ｐ_Ｌを制御させる為のライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬ例えばライン油圧Ｐ_Ｌを調圧するリニアソレノイド弁ＳＬＴを駆動するための指令信号などが油圧制御回路１００へ出力される。

シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、および「Ｌ」（図３参照）のうちの何れかへ手動操作されるようになっている。

「Ｐ」ポジション（レンジ）は車両用駆動装置１０の動力伝達経路を解放しすなわち車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態（中立状態）とし且つメカニカルパーキング機構によって機械的に出力軸４４の回転を阻止（ロック）するための駐車ポジション（位置）であり、「Ｒ」ポジションは出力軸４４の回転方向を逆回転とするための後進走行ポジション（位置）であり、「Ｎ」ポジションは車両用駆動装置１０の動力伝達が遮断されるニュートラル状態とするための中立ポジション（位置）であり、「Ｄ」ポジションは無段変速機１８の変速を許容する変速範囲で自動変速モードを成立させて自動変速制御を実行させる前進走行ポジション（位置）であり、「Ｌ」ポジションは強いエンジンブレーキが作用させられるエンジンブレーキポジション（位置）である。このように、「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションは車両を走行させないときに選択される非走行ポジションであり、「Ｒ」ポジション、「Ｄ」ポジションおよび「Ｌ」ポジションは車両を走行させるときに選択される走行ポジションである。

図３は、油圧制御回路１００のうち無段変速機１８のベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバー７４の操作に伴う前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の係合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、伝動ベルト４８が滑りを生じないように出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるベルト挟圧Ｐdを調圧する挟圧力コントロールバルブ１１０、変速比γが連続的に変化させられるように入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の流量を制御する変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６、変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とする推力比コントロールバルブ１１８、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って油路が機械的に切り換えられるマニュアルバルブ１２０等を備えている。

ライン油圧Ｐ_Ｌは、エンジン１２により回転駆動される機械式のオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ（ライン油圧調圧弁）１２２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Ｐ_ＳＬＴに基づいてエンジン負荷、変速制御圧Ｐin、ベルト挟圧Ｐd等に応じた値に調圧されるようになっている。

より具体的には、プライマリレギュレータバルブ１２２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１２２ｉを開閉してオイルポンプ２８から発生される作動油圧を出力ポート１２２ｔを経て吸入油路１２４へ排出するスプール弁子１２２ａと、そのスプール弁子１２２ａを閉弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２２ｂと、そのスプリング１２２ｂを収容し且つスプール弁子１２２ａに閉弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＳＬＴを受け入れる油室１２２ｃと、スプール弁子１２２ａに開弁方向の推力を付与するためにオイルポンプ２８から発生される作動油圧を受け入れる油室１２２ｄとを備えている。

このように構成されたプライマリレギュレータバルブ１２２において、スプリング１２２ｂの付勢力をＦ_Ｓ、油室１２２ｃにおける制御油圧Ｐ_ＳＬＴの受圧面積をａ、油室１２２ｄにおけるライン油圧Ｐ_Ｌの受圧面積差をｂとすると、次式（１）で平衡状態となる。
Ｐ_Ｌ×ｂ＝Ｐ_ＳＬＴ×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）
従って、ライン油圧Ｐ_Ｌは、次式（２）で表され、制御油圧Ｐ_ＳＬＴに比例する。
Ｐ_Ｌ＝Ｐ_ＳＬＴ×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（２）

このように、プライマリレギュレータバルブ１２２とリニアソレノイド弁ＳＬＴとは、油圧指令値としてのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいてオイルポンプ２８から吐出される作動油をライン油圧Ｐ_Ｌに調圧する調圧装置として機能する。

モジュレータ油圧Ｐ_Ｍは、制御油圧Ｐ_ＳＬＴおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＳの元圧となるものであると共に、電子制御装置５０によってデューティ制御されるソレノイド弁ＤＳ１の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２の出力油圧である制御油圧Ｐ_ＤＳ２の元圧となるものであって、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてモジュレータバルブ１２６により一定圧に調圧されるようになっている。

出力油圧Ｐ_ＬＭ２は、ライン油圧Ｐ_Ｌを元圧としてライン圧モジュレータNO.2バルブ１２８により制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいて調圧されるようになっている。

前記マニュアルバルブ１２０において、入力ポート１２０ａには出力油圧Ｐ_ＬＭ２が供給される。そして、シフトレバー７４が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、出力油圧Ｐ_ＬＭ２が前進走行用出力圧として前進用出力ポート１２０ｆを経て前進用クラッチＣ１に供給され且つ後進用ブレーキＢ１内の作動油が後進用出力ポート１２０ｒから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放させられる。

また、シフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、出力油圧Ｐ_ＬＭ２が後進走行用出力圧として後進用出力ポート１２０ｒを経て後進用ブレーキＢ１に供給され且つ前進用クラッチＣ１内の作動油が前進用出力ポート１２０ｆから排出ポートＥＸを経て例えば大気圧にドレーン（排出）されるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放させられる。

また、シフトレバー７４が「Ｐ」ポジションおよび「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１２０ａから前進用出力ポート１２０ｆへの油路および入力ポート１２０ａから後進用出力ポート１２０ｒへの油路がいずれも遮断され且つ前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１内の作動油が何れもマニュアルバルブ１２０からドレーンされるようにマニュアルバルブ１２０の油路が切り換えられ、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放させられる。

前記変速比コントロールバルブＵＰ１１４は、軸方向へ移動可能に設けられることによりライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側可変プーリ４２へ供給可能且つ入出力ポート１１４ｋを閉弁するアップシフト位置と入力側可変プーリ４２が入出力ポート１１４ｊを介して入出力ポート１１４ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１４ａと、そのスプール弁子１１４ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１４ｂと、そのスプリング１１４ｂを収容し且つスプール弁子１１４ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１４ｃと、スプール弁子１１４ａにアップシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１４ｄとを備えている。

また、変速比コントロールバルブＤＮ１１６は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入出力ポート１１６ｊが排出ポートＥＸと連通させられるダウンシフト位置と入出力ポート１１６ｊが入出力ポート１１６ｋと連通させられる原位置とに位置させられるスプール弁子１１６ａと、そのスプール弁子１１６ａを原位置側に向かって付勢する付勢手段としてのスプリング１１６ｂと、そのスプリング１１６ｂを収容し且つスプール弁子１１６ａに原位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ１を受け入れる油室１１６ｃと、スプール弁子１１６ａにダウンシフト位置側に向かう推力を付与するために制御油圧Ｐ_ＤＳ２を受け入れる油室１１６ｄとを備えている。

このように構成された変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６において、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがスプリング１１４ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１４ｊと入出力ポート１１４ｋとが連通させられ、入力側可変プーリ４２（入力側油圧シリンダ４２ｃ）の作動油が入出力ポート１１６ｊへ流通することが許容される。また、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがスプリング１１６ｂの付勢力に従って原位置に保持されている閉じ状態では、入出力ポート１１６ｊと入出力ポート１１６ｋとが連通させられ、推力比コントロールバルブ１１８からの推力比制御油圧Ｐ_τが入出力ポート１１４ｋへ流通することが許容される。

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１が油室１１４ｄへ供給されると、中心線より右側半分に示すようにスプール弁子１１４ａがその制御油圧Ｐ_ＤＳ１に応じた推力によりスプリング１１４ｂの付勢力に抗してアップシフト位置側へ移動させられ、ライン油圧Ｐ_Ｌが制御油圧Ｐ_ＤＳ１に対応する流量で入力ポート１１４ｉから入出力ポート１１４ｊを経て入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されると共に、入出力ポート１１４ｋが遮断されて変速比コントロールバルブＤＮ１１６側への作動油の流通が阻止される。これにより、変速制御圧Ｐinが高められ、入力側可変プーリ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、制御油圧Ｐ_ＤＳ２が油室１１６ｄへ供給されると、中心線より左側半分に示すようにスプール弁子１１６ａがその制御油圧Ｐ_ＤＳ２に応じた推力によりスプリング１１６ｂの付勢力に抗してダウンシフト位置側へ移動させられ、入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が制御油圧Ｐ_ＤＳ２に対応する流量で入出力ポート１１４ｊから入出力ポート１１４ｋさらに入出力ポート１１６ｊを経て排出ポートＥＸから排出される。これにより、変速制御圧Ｐinが低められ、入力側可変プーリ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。

このように、ライン油圧Ｐ_Ｌは変速制御圧Ｐinの元圧となるものであって、制御油圧Ｐ_ＤＳ１が出力されると変速比コントロールバルブＵＰ１１４に入力されたライン油圧Ｐ_Ｌが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速制御圧Ｐinが高められて連続的にアップシフトされ、制御油圧Ｐ_Ｓ２が出力されると入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出ポートＥＸから排出されて変速制御圧Ｐinが低められて連続的にダウンシフトされる。

例えば図４に示すようにアクセル開度Ａccをパラメータとして車速Ｖと無段変速機１８の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊との予め記憶された関係（変速マップ）から実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて設定される目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と実際の入力軸回転速度（以下、実入力軸回転速度という）Ｎ_ＩＮとが一致するように、それ等の回転速度差（偏差）ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）に応じて無段変速機１８の変速がフィードバック制御により実行される、すなわち入力側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の供給および排出により両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化させられて変速比γがフィードバック制御により連続的に変化させられる。

図４の変速マップは変速条件に相当するもので、車速Ｖ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Ｎ_ＩＮ ^＊が設定されるようになっている。また、車速Ｖは出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに対応するため、入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標値である目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊は目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）に対応し、無段変速機１８の最小変速比γmin と最大変速比γmax の範囲内で定められる。

また、制御油圧Ｐ_ＤＳ１は変速比コントロールバルブＤＮ１１６の油室１１６ｃに供給され、制御油圧Ｐ_ＤＳ２に拘らずその変速比コントロールバルブＤＮ１１６を閉じ状態としてダウンシフトを制限する一方、制御油圧Ｐ_ＤＳ２は変速比コントロールバルブＵＰ１１４の油室１１４ｃに供給され、制御油圧Ｐ_ＤＳ１に拘らずその変速比コントロールバルブＵＰ１１４を閉じ状態としてアップシフトを禁止するようになっている。つまり、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないときはもちろんであるが、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されるときにも、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６は何れも原位置に保持されている閉じ状態とされる。これにより、電気系統の故障などでソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２の一方が機能しなくなり、制御油圧Ｐ_ＤＳ１または制御油圧Ｐ_ＤＳ２が最大圧で出力され続けるオンフェール時となった場合でも、急なアップシフトやダウンシフトが生じたり、その急変速に起因してベルト滑りが発生したりすることが防止される。

前記挟圧力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Ｐ_Ｌを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経て出力側可変プーリ４６および推力比コントロールバルブ１１８へベルト挟圧Ｐdを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Ｐ_ＳＬＳ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ために出力ポート１１０ｔから出力されたベルト挟圧Ｐd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Ｐ_Ｍ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挟圧力コントロールバルブ１１０において、伝動ベルト４８が滑りを生じないように制御油圧Ｐ_ＳＬＳをパイロット圧としてライン油圧Ｐ_Ｌが連続的に調圧制御されることにより、出力ポート１１０ｔからベルト挟圧Ｐdが出力される。このように、ライン油圧Ｐ_Ｌはベルト挟圧Ｐdの元圧となるものである。なお、出力ポート１１０ｔと出力側油圧シリンダ４６ｃとの間の油路には油圧センサ１３０が設けられており、この油圧センサ１３０によりベルト挟圧Ｐdが検出される。

例えば図５に示すように伝達トルクに対応するアクセル開度Ａccをパラメータとして変速比γとベルト挟圧力Ｐd^＊とのベルト滑りが生じないように予め実験的に求められて記憶された関係（ベルト挟圧力マップ）から実際の変速比γおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて決定（算出）されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られるように出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが調圧され、このベルト挟圧Ｐdに応じてベルト挟圧力Ｐd^＊すなわち可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力が増減させられる。

前記推力比コントロールバルブ１１８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１１８ｉを開閉してライン油圧Ｐ_Ｌを入力ポート１１８ｉから出力ポート１１８ｔを経て変速比コントロールバルブＤＮ１１６へ推力比制御油圧Ｐ_τを供給可能にするスプール弁子１１８ａと、そのスプール弁子１１８ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１８ｂと、そのスプリング１１８ｂを収容し且つスプール弁子１１８ａに開弁方向の推力を付与するためにベルト挟圧Ｐdを受け入れる油室１１８ｃと、スプール弁子１１８ａに閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１８ｔから出力された推力比制御油圧Ｐ_τを受け入れるフィードバック油室１１８ｄとを備えている。

このように構成された推力比コントロールバルブ１１８において、油室１１８ｃにおけるベルト挟圧Ｐdの受圧面積をａ、フィードバック油室１１８ｄにおける推力比制御油圧Ｐ_τの受圧面積をｂ、スプリング１１８ｂの付勢力をＦ_Ｓとすると、次式（３）で平衡状態となる。
Ｐ_τ×ｂ＝Ｐd×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（３）
従って、推力比制御油圧Ｐ_τは、次式（４）で表され、ベルト挟圧Ｐdに比例する。
Ｐ_τ＝Ｐd×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（４）

そして、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２が共に供給されないか、或いは所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ１および所定圧以上の制御油圧Ｐ_ＤＳ２がともに供給されて、変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６が何れも原位置に保持されている閉じ状態とされたときには、推力比制御油圧Ｐ_τが入力側油圧シリンダ４２ｃに供給されることから、変速制御圧Ｐinが推力比制御油圧Ｐ_τと一致させられる。つまり、推力比コントロールバルブ１１８により変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係に保つ推力比制御油圧Ｐ_τすなわち変速制御圧Ｐinが出力される。

例えば、入力軸回転速度センサ５６や車速センサ５８の精度上所定車速Ｖ’以下の低車速状態では入力軸回転速度Ｎ_ＩＮや車速Ｖの検出精度が劣ることから、このような低車速走行時や発進時には回転速度差（偏差）ΔＮ_ＩＮを解消するための変速比γのフィードバック制御に替えて、例えば制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２を共に供給せず変速比コントロールバルブＵＰ１１４および変速比コントロールバルブＤＮ１１６を何れも閉じ状態とする所謂閉じ込み制御を実行する。これにより、低車速走行時や発進時には変速制御圧Ｐinとベルト挟圧Ｐdとの比率を予め定められた関係とするようにベルト挟圧Ｐdに比例する変速制御圧Ｐinが入力側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて、車両停車時から極低車速時における伝動ベルト４８のベルト滑りが防止されると共に、このとき例えば最大変速比γmaxに対応する推力比τ（＝出力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＯＵＴ／入力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＩＮ；Ｗ_ＯＵＴはベルト挟圧Ｐd×出力側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積Ｓ_４６、Ｗ_ＩＮは変速制御圧Ｐin×入力側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積Ｓ_４２）より大きな推力比τが可能なように上記式（４）の右辺第１項の（ａ／ｂ）やＦ_Ｓ／ｂが設定されていると、最大変速比γmax又はその近傍の変速比γmax’にて良好な発進が行われる。また、上記所定車速Ｖ’は、所定回転部材の回転速度例えば入力軸回転速度Ｎ_ＩＮが検出不可能な回転速度となる車速Ｖとして予め定められたフィードバック制御を実行可能な下限の車速であって、例えば２km/h程度に設定されている。

図６は、車速Ｖをパラメータとして変速比γと推力比τとの予め求められて記憶された関係であって、図示の関係になるように上記式（４）の右辺第１項の（ａ／ｂ）が設定された場合の一例を示す図である。図６の一点鎖線で示した車速Ｖのパラメータは入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ４６ｃにおける遠心油圧を考慮して算出した推力比τであり、実線との交点（Ｖ_０、Ｖ_２０、Ｖ_５０）にて閉じ込み制御時に保持可能な所定の変速比としての変速比γが求められる。例えば、この図６に示すように本実施例の無段変速機１８においては、車速Ｖが０km/hすなわち車両停止中の閉じ込み制御時に所定の変速比として最大変速比γmaxが保持可能である。

図７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７において、目標入力回転設定手段１５０は、例えば図４に示すような予め記憶された変速マップから実際の車速Ｖおよびアクセル開度Ａccで示される車両状態に基づいて入力軸回転速度Ｎ_ＩＮの目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊を設定する。

変速制御手段１５２は、実入力軸回転速度Ｎ_ＩＮが前記目標入力回転設定手段１５０によって設定された目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊と一致するように、回転速度差ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）に応じて無段変速機１８の変速をフィードバック実行する。すなわち、入力側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の流量を制御することにより両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅を変化させる変速制御指令信号（油圧指令）Ｓ_Ｔを油圧制御回路１００へ出力して変速比γを連続的に変化させる。

ベルト挟圧力設定手段１５４は、例えば図５に示すような予め実験的に求められて記憶されたベルト挟圧力マップから、実際のアクセル開度Ａccおよび電子制御装置５０により実際の入力軸回転速度Ｎ_ＩＮおよび出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴに基づいて算出される実変速比γ（＝Ｎ_ＩＮ／Ｎ_ＯＵＴ）で示される車両状態に基づいてベルト挟圧力Ｐd^＊を設定する。つまり、ベルト挟圧力設定手段１５４は、ベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを設定する。

ベルト挟圧力制御手段１５６は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為の出力側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdに調圧する挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂを油圧制御回路１００へ出力してベルト挟圧力Ｐd^＊を増減させる。

油圧制御回路１００は、上記変速制御指令信号Ｓ_Ｔに従って無段変速機１８の変速が実行されるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の供給・排出量を制御すると共に、上記挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂに従ってベルト挟圧力Ｐd^＊が増減されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させてベルト挟圧Ｐdを調圧する。

エンジン出力制御手段１５８は、エンジン１２の出力制御の為にエンジン出力制御指令信号Ｓ_Ｅ、例えばスロットル信号や噴射信号や点火時期信号などをそれぞれスロットルアクチュエータ７６や燃料噴射装置７８や点火装置８０へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１５８は、アクセル開度Ａccに応じたスロットル開度θ_ＴＨとなるように電子スロットル弁３０を開閉するスロットル信号をスロットルアクチュエータ７６へ出力してエンジントルクＴ_Ｅを制御する。

また、エンジン出力制御手段１５８は、燃費を向上させるために、所定の条件が成立したときにエンジン１２への燃料を遮断するフューエルカット制御手段として機能する。

具体的には、エンジン出力制御手段１５８は、スロットル弁開度θ_ＴＨが略全閉であったり或いは２〜３％程度以下の微開であったりするようなスロットルオフの車両減速走行時に、エンジン回転速度Ｎ_Ｅが例えば１４００rpm程度に予め定められたフューエルカット開始回転速度Ｎ_ＥＫを越え且つエンジン回転速度Ｎ_Ｅが低下に向かっている走行状態となってから所定の遅延時間Ｔ_ＦＣ経過した等の所定の条件が成立したときに、フューエルカット作動が開始されるようにエンジン１２への燃料供給の停止指令Ｓ_ＦＣを燃料噴射装置７８に出力する。

その後、エンジン出力制御手段１５８は、減速走行と共にエンジン回転速度Ｎ_Ｅが予め定められたフューエルカット復帰回転速度Ｎ_ＥＦ以下となるとフューエルカット作動が終了するようにエンジン１２への燃料供給の停止指令Ｓ_ＦＣの出力を中止する。フューエルカット作動が解除させられると、燃料供給が再開されてエンジン１２が速やかに起動される。このフューエルカット復帰回転速度Ｎ_ＥＦは、燃料供給が再開されたときにエンジン１２が速やかに起動されるための予め実験的に求めて記憶されたエンジン回転速度判定値であって、例えば５５０rpm程度のアイドル回転速度Ｎ_ＩＤＬやそれ以下の３００〜５００rpm程度のエンジン回転速度Ｎ_Ｅが設定されている。

上記所定の遅延時間Ｔ_ＦＣやフューエルカット開始回転速度Ｎ_ＥＫとフューエルカット復帰回転速度Ｎ_ＥＦとの回転速度差は、フューエルカット制御の開始・終了判定を安定化するヒステリシスを設ける為の判定条件である。つまり、アクセルオン・オフによるフューエルカット作動のビジー切替えやエンジン回転速度Ｎ_Ｅ変化に伴うフューエルカット作動のビジー切替えを防止する為に設けられている判定条件である。

ところで、変速性能例えば変速応答性を良好なものとする為に変速比γがフィードバック制御されるときに必要な変速制御圧Ｐin（以下、Ｐin圧という）およびベルト挟圧力Ｐd^＊を発生させる為のベルト挟圧Ｐd（以下、Ｐd圧という）を確保できるよう、それらＰin圧やＰd圧の元圧であるライン油圧Ｐ_Ｌを設定する必要がある。

つまり、ライン油圧Ｐ_ＬがＰin圧やＰd圧よりも比較的高いと変速応答性が良くベルト滑りも生じ難いが、必要以上に高いと燃費が悪化する要因となる。また、ライン油圧Ｐ_ＬがＰin圧より低いと変速応答性が低下する要因となったり、ライン油圧Ｐ_ＬがＰd圧よりも低いとベルト滑りが生じ易くなる要因となる。

そこで、ライン油圧設定手段１６０は、ソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２による入力側油圧シリンダ４２ｃに対する作動油の流量制御とリニアソレノイド弁ＳＬＳによるＰd圧の制御とは独立してリニアソレノイド弁ＳＬＴにより制御されるライン油圧Ｐ_Ｌを、Ｐin圧とＰd圧とのいずれか高い方の油圧に基づいて設定する。

例えば、ライン油圧設定手段１６０は、Ｐin圧とＰd圧とのそれぞれにライン油圧Ｐ_Ｌの制御精度や車両状態を考慮した所定の余裕値を加えた油圧のいずれか高い方の油圧に基づいてライン油圧Ｐ_Ｌを設定する。

図８は、ライン油圧Ｐ_Ｌを設定する考え方の一例を説明するための図である。図８に示すように、所定の余裕値として予め実験的に求めて定められた基準余裕値ＥＸは、Ｐin圧においてはＰin圧基準余裕値ＥＸinであり、Ｐd圧においてはＰd圧基準余裕値ＥＸdである。このように、基準余裕値ＥＸは、Ｐin圧とＰd圧とではそれぞれ異なる値が設定される。そして、Ｐin圧にＰin圧基準余裕値ＥＸinを加えた油圧とＰd圧にＰd圧基準余裕値ＥＸdを加えた油圧とのいずれか高い方の油圧が必要なライン油圧Ｐ_Ｌすなわち目標のライン油圧（以下、目標ライン油圧）Ｐ_Ｌ ^＊として設定される。

目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊の設定について以下により詳細に説明する。

Ｐd圧は、ベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のＰd圧となるようにベルト挟圧力制御手段１５６による挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂに従ってリニアソレノイド弁ＳＬＳを作動させて直接的に調圧制御される油圧である。よって、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊の設定に用いられるＰd圧は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のＰd圧がそのまま用いられる。

一方、Ｐin圧は、目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊（或いは目標変速比γ^＊）となるようにフィードバック制御される際の作動油の流量制御およびベルト挟圧力制御により結果として生じさせられる油圧であって、直接的に調圧制御されるものではない。よって、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊の設定に用いられるＰin圧は、推定値として算出される。

前述したように、出力側油圧シリンダ４６ｃの推力をＷ_ＯＵＴ、入力側油圧シリンダ４２ｃの推力をＷ_ＩＮとすると、推力比τは、次式（５）で表され、
τ＝Ｗ_ＯＵＴ／Ｗ_ＩＮ ・・・（５）
出力側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積をＳ_４６、入力側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積をＳ_４２とすると、出力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＯＵＴおよび入力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＩＮは、それぞれ次式（６）、（７）で表され、
Ｗ_ＯＵＴ＝Ｐd×Ｓ_４６ ・・・（６）
Ｗ_ＩＮ＝Ｐin×Ｓ_４２ ・・・（７）
式（５）〜（７）から、Ｐin圧は、次式（８）で表される。
Ｐin＝（Ｐd×Ｓ_４６）／（τ×Ｓ_４２） ・・・（８）

入力側油圧推定値算出手段１６２は、上記式（８）に従って、推力比τ、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたＰd圧、および受圧面積をＳ_４６、Ｓ_４２に基づいてＰin圧の推定値（以下、推定Ｐin圧という）を算出する。

推力比算出手段１６４は、前記図６に示すような車速Ｖをパラメータとして変速比γと推力比τとの予め求められて記憶された関係（推力比特性、マップ）から、実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τを算出する。

Ｐd圧は、前述したように、ベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のＰd圧となるように直接的に調圧制御される油圧である。よって、ライン油圧設定手段１６０は、前記ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬと実際のライン油圧Ｐ_Ｌとのばらつきのみを考慮して、すなわちライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに対して実際のライン油圧Ｐ_Ｌがばらついたとしてもその実際のライン油圧Ｐ_ＬがＰd圧を上回るように、予め実験的に定められて記憶されたＰd圧基準余裕値ＥＸdを設定する。

一方、Ｐin圧は、前述したように、直接的に調圧制御されるものではなく、推定値として算出される油圧である。また、一定の変速比γに維持するようにフィードバック制御を行うにはある程度の余裕代が必要である。よって、ライン油圧設定手段１６０は、前記ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬと実際のライン油圧Ｐ_Ｌのばらつきのみを考慮して設定されたＰd圧基準余裕値ＥＸdよりも大きくなるように、予め実験的に定められて記憶されたＰin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。このように、Ｐin圧とＰd圧とではそれぞれ異なる基準余裕値ＥＸが設定される。

また、ライン油圧設定手段１６０は、車両状態（走行状態）に基づいてそれぞれＰd圧基準余裕値ＥＸdおよびＰin圧基準余裕値ＥＸinを変更しても良い。

例えば、ライン油圧設定手段１６０は、作動油温が低温となる低油温時には、通常の作動油温となる通常油温時に比較してライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに対する実際のライン油圧Ｐ_Ｌの制御精度が低下することから、通常油温時に比較して大きなＰd圧基準余裕値ＥＸdおよびＰin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。上記通常油温は、例えば暖機完了後の油温が想定される。

また、ライン油圧設定手段１６０は、一定の変速比γが維持されるような定常走行時には、変速比γを変化させる変速時に比較して変速比γの変動が極めて小さく、変速比γを変化させる為の余裕分が小さくて済むことから、変速時に比較して小さなＰd圧基準余裕値ＥＸdおよびＰin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。

また、ライン油圧設定手段１６０は、急変速が必要となるような走行時には、すなわち変速比γの変化速度が所定値を超えて変速比γが変化させられる急変速時には、変速比γを大きく変化させる為に大きな余裕分が必要であることから、通常変速時や定常走行時に比較して大きなＰd圧基準余裕値ＥＸdおよびＰin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。この通常変速は、変速比γの変化速度が所定値を超えない範囲で変速比γが変化させられる変速であり、急変速時は、図４の矢印Ａに示すようなアクセルペダル６８の急戻し操作が行われて急増速であるオフアップシフトが実行される走行時や、矢印Ｂに示すような目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊の下限値に沿って変速比γが変化させられて急増速となる走行時等が想定される。

そして、前記ライン油圧設定手段１６０は、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたＰd圧に前記Ｐd圧基準余裕値ＥＸdを加算した油圧値をＰd圧用ライン油圧Ｐ_Ｌdとして算出し、前記入力側油圧推定値算出手段１６２により算出された推定Ｐin圧に前記Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを加算した油圧値をＰin圧用ライン油圧Ｐ_Ｌinとして算出し、このＰd圧用ライン油圧Ｐ_ＬdとＰin圧用ライン油圧Ｐ_Ｌinとのいずれか高い方のライン油圧を択一的に選択し、その選択した高い方のライン油圧を目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊として設定する。尚、図８に示すように、ライン油圧Ｐ_Ｌが伝動ベルト４８の許容負荷を超えないための予め実験的に求めて定められたライン油圧ＭＡＸガードを上限として目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊は設定される。このライン油圧ＭＡＸガードは、伝動ベルト４８の許容負荷に替えて或いは加えて、燃費を考慮して定められても良い。

ライン油圧制御手段１６６は、例えば図９に示すようにライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬとそのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて調圧されるライン油圧Ｐ_Ｌとの予め記憶された関係（ライン油圧特性）から前記ライン油圧設定手段１６０により設定された目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊に基づいてその目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊が得られるためのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬ（制御電流）を油圧制御回路１００へ出力してライン油圧Ｐ_Ｌを調圧させる。

油圧制御回路１００は、上記ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに従ってリニアソレノイド弁ＳＬＴを作動させてライン油圧Ｐ_Ｌを調圧する。

図９のライン油圧特性は、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬとそのライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬに基づいて駆動させられるノーマルオープン型のリニアソレノイド弁ＳＬＴの出力油圧である制御油圧Ｐ_ＳＬＴとの関係、および制御油圧Ｐ_ＳＬＴとその制御油圧Ｐ_ＳＬＴに基づいてプライマリレギュレータバルブ１２２により調圧されるライン油圧Ｐ_Ｌとの関係を、ライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬとライン油圧Ｐ_Ｌとの関係で表したものでもあり、予め実験的に求められた油圧特性である。

ここで、車両が駆動状態にあるときと被駆動状態にあるときとでは推力比τが異なる。すなわち、駆動状態にあるときと被駆動状態にあるときとでは、被駆動状態にあるときの方が実際のＰin圧（以下、実Ｐin圧という）が低く、図６に示すような推力比特性が異なる。そのため、車両が駆動状態にあるか或いは被駆動状態にあるかを考慮して異なる推力比特性から推力比τを求め、推定Ｐin圧を算出する必要がある。

記憶手段１６８は、車両が駆動状態にあるときの推力比τを求める為の駆動時の推力比特性（以下、駆動時マップという）と、車両が被駆動状態にあるときの推力比τを求める為の被駆動時の推力比特性（以下、被駆動時マップという）とを記憶する。

前記推力比算出手段１６４は、車両が駆動状態にあるときには駆動時マップから実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τを算出する一方で、車両が被駆動状態にあるときには被駆動時マップから実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τを算出する。

しかしながら、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりに際し、被駆動判定フラグがオンとされたときに駆動時マップから被駆動時マップへ切り替えてその被駆動時マップから推力比τを算出すると、駆動状態の実Ｐin圧（以下、駆動時実Ｐin圧という）から被駆動状態の実Ｐin圧（以下、被駆動時実Ｐin圧という）への低下には応答遅れがあることから、実Ｐin圧が被駆動時実Ｐin圧へ低下するよりも前に推定Ｐin圧が被駆動時マップから求めた推力比τに基づいて算出した推定Ｐin圧（以下、被駆動時推定Ｐin圧という）とされて、駆動時実Ｐin圧から被駆動時実Ｐin圧となる過程においては実Ｐin圧よりも推定Ｐin圧が低くなり、無段変速機１８の制御性が低下する可能性がある。例えば、推定Ｐin圧が実Ｐin圧よりも低くなると、比較的小さな目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊が設定されてＰin圧に必要なライン油圧Ｐ_Ｌが不足する可能性がある。上記被駆動判定フラグは、例えば前記フューエルカット作動の所定の条件の１つである、スロットル弁開度θ_ＴＨが略全閉であったり或いは２〜３％程度以下の微開であったりするようなスロットルオフの車両減速走行中である条件が成立したときに電子制御装置５０によりオンとされる。

そこで、スロットルオフの車両減速走行から所定の遅延時間Ｔ_ＦＣ経過したことを条件とするフューエルカット作動が開始されたときに駆動時マップから被駆動時マップへ切り替えてその被駆動時マップから推力比τを算出する。これにより、被駆動時実Ｐin圧に確実に低下しているときに、推定Ｐin圧として被駆動時推定Ｐin圧が算出される。

より具体的には、フューエルカット状態判定手段１７０は、前記エンジン出力制御手段１５８から出力される停止指令Ｓ_ＦＣに基づいてエンジン１２がフューエルカット状態にあるか否かを判定する。また、フューエルカット状態判定手段１７０は、停止指令Ｓ_ＦＣが出力されていることによりエンジン１２がフューエルカット状態にあると判定したときには、フューエルカットフラグをオンとする。

前記推力比算出手段１６４は、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりに際して、車両が駆動状態にあるか或いは被駆動状態にあるかに依って推力比τを算出するのではなく、前記フューエルカット状態判定手段１７０によりエンジン１２がフューエルカット状態にないと判定されたときには駆動時マップから実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τを算出する一方で、フューエルカット状態判定手段１７０によりエンジン１２がフューエルカット状態にあると判定されたときには被駆動時マップから実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τを算出する。

つまり、推力比算出手段１６４は、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりに際し、被駆動判定フラグがオンとされたときに駆動時マップから被駆動時マップへ切り替えてその被駆動時マップから推力比τを算出するのではなく、フューエルカットフラグがオンとされたときに駆動時マップから被駆動時マップへ切り替えてその被駆動時マップから推力比τを算出する。

図１０は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち車両が駆動状態にあるか或いは被駆動状態にあるかを考慮して異なる推力比特性から推力比τを求め、推定Ｐin圧を算出す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ものである。また、図１１は、図１０のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチャートである。

図１０において、先ず、前記フューエルカット状態判定手段１７０に対応するステップ（以下、ステップを省略する）Ｓ１において、燃料噴射装置７８に出力されるエンジン１２への燃料供給の停止指令Ｓ_ＦＣに基づいてエンジン１２がフューエルカットされているか否かが判定される。この停止指令Ｓ_ＦＣが出力されると、フューエルカットフラグがオフからオンとされる。

図１１のｔ_１時点は、駆動状態にある車両が被駆動状態とされて被駆動判定フラグがオンとされたことを示している。図１１のｔ_１時点以降に示すように、駆動時実Ｐin圧から被駆動時実Ｐin圧への変化は、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりに対して応答遅れがある。

次いで、前記推力比算出手段１６４に対応するＳ２において、前記図６に示すような推力比特性から、実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τが算出される。より具体的には、停止指令Ｓ_ＦＣが出力されておらず前記Ｓ１の判断が否定される場合はＳ２１において、駆動時マップから実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τが算出される。一方、停止指令Ｓ_ＦＣが出力されて前記Ｓ１の判断が肯定される場合はＳ２２において、被駆動時マップから実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τが算出される。

次いで、前記入力側油圧推定値算出手段１６２に対応するＳ３において、 Ｐin＝（Ｐd×Ｓ_４６）／（τ×Ｓ_４２） に従って、前記Ｓ２にて算出された推力比τ、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたＰd圧、および受圧面積をＳ_４６、Ｓ_４２に基づいて推定Ｐin圧が算出される。

図１１のｔ_２時点は、フューエルカットフラグがオフからオンとされたことを示している。図１１の一点鎖線はフューエルカットフラグがオンとされたときに被駆動時マップへ切り替えられて被駆動時推定Ｐin圧が算出される場合であり、破線は被駆動判定フラグがオンとされたときに被駆動時マップへ切り替えられて被駆動時推定Ｐin圧が算出される場合である。破線においては、被駆動時実Ｐin圧へ低下する前に推定Ｐin圧が被駆動時推定Ｐin圧とされるので、被駆動時実Ｐin圧へ低下するまでは推定Ｐin圧が実Ｐin圧よりも低くなっている。一方、フューエルカットフラグで被駆動時マップへ切り替えられる本実施例の一点鎖線においては、フューエルカットフラグがオンとされるまで推定Ｐin圧は駆動時マップから求めた推力比τに基づいて算出した推定Ｐin圧（以下、駆動時推定Ｐin圧という）とされるので、推定Ｐin圧が実Ｐin圧よりも低くなることが回避される。

上述のように、本実施例によれば、推力比算出手段１６４により、フューエルカット状態判定手段１７０によりエンジン１２がフューエルカット状態にないと判定されたときには駆動時マップから実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τが算出される一方で、フューエルカット状態判定手段１７０によりエンジン１２がフューエルカット状態にあると判定されたときには被駆動時マップから実際の車速Ｖおよび実変速比γに基づいて推力比τが算出されるので、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりのタイミングよりも遅れたタイミングで実行されるエンジン１２のフューエルカットに基づいて推力比τを求める為のマップ（推力比特性）が切り替えられることとなり、駆動状態から被駆動状態への切り替わりのタイミングよりも応答遅れがある実Ｐin圧が実際に低下したタイミングでそのマップが切り替えられる。よって、推力比τに基づいて算出される推定Ｐin圧が実Ｐin圧よりも低くなることが回避されて、推定Ｐin圧に基づいて無段変速機１８が制御される際の制御性が向上する。

また、本実施例によれば、ライン油圧制御手段１６６により推定Ｐin圧に基づいてライン油圧Ｐ_Ｌが制御されるので、Ｐin圧に必要なライン油圧Ｐ_Ｌが不足することが回避される。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において実施例相互に共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

前述の実施例では、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりに際し、フューエルカットフラグがオンとされたときに被駆動時マップへ切り替えられて推力比τが算出され、前記入力側油圧推定値算出手段１６２はその推力比τに基づいて推定Ｐin圧を算出したが、本実施例では、車両の駆動状態から被駆動状態への切り替わりに際し、前記入力側油圧推定値算出手段１６２は、被駆動判定フラグがオンとされたときから、推定Ｐin圧を駆動時推定Ｐin圧から被駆動時推定Ｐin圧に向かって所定の傾きで漸減する。このようにしても前述の実施例と同様に推定Ｐin圧が実Ｐin圧よりも低くなることが回避される。

図１２は、推定Ｐin圧を駆動時推定Ｐin圧から被駆動時推定Ｐin圧に向かって漸減させた場合の実施例を示すタイムチャートである。

図１２のｔ_１時点は、駆動状態にある車両が被駆動状態とされて被駆動判定フラグがオンとされたことを示している。図１２のｔ_２時点は、フューエルカットフラグがオフからオンとされたことを示している。図１２の一点鎖線は、駆動時推定Ｐin圧から被駆動時推定Ｐin圧に向かってｔ_１時点から所定の傾きで漸減させられた推定Ｐin圧である。このように、本実施例の一点鎖線においては推定Ｐin圧が実Ｐin圧よりも低くなることが回避される。

また、ｔ_１時点から推定Ｐin圧が被駆動時推定Ｐin圧とされた時点までの時間と、ｔ_１時点からｔ_２時点までの時間との時間差ΔＴを抑制するようにｔ_１時点から所定の傾きを学習して、推定Ｐin圧の推定精度を更に向上させても良い。

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、目標ライン油圧Ｐ_Ｌ ^＊の設定や推定Ｐin圧の算出において、Ｐd圧として、ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたＰd圧を用いたが、油圧センサ１３０により検出されるベルト挟圧Ｐdを用いてもよい。なお、Ｐd圧として、油圧センサ１３０により検出されるベルト挟圧Ｐdを用いない場合には、この油圧センサ１３０は必ずしも備えられなくとも良い。

また、前述の実施例における入力軸回転速度Ｎ_ＩＮやそれに関連する目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊などは、それら入力軸回転速度Ｎ_ＩＮなどに替えて、エンジン回転速度Ｎ_Ｅやそれに関連する目標エンジン回転速度Ｎ_Ｅ ^＊など、或いはタービン回転速度Ｎ_Ｔやそれに関連する目標タービン回転速度Ｎ_Ｔ ^＊などであっても良い。

また、前述の実施例において、流体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よく、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）などの他の流体式動力伝達装置が用いられてもよい。

なお、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。

本発明が適用された車両用駆動装置を説明する骨子図である。 図１の車両用駆動装置などを制御するために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ベルト挟圧力制御、変速比制御、およびシフトレバーの操作に伴う前進用クラッチ或いは後進用ブレーキの係合油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。 無段変速機の変速制御において目標入力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。 無段変速機の挟圧力制御において変速比等に応じてベルト挟圧力を求めるベルト挟圧力マップの一例を示す図である。 車速をパラメータとして変速比と推力比との予め求められて記憶された関係である。 図２の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。 ライン油圧を設定する考え方の一例を説明するための図である。 ライン油圧制御指令信号とそのライン油圧制御指令信号に基づいて調圧されるライン油圧との予め記憶された関係（ライン油圧特性）の一例を示す図である。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわち車両が駆動状態にあるか或いは被駆動状態にあるかを考慮して異なる推力比特性から推力比を求め、推定Ｐin圧を算出する為の制御作動を説明するフローチャートである。 図１０のフローチャートに示す制御作動を説明するタイムチャートである。 推定Ｐin圧を駆動時推定Ｐin圧から被駆動時推定Ｐin圧に向かって漸減させた場合の実施例を示すタイムチャートであって、図１１の別の実施例である。

符号の説明

１２：エンジン
１８：無段変速機
２４：駆動輪
４２：入力側可変プーリ
４２ｃ：入力側油圧シリンダ
４６：出力側可変プーリ
４６ｃ：出力側油圧シリンダ
４８：伝動ベルト（ベルト）
５０：電子制御装置（制御装置）
１６２：入力側油圧推定値算出手段
１６４：推力比算出手段
１６６：ライン油圧制御手段
１６８：記憶手段
１７０：フューエルカット状態判定手段

Claims (2)

1. エンジンと駆動輪との間の動力伝達経路に入力側可変プーリおよび出力側可変プーリと該両プーリに巻き掛けられたベルトとを有する無段変速機が配設された車両において、前記入力側可変プーリの溝幅を変更する為の入力側油圧シリンダによる推力と前記出力側可変プーリの溝幅を変更する為の出力側油圧シリンダによる推力との比率である推力比と、該出力側油圧シリンダ内の油圧とに基づいて、該入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値を算出する入力側油圧推定値算出手段を備え、該入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値に基づいて前記無段変速機を制御する車両用無段変速機の制御装置であって、
   車両が駆動状態にあるときの推力比を求める為の予め求められた駆動時の関係と車両が被駆動状態にあるときの推力比を求める為の予め求められた被駆動時の関係とを記憶する記憶手段と、
   前記エンジンがフューエルカット状態にあるか否かを判定するフューエルカット状態判定手段と、
   前記駆動状態にあるときには前記駆動時の関係から前記推力比を求める一方で、前記被駆動状態にあるときには前記被駆動時の関係から前記推力比を求めるものであり、該駆動状態から該被駆動状態への切り替わりに際しては、該被駆動状態へ切り替わってから前記フューエルカット状態判定手段によりフューエルカット状態にあると判定されたときに、該駆動時の関係を該被駆動時の関係へ切り替えて、該被駆動時の関係から前記推力比を求める推力比算出手段と
   を、含むことを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。
2. 前記入力側油圧シリンダ内の油圧の推定値に基づいて前記無段変速機のライン油圧を制御するライン油圧制御手段を更に備えるものである請求項１の車両用無段変速機の制御装置。

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