JP2014025545A - 無段変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】特許文献２記載の技術を前提として出力プーリの摩擦係数を精度良く算出して目標軸推力を算出することで、余剰の軸推力を低減すると共に、スリップを防止するようにした無段変速機の制御装置を提供する。
【解決手段】無段変速機の制御装置において、変速比と入力プーリの回転数と入力トルクから運転状態を検出し（９０ａ）、入力軸と出力軸に与えられる前記軸推力を検出し（９０ｂ）、入力軸と出力軸の相互に引き合う力を示す軸間力を検出し（９０ｃ）、検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、所定の関係式に従って出力プーリと無端伝達要素の間の少なくとも半径方向摩擦係数μＲＤＮを含む摩擦係数を算出し（９０ｄ）、少なくとも算出された摩擦係数に基づいて一方の目標軸推力を算出すると共に、算出された目標軸推力に基づいて一方の軸推力を制御する（９０ｅ）。
【選択図】図５

Description

この発明は無段変速機の制御装置に関し、より具体的には無段変速機の軸推力の制御装置に関する。

無段変速機の軸推力の制御装置としては下記の特許文献１記載の技術が知られている。特許文献１記載の技術においては、入力（駆動）プーリの軸推力と出力（従動）プーリの軸推力の推力比を検出し、検出された推力比の変化状態に基づいて軸推力を制御するように構成している。

即ち、推力比のピークはベルトの大きな滑りが発生する少し前の段階にあり、動力伝達効率のピークもその付近にあるという知見に基づき、推力比と出力プーリの軸推力とから出力プーリの軸推力の変化に対する推力比のピークを検出し、その推力比のピークにあるように出力プーリの軸推力を維持する如く制御している。

尚、下記の特許文献２において、入出力プーリの摩擦係数を適宜な値に仮定すると共に、入力プーリの回転数と入力トルク、出力プーリの軸推力、入出力軸間力などを測定して無段変速機の各部の力の釣合いの関係式に代入することにより、出力プーリの摩擦係数を算出することが提案されている。

特開２００３−６５４２８号公報 特開平１０−８９４２９号公報

特許文献１記載の技術にあっては、推力比のピークを検出し、そのピークにあるように出力プーリの軸推力を制御しているが、そこに記載されているように推力比のピークは出力プーリの軸推力がスリップ寸前の状態とならないと検出できない。

その結果、スリップ安全率に対する軸推力比の変化ゲインが少ないと、制御の追従性の如何によっては軸推力の増加が追いつかず、出力プーリで全体的なスリップが生じる恐れを考慮して、安全率を見越して軸推力を余剰に設定する必要がある。この余剰な軸推力は、出力プーリの摩擦係数を精度良く算出（推定）することによって低減することができる。

従って、この発明の目的は上記した不都合を解消し、特許文献２記載の技術を前提として出力プーリの摩擦係数を精度良く算出して目標軸推力を算出することで、余剰な軸推力を低減すると共に、スリップを防止するようにした無段変速機の制御装置を提供することにある。

上記の目的を達成するために、請求項１にあっては、車両に搭載される駆動源の駆動力によって回転する入力軸上に配置される入力プーリと、駆動輪に連結される出力軸上に配置される出力プーリと、前記入力プーリと出力プーリを前記入力軸と出力軸の軸方向に押圧する軸推力に応じて前記入力プーリと出力プーリの間に挟持される無端伝達要素とからなり、前記入力軸から入力される回転を無段階に変速して前記出力軸に伝達する無段変速機の制御装置において、少なくとも変速比と前記入力プーリの回転数と入力トルクを含む運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記入力プーリと出力プーリの前記軸推力を検出する軸推力検出手段と、前記入力軸と出力軸の相互に引き合う力を示す軸間力を検出する軸間力検出手段と、前記検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、所定の関係式に従って前記出力プーリと前記無端伝達要素の間の少なくとも半径方向摩擦係数μＲＤＮを含む摩擦係数を算出する摩擦係数算出手段と、少なくとも前記算出された摩擦係数に基づいて前記出力プーリの目標軸推力を算出する目標軸推力算出手段と、前記算出された目標軸推力に基づいて少なくとも前記出力プーリの軸推力を制御する軸推力制御手段とを備える如く構成した。

請求項２に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記摩擦係数算出手段は、前記検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、前記所定の関係式に従って前記出力プーリの前記半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとを算出し、前記算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとから前記出力プーリの平均摩擦係数μＤＮ（＝√（μＲＤＮ^２＋μＴＤＮ^２））を算出し、前記算出された平均摩擦係数μＤＮから予め設定された特性に基づいて前記出力プーリがスリップする寸前の摩擦係数を意味する最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出すると共に、前記目標軸推力算出手段は、少なくとも前記算出された最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮに基づいて前記目標軸推力を算出する如く構成した。

請求項３に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記摩擦係数算出手段は、前記車両が走行するとき、前記最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを所定のパラメータについて学習して前記最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを更新する学習手段を備え、前記目標軸推力算出手段は、少なくとも前記更新された最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮに基づいて前記目標軸推力を算出する如く構成した。

請求項４に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記摩擦係数算出手段は、伝達可能な最大トルクに対する前記入力トルクの割合を示すトルク比を算出するトルク比算出手段を備え、前記算出されたトルク比が所定値以上のとき、前記摩擦係数を算出する如く構成した。

請求項５に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記軸推力制御手段は、前記無段変速機の動力伝達状態が安定状態にあるか否か判定する安定状態判定手段を備え、前記安定状態にあると判定されるとき、前記算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮが所定範囲となるように、前記算出された目標軸推力に基づいて前記出力プーリの軸推力を制御する如く構成した。

請求項６に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記軸推力制御手段は、前記出力プーリの軸推力よりも前記入力プーリの軸推力が低い場合、予め定められた前記入力プーリの軸推力と前記出力プーリの軸推力の比に基づいて前記入力プーリの軸推力を制御する如く構成した。

請求項７に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記軸間力検出手段は、前記入力軸と前記出力軸のベアリングの付近に設置される如く構成した。

請求項１に係る無段変速機の制御装置にあっては、運転状態と軸推力と軸間力を検出し、検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、所定の関係式に従って出力プーリと無端伝達要素の間の少なくとも半径方向摩擦係数μＲＤＮを含む摩擦係数を算出し、少なくとも算出された摩擦係数に基づいて出力プーリの目標軸推力を算出すると共に、算出された目標軸推力に基づいて少なくとも出力プーリの軸推力を制御する如く構成したので、これら多くのパラメータに基づいて算出することで出力プーリの摩擦係数を精度良く算出できると共に、それに基づいて目標軸推力を算出することで安全率を必要最小限度考慮するのみで足りることとなり、よって余剰な軸推力を低減できると共に、スリップを確実に防止することができる。

さらに、出力プーリの摩擦係数を精度良く算出し、算出された摩擦係数に基づいて目標軸推力を算出することで、目標軸推力を適切に算出でき、よって伝達効率と燃費を向上させることができる。

請求項２に係る無段変速機の制御装置にあっては、検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、所定の関係式に従って出力プーリの半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとを算出し、算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとから出力プーリの平均摩擦係数μＤＮ（＝√（μＲＤＮ^２＋μＴＤＮ^２））を算出し、算出された平均摩擦係数μＤＮから予め設定された特性に基づいて出力プーリがスリップする寸前の摩擦係数を意味する最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出すると共に、少なくとも算出された最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮに基づいて目標軸推力を算出する如く構成したので、上記した効果に加え、出力プーリの摩擦係数を一層精度良く算出することができる。

また、算出された平均摩擦係数μＤＮから出力プーリがスリップする寸前の摩擦係数を意味する最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出すると共に、それに基づいて目標軸推力を算出するようにしたので、余剰な軸推力を一層低減できると共に、出力プーリの予期しないスリップを一層確実に防止することができる。

また、平均摩擦係数μＤＮの値を算出することにより、予定される摩擦係数μと著しく異なる特性の作動油が使用された場合、摩擦係数μの値からそれを検知して運転者に報知させることも可能となる。

請求項３に係る無段変速機の制御装置にあっては、車両が走行するとき、最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを所定のパラメータについて学習して最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを更新し、更新された最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮに基づいて目標軸推力を算出する如く構成したので、上記した効果に加え、走行距離が伸びるときも、走行距離に応じて目標軸推力を適正に算出することができ、余剰な軸推力を一層低減して伝達効率と燃費を向上させることができる。

請求項４に係る無段変速機の制御装置にあっては、伝達可能な最大トルクに対する入力トルクの割合を示すトルク比を算出すると共に、算出されたトルク比が所定値以上のとき（より正確には所定値以上のときのみ）、摩擦係数を算出する如く構成したので、トルクの影響を受けることなく、出力プーリの摩擦係数を算出することができ、出力プーリの摩擦係数をより高精度に算出することができる。

請求項５に係る無段変速機の制御装置にあっては、無段変速機の動力伝達状態が安定状態にあるか否か判定し、安定状態にあると判定されるとき、算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮが所定範囲となるように、算出された目標軸推力に基づいて出力プーリの軸推力を制御する如く構成したので、上記した効果に加え、算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮを例えば、零ではないが、零に近い所定範囲に入るように制御することで、目標軸推力を一層適正に算出できて余剰な軸推力を一層低減できると共に、予期しないスリップを一層確実に防止することができる。

請求項６に係る無段変速機の制御装置にあっては、出力プーリの軸推力よりも入力プーリの軸推力が低い場合、予め定められた入力プーリの軸推力と出力プーリの軸推力の比に基づいて入力プーリの軸推力を制御する如く構成したので、上記した効果に加え、出力プーリの軸推力よりも入力プーリの軸推力が低い場合でも、出力プーリの軸推力が分かれば、予め定められた入力プーリの軸推力と出力プーリの軸推力の比に基づいて入力プーリの軸推力の目標値を容易に求めて制御することができるため、余剰な軸推力を一層低減できると共に、スリップを一層確実に防止することができる。

請求項７に係る無段変速機の制御装置にあっては、軸間力検出手段は、入力軸と出力軸のベアリングの付近に設置される如く構成したので、上記した効果に加え、軸間力検出手段を簡易に設置できると共に、その検出精度を向上させることができる。

この発明の実施例に係る無段変速機の制御装置を全体的に示す概略図である。 図１に示す無段変速機（ＣＶＴ）の出力プーリが配置されるカウンタシャフト付近の実機の断面図である。 図１に示す無段変速機のレシオと軸推力比の関係を示す説明図である。 図１装置の動作を示すメイン・フロー・チャートである。 図４フロー・チャートのＳ１６の処理を示すブロック図である。 図５に示す摩擦係数算出ブロックの摩擦係数算出メカニズムを説明する説明図である。 図６に示すメカニズムによって算出されるトルク比に対する半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮと平均摩擦係数μＤＮの特性を示す説明図である。 図７（ａ）の半径方向摩擦係数μＲＤＮの値を増加方向を逆にして示す説明図である。 図４フロー・チャートのＳ１８の処理を示すサブ・ルーチン・フロー・チャートである。 図１に示す無段変速機のプーリが配置される付近の実機の断面図である。

以下、添付図面に即してこの発明に係る無段変速機の制御装置を実施するための形態を説明する。

図１は、この発明の実施例に係る無段変速機の制御装置を全体的に示す概略図である。

図１において、符号１０はエンジン（内燃機関（駆動源））を示す。エンジン１０は駆動輪１２を備えた車両１４に搭載される（車両１４は駆動輪１２などで部分的に示す）。

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）は車両運転席床面に配置されるアクセルペダル１６との機械的な接続が絶たれ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１８に接続され、ＤＢＷ機構１８で開閉される。

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に接続される出力軸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。

出力軸２２の回転はトルクコンバータ２４を介して無段変速機（Continuously Variable Transmission。以下「ＣＶＴ」という）２６に入力される。即ち、ＤＢＷ機構１８で運転者のアクセルペダル１６の操作に応じて調整されるスロットル開度で決定されるエンジン１０の出力軸の回転はトルクコンバータ２４を介してＣＶＴ２６に入力される。

エンジン１０の出力軸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。トルクコンバータ２４はロックアップクラッチ２４ｃを備える。

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る入力プーリ（ドライブ（ＤＲ）プーリ）２６ａと、メインシャフトＭＳに平行であると共に、駆動輪１２に連結されるカウンタシャフト（出力軸）ＣＳ、より正確にはその外周側シャフトに配置される出力プーリ（ドリブン（ＤＮ）プーリ）２６ｂと、その間に掛け回される無端伝達要素、例えば金属製のベルト２６ｃからなる。

図２はＣＶＴ２６の出力プーリ２６ｂが配置されるカウンタシャフト付近の実機の断面図である。図示の如く、ベルト２６ｃは２本のリング２６ｃ１の間に多数のエレメント（ブロック）２６ｃ２を支持してなる。

入力プーリ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からなる。

出力プーリ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からなる。

ＣＶＴ２６は前後進切換機構２８を介してエンジン１０に接続される。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クラッチ２８ｂと、その間に配置されるプラネタリギヤ機構２８ｃ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。

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を介して入力プーリ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、後進ブレーキクラッチ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と後進ブレーキクラッチ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油圧供給機構４６のマニュアルバルブに伝えられる。

図示は省略するが、油圧供給機構４６はエンジン１０によって駆動されてリザーバから作動油を汲み上げて油路に吐出する油圧ポンプと、油路に配置される種々の制御バルブと電磁バルブを備え、吐出された作動油の圧力を調整して得た油圧をトルクコンバータ２４のロックアップクラッチ２４ｃに供給し、ロックアップクラッチ２４ｃを係合・開放する。

また、油圧供給機構４６はＣＶＴ２６の可動プーリ半体２６ａ２，２６ｂ２のピストン室に油圧を供給し、可動プーリ半体２６ａ２，２６ｂ２を軸方向に移動させる。その結果、プーリ２６ａ，２６ｂ間のプーリ幅が変化してベルト２６ｃの巻掛け半径が変化し、エンジン１０の回転を駆動輪１２に伝達する変速比（レシオ）が無段階に変化させられる。

さらに、油圧供給機構４６は運転者によって操作されたレンジセレクタ４４の位置に応じて動作するマニュアルバルブを介して油圧を前後進切換機構２８の前進クラッチ２８ａまたは後進ブレーキクラッチ２８ｂのピストン室に供給し、車両１４を前進方向あるいは後進方向に走行可能にする。

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１８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、アクセルペダル１６の付近にはアクセル開度センサ６０が設けられてアクセルペダル１６の運転者による踏み込み量（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６２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。

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ＤＢＷ機構１８の動作を制御すると共に、インジェクタ２０による燃料噴射と点火プラグなどによる点火時期を制御する。

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の入力プーリ２６ａの付近の適宜位置にはＮＤＲセンサ（回転数センサ）７２が設けられて入力プーリ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。

出力プーリ２６ｂの付近の適宜位置にはＮＤＮセンサ（回転数センサ）７４が設けられて出力プーリ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の付近には車速センサ（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を示すパルス信号）を出力する。

また、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８０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。

油圧供給機構４６の油路には油圧センサ８２が配置されて出力プーリ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。リザーバには油温センサ８４が配置されて油温に応じた信号を出力する。

図２に示す如く、カウンタシャフトＣＳに配置された出力プーリ２６ｂの両側のベアリング８６の付近、より具体的にはそのアウタケースとケースＣとの間には円筒状の荷重センサ（軸間力検出手段）８８が配置されてその部位に作用する荷重に比例する出力を生じる。その出力から両側のベアリング８６への作用力と方向を求めることで、ベクトル計算によってメインシャフトＭＳとカウンタシャフトＣＳの相互に引き合う力を示す軸間力を検出することができる。

上記したＮＴセンサ７０などの出力は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の電磁バルブを励磁・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を制御する。

図３はＣＶＴ２６の実用レシオと実用トルク比におけるレシオと軸推力比の関係を示す説明図である。

同図から明らかな如く、軸推力が低く、ベルトスリップが発生し易いのは、ロー端側を除き、出力プーリ２６ｂである。即ち、ロー端側以外は軸推力比（ＱＤＲ／ＱＤＮ）が１より大きいため、出力プーリ側の軸推力が低いことを示している。

従って、低軸推力プーリ、具体的には出力プーリ２６ｂの軸推力を正確に制御することが、軸推力の低減による効率向上および必要軸推力不足によるスリップの確実な防止につながることになる。そのため、この実施例においては出力プーリ２６ｂの軸推力の制御を主に説明する。

図４はこの装置の動作、即ち、シフトコントローラ９０によるＣＶＴ２６の制御、より具体的にはこの装置の安定判断とトルク比判定を示すメイン・フロー・チャートである。

以下説明すると、Ｓ１０において入力プーリ回転数ＮＤＲ、入力トルク、レシオ（入力プーリ２６ａと出力プーリ２６ｂの速度比に相当する実レシオ）、車速Ｖ、アクセル開度ＡＰ、入力プーリ２６ａと出力プーリ２６ｂの軸推力ＱＤＲ，ＱＤＮなどの運転状態を示すデータを検出する。入力プーリ２６ａと出力プーリ２６ｂの軸推力は油圧供給機構４６を介してそれらの可動半体２６ａ２，２６ｂ２のピストン室に供給される油圧から検出する。

次いでＳ１２に進み、ＣＶＴ２６の動力伝達状態が安定状態にあるか否か判定する。これは、Ｓ１０で検出されたレシオと、入力トルクと、入力プーリ回転数ＮＤＲと、入力プーリ２６ａと出力プーリ２６ｂの軸推力などが、所定時間、変動が少ないか否か判断することで判定し、変動が少ないとき、ＣＶＴ２６の動力伝達状態が安定状態にあると判定する。

Ｓ１２で肯定されてＣＶＴ２６の動力伝達状態が安定状態にあると判定されるとき、Ｓ１４に進み、トルク比が所定値、例えば０．５以上か否か判断する。

トルク比はＣＶＴ２６の伝達可能な最大トルクに対する現在の入力トルクの割合を示す。入力トルクは、エンジン１０の出力トルク（エンジン回転数ＮＥとＰＢＡなどの負荷から所定の特性に従って検索されるエンジントルク）にトルクコンバータ２４の効率を乗じて得られる値を意味する。

Ｓ１４で肯定されるときはＳ１６に進み、摩擦係数μなどの算出を含む安定時の制御を行う。一方、Ｓ１０で否定されてＣＶＴ２６の動力伝達状態が安定状態にないと判定されるとき、Ｓ１８に進み、ＣＶＴ２６について過渡時の制御を行う。Ｓ１４で否定されてトルク比が所定値未満と判断されるときもＳ１８に進む。

図５は図４フロー・チャートのＳ１６の安定時の制御を示すブロック図である。

以下説明すると、シフトコントローラ９０は、運転状態検出ブロック（手段）９０ａと、軸推力検出ブロック（手段）９０ｂと、軸間力検出ブロック（手段）９０ｃと、摩擦係数算出ブロック（手段）９０ｄと、軸推力制御ブロック（手段）９０ｅを備える。

運転状態検出ブロック９０ａでは、上記した入力プーリ回転数ＮＤＲと入力トルクとレシオに加え、車速Ｖとアクセル開度ＡＰが検出される。

軸推力検出ブロック９０ｂでは、前記した入力プーリ２６ａと出力プーリ２６ｂをメインシャフトＭＳとカウンタシャフトＣＳの軸方向に押圧する軸推力が検出される。

軸間力検出ブロック９０ｃでは、荷重センサ８８の出力からメインシャフトＭＳとカウンタシャフトＣＳの相互に引き合う力を示す軸間力が検出される。

摩擦係数算出ブロック９０ｄは平均摩擦係数算出ブロック９０ｄ１を備え、そこでは検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、所定の関係式に従って出力プーリ２６ｂとベルト２６ｃの間、より正確には出力プーリ２６ｂとベルト２６ｃのブロック２６ｃ２の間の少なくとも半径方向摩擦係数μＲＤＮを含む摩擦係数が算出される。

即ち、摩擦係数算出ブロック９０ｄは接線方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ２と半径方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ３を備え、そこでは所定の関係式に従って出力プーリ２６ｂの接線方向摩擦係数μＴＤＮと半径方向摩擦係数μＲＤＮが算出される。

接線方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ２と半径方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ３で算出された出力プーリ２６ｂの接線方向摩擦係数μＴＤＮと半径方向摩擦係数μＲＤＮは、平均摩擦係数算出ブロック９０ｄ１に入力される。

平均摩擦係数算出ブロック９０ｄ１では、入力（算出）された半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとから、より正確には二乗した値を加算してその平方根を求めるベクトル和を算出することで出力プーリ２６ｂの平均摩擦係数μＤＮ（＝√（μＲＤＮ^２＋μＴＤＮ^２））が算出される。

尚、上記した所定の関係式に従った出力プーリ２６ｂの半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮおよび平均摩擦係数μＤＮの算出は、特許文献２に詳細に記載されているため、ここでの説明は省略する。

半径方向摩擦係数μＲＤＮは接線方向摩擦係数μＴＤＮに比してフィードバックモードで利用されることもあるため、算出ブロック９０ｄ３における半径方向摩擦係数の算出頻度は算出ブロック９０ｄ２における接線方向摩擦係数の算出に比して多いように構成される。

具体的には、接線方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ２は接線方向摩擦係数μＴＤＮを所定走行距離（あるいは所定の週、月などの長い時間）ごとに算出し、半径方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ３は半径方向摩擦係数μＲＤＮをそれより遥かに短い頻度、例えば１０ｍｓｅｃごとに算出する。

また、摩擦係数算出ブロック９０ｄは最大接線方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ４を備え、そこでは算出された平均摩擦係数μＤＮから予め設定された特性９０ｄ４１に基づいて出力プーリ２６ｂがスリップする寸前の摩擦係数（一般にベルト・プーリ間の摩擦係数と呼ばれる値）を意味する最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮが算出（推定）される。

また、摩擦係数算出ブロック９０ｄは学習ブロック９０ｄ５を備え、そこでは車両１４が走行するとき、最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮが所定のパラメータ（具体的には入力プーリ回転数ＮＤＲとレシオ）について学習され、学習値に基づいて最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮが更新（学習補正）される。

図６は摩擦係数算出ブロック９０ｄの摩擦係数算出メカニズムを示す説明する説明図、図７（ａ）（ｂ）（ｃ）はそれによって算出される、トルク比に対する半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮと平均摩擦係数μＤＮの特性を、レシオが中間（ＭＩＤ）とＯＤ（ハイ）端の状態にあるときについて示す説明図である。

図６と図７（ａ）（ｂ）に示す如く、半径方向摩擦係数μＲＤＮは出力プーリ２６ｂの入口で大きく、出口に近づくにつれて小さくなる一方、接線方向摩擦係数μＴＤＮはそれと逆の特性を示す。即ち、トルク比が増加するにつれて接線方向摩擦係数μＴＤＮの値が大きい領域が増加する一方、半径方向摩擦係数μＲＤＮの値が大きい領域が減少する。尚、図でＥはベルト押し力、即ち、エレメント２６ｃ２がベルト２６ｃを押す力を意味する。

また、図７（ａ）に示す如く、半径方向摩擦係数μＲＤＮはトルク比が増加すると、０．８付近から急激に低下する。また、図７（ｃ）に示す如く、平均摩擦係数μＤＮはトルク比が０．５以上でほぼ一定の値をとる。

これら図６と図７で説明した特性により、トルク比０．５以上で、平均摩擦係数算出ブロック９０ｄ１で利用される平均摩擦係数μＤＮ（＝√（μＲＤＮ^２＋μＴＤＮ^２））が一定となる傾向が表れる。

発明者は上記した知見に基づき、平均摩擦係数μＤＮが、トルク比０．５以上のスリップから十分離れた安定な運転状態において正確に算出できることを利用し、出力プーリ２６ｂがスリップする寸前の摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出できること、また半径方向摩擦係数μＲＤＮから出力プーリ２６ｃのスリップを精度良く予測できることを見出してこの発明をなしたものである。

図５の説明に戻ると、フィードバック制御部９０ｅ１においては、半径方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ３で算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮが所定範囲となるように、算出された目標軸推力に基づいて出力プーリ２６ｂの軸推力が制御される。尚、図４から明らかな如く、安定状態にあると判定されない場合、Ｓ１６に進まないことから、当該フィードバック制御は中止される。

図８は、図７（ａ）の縦軸の半径方向摩擦係数μＲＤＮの値を、増加方向を逆にして、示す説明図である。

図８に示す如く、半径方向摩擦係数μＲＤＮの値は、出力プーリ２６ｂの全体的なスリップの直前において急激に零に近づくことから、半径方向摩擦係数μＲＤＮの値をモニタすれば、出力プーリ２６ｂの全体的なスリップが近づいていることを予測することができる。

従って、フィードバック制御部９０ｅ１においては、安定状態にあると判定されるとき、算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮが所定範囲となるように、換言すれば零ではないが、零に近い所定範囲に入るように、出力プーリ２６ｂの軸推力が制御される。

次いで図４フロー・チャートのＳ１０で否定されてＣＶＴ２６の動力伝達状態が安定状態にないと判定されるときのＳ１８の過渡時の制御を説明する。

図９はそれを示すサブ・ルーチン・フロー・チャートである。

以下説明すると、まずＳ１００において取り込まれたパラメータから図示の特性に基づいて目標レシオ（ＣＶＴ２６の目標とする変速比）を決定（検索）する。

次いでＳ１０２に進み、検索された目標レシオと取り込まれた入力プーリ回転数ＮＤＲとから、図５の学習ブロック９０ｄ５で入力プーリ回転数ＮＤＲとレシオについて学習補正（更新）された最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮと、出力プーリ２６ｂのベルト巻き付半径と、入力トルクにより補正された出力プーリ２６ｂの摩擦係数μがある値となるように出力（ＤＮ）プーリ２６ｂの目標軸推力が算出する。

次いでＳ１０４に進み、検索された目標レシオとトルク比とから図示の特性に基づいて入力（ＤＲ）プーリ２６ａの目標軸推力を算出する。即ち、Ｓ１０２で算出された出力プーリ２６ｂの目標軸推力に、図示の軸推力比（出力プーリ２６ｂに対する入力プーリ２６ａの軸推力の割合（ＱＤＲ／ＱＤＮ））を乗じて入力プーリ２６ａの目標軸推力を算出する。

次いでＳ１０６に進み、算出された出力プーリ２６ｂと入力プーリ２６ａの目標軸推力に基づいて出力プーリ２６ｂと入力プーリ２６ａの軸推力を制御する。

上に述べた如く、この実施例では軸推力比と軸間力とから出力プーリ２６ｂの半径方向摩擦係数μＲＤＮあるいは平均摩擦係数μＤＮ（＝√（μＲＤＮ^２＋μＴＤＮ^２））を算出し、その摩擦係数μＲＤＮあるいはμＤＮに基づき、出力プーリ２６ｂの軸推力を制御するようにしたので、出力プーリ２６ｂの摩擦係数が明確ではないために加えなければならない余剰な軸推力を低減することができる。特に、半径方向摩擦係数μＲＤＮの値をモニタしながら軸推力をフィードバック制御するように構成したことで余剰な軸推力を一層低減することができ、それによって伝達効率や燃費を向上できる。

また、平均摩擦係数μＤＮ（＝√（μＲＤＮ^２＋μＴＤＮ^２））から予め設定された特性９０ｄ４１に基づいて出力プーリ２６ｂがスリップする寸前の摩擦係数を意味する最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出し、それに基づいて軸推力を制御するようにしたので、軸推力の基となるベルト・プーリ間の一層正確な値に基づいて必要かつ十分な軸推力を与えることができ、よって予期しない摩擦係数μの低下によるスリップを確実に回避することができる。尚、特性９０ｄ４１は、最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮと平均摩擦係数μＤＮが非常に相関の強い比例関係にあることを見出して予め設定したものである。

さらに、特性９０ｄ４１を予め設定しておき、それに基づいて平均摩擦係数μＤＮから最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出するようにしたので、特性９０ｄ４１を予め設定しておけば、プーリ表面性状の違いなどによって平均摩擦係数μＤＮと最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮが一致しない場合でも、μＤＮからＭＡＸμＴＤＮを容易に算出することができる。従って、より広い範囲のプーリ表面性状において摩擦係数の値が明確ではないために加えざるを得ない余剰な軸推力を低減でき、伝達効率と燃費を向上でき、予期しない摩擦係数μの低下によるスリップも確実に回避できる。

また、摩擦係数、特に接線方向摩擦係数μＴＤＮと、平均摩擦係数μＤＮを例えば所定走行距離ごとに算出して学習するように構成したことから、車両１４の長距離走行後の摩擦係数の低下を考慮して余剰な軸推力を与える必要がないために上記した効果を一層良く得ることができると共に、新車の状態でも低い軸推力となることから、ＣＶＴ２６の入出力プーリ２６ａ，２６ｂやリング２６ｃの寿命を延ばすことも可能となる。

また、この実施例においては、図３に示す如く、ＬＯＷ（ロー）端側を除き、低軸推力となるのは出力プーリ２６ｂであるため、ＣＶＴ２６のほぼ全ての運転状態で低軸推力プーリ（出力プーリ２６ｂ）の軸推力を適正な値とすることができる。

しかしながら、出力プーリ２６ｂの軸推力よりも入力プーリ２６ａの軸推力が低い場合、出力プーリ２６ｂの軸推力から入力プーリ２６ａに対する軸推力比（ＱＤＲ／ＱＤＮ）の関係を用いて入力プーリ２６ａの軸推力を推定しても良い。さらに、プーリ形状の角度によっては、全ての運転状態で出力プーリ２６ｂが低軸推力プーリとなるため、低軸推力側のプーリの軸推力を適正な値とすることができる。

図１０は荷重センサの配置の別の例を示す、図２と同様の実機の断面図である。同図（ａ）に示す如く、この例ではドライブ軸１００を出力軸とし、その上に出力プーリ２６ｂを配置するようにことから、荷重センサ８８をドライブ軸１００の上のベアリング８６１のアウターレースとケースの間に配置するようにした。ドライブ軸１００には曲げモーメントを発生させるヘリカルギヤやスパーギヤがないため、軸間力の検出精度を向上させることができる。

同図（ｂ）は荷重センサ８８を含む、センサ配置部位の分解斜視図であり、同図（ｃ）は荷重センサ８８の検出部８８１の平面図である。荷重センサ８８の検出部８８１にはスリット８８１ａが放射状に複数個穿設されると共に、スリット８８１ａの間に同様に放射状に複数個の検出素子８８１ｂが配置される。これにより、局所的に作用する力を一層精度良く検出することができる。

尚、軸間力は、入力プーリ２６ａと出力プーリ２６ｂのどちらの側で計測しても反作用の関係から同値となるため、入力軸側に荷重センサ８８を配置しても良い。

上記した如く、この実施例にあっては、車両１４に搭載される駆動源（エンジン）１０の駆動力によって回転する入力軸（メインシャフト）ＭＳ上に配置される入力プーリ（ドライブ（ＤＲ）プーリ）２６ａと、駆動輪１２に連結される出力軸（カウンタシャフト）ＣＳ上に配置される出力プーリ（ドリブン（ＤＮ）プーリ）２６ｂと、前記入力軸と出力軸に与えられる軸推力に応じて前記入力プーリと出力プーリの間に挟持される無端伝達要素（ベルト）２６ｃとからなり、前記入力軸から入力される回転を無段階に変速して前記出力軸に伝達する無段変速機（ＣＶＴ）２６の制御装置（シフトコントローラ９０）において、変速比（レシオ）と前記入力プーリの回転数ＮＤＲと入力トルクから運転状態を検出する運転状態検出手段（運転状態検出ブロック９０ａ）と、前記入力軸と出力軸に与えられる前記軸推力を検出する軸推力検出手段（軸推力検出手段ブロック９０ｂ）と、前記入力軸と出力軸の相互に引き合う力を示す軸間力を検出する軸間力検出手段（軸間力検出手段ブロック９０ｃ、荷重センサ８８）と、前記検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、所定の関係式に従って前記出力プーリ２６ｂと前記無端伝達要素の間の少なくとも半径方向摩擦係数μＲＤＮを含む摩擦係数を算出する摩擦係数算出手段（摩擦係数算出ブロック９０ｄ）と、少なくとも前記算出された摩擦係数に基づいて前記出力プーリ２６ｂの目標軸推力を算出する目標軸推力算出手段（Ｓ１０４）と、前記算出された目標軸推力に基づいて前記出力プーリ２６ｂの軸推力を制御する軸推力制御手段（軸推力制御ブロック９０ｅ，Ｓ１０６）とを備える如く構成したので、これら多くのパラメータに基づいて算出することで出力プーリ２６ｂの摩擦係数を精度良く算出できると共に、それに基づいて目標軸推力を算出することで安全率を必要最小限度考慮するのみで足りることとなり、よって余剰な軸推力を低減できると共に、スリップを確実に防止することができる。

さらに、出力プーリ２６ｂの摩擦係数を精度良く算出し、算出された摩擦係数に基づいて目標軸推力を算出することで、目標軸推力を適切に算出でき、よって伝達効率と燃費を向上させることができる。

また、前記摩擦係数算出手段は、前記検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、前記所定の関係式に従って前記出力プーリ２６ｂの前記半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとを算出し（半径方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ３，接線方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ２）、前記算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとから前記出力プーリ２６ｂの平均摩擦係数μＤＮ（＝√（μＲＤＮ^２＋μＴＤＮ^２））を算出し（平均摩擦係数算出ブロック９０ｄ１）、前記算出された平均摩擦係数μＤＮから予め設定された特性９０ｄ４１に基づいて前記出力プーリ２６ｂがスリップする寸前の摩擦係数を意味する最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出する（最大接線方向摩擦係数算出ブロック９０ｄ４）と共に、前記目標軸推力算出手段は、少なくとも前記算出された最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮに基づいて前記目標軸推力を算出する如く構成したので、上記した効果に加え、出力プーリ２６ｂの摩擦係数を一層精度良く算出することができる。

また、算出された平均摩擦係数μＤＮから出力プーリ２６ｂがスリップする寸前の摩擦係数を意味する最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出すると共に、それに基づいて目標軸推力を算出するようにしたので、余剰な軸推力を一層低減できると共に、出力プーリ２６ｂに予期しないスリップを一層確実に防止することができる。

また、平均摩擦係数μＤＮの値を算出することにより、予定される摩擦係数μと著しく異なる特性の作動油が使用された場合、摩擦係数μの値からそれを検知して運転者に報知させることも可能となる。

また、前記摩擦係数算出手段は、前記車両１４が走行するとき、前記最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを所定のパラメータについて学習して前記最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを更新する学習手段（学習ブロック９０ｄ５）を備え、前記目標軸推力算出手段は、少なくとも前記更新された最大摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮに基づいて前記目標軸推力を算出する（Ｓ１０２，Ｓ１０４）如く構成したので、上記した効果に加え、走行距離が伸びるときも、走行距離に応じて目標軸推力を適正に算出することができ、余剰な軸推力を一層低減して伝達効率と燃費を向上させることができる。

また、前記摩擦係数算出手段は、伝達可能な最大トルクに対する前記入力トルクの割合を示すトルク比を算出するトルク比算出手段（Ｓ１４）を備え、前記算出されたトルク比が所定値以上のとき、前記摩擦係数を算出する如く構成したので、トルクの影響を受けることなく、出力プーリ２６ｂの摩擦係数を算出することができ、出力プーリ２６ｂの摩擦係数をより高精度に算出することができる。

また、前記軸推力制御手段は、無段変速機（ＣＶＴ）２６の動力伝達状態が安定状態にあるか否か判定する安定状態判定手段（Ｓ１２）を備え、前記安定状態にあると判定されるとき、前記算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮが所定範囲となるように、前記算出された目標軸推力に基づいて前記出力プーリ２６ｂの軸推力を制御する（Ｓ１６、フィードバック制御部９０ｅ１）如く構成したので、上記した効果に加え、算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮを例えば、零ではないが、零に近い所定範囲に入るように制御することで、目標軸推力を一層適正に算出できて余剰な軸推力を一層低減できると共に、予期しないスリップを一層確実に防止することができる。

また、前記軸推力制御手段は、前記出力プーリの軸推力よりも前記入力プーリの軸推力が低い場合、予め定められた前記入力プーリの軸推力と前記出力プーリの軸推力の比（ＱＤＲ／ＱＤＮ）に基づいて前記入力プーリの軸推力を制御する（Ｓ１０４，Ｓ１０６）如く構成したので、上記した効果に加え、出力プーリ２６ｂの軸推力よりも入力プーリ２６ａの軸推力が低い場合でも、出力プーリ２６ｂの軸推力が分かれば、予め定められた入力プーリ２６ｂの軸推力と出力プーリの軸推力の比（ＱＤＲ／ＱＤＮ）に基づいて入力プーリ２６ａの軸推力の目標値を容易に求めて制御することができるので、よって余剰な軸推力を一層低減できると共に、スリップを一層確実に防止することができる。

また、前記軸間力検出手段（荷重センサ８８）は、前記入力軸（メインシャフト）ＭＳと前記出力軸（カウンタシャフト）ＣＳとのベアリングＢの付近に設置される如く構成したので、上記した効果に加え、荷重センサ８８を簡易に設置できると共に、その検出精度を向上させることができる。

尚、上記においてＣＶＴの無端伝達要素として金属製のベルト２６ｃを開示したが、それに限られるものではなく、チェーンあるいはゴム製のベルトなどであっても良い。

１０ エンジン（内燃機関。駆動源）、１２ 駆動輪、１４ 車両、１６ アクセルペダル、１８ ＤＢＷ機構、２４ トルクコンバータ、２６ 無段変速機（ＣＶＴ）、２６ａ 入力プーリ（ドライブ（ＤＲ）プーリ）、２６ｂ 出力プーリ（ドリブン（ＤＮ）プーリ）、２６ｃ ベルト（無端伝達要素）、２８ 前後進切換機構、４６ 油圧供給機構、６０ アクセル開度センサ、６６ エンジンコントローラ、７２ ＮＤＲセンサ、７６ 車速センサ、８８ 荷重センサ（軸間力検出手段）、９０ シフトコントローラ、ＭＳ メインシャフト（入力軸）、ＣＳ カウンタシャフト（出力軸）

Claims (7)

1. 車両に搭載される駆動源の駆動力によって回転する入力軸上に配置される入力プーリと、駆動輪に連結される出力軸上に配置される出力プーリと、前記入力プーリと出力プーリを前記入力軸と出力軸の軸方向に押圧する軸推力に応じて前記入力プーリと出力プーリの間に挟持される無端伝達要素とからなり、前記入力軸から入力される回転を無段階に変速して前記出力軸に伝達する無段変速機の制御装置において、少なくとも変速比と前記入力プーリの回転数と入力トルクを含む運転状態を検出する運転状態検出手段と、前記入力プーリと出力プーリの前記軸推力を検出する軸推力検出手段と、前記入力軸と出力軸の相互に引き合う力を示す軸間力を検出する軸間力検出手段と、前記検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、所定の関係式に従って前記出力プーリと前記無端伝達要素の間の少なくとも半径方向摩擦係数μＲＤＮを含む摩擦係数を算出する摩擦係数算出手段と、少なくとも前記算出された摩擦係数に基づいて前記出力プーリの目標軸推力を算出する目標軸推力算出手段と、前記算出された目標軸推力に基づいて少なくとも前記出力プーリの軸推力を制御する軸推力制御手段とを備えたことを特徴とする無段変速機の制御装置。
2. 前記摩擦係数算出手段は、前記検出された運転状態と軸推力と軸間力とに基づき、前記所定の関係式に従って前記出力プーリの前記半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとを算出し、前記算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮと接線方向摩擦係数μＴＤＮとから前記出力プーリの平均摩擦係数μＤＮ（＝√（μＲＤＮ^２＋μＴＤＮ^２））を算出し、前記算出された平均摩擦係数μＤＮから予め設定された特性に基づいて前記出力プーリがスリップする寸前の摩擦係数を意味する最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを算出すると共に、前記目標軸推力算出手段は、少なくとも前記算出された最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮに基づいて前記目標軸推力を算出することを特徴とする請求項１記載の無段変速機の制御装置。
3. 前記摩擦係数算出手段は、前記車両が走行するとき、前記最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを所定のパラメータについて学習して前記最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮを更新する学習手段を備え、前記目標軸推力算出手段は、少なくとも前記更新された最大接線方向摩擦係数ＭＡＸμＴＤＮに基づいて前記目標軸推力を算出することを特徴とする請求項２記載の無段変速機の制御装置。
4. 前記摩擦係数算出手段は、伝達可能な最大トルクに対する前記入力トルクの割合を示すトルク比を算出するトルク比算出手段を備え、前記算出されたトルク比が所定値以上のとき、前記摩擦係数を算出することを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の無段変速機の制御装置。
5. 前記軸推力制御手段は、前記無段変速機の動力伝達状態が安定状態にあるか否か判定する安定状態判定手段を備え、前記安定状態にあると判定されるとき、前記算出された半径方向摩擦係数μＲＤＮが所定範囲となるように、前記算出された目標軸推力に基づいて前記出力プーリの軸推力を制御することを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の無段変速機の制御装置。
6. 前記軸推力制御手段は、前記出力プーリの軸推力よりも前記入力プーリの軸推力が低い場合、予め定められた前記入力プーリの軸推力と前記出力プーリの軸推力の比に基づいて前記入力プーリの軸推力を制御することを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の無段変速機の制御装置。
7. 前記軸間力検出手段は、前記入力軸と前記出力軸のベアリングの付近に設置されることを特徴とする請求項１から６のいずれかに記載の無段変速機の制御装置。

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