JP7241124B2 - 車両用無段変速機の制御装置及び制御方法 - Google Patents

Description

本発明はドライブ（駆動あるいはプライマリ）プーリとドリブン（従動あるいはセカンダリ）プーリとにベルトを巻き付けた構成を含む無段変速機におけるプーリの側圧を制御する制御装置及び制御方法に関する。

ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）を搭載した車両では、ベルトがスリップすると耐久性を劣化させることから、これを防止する技術が種々提案されている。たとえば特許文献１に開示された動力伝達装置では、駆動源と無段変速機との間に設けられた前後進切換機構のクラッチを無断変速機のベルトスリップよりも先にスリップさせるようにクラッチ伝達トルクを調整すること、いわゆるトルクヒューズとして機能することでベルトスリップを防止している。また特許文献２に開示されたシステムでは、シフトポジションが前進（Ｄ）または後退（Ｒ）である時に車両が逆方向に移動した場合、エンジン出力を制限したりプライマリプーリの油圧を増大したりしてベルトスリップを防止している。

特許文献２によれば、ベルト式ＣＶＴにおいて、上り坂の途中でシフトレバーをＤ（前進）レンジのままアクセルペダルもブレーキペダルも踏まない状態で車両が後退すると、プライマリ圧とセカンダリ圧との油圧バランスが崩れ、その結果、プライマリ圧が低下してトルク容量（ベルトを滑らせることなく伝達可能な最大トルク）が減少しベルトスリップを生じる可能性が指摘されている。特許文献２では、このようなベルトスリップを防止するためにエンジン出力を制限したりプライマリプーリの油圧を増大したりする手段が採用されている。

特許第５４８０２２７号公報 特許第３８２１７６４号公報

しかしながら、上述した特許文献２のようにプライマリプーリの油圧低下を補うためのライン圧を最大に上げた場合、ベルトスリップは防止可能であるがプライマリプーリとセカンダリプーリとの油圧バランスが崩れるため、所望の変速比を維持することが出来なくなる。以下、車両が登坂逆行する場合を一例として説明する。

図１に例示するように、ベルト式ＣＶＴを搭載した車両１０が登坂しているときに、たとえば対向車があった場合、停止し（図１Ａ）、続いて後退し（図１Ｂ）、後退した地点で停止し（図１Ｃ）、そして再発進する（図１Ｄ）という動作が必要となることがある。この場合、通常のスイッチバック操作、すなわちシフトポジションをＮあるいはＲにして後退し、後退した地点でブレーキを踏んで停止し、シフトポジションをＮ／ＲからＤに切り替えて再発進する操作ではＣＶＴレシオがＬＯＷに保持されており何ら問題はない。

このようなスイッチバック操作とは別に、シフトポジションをＤ（前進）にしたままでブレーキを外して車両を後退させた場合（図１Ｂ）、車両をブレーキではなくアクセスペダルを踏んで停止させることもできる（図１Ｃ）。その場合、そのままアクセルペダルを踏み込んで再発進（図１Ｄ）させることができれば、シフトポジションの変更もブレーキ操作も不要となりペダル操作を簡略化できて望ましい。

ところが、上述した特許文献２では、シフトポジションがＤのままブレーキを踏まない状態で車両を後退させると（図１Ｂ）、プライマリ圧とセカンダリ圧との油圧バランスが崩れてプライマリ圧が低下しベルトスリップを生じることが認識されており、そのベルトスリップを防止するためにプライマリプーリの側圧を増大する制御が行われる。このために、アクセスペダルを踏んで後退車両を停止させ、そのままアクセルペダルを踏み込んで再発進させようとすると、ＣＶＴの変速比がＬＯＷから離れてスムーズな発進ができない。

このようにシフトポジションをＤ（前進）にしたままで車両が後退すると油圧バランスが崩れてプライマリ圧が低下するので、それによるベルトスリップを防止するためにプライマリプーリの側圧を増大させる必要がある。しかしながら、後退車両をブレーキではなくアクセスペダルを踏んで停止させ、そのままアクセルペダルを踏み込んで再発進させようとすれば、プライマリプーリの側圧増大制御が逆にＣＶＴの変速比をＬＯＷから逸脱させる原因となりスムーズな発進が阻害され走行性能が低下する。

そこで、本発明の目的は、ベルトスリップを防止してベルト保護を確実にすると共に走行性能の低下を回避できる無段変速機の制御装置及び制御方法を提供することにある。

本発明の一態様によれば、ドライブプーリと、ドリブンプーリと、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに巻き掛けられたベルトとを備え、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの溝幅を変化させることで変速比を変化させ駆動源からの駆動力を車輪に伝達させる無段変速機を搭載した車両における前記無段変速機の制御装置であって、前記ドライブプーリの側圧を発生させる第１側圧発生回路と、前記ドリブンプーリの側圧を発生させる第２側圧発生回路と、前記第１および第２側圧発生回路を制御し前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリのそれぞれの側圧を制御する制御部と、を有し、前記制御部は、前記無段変速機がインギア状態でなくシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第１の側圧増大補正量に設定し、前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第２の側圧増大補正量に設定し、前記第２の側圧増大補正量が前記第１の側圧増大補正量より小さいことを特徴とする。
本発明の他の態様によれば、ドライブプーリと、ドリブンプーリと、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに巻き掛けられたベルトとを備え、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの溝幅を変化させることで変速比を変化させ駆動源からの駆動力を車輪に伝達させる無段変速機を搭載した車両における前記無段変速機の制御方法であって、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリのそれぞれの側圧を制御する制御部が、前記無段変速機のインギア状態およびシフトポジションと前記車両の進行方向とを検出し、前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記無段変速機がインギア状態でなくシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第１の側圧増大補正量に設定し、前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第２の側圧増大補正量に設定し、前記第２の側圧増大補正量が前記第１の側圧増大補正量より小さい、ことを特徴とする。
本発明によれば、前記制御部は、前記無段変速機がインギア状態でなくシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第１の側圧増大補正量に設定し、前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第２の側圧増大補正量に設定し、前記第２の側圧増大補正量は前記第１の側圧増大補正量より小さく設定される。これにより、ドライブプーリの側圧とドリブンプーリの側圧との差圧を拡大することができ、無段変速機の変速比をＬＯＷに保持すると共に再発進時の走行性能の低下を回避できる。
前記駆動源の出力軸と前記無段変速機の入力軸との間に配置されるトルクコンバータを更に有し、前記制御部は、前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記トルクコンバータの入力側と出力側との回転差を算出し、前記回転差に従って前記第２の側圧増大補正量を生成し、前記回転差が大きい程、前記第２の側圧増大補正量を大きくすることができる。これにより、足軸トルク変動が小さい範囲で第２の側圧増大補正量を小さくすることができ、ドライブプーリの側圧とドリブンプーリの側圧との差圧を効率的に拡大することができる。
前記トルクコンバータと前記無段変速機の入力軸との間に配置される前後進切換機構を更に有してもよく、前記インギア状態を前記前後進切換機構のクラッチを締結した状態で実現できる。

本発明によれば、ベルトスリップを防止してベルト保護を確実にすると共に走行性能の低下を回避できる。

図１（Ａ）～（Ｄ）は登坂逆行時の停止および再発進を説明するためのペダルおよびシフトポジションの操作シーケンスを示す模式図である。 図２は本発明の一実施形態による側圧制御装置を適用した無段変速車両の動力伝達系の一例を模式的に示すブロック図である。 図３は図１に示す油圧供給機構の一例を示す油圧回路図である。 図４は本実施形態による側圧制御装置の機能構成を示すブロック図である。 図５は本実施形態による側圧制御方法の一例を示すフローチャートである。 図６は本実施形態による側圧制御方法で使用される、側圧増大補正量とトルコンスリップ率との関係を示すグラフである。 図７は逆転トルコン特性の一例を示すグラフである。 図８は足軸トルク変動を説明するためのグラフである。 図９は本実施形態による側圧制御装置を用いた無段変速車両の登坂逆行から再発進までの動作を説明するためのタイムチャートである。 図１０はドライブプーリとドリブンプーリの油圧について従来例と本実施形態とを比較した棒グラフである。

以下、本発明の実施形態について図面を参照して詳細に説明する。ただし、以下の実施形態に記載されている構成要素は単なる例示であって、本発明の技術範囲をそれらのみに限定する趣旨ではない。

１．動力伝達系
図２において、駆動源としてのエンジン１０が駆動輪１２を備えた無段変速車両１４に搭載されている。エンジン１０の吸気系に配置されたスロットルバルブ（図示せず）は電動モータなどのアクチュエータからなるＤＢＷ（Drive By Wire）機構１６に接続され、ＤＢＷ機構１６により開閉される。

スロットルバルブで調量された吸気は、インテークマニホルドを通って流れ、各気筒の吸気ポート付近でインジェクタ２０から噴射された燃料と混合して混合気を形成し、吸気バルブが開弁されたとき、当該気筒の燃焼室に流入する。燃焼室において混合気は点火プラグで点火されて燃焼し、ピストンを駆動してクランクシャフト２２を回転させた後、排気となってエンジン１０の外部に放出される。

クランクシャフト２２の回転はトルクコンバータ２４および前後進切換機構２８を介してＣＶＴ２６に入力される。即ち、クランクシャフト２２はトルクコンバータ２４のポンプ・インペラ２４ａに接続される一方、それに対向配置されて流体（作動油）を収受するタービン・ランナ２４ｂはメインシャフト（入力軸）ＭＳに接続される。

無段変速機を構成するＣＶＴ２６はメインシャフトＭＳ、より正確にはその外周側シャフトに配置されたドライブプーリ２６ａと、メインシャフトＭＳに平行なカウンタシャフト（出力軸）ＣＳ、より正確にはその外周側シャフトに配置されたドリブンプーリ２６ｂと、その間に掛け回される無端可撓部材からなる動力伝達要素、例えば金属製のベルト２６ｃと、からなる。

ドライブプーリ２６ａは、メインシャフトＭＳの外周側シャフトに相対回転不能で軸方向移動不能に配置された固定プーリ半体２６ａ１と、メインシャフトＭＳの外周側シャフトに相対回転不能で固定プーリ半体２６ａ１に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体２６ａ２と、からなる。

ドリブンプーリ２６ｂは、カウンタシャフトＣＳの外周側シャフトに相対回転不能で軸方向移動不能に配置された固定プーリ半体２６ｂ１と、カウンタシャフトＣＳに相対回転不能で固定プーリ半体２６ｂ１に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体２６ｂ２と、からなる。

前後進切換機構２８は、車両１４の前進方向への走行を可能にする前進クラッチ２８ａと、後進方向への走行を可能にする後進ブレーキ２８ｂと、その間に配置されるプラネタリギヤ機構２８ｃと、からなる。ＣＶＴ２６はエンジン１０に前進クラッチ２８ａを介して接続される。

前進クラッチ２８ａと後進ブレーキ２８ｂが、より具体的には主として前進クラッチ２８ａがいわゆるトルクヒューズのクラッチとして機能する。

プラネタリギヤ機構２８ｃにおいて、サンギヤ２８ｃ１はメインシャフトＭＳに固定されると共に、リングギヤ２８ｃ２は前進クラッチ２８ａを介してドライブプーリ２６ａの固定プーリ半体２６ａ１に固定される。

サンギヤ２８ｃ１とリングギヤ２８ｃ２の間には、ピニオン２８ｃ３が配置される。ピニオン２８ｃ３は、キャリア２８ｃ４でサンギヤ２８ｃ１に連結される。キャリア２８ｃ４は、後進ブレーキ２８ｂが作動させられると、それによって固定（ロック）される。

カウンタシャフトＣＳの回転はギヤを介してセカンダリシャフト（中間軸）ＳＳから駆動輪１２に伝えられる。即ち、カウンタシャフトＣＳの回転はギヤ３０ａ，３０ｂを介してセカンダリシャフトＳＳに伝えられ、その回転はギヤ３０ｃを介してディファレンシャル３２からドライブシャフト（駆動軸）３４を介して左右の駆動輪（右側のみ示す）１２に伝えられる。

駆動輪（前輪）１２と従動輪（後輪。図示せず）からなる４個の車輪の付近にはディスクブレーキ３６が配置されると共に、車両運転席床面にはブレーキペダル４０が配置される。

前後進切換機構２８において前進クラッチ２８ａと後進ブレーキ２８ｂの切換は、車両運転席に設けられたレンジセレクタ４４を運転者が操作して例えばＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄなどのレンジ（シフトポジション）のいずれかを選択することで行われる。運転者のレンジセレクタ４４の操作によるレンジ選択は、後述する油圧供給機構４６のマニュアルバルブに伝えられる。

レンジセレクタ４４を介して例えばＤ，Ｓ，Ｌのシフトポジションが選択されると、それに応じてマニュアルバルブのスプールが移動し、後進ブレーキ２８ｂのピストン室から作動油（油圧）が排出される一方、前進クラッチ２８ａのピストン室に油圧が供給されて前進クラッチ２８ａが締結される。

前進クラッチ２８ａが締結されると、全ギヤがメインシャフトＭＳと一体に回転し、ドライブプーリ２６ａはメインシャフトＭＳと同方向（前進方向）に駆動され、よって車両１４は前進方向に走行する。

Ｒのシフトポジションが選択されると、前進クラッチ２８ａのピストン室から作動油が排出される一方、後進ブレーキ２８ｂのピストン室に油圧が供給されて後進ブレーキ２８ｂが作動する。従ってキャリア２８ｃ４が固定されてリングギヤ２８ｃ２はサンギヤ２８ｃ１とは逆方向に駆動され、ドライブプーリ２６ａはメインシャフトＭＳとは逆方向（後進方向）に駆動され、車両１４は後進方向に走行する。以下、前後切換機構２８の前進クラッチ２８ａあるいは後進ブレーキ２８ｂのいずれかが締結されている状態をインギア状態という。

ＰあるいはＮのシフトポジションが選択されると、両方のピストン室から作動油が排出されて前進クラッチ２８ａと後進ブレーキ２８ｂが共に開放され、前後進切換機構２８を介しての動力伝達が断たれ、エンジン１０とＣＶＴ２６のドライブプーリ２６ａとの間の動力伝達が遮断される。

２．油圧供給機構
図３に例示するように、油圧供給機構４６には油圧ポンプ４６ａが設けられる。油圧ポンプ４６ａはギヤポンプからなり、エンジン（Ｅ）１０によって駆動され、リザーバ４６ｂに貯留された作動油を汲み上げてＰＨ制御バルブ（PH REG VLV）４６ｃに圧送する。

ＰＨ制御バルブ４６ｃの出力（ＰＨ圧（ライン圧））は、一方では油路４６ｄから第１、第２のレギュレータバルブ（DR REG VLV, DN REG VLV）４６ｅ，４６ｆを介してＣＶＴ２６のドライブプーリ２６ａの可動プーリ半体２６ａ２のピストン室（ＤＲ）２６ａ２１とドリブンプーリ２６ｂの可動プーリ半体２６ｂ２のピストン室（ＤＮ）２６ｂ２１に接続されると共に、他方では油路４６ｇを介してＣＲバルブ（CR VLV）４６ｈに接続される。

ＣＲバルブ４６ｈはＰＨ圧を減圧してＣＲ圧（制御圧）を生成し、油路４６ｉから第１、第２、第３の（電磁）リニアソレノイドバルブ４６ｊ，４６ｋ，４６ｌ（LS-DR, LS-DN, LS-CPC）に供給する。

第１、第２のリニアソレノイドバルブ４６ｊ，４６ｋはそのソレノイドの励磁に応じて決定される出力圧を第１、第２のレギュレータバルブ４６ｅ，４６ｆに作用させ、よって油路４６ｄから送られるＰＨ圧の作動油を可動プーリ半体２６ａ２，２６ｂ２のピストン室２６ａ２１，２６ｂ２１に供給し、それに応じてプーリ側圧を発生させる。したがって、第１のリニアソレノイドバルブ４６ｊ、第１のレギュレータバルブ４６ｅ、ピストン室２６ａ２１およびこれらの油圧系はドライブプーリ２６ａの側圧を発生させる第１側圧発生回路であり、第２のリニアソレノイドバルブ４６ｋ、第２のレギュレータバルブ４６ｆ、ピストン室２６ｂ２１およびこれらの油圧系はドリブンプーリ２６ｂの側圧を発生させる第２側圧発生回路である。

従って、可動プーリ半体２６ａ２，２６ｂ２を軸方向に移動させるプーリ側圧が発生させられてドライブプーリ２６ａとドリブンプーリ２６ｂのプーリ幅が変化し、ベルト２６ｃの巻掛け半径が変化する。このように、プーリの側圧を調整することで、エンジン１０の出力を駆動輪１２に伝達するレシオ（変速比）を無段階に変化させることができる。

ＣＲバルブ４６ｈの出力（ＣＲ圧）は第３のリニアソレノイドバルブ４６ｌのソレノイドの励磁に応じて調圧され、油路４６ｍを介して前記したマニュアルバルブ（MAN VLV）４６ｏに送られ、そこから前後進切換機構２８の前進クラッチ２８ａのピストン室（ＦＷＤ）２８ａ１と後進ブレーキ２８ｂのピストン室（ＲＶＳ）２８ｂ１に接続される。

マニュアルバルブ４６ｏは、前記した如く、運転者によって操作（選択）されたレンジセレクタ４４の位置に応じてＣＲバルブ４６ｈの出力を前進クラッチ２８ａと後進ブレーキ２８ｂのピストン室２８ａ１，２８ｂ１のいずれかに接続する。

また、ＰＨ制御バルブ４６ｃの出力は、油路４６ｐを介してＴＣレギュレータバルブ（TC REG VLV）４６ｑに送られ、ＴＣレギュレータバルブ４６ｑの出力はＬＣコントロールバルブ（LC CTL VLV）４６ｒを介してＬＣシフトバルブ（LC SFT VLV）４６ｓに接続される。

ＬＣシフトバルブ４６ｓの出力は一方ではトルクコンバータ２４のロックアップクラッチ２４ｃのピストン室２４ｃ１に接続されると共に、他方ではその背面側の室２４ｃ２に接続される。

ＬＣシフトバルブ４６ｓを介して作動油がピストン室２４ｃ１に供給される一方、背面側の室２４ｃ２から排出されると、ロックアップクラッチ２４ｃが係合（オン）され、背面側の室２４ｃ２に供給される一方、ピストン室２４ｃ１から排出されると、解放（オフ）される。ロックアップクラッチ２４ｃのスリップ量は、ピストン室２４ｃ１と背面側の室２４ｃ２に供給される作動油の量によって決定される。

ＣＲバルブ４６ｈの出力は油路４６ｔを介してＬＣコントロールバルブ４６ｒとＬＣシフトバルブ４６ｓに接続されると共に、油路４６ｔには第４のリニアソレノイドバルブ（ＬＳ－ＬＣ）４６ｕが介挿される。ロックアップクラッチ２４ｃのスリップ量は、第４のリニアソレノイドバルブ４６ｕのソレノイドの励磁・非励磁によって調整（制御）される。

さらに、油圧ポンプ４６ａの下流でＰＨ制御バルブ４６ｃの上流に相当する位置には電動モータ４６ｖに接続されるＥＯＰ（Electric Oil Pump：電動油圧ポンプ）４６ｗがチェックバルブ４６ｘを介して接続される。

ＥＯＰ４６ｗも油圧ポンプ４６ａと同様にギヤポンプからなり、電動モータ４６ｖで駆動され、リザーバ４６ｂに貯留された作動油を汲み上げてＰＨ制御バルブ（PH REG VLV）４６ｃに圧送する。

なお、トルクコンバータ２４とＣＶＴ２６と前後進切換機構２８とからなる動力伝達系はトルクコンバータ２４および前後進切換機構２８を有する無段変速機として捉えることもできる。

図２の説明に戻ると、エンジン１０のカム軸（図示せず）付近などの適宜位置にはクランク角センサ５０が設けられ、ピストンの所定クランク角度位置ごとにエンジン回転数ＮＥを示す信号を出力する。吸気系においてスロットルバルブの下流の適宜位置には絶対圧センサ５２が設けられ、吸気管内絶対圧（エンジン負荷）ＰＢＡに比例した信号を出力する。

ＤＢＷ機構１６のアクチュエータにはスロットル開度センサ５４が設けられ、アクチュエータの回転量を通じてスロットルバルブの開度ＴＨに比例した信号を出力する。

また前記したアクセルペダル５６の付近にはアクセル開度センサ５６ａが設けられて運転者のアクセルペダル操作量に相当するアクセル開度ＡＰに比例する信号を出力すると共に、ブレーキペダル４０の付近にはブレーキスイッチ４０ａが設けられて運転者のブレーキペダル４０の操作に応じてオン信号を出力する。

さらに、エンジン１０の冷却水通路（図示せず）の付近には水温センサ（図示せず）が設けられ、エンジン冷却水温ＴＷ、換言すればエンジン１０の温度に応じた出力を生じる。

上記したクランク角センサ５０などの出力はエンジンコントローラ６６に送られる。エンジンコントローラ６６はＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ，Ｉ／Ｏなどからなるマイクロコンピュータを備え、それらセンサ出力に基づいて目標スロットル開度を決定してＤＢＷ機構１６の動作を制御すると共に、燃料噴射量を決定してインジェクタ２０を駆動する。

メインシャフトＭＳにはＮＴセンサ（回転数センサ）７０が設けられ、タービン・ランナ２４ｂの回転数、具体的にはメインシャフトＭＳの回転数ＮＴ、より具体的には変速機入力軸回転数（と前進クラッチ２８ａの入力軸回転数）を示すパルス信号を出力する。

ＣＶＴ２６のドライブプーリ２６ａの付近の適宜位置にはＮＤＲセンサ（回転数センサ）７２が設けられてドライブプーリ２６ａの回転数ＮＤＲ、換言すれば前進クラッチ２８ａの出力軸回転数に応じたパルス信号を出力する。

ドリブンプーリ２６ｂの付近の適宜位置にはＮＤＮセンサ（回転数センサ）７４が設けられてドリブンプーリ２６ｂの回転数ＮＤＮ、具体的にはカウンタシャフトＣＳの回転数、より具体的には変速機出力軸回転数を示すパルス信号を出力する。

またセカンダリシャフトＳＳのギヤ３０ｂの付近にはＶセンサ（回転数センサ）７６が設けられてセカンダリシャフトＳＳの回転数と回転方向を示すパルス信号（具体的には車速Ｖを示す信号および進行方向を示す信号）を出力する。駆動輪１２と従動輪（図示せず）からなる４個の車輪の付近にはそれぞれ車輪速センサ８０が設けられ、車輪の回転速度を示す車輪速に比例するパスル信号を出力する。

前記したレンジセレクタ４４の付近にはレンジセレクタスイッチ４４ａが設けられ、運転者によって選択されたＲ，Ｎ，Ｄなどのレンジに応じた信号を出力する。

図３に示す如く、油圧供給機構４６においてＣＶＴ２６のドリブンプーリ２６ｂに通じる油路には油圧センサ８２が配置されてドリブンプーリ２６ｂの可動プーリ半体２６ｂ２のピストン室２６ｂ２１に供給される油圧に応じた信号を出力する。リザーバ４６ｂには油温センサ８４が配置されて油温（作動油ＡＴＦの温度ＴＡＴＦ）に応じた信号を出力する。

上記したＮＴセンサ７０などの出力は、図示しないその他のセンサの出力も含め、シフトコントローラ９０に送られる。シフトコントローラ９０もＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ，Ｉ／Ｏなどからなるマイクロコンピュータを備えると共に、エンジンコントローラ６６と通信自在に構成される。

シフトコントローラ９０は、それら検出値に基づき、油圧供給機構４６のリニアソレノイドバルブ４６ｊ，４６ｋ（LS-DR, LS-DN）を含む電磁ソレノイドを励磁・非励磁して前後進切換機構２８とＣＶＴ２６とトルクコンバータ２４の動作を制御すると共に、油圧供給機構４６の電動モータ４６ｖに通電してＥＯＰ４６ｗの動作を制御する。

３．側圧増大制御
＜構成＞
図４に示すように、本実施形態によるＣＶＴ２６の側圧制御方法（制御方法）はシフトコントローラ９０に実装され得る。以下に述べるプーリ側圧制御部９１、側圧増大補正量算出部９２および油圧指令値算出部９３の各機能は、図示しない記憶装置に格納されたプログラムをＣＰＵ上で実行することにより実現することが可能である。

図４において、プーリ側圧制御部９１は、レンジセレクタ４４により選択されたシフトポジションの信号と、シフトポジションＤあるいはＲが選択され前後進切換機構２８のクラッチがインギア状態であるか否かのインギア判定信号と、Ｖセンサ７６から検出されるＣＶＴ２６の出力軸の回転方向が正転か否かを示す進行方向の判定信号と、トルクコンバータ２４に入力するエンジン回転数ＮＥおよびＣＶＴ２６の入力回転数Ｎｉとを入力する。プーリ側圧制御部９１は、次に述べるトルクコンバータ２４のスリップ率ＥＴＲを算出し、スリップ率ＥＴＲに対するトルクコンバータ２４の特性に応じた側圧増大補正量Δを側圧増大補正量算出部９２から入力する。側圧増大補正量算出部９２が算出する側圧増大補正量Δについては後述する。

プーリ側圧制御部９１は、クランク角センサ５０により検出されたエンジン回転数ＮＥ（トルクコンバータ２４のポンプ・インペラ２４ａの回転数）と、ＮＴセンサ７０により検出されたメインシャフトＭＳの回転数ＮＴ（トルクコンバータ２４のタービン・ランナ２４ｂの回転数）あるいはＮＤＲセンサ７２により検出されたドライブプーリ２６の回転数ＮＤＲと、からトルクコンバータ２４のスリップ率を算出する。たとえばトルクコンバータ（トルコン）のスリップ率ＥＴＲは、式：ＥＴＲ（％）＝（ＮＤＲ／ＮＥ）×１００により求めることができる。言い換えればトルクコンバータ２４のスリップ率ＥＴＲは、入力側のポンプ・インペラ２４ａと出力側のタービン・ランナ２４ｂとの回転差を示す指標の一例であり、回転差あるいは回転数の絶対値を用いてもよい。以下、トルクコンバータ２４のタービン・ランナ２４ｂがポンプ・インペラ２４ａに対して同じ方向に回転しているときはトルコンスリップ率ＥＴＲを正の値、逆回転しているときは負の値とする。なお、タービン・ランナ２４ｂがポンプ・インペラ２４ａに対して逆回転しているときのエンジン回転数ＮＥは正の回転方向となり、ドライブプーリ２６ａの回転数ＮＤＲは負の回転方向となるため、トルコンスリップ率の負の値は数値が小さくなる程、即ち－１に近い値となるほど回転差の絶対値は増大する。以下、負のトルコンスリップ率ＥＴＲを適宜、逆転トルコンスリップ率ＥＴＲという。トルクコンバータ２４の逆回転は次のように検出される。

プーリ側圧制御部９１は、インギア判定信号、シフトポジションおよび進行方向判定信号を用いてトルクコンバータ２４のタービン・ランナ２４ｂが正回転しているか逆回転しているかを判定することができる。図２を参照すれば、前後進切換機構２８のクラッチが締結したインギア状態であれば、駆動輪１２の回転がＣＶＴ２６および前後進切換機構２８を介してメインシャフトＭＳおよびタービン・ランナ２４ｂに伝達される。したがって、たとえば前進（Ｄ）のシフトポジションが選択されたインギア状態で車両が後退していれば、トルクコンバータ２４のタービン・ランナ２４ｂはエンジン１０の回転を示すポンプ・インペラ２４ａに対して逆回転する。こうしてインギア判定信号、シフトポジションおよび進行方向判定信号をモニタし、インギア状態でシフトポジションと車両の進行方向とが一致しないときにトルクコンバータ２４が逆転していると判定することができる（たとえば特開２０１０－０７８０２４号公報を参照）。

プーリ側圧制御部９１は、側圧増大補正量算出部９２から側圧増大補正量Δを受け取ると、後述するように通常走行時のベルトスリップ保証圧に加えて足軸変動トルクに対応できる側圧を確保するように側圧増大補正量Δを加算する側圧増大制御を行い、その結果を油圧指令値算出部９３へ出力する。油圧指令値算出部９３は、プーリ側圧制御部９１から入力した側圧増大結果から油圧指令値を算出し、油圧供給機構４６のリニアソレノイドバルブ４６ｊ，４６ｋ（LS-DR, LS-DN）へそれぞれ出力する。

＜動作＞
図５において、プーリ側圧制御部９１は、レンジセレクタ４４のシフトポジション、車両の進行方向（Ｖセンサ７６の回転方向検出信号）、前後進切換機構２８のクラッチ締結の有無を示すインギア判定信号、エンジン回転数ＮＥ、メインシャフトＭＳの回転数ＮＴ、ドライブプーリ２６ａの回転数ＮＤＲを入力する（動作１０１）。

続いて、プーリ側圧制御部９１はシフトポジションと進行方向とが一致しているか否かを判断する（動作１０２）。たとえば、前進（Ｄ）のシフトポジションで車両が前進していれば一致（ＹＥＳ）、後退していれば不一致（ＮＯ）、後退（Ｒ）のシフトポジションで車両が後退していれば一致（ＹＥＳ）、前進していれば不一致（ＮＯ）と判断される。シフトポジションと進行方向とが一致していなければ（動作１０２のＮＯ）、インギア状態であるか否かが判断される（動作１０３）。ここでインギア状態とは、上述したように前後切換機構２８の前進クラッチあるいは後進ブレーキクラッチのいずれかが締結されている状態である。シフトポジションと進行方向とが一致していれば（動作１０２のＹＥＳ）、側圧増大制御を終了する。

インギア状態でなければ（動作１０３のＮＯ）、プーリ側圧制御部９１はスイッチバック操作をしているか否かを判断し（動作１０４）、スイッチバックであれば（動作１０４のＹＥＳ）、クラッチ伝達トルクに対応する側圧増大補正量Δ１（第１の側圧増大補正量）を算出する（動作１０５）。スイッチバックでなければ（動作１０４のＮＯ）、側圧増大制御を終了する。

インギア状態であれば（動作１０３のＹＥＳ）、プーリ側圧制御部９１はトルクコンバータ２４の逆転を検出し、トルコンスリップ率ＥＴＲを算出する（動作１０６）。側圧増大補正量算出部９２は、算出されたトルコンスリップ率ＥＴＲとトルクコンバータ２４の逆転特性とを用いて側圧増大補正量Δ２（第２の側圧増大補正量）を算出する（動作１０７）。この側圧増大補正量Δ２は、後述するように、トルクコンバータ２４の逆転時の特性に応じてクラッチ伝達トルクの側圧増大補正量Δ１より小さい値に設定される。インギア状態では、スイッチバックように前後進切換機構２８の締結（インギア）時の急激な慣性力増大がないので、後述するように足軸トルク変動に対応できる程度の側圧でよいためである。

こうしてドライブプーリ２６ａおよびドリブンプーリ２６ｂの側圧増大補正量Δが算出されると、プーリ側圧制御部９１は、油圧指令値算出部９３により油圧供給機構４６のリニアソレノイドバルブ４６ｊ，４６ｋ（LS-DR, LS-DN）を制御し、ドライブプーリ２６ａおよびドリブンプーリ２６ｂの側圧増大制御を実行する（動作１０８）。

たとえばシフトポジションが前進（Ｄ）であるにもかかわらずインギア状態で車両が後退していると（動作１０２のＮＯおよび動作１０３のＹＥＳ）、図１（Ｂ）に示すように登坂逆行状態であることが分かる。登坂逆行状態であれば、トルクコンバータ２４の逆転特性に応じて側圧増大補正量Δ２はクラッチ伝達トルクよりも小さい値に設定される（動作１０７）。これによりＣＶＴ２６のドライブプーリ２６ａの側圧はクラッチ伝達トルクより小さくなり、ドリブンプーリ２６ｂの側圧を所定値に増大させた場合の差圧を十分大きくすることができ、ＣＶＴ２６は変速比をＬＯＷに保持することができる。以下、側圧増大補正量Δ２の算出方法について説明する。

＜側圧増大補正量Δ２＞
図６に例示するように、側圧増大補正量算出部９２は、逆転トルコンスリップ率ＥＴＲが所定範囲Ｒ（この例では－７０％～０％の間）において、逆転トルコンスリップ率ＥＴＲが大きくなるに従って側圧増大補正量Δ２の大きさを減少させる。この例では、逆転トルコンスリップ率ＥＴＲが所定値ＥＴＲ（１）＝－７０％以下であれば側圧増大補正量Δ２が最高値Δ２（Ｈ）に固定されているが、ＥＴＲ（１）＝－７０％から上昇するに従って低下し、所定値ＥＴＲ（２）で最低値Δ２（Ｌ）まで低下して固定される。側圧増大補正量算出部９２は、プーリ側圧制御部９１から与えられた逆転トルコンスリップ率ＥＴＲに対応する側圧増大補正量Δ２をプーリ側圧制御部９１へ返す機能を有するものであり、図６に例示する関係をテーブルとして保持してもよいし、数式として保持してもよい。

側圧増大補正量Δ２は、次に述べるように、トルクコンバータ２４の逆転特性において伝達トルクの変動（足軸トルク変動）が大きくなり始めるポイントに合わせて所定値ＥＴＲ（２）および最低値Δ２（Ｌ）を、また足軸トルク変動の最大振幅に合わせて所定値ＥＴＲ（１）および最高値Δ２（Ｈ）を設定し、所定範囲Ｒにおいて足軸変動トルクに対応する側圧を確保するように変化する。このように、本実施形態によれば、インギア状態でシフトポジションと進行方向とが一致していない場合（たとえば登坂逆行時にトルコンスリップ率ＥＴＲが負の場合）、逆転トルコンスリップ率ＥＴＲの所定範囲Ｒにおいて側圧増大補正量Δ２を図６のように変化させる。以下、所定の逆転トルコンスリップ率ＥＴＲ（１）＝－７０％として、側圧増大補正量Δ２の設定について説明する。

図７に例示するように、トルクコンバータ２４のポンプ・インペラ２４ａとタービン・ランナ２４ｂとが逆方向に回転している場合の逆転トルコン特性は逆転トルコンスリップ率ＥＴＲの絶対値が大きくなるに従ってトルク比の低下の割合が増大する負勾配領域を有する。また、トルクコンバータ２４のポンプ・インペラ２４ａとタービン・ランナ２４ｂとが同じ方向に回転している場合には、逆に、トルコンスリップ率ＥＴＲの絶対値が大きくなるに従ってトルク比の低下の割合が減少する正勾配領域を有する。すなわち、トルクコンバータは、トルコンスリップ率ＥＴＲが正の値でも負の値でもトルコンスリップ率ＥＴＲの絶対値が小さい程、トルクコンバータ２４のトルクの増幅率が大きくなる特性を有する。

たとえば負勾配領域まで車両が登坂逆行すると、図８に例示するようにトルコンジャダーによる足軸トルク変動が発生し始める。登坂逆行ではトルクコンバータ２４のタービンがポンプと逆方向に回るため、車速が上がると回転差が大きくなり、車速が下がると回転差が小さくなる。したがって足軸トルク変動は、車速が上がると大きくなり、車速が下がると小さくなる傾向を示す。ここでは逆転トルコンスリップ率ＥＴＲが－７０％より小さくなるあたりから足軸トルク変動が大きくなるが、－７０％より大きくなる所定範囲Ｒではトルクコンバータ２４から伝達される伝達トルクも比較的小さくトルコン変動も小さい。したがって、図６に例示するように－７０％より大きくなる所定範囲Ｒにおいて側圧増大補正量Δ２を足軸トルク変動に応じて減少させることができる。このようにインギア状態では、前後進切換機構２８のクラッチ締結時の急激な慣性力増大がないので、足軸トルク変動に対応できる程度の側圧を発生させればよい。これにより、次に述べるように、ドライブプーリ２６ａの側圧を比較的小さくしてもベルトスリップを十分保証することができると共に、ＣＶＴ２６の変速比をＬＯＷに保持することが可能となる。

４．動作例
図９を参照しながら、シフトポジションをＤに維持したまま登坂逆行から再発進を行う場合（図１）を一例として本実施形態による駆動系の動作を説明する。

ＣＶＴ２６を搭載した車両１４がシフトポジションＤ（前進）で登坂しているときにブレーキを踏んで停止し、続いてシフトポジションをＤ（前進）にしたままでブレーキを外して時点ｔ１で車両１４が後退を開始したものとする（図９ａ、ｂ）。このときＣＶＴ２６のプーリレシオはＬＯＷである（図９ｅ）。インギア状態でシフトポジションＤとは逆の方向に車両１４が後退しているので、プーリ側圧制御部９１はトルクコンバータ２４が逆転していると判定し、ドリブンプーリ２６ｂの側圧を増大制御すると共に、逆転トルコンスリップ率ＥＴＲと図６に示す関係とから算出された側圧増大補正量Δ２を用いてドライブプーリ２６ａにかける側圧の増大制御を行う。

側圧増大補正量Δ２は、上述したようにスイッチバック時の側圧増大補正量Δ１より小さい値であるから、図９ｆに示すように、ドリブンプーリ２６ｂの油圧（ＤＮ圧）とドライブプーリ２６ａの油圧（ＤＲ圧）との差（ＤＮ－ＤＲ差圧）を従来のＤＮ－ＤＲ差圧より大きくすることができる。

車両１４はブレーキが外れた時点ｔ１から徐々に車速Ｖを増大させて後退する（図９ｂ）。このとき時点ｔ２でアクセルが踏まれて（図９ｃ）エンジン１０の回転数ＮＥが上昇すると（図９ｄ）、シフトポジションＤでインギア状態にあるので前進方向の駆動力が増大する。これにより車両１４は停止（時点ｔ３）した後、前進（登坂）を開始するが、このときのドライブプーリ２６ａの側圧は比較的小さい側圧増大補正量Δ２が加算されているので、ドリブンプーリ２６ｂの側圧を最大圧に増大させたとしても、ドライブプーリ２６ａとドリブンプーリ２６ｂとの間の油圧差を従来よりも大きくすることができる（図９ｆ）。したがってＣＶＴ２６の変速比はＬＯＷ近傍に保持され（図９ｅ）、良好な登坂加速が得られる（図９ｂ）。

５．効果
以上述べたように、本実施形態によれば、車両がインギア状態でシフトポジションとは逆の方向に進行（逆行）している場合、ドライブプーリ２６ａとドリブンプーリ２６ｂとの間の側圧差を最適化でき、ベルトスリップ防止と変速比のＬＯＷからの逸脱防止とを共に達成することができる。以下、本実施形態の効果について図１０を参照しながら説明する。

図１０に示すように、従来例のスイッチバック操作ではインギヤ状態でないため、クラッチ締結時の急激な慣性力増大に備えた側圧をドライブプーリに与えることで逆走中のベルトスリップを保証していた。したがってドリブンプーリの側圧を上限まで増大させる場合、ドライブプーリに高い側圧がかかった状態にあると、ドライブプーリとドリブンプーリとの間の油圧差（ＤＮ－ＤＲ差圧）が十分ではなくなる可能性があり、図１で説明したようにインギア状態でシフトポジションを前進（Ｄ）にしたままアクセル操作で後退車両を停止させて再発進する場合、ＣＶＴの変速比をＬＯＷに保持することができなくなる。その結果、登坂逆行からの再加速での登坂性能が低下するという難点があった。

これに対して、本実施形態によれば、インギア状態で逆行が検出されるとドライブプーリ２６ａの側圧を足軸トルク変動が考慮された側圧増大補正量Δ２だけ増大させ、この側圧増大補正量Δ２はスイッチバックを前提とした側圧増大補正量Δ１より小さく設定される。インギア状態ではスイッチバックのように前後進切換機構２８のクラッチを締結した時の急激な慣性力増大がなく、足軸トルク変動に対応できる程度の側圧でよいためである。すなわち逆行中に発生する足軸トルク変動に対しては、側圧増大補正量Δ１より小さい側圧増大補正量Δ２によりベルトスリップの保証をすることができる。これにより、図９に示すように、ドリブンプーリ２６ｂの側圧を上限まで増大させる場合、ドライブプーリ２６ａとドリブンプーリ２６ｂとの間の油圧差（ＤＮ－ＤＲ差圧）を大きくすることができる。したがって、図１で説明したようにインギア状態でシフトポジションを前進（Ｄ）にしたままアクセル操作で後退車両を停止させて再発進する場合でも、ベルトスリップを保証すると共にＣＶＴ２６の変速比をＬＯＷに保持することができる。すなわちＣＶＴ２６のベルト２６ｃの保護を確実に行いながら走行性能を低下させることがなく、運転者の違和感をなくすことができる。

本実施形態によれば、インギア状態での逆行時に側圧増大補正量Δ２をトルクコンバータ２４の逆転トルコン特性に基づいて算出する。たとえば逆転トルコン特性のトルコンスリップ率ＥＴＲが所定値（－７０％）より大きい所定範囲Ｒでは足軸トルク変動が小さくなり、所定値（－７０％）より小さい範囲で足軸トルク変動が大きくなる。この現象を利用することで、所定範囲Ｒで逆転スリップ率ＥＴＲが大きくほど側圧増大補正量Δ２をスイッチバック時の側圧増大補正量Δ１より小さく設定することができる。これによりドライブプーリ２６ａとドリブンプーリ２６ｂとの間の油圧差（ＤＮ－ＤＲ差圧）が大きくなり、上述したようにインギア状態での逆行から再発進する場合でもベルトスリップを保証すると共にＣＶＴ２６の変速比をＬＯＷに保持することが可能となる。

２４ トルクコンバータ
２６ ＣＶＴ
２６ａ ドライブプーリ
２６ｂ ドリブンプーリ
２６ｃ ベルト
２８ 前後進切換機構
４４ レンジセレクタ
４６ 油圧供給機構
９０ シフトコントローラ
９１ プーリ側圧制御部
９２ 側圧増大補正量算出部
９３ 油圧指令値算出部

Claims (6)

1. ドライブプーリと、ドリブンプーリと、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに巻き掛けられたベルトとを備え、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの溝幅を変化させることで変速比を変化させ駆動源からの駆動力を車輪に伝達させる無段変速機を搭載した車両における前記無段変速機の側圧制御装置であって、
   前記ドライブプーリの側圧を発生させる第１側圧発生回路と、
   前記ドリブンプーリの側圧を発生させる第２側圧発生回路と、
   前記第１および第２側圧発生回路を制御し前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリのそれぞれの側圧を制御する制御部と、
   を有し、
   前記制御部は、
   前記無段変速機がインギア状態でなくシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第１の側圧増大補正量に設定し、
   前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第２の側圧増大補正量に設定し、
   前記第２の側圧増大補正量が前記第１の側圧増大補正量より小さいことを特徴とする無段変速機の制御装置。
2. 前記駆動源の出力軸と前記無段変速機の入力軸との間に配置されるトルクコンバータを更に有し、
   前記制御部は、
   前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記トルクコンバータの入力側と出力側との回転差を算出し、
   前記回転差に従って前記第２の側圧増大補正量を生成し、
   前記回転差が大きい程、前記第２の側圧増大補正量を大きくすることを特徴とする請求項１に記載の無段変速機の制御装置。
3. 前記トルクコンバータと前記無段変速機の入力軸との間に配置される前後進切換機構を更に有し、前記インギア状態が前記前後進切換機構のクラッチを締結した状態であることを特徴とする請求項２に記載の無段変速機の制御装置。
4. ドライブプーリと、ドリブンプーリと、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに巻き掛けられたベルトとを備え、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの溝幅を変化させることで変速比を変化させ駆動源からの駆動力を車輪に伝達させる無段変速機を搭載した車両における前記無段変速機の側圧制御方法であって、
   前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリのそれぞれの側圧を制御する制御部が、
   前記無段変速機のインギア状態およびシフトポジションと前記車両の進行方向とを検出し、
   前記無段変速機がインギア状態でなくシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第１の側圧増大補正量に設定し、
   前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記ドライブプーリの側圧の増大補正量を第２の側圧増大補正量に設定し、
   前記第２の側圧増大補正量が前記第１の側圧増大補正量より小さいことを特徴とする無段変速機の制御方法。
5. 前記車両は前記駆動源の出力軸と前記無段変速機の入力軸との間に配置されるトルクコンバータを更に有し、
   前記制御部は、
   前記無段変速機がインギア状態でシフトポジションと前記車両の進行方向とが一致していない場合、前記トルクコンバータの入力側と出力側との回転差を算出し、
   前記回転差に従って前記第２の側圧増大補正量を生成し、
   前記回転差が大きい程、前記第２の側圧増大補正量を大きくすることを特徴とする請求項４に記載の無段変速機の制御方法。
6. 前記車両は前記トルクコンバータと前記無段変速機の入力軸との間に配置される前後進切換機構を更に有し、前記インギア状態が前記前後進切換機構のクラッチを締結した状態であることを特徴とする請求項５に記載の無段変速機の制御方法。

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