JP4498248B2 - ベルト式無段変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、ベルト式無段変速機におけるプーリの軸方向推力制御に関する。

本発明に近い技術として、例えば、特開２００３−６５４２８号公報に開示されたベルト式無段変速機のプーリ推力制御装置が知られている。この制御装置は、走行中にドリブンプーリ（従動プーリ）の軸推力（軸方向推力）を変化させ、所定の変速比を保つために必要なドライブプーリ（駆動プーリ）の軸推力を測定するとともに、ドライブプーリの軸推力とドリブンプーリの軸推力との比である軸推力比を算出し、算出される軸推力比が最大になるようにドリブンプーリの軸推力を制御するようになっている。これにより、ドリブンプーリがスリップする寸前の最適な軸推力を得られ、ベルト寿命、動力伝達効率ともに優れた無段変速機を提供できるとされている。
特開２００３−６５４２８号公報

しかしながら、上述のような従来のプーリ推力制御装置においては、ドリブンプーリが実際にスリップ寸前の状態にならないと、その状態判断ができないため、制御の追従性によっては制御が追いつかずに、ドリブンプーリにて全スリップが生じてしまうおそれがあった。

本発明は、このような問題に鑑みてなされたものであり、スリップのおそれを排除しつつ余剰推力を低減し、ベルト寿命および動力伝達効率を向上させたベルト式無段変速機の制御装置を提供することを目的とする。

このような目的達成のため、本発明におけるベルト式無段変速機の制御装置は、プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、ドライブプーリとドリブンプーリとの間に巻き掛けられたＶベルト（例えば、実施形態における金属Ｖベルト７）と、ドライブプーリに軸方向推力を付与するドライブ側アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドライブ側シリンダ室６）と、ドリブン側プーリに軸方向推力を付与するドリブン側アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドリブン側シリンダ室９）とを備え、ドライブ側アクチュエータおよびドリブン側アクチュエータを用いてドライブプーリおよびドリブンプーリに付与する軸方向推力を変化させることにより、ドライブプーリおよびドリブンプーリのプーリ幅を変化させるとともにドライブプーリおよびドリブンプーリの有効径を変化させることで、所望の変速比を得るように構成されたベルト式無段変速機の制御装置であって、ドライブプーリの軸方向推力とドリブン側プーリの軸方向推力との比である軸推力比を算出するとともに、算出した軸推力比に基づいてドリブンプーリとＶベルトとの間の摩擦係数を算出し、算出した摩擦係数に基づいてドリブンプーリに付与する軸方向推力を設定し、ベルト式無段変速機内のオイルの油温が所定温度変化する毎に摩擦係数の算出を行うように構成される。

また、本発明におけるベルト式無段変速機の制御装置は、プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、ドライブプーリとドリブンプーリとの間に巻き掛けられたＶベルト（例えば、実施形態における金属Ｖベルト７）と、ドライブプーリに軸方向推力を付与するドライブ側アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドライブ側シリンダ室６）と、ドリブン側プーリに軸方向推力を付与するドリブン側アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドリブン側シリンダ室９）とを備え、ドライブ側アクチュエータおよびドリブン側アクチュエータを用いてドライブプーリおよびドリブンプーリに付与する軸方向推力を変化させることにより、ドライブプーリおよびドリブンプーリのプーリ幅を変化させるとともにドライブプーリおよびドリブンプーリの有効径を変化させることで、所望の変速比を得るように構成されたベルト式無段変速機の制御装置であって、ドライブプーリの軸方向推力とドリブン側プーリの軸方向推力との比である軸推力比を算出するとともに、算出した軸推力比に基づいてドリブンプーリとＶベルトとの間の摩擦係数を算出し、算出した摩擦係数に基づいてドリブンプーリに付与する軸方向推力を設定し、ドリブンプーリに入力可能な最大入力トルクに対するドリブンプーリへの実際の入力トルクの比であるトルク比が０．５以上となる条件で、摩擦係数の算出を行うように構成される。

また、本発明におけるベルト式無段変速機の制御装置は、プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、ドライブプーリとドリブンプーリとの間に巻き掛けられたＶベルト（例えば、実施形態における金属Ｖベルト７）と、ドライブプーリに軸方向推力を付与するドライブ側アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドライブ側シリンダ室６）と、ドリブン側プーリに軸方向推力を付与するドリブン側アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドリブン側シリンダ室９）とを備え、ドライブ側アクチュエータおよびドリブン側アクチュエータを用いてドライブプーリおよびドリブンプーリに付与する軸方向推力を変化させることにより、ドライブプーリおよびドリブンプーリのプーリ幅を変化させるとともにドライブプーリおよびドリブンプーリの有効径を変化させることで、所望の変速比を得るように構成されたベルト式無段変速機の制御装置であって、ドライブプーリの軸方向推力とドリブン側プーリの軸方向推力との比である軸推力比を算出するとともに、算出した軸推力比に基づいてドリブンプーリとＶベルトとの間の摩擦係数を算出し、算出した摩擦係数に基づいてドリブンプーリに付与する軸方向推力を設定し、所定の変速比毎に摩擦係数の算出を行うように構成される。

また、本発明におけるベルト式無段変速機の制御装置は、プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、ドライブプーリとドリブンプーリとの間に巻き掛けられたＶベルト（例えば、実施形態における金属Ｖベルト７）と、ドライブプーリに軸方向推力を付与するドライブ側アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドライブ側シリンダ室６）と、ドリブン側プーリに軸方向推力を付与するドリブン側アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドリブン側シリンダ室９）とを備え、ドライブ側アクチュエータおよびドリブン側アクチュエータを用いてドライブプーリおよびドリブンプーリに付与する軸方向推力を変化させることにより、ドライブプーリおよびドリブンプーリのプーリ幅を変化させるとともにドライブプーリおよびドリブンプーリの有効径を変化させることで、所望の変速比を得るように構成されたベルト式無段変速機の制御装置であって、ドライブプーリの軸方向推力とドリブン側プーリの軸方向推力との比である軸推力比を算出するとともに、算出した軸推力比に基づいてドリブンプーリとＶベルトとの間の摩擦係数を算出し、算出した摩擦係数に基づいてドリブンプーリに付与する軸方向推力を設定し、ドライブプーリの所定の入力回転数毎に摩擦係数の算出を行うように構成される。

また、上述の発明において、ベルト式無段変速機が搭載される車両の所定走行距離毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることが好ましい。

さらに、上述の発明において、ベルト式無段変速機が搭載される車両の所定走行時間毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることが好ましい。

また、上述の発明において、ベルト式無段変速機内のオイルの交換毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることが好ましい。

本発明によれば、算出した軸推力比に基づいてドリブンプーリとＶベルトとの間の摩擦係数を算出し、算出した摩擦係数に基づいてドリブンプーリに付与する軸方向推力を設定するように構成されるため、摩擦係数の値が明確でないために加えなければならない余剰な軸方向推力を大幅に低減させることができ、動力伝達効率および車両の燃費を向上させることができるとともに、摩擦係数の予想以上の低下によるプーリのスリップを防止することができる。さらに、Ｖベルトにかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。

また、式（１）を利用して、ｋである軸推力比を算出するように構成されることで、ｋに関する１次方程式より軸推力比を算出可能になるため、軸推力比をより容易に算出することができる。

さらに、軸推力比と摩擦係数との関係を予め調べておき、算出した軸推力比から当該関係を利用して摩擦係数を算出するように構成されることで、摩擦係数（すなわち、ドリブンプーリに付与する適切な軸方向推力）を容易に決定することができる。

また、車両の所定走行距離毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることで、車両の長距離走行後に生じる摩擦係数低減を加味した高い軸方向推力を新車時より加える必要がないため、実質的に動力伝達効率が向上し、燃費が向上する。また、走行距離の増加に伴って低下した摩擦係数を確実に認識できるため、プーリのスリップを確実に防止することができる。さらに、新車時から低い軸方向推力で走行することができるため、Ｖベルトにかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリがＶベルトを挟み付ける力も小さくなるため、Ｖベルトおよびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

さらに、車両の所定走行時間毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることで、車両の長時間走行後に生じる摩擦係数低減を加味した高い軸方向推力を新車時より加える必要がないため、実質的に動力伝達効率が向上し、燃費が向上する。また、走行時間の増加に伴って低下した摩擦係数を確実に認識できるため、プーリのスリップを確実に防止することができる。さらに、新車時から低い軸方向推力で走行することができるため、Ｖベルトにかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリがＶベルトを挟み付ける力も小さくなるため、Ｖベルトおよびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行時間に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

また、オイルの交換毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることで、オイルの種類による摩擦係数の変化を確実に認識できるため、低μオイルを注入されてもプーリのスリップを確実に防止することができる。さらに、高μオイルが注入された場合には、より低い軸方向推力で走行することができるため、Ｖベルトにかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリがＶベルトを挟み付ける力も小さくなるため、Ｖベルトおよびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

さらに、オイルの油温が所定温度変化する毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることで、油温変化による摩擦係数の変化を確実に認識できるため、摩擦係数が低下してもプーリのスリップを確実に防止することができる。さらに、油温変化により摩擦係数が増加した場合には、より低い軸方向推力で走行することができるため、Ｖベルトにかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリがＶベルトを挟み付ける力も小さくなるため、Ｖベルトおよびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

また、トルク比が０．５以上となる条件で、摩擦係数の算出を行うように構成されることで、トルク比が０．５以上の条件では、変速比が同じである限り軸推力比が大きく変わらないため、入力トルク（すなわち、トルク比）が一定ではない、実車走行状態での摩擦係数の算出精度を向上させることができる。これにより、摩擦係数が低下してもプーリのスリップを確実に防止することができる。また、摩擦係数が増加した場合には、より低い軸方向推力で走行することができるため、Ｖベルトにかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリがＶベルトを挟み付ける力も小さくなるため、Ｖベルトおよびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

さらに、所定の変速比毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることで、摩擦係数を変速比毎に厳密に設定できるため、本発明による効果をより多く得ることができる。

また、ドライブプーリの所定の入力回転数毎に摩擦係数の算出を行うように構成されることで、摩擦係数を入力回転数毎に厳密に設定できるため、本発明による効果をより多く得ることができる。

以下、図面を参照して本発明の好ましい実施形態について説明する。図１に本発明に係るベルト式無段変速機１の全体構成を示している。ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）１は、エンジンＥＮＧの出力軸とトルクコンバータＴＣを介して繋がる変速機入力軸２と、これに平行に配設された変速機カウンタ軸３と、これら両軸２，３の間に配設された金属Ｖベルト機構４と、入力軸２の上に配設された遊星歯車式前後進切換機構２０とから構成される。このベルト式無段変速機１には、油圧ポンプ３０、変速制御バルブ５０等が設けられ、油圧ポンプ３０からの作動油が油路３０ｃ〜３０ｅを通り、変速制御バルブ５０により制御されて金属Ｖベルト機構４に送られて変速制御がなされる。

金属Ｖベルト機構４は、変速機入力軸２上に回転自在に配設されたドライブプーリ５と、変速機カウンタ軸３上にこれと一体回転するように配設されたドリブンプーリ８と、両プーリ５，８間に掛けられた金属Ｖベルト７から構成されている。

ドライブプーリ５は、変速機入力軸２の上に回転自在に配設された固定プーリ半体５Ａと、この固定プーリ半体５Ａに対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体５Ｂとから構成される。可動プーリ半体５Ｂの側方にはドライブ側シリンダ室６が形成され、変速制御バルブ５０から油路３０ｄを介して供給される油圧（ドライブ側プーリ油圧と称する）により、可動プーリ半体５Ｂを軸方向に移動させる軸方向推力（ドライブプーリ軸推力と称する）が発生する。

ドリブンプーリ８は、変速機カウンタ３の上に結合して配設された固定プーリ半体８Ａと、この固定プーリ半体８Ａに対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体８Ｂとから構成される。可動プーリ半体８Ｂの側方にはドリブン側シリンダ室９が形成され、変速制御バルブ５０から油路３０ｅを介して供給される油圧（ドリブン側プーリ油圧と称する）により、可動プーリ半体８Ｂを軸方向に移動させる軸方向推力（ドリブンプーリ軸推力と称する）が発生する。

このようにドライブ側シリンダ室６およびドリブン側シリンダ室９へ供給される油圧を制御することにより、金属Ｖベルト７にスリップが発生しないプーリの軸方向推力を可変設定できるとともに、ドライブプーリ５およびドリブンプーリ８のプーリ幅を可変設定することができ、金属Ｖベルト７の両プーリ５，８に対する巻き掛け半径を連続的に変化させて変速比を無段階に（連続的に）制御させることができる。

遊星歯車式前後進切換機構２０は、ダブルピニオン式の遊星歯車機構を備え、変速機入力軸２に結合されたサンギヤ２１と、固定プーリ半体５Ａに結合されたキャリア２２と、後進用ブレーキ２５により固定保持可能なリングギヤ２３と、サンギヤ２１とリングギヤ２３とを連結可能な前進用クラッチ２４とを有して構成される。前進用クラッチ２４が係合されると、サンギヤ２１、キャリア２２およびリングギヤ２３が変速機入力軸２と一体的に回転し、駆動プーリ５は変速機入力軸２と同一方向（前進方向）に駆動される。一方、後進用ブレーキ２５が係合されるとリングギヤ２３が固定保持され、キャリア２２がサンギヤ２１と逆方向（後進方向）に駆動される。

以上のような構成の金属Ｖベルト機構４、遊星歯車式前後進切換機構２０を介して変速されて変速機カウンタ軸３に伝達されたエンジンＥＮＧからの動力は、ギヤ２７ａ，２７ｂ，２８ａ，２８ｂを介してディファレンシャル機構２９に伝達され、ここから図示しない左右の車輪に分割して伝達される。

前述のように、ドライブ側およびドリブン側シリンダ室６，９への油圧供給を変速制御バルブ５０により制御して変速制御がなされるのであるが、制御バルブ５０の作動制御は、制御ユニット６０からの変速制御信号により行われる。

本発明はドライブ側およびドリブン側シリンダ室６，９へ供給する油圧制御を行ってドライブおよびドリブンプーリ５，８の軸方向推力制御を行う装置に係るものであり、この制御を行う制御ユニット６０による変速制御バルブ５０の作動制御について以下に詳しく説明する。変速制御バルブ５０は、ドライブ側シリンダ室６およびドリブン側シリンダ室９に供給する油圧をそれぞれ制御するドライブ側ソレノイドバルブ５１およびドリブン側ソレノイドバルブ５３を有して構成され、これらソレノイドバルブが制御ユニット６０から供給される変速制御信号（作動指令信号）により作動されて変速制御が行われる。この結果、変速制御信号に基づいて両シリンダ室６，９内の油圧が設定され、ドライブおよびドリブンプーリ５，８に作用するドライブおよびドリブンプーリ軸推力が設定される。この変速制御のため、制御ユニット６０には、エンジン回転信号Ｎｅや、回転検出センサ７１，７２によりドライブプーリ回転信号ＮＤＲ、ドリブンプーリ回転信号ＮＤＮ等が検出されて入力されている。

ドライブ側ソレノイドバルブ５１およびドリブン側ソレノイドバルブ５３は、制御ユニット６０からの変速制御信号を受けて作動するリニアソレノイド５２，５４をそれぞれ有して構成され、リニアソレノイド５２，５４の作動に応じたバルブの開閉作動により、油圧ポンプ３０からドライブ側およびドリブン側シリンダ室６，９に供給される作動油の油圧（ドライブ側プーリ油圧およびドリブン側プーリ油圧）をそれぞれ制御するようになっている。

各ソレノイドバルブへの変速制御信号は、定常走行、変速等のために必要なドライブおよびドリブンプーリ軸推力を得られるように設定される。また、ドリブンプーリ軸推力は、後述する軸推力比を基に算出したドリブンプーリ８と金属Ｖベルト７との間の摩擦係数に基づいて、ドリブンプーリ８のスリップを確実に防止できる摩擦力を得られるように設定される。

さて、ドライブプーリ軸推力をＱＤＲ、ドリブンプーリ軸推力をＱＤＮとし、ドライブプーリ軸推力とドリブンプーリ軸推力との比、すなわち、ＱＤＲ／ＱＤＮで表される軸推力比をｋとすると、次の式（２）および式（３）より、前述の式（１）が成立する。

ＱＤＲ＝（ＰＤＲ＋ＰＤＲＧｒ−ΔＰＤＲ）×ＡＤＲ …（２）

ＱＤＮ＝（ＰＤＮ＋ＰＤＮＧｒ−ΔＰＤＮ）×ＡＤＮ …（３）

ここで、ドライブ側プーリ油圧をＰＤＲ、ドリブン側プーリ油圧をＰＤＮ、ドライブ側シリンダ室６内での遠心油圧であるドライブ側プーリ遠心油圧をＰＤＲＧｒ、ドリブン側シリンダ室９内での遠心油圧であるドリブン側プーリ遠心油圧をＰＤＮＧｒとする。また、ドライブ側ソレノイドバルブ５１を構成するリニアソレノイド５２のＩ−Ｐ特性ずれをΔＰＤＲ、ドリブン側ソレノイドバルブ５３を構成するリニアソレノイド５４のＩ−Ｐ特性ずれをΔＰＤＮ、ドライブ側シリンダ室６の断面積をＡＤＲ、ドリブン側シリンダ室９の断面積をＡＤＮとする。

なお、Ｉ−Ｐ特性ずれとは、各リニアソレノイド５２，５４に出力された変速制御信号（作動指令信号）で設定されている各プーリ油圧（すなわち、各プーリ油圧の指令値）に対する、各リニアソレノイド５２，５４の作動により実際に得られた各プーリ油圧のずれ量である。ここで、変速比（レシオ）が０．４５で、ドライブプーリ５の入力回転数が１５００ｒｐｍの場合において、ＰＤＲＧｒ＝０、ＰＤＮＧｒ＝０、ＡＤＲ＝１００ｃｍ^２、ＡＤＮ＝１００ｃｍ^２として、Ｉ−Ｐ特性ずれの有無による各プーリ油圧の比較例を図７に示す。なお、図７において、ＤＲ軸推力はドライブプーリ軸推力（実測値）であり、ＤＮ軸推力はドリブンプーリ軸推力（実測値）であり、ＤＲ圧はドライブ側プーリ油圧（指令値）であり、ＤＮ圧はドリブン側プーリ油圧（指令値）である。

ところで、ＡＤＲおよびＡＤＮは計測（もしくは計算）により求まる定数であり、ＰＤＲＧｒおよびＰＤＮＧｒはドライブプーリ５およびドリブンプーリ８の回転数（ドライブプーリ回転信号ＮＤＲおよびドリブンプーリ回転信号ＮＤＮ）から所定の理論式で容易に計算できる変数である。そのため、同じ変速比における２種類の入力トルクで、ＰＤＲおよびＰＤＮを計測することにより、ｋを式（１）を利用した２元連立方程式を解くことで容易に求めることができる。このように、１次方程式である式（１）を利用して、軸推力比ｋを容易に算出することができる。具体的には、例えば、同じ変速比における２種類の入力トルクで計測したドライブ側プーリ油圧をそれぞれＰＤＲ１，ＰＤＲ２、ドリブン側プーリ油圧をそれぞれＰＤＮ１，ＰＤＮ２とすると、式（１）を利用した２元連立方程式は次の式（４）および式（５）で表される。

ＰＤＲ１＋ＰＤＲＧｒ−ΔＰＤＲ＝
（（ＰＤＮ１＋ＰＤＮＧｒ−ΔＰＤＮ）×ＡＤＮ×ｋ）／ＡＤＲ …（４）

ＰＤＲ２＋ＰＤＲＧｒ−ΔＰＤＲ＝
（（ＰＤＮ２＋ＰＤＮＧｒ−ΔＰＤＮ）×ＡＤＮ×ｋ）／ＡＤＲ …（５）

そして、この式（４）および式（５）を解くことにより、（式を解く過程でΔＰＤＲおよびΔＰＤＮが相殺されてしまうため）ΔＰＤＲおよびΔＰＤＮを求めることはできないが、軸推力比ｋを容易に特定することができる。すなわち、リニアソレノイドのＩ−Ｐ特性ずれΔＰＤＲ，ΔＰＤＮがあっても、軸推力比ｋを求めることで金属Ｖベルト７とドリブンプーリ８との間の摩擦係数μを確実に特定することができる。

このように構成されるベルト式無段変速機１の制御ユニット６０により、摩擦係数μを算出する摩擦係数算出処理のフローについて図２を参照しながら以下に説明する。まず、ステップＳ１０１において、エンジンＥＮＧの水温が所定温度以上（例えば、７０℃以上）であるかを判定する。このステップＳ１０１での判定結果がＹｅｓであれば、次のステップＳ１０２へ進み、判定結果がＮｏであれば、処理が一旦終了して先頭に戻る。

次のステップＳ１０２において、無段変速機１内のオイルの油温が所定範囲内（例えば、６０〜１００℃の範囲内）であるかを判定する。このステップＳ１０２での判定結果がＹｅｓであれば、次のステップＳ１０３へ進み、判定結果がＮｏであれば、処理が一旦終了して先頭に戻る。

次のステップＳ１０３において、変速比が所定範囲内（例えば、０．４５〜０．４８の範囲内）であるかを判定する。このステップＳ１０３での判定結果がＹｅｓであれば、次のステップＳ１０４へ進み、判定結果がＮｏであれば、処理が一旦終了して先頭に戻る。

次のステップＳ１０４において、クルーズ中であるかを判定する。具体的には、クラッチ滑りのない状態で、アクセルの踏み込み量および車両の速度が所定時間以上一定の状態になったときに、クルーズ中と判断される。このステップＳ１０４での判定結果がＹｅｓであれば、次のステップＳ１０５へ進み、判定結果がＮｏであれば、処理が一旦終了して先頭に戻る。

次のステップＳ１０５において、トルク比が所定範囲内（例えば、０．６〜０．９の範囲内）であるかを判定する。ここで、トルク比とは、ドリブンプーリ８に入力可能な最大入力トルクに対するドリブンプーリ８への実際の入力トルクの比である。このステップＳ１０５での判定結果がＹｅｓであれば、次のステップＳ１０６へ進み、判定結果がＮｏであれば、処理が一旦終了して先頭に戻る。

ところで、特開平１０−８９４２９号公報における図９で開示されているように、同じ変速比のとき、トルク比が０．５以上となる条件では、摩擦係数μがトルク比の値にかかわらず略一定の値となる特性を有している。そのため、図３に示すように、軸推力比ｋが摩擦係数μに対して線形性を有することから、トルク比が０．５以上となる条件で、軸推力比ｋ（すなわち、摩擦係数μ）の算出を行うことが好ましい。このようにすれば、入力トルク（すなわち、トルク比）が一定ではない、実車走行状態での摩擦係数μの算出精度を向上させることができる。これにより、摩擦係数が低下してもプーリのスリップを確実に防止することができる。また、摩擦係数が増加した場合には、より低い軸方向推力で走行することができるため、金属Ｖベルト７にかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリが金属Ｖベルト７を挟み付ける力も小さくなるため、金属Ｖベルト７およびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

次のステップＳ１０６では、ドリブン側プーリ油圧のゾーン判定が行われ、例えば、ドリブン側プーリ油圧が２〜３ｋｇｆ／ｃｍ²であればステップＳ１０７へ進み、ドリブン側プーリ油圧が４〜５ｋｇｆ／ｃｍ²であればステップＳ１０８へ進み、ドリブン側プーリ油圧が６〜７ｋｇｆ／ｃｍ²であればステップＳ１０９へ進む。

ステップＳ１０７では、ドリブン側プーリ油圧が２〜３ｋｇｆ／ｃｍ²のゾーン（第１のゾーン）における、ドライブ側プーリ油圧ＰＤＲ１、ドリブン側プーリ油圧ＰＤＮ１、入力トルク、および変速比のサンプリング（計測）を行ってステップＳ１１０へ進む。また、ステップＳ１０８では、ドリブン側プーリ油圧が４〜５ｋｇｆ／ｃｍ²のゾーン（第２のゾーン）における、ドライブ側プーリ油圧ＰＤＲ２、ドリブン側プーリ油圧ＰＤＮ２、入力トルク、および変速比のサンプリング（計測）を行ってステップＳ１１０へ進む。さらに、ステップＳ１０９では、ドリブン側プーリ油圧が６〜７ｋｇｆ／ｃｍ²のゾーン（第３のゾーン）における、ドライブ側プーリ油圧ＰＤＲ３、ドリブン側プーリ油圧ＰＤＮ３、入力トルク、および変速比のサンプリング（計測）を行ってステップＳ１１０へ進む。

なお、ドライブ側プーリ油圧ＰＤＲのサンプリングは、ドライブ側ソレノイドバルブ５１（リニアソレノイド５２）に出力される変速制御信号（作動指令信号）より逆算して求められる。また、ドリブン側プーリ油圧ＰＤＮのサンプリングは、ドリブン側ソレノイドバルブ５３（リニアソレノイド５４）に出力される変速制御信号（作動指令信号）より逆算して求められる。これにより、ドライブ側プーリ油圧ＰＤＲおよびドリブン側プーリ油圧ＰＤＮを直接計測する必要がないため、軸推力比ｋの算出が容易になる。

また、入力トルクのサンプリングは、エンジン回転数（エンジン回転信号Ｎｅ）およびエンジンＥＮＧの吸気管（図示せず）内の負圧から、いわゆるＮｅ−Ｐｂマップより算出して求められる。変速比のサンプリングは、ドライブプーリ５およびドリブンプーリ８の回転数（ドライブプーリ回転信号ＮＤＲおよびドリブンプーリ回転信号ＮＤＮ）から算出して求められる。

ステップＳ１１０において、任意の２つゾーン（第１〜第３のゾーンの２つ）についてサンプリングを行ったかどうかを判定する。このステップＳ１１０での判定結果がＹｅｓであれば、次のステップＳ１１１へ進み、判定結果がＮｏであれば、処理が一旦終了して先頭に戻る。

次のステップＳ１１１では、ステップＳ１０７〜Ｓ１０９でサンプリング（計測）した２つのゾーンにおけるドライブ側プーリ油圧（ＰＤＲ１，ＰＤＲ２，ＰＤＲ３から２つ）およびドリブン側プーリ油圧（ＰＤＮ１，ＰＤＮ２，ＰＤＮ３から２つ）を用いて、式（４）および式（５）からなる２元連立方程式を作成し、軸推力比ｋを算出する。そして、軸推力比ｋを算出した後、ステップＳ１１２へ進む。

次のステップＳ１１２では、試験等により予め調べておいた摩擦係数と軸推力比との関係（図３を参照）から、ステップＳ１１１で算出した軸推力比ｋを用いて摩擦係数μを確定し、ステップＳ１１３へ進む。なお実際には、図３で示されるグラフを直線近似した直線近似式に対し、算出した軸推力比ｋの値を代入して摩擦係数μを算出する。これにより、摩擦係数μを容易に決定することができる。

そして、ステップＳ１１３で、サンプリングリセットを行って、ステップＳ１０７〜Ｓ１０９でサンプリングしたドライブ側プーリ油圧ＰＤＲ１，ＰＤＲ２，ＰＤＲ３およびドリブン側プーリ油圧ＰＤＮ１，ＰＤＮ２，ＰＤＮ３のデータをメモリから消去した後、摩擦係数算出処理を終了する。

このようにして算出した摩擦係数μに基づいて、スリップを確実に防止できる（摩擦力を得られる）最適なドリブンプーリ軸推力を設定する。これにより、摩擦係数μの値が明確でないために加えなければならない余剰な軸方向推力を大幅に低減させることができ、動力伝達効率および車両の燃費を向上させることができるとともに、摩擦係数の予想以上の低下によるプーリのスリップを防止することができる。さらに、金属Ｖベルト７にかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。

なお、上述の摩擦係数算出処理は、異なる変速比毎（例えば、変速比が２．０や１．０の場合等）に行われる。これにより、図４に示すような３次元マップと、図５に示すような２次元マップを同時に作成することになる。このようにすれば、摩擦係数μを変速比毎に厳密に設定できるため、上述した本実施形態による効果をより多く得ることができる。

以上のような構成のベルト式無段変速機１の制御ユニット６０によれば、算出した軸推力比ｋに基づいてドリブンプーリ８と金属Ｖベルト７との間の摩擦係数μを算出し、算出した摩擦係数μに基づいてドリブンプーリ８に付与する軸方向推力を設定するように構成されるため、摩擦係数の値が明確でないために加えなければならない余剰な軸方向推力を大幅に低減させることができ、動力伝達効率および車両の燃費を向上させることができるとともに、摩擦係数の予想以上の低下によるプーリのスリップを防止することができる。さらに、金属Ｖベルト７にかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。

また、式（１）を利用して、ｋである軸推力比を算出するように構成されることで、ｋに関する１次方程式より軸推力比を算出可能になるため、軸推力比をより容易に算出することができる。

さらに、軸推力比ｋと摩擦係数μとの関係を予め調べておき、算出した軸推力比ｋから当該関係を利用して摩擦係数μを算出するように構成されることで、摩擦係数μ（すなわち、最適なドリブンプーリ軸推力）を容易に決定することができる。

また、トルク比が０．５以上となる条件で、摩擦係数μの算出を行うように構成されることで、トルク比が０．５以上の条件では、変速比が同じである限り軸推力比が大きく変わらないため、入力トルク（すなわち、トルク比）が一定ではない、実車走行状態での摩擦係数μの算出精度を向上させることができる。これにより、摩擦係数が低下してもプーリのスリップを確実に防止することができる。また、摩擦係数が増加した場合には、より低い軸方向推力で走行することができるため、金属Ｖベルト７にかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリが金属Ｖベルト７を挟み付ける力も小さくなるため、金属Ｖベルト７およびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

さらに、所定の変速比毎に摩擦係数μの算出を行うように構成されることで、摩擦係数μを変速比毎に厳密に設定できるため、上述した本実施形態による効果をより多く得ることができる。

なお、上述の実施形態において、ベルト式無段変速機１が搭載される車両（図示せず）の所定走行距離毎（例えば、１００〜１０００ｋｍ毎）に摩擦係数μの算出を行うようにしてもよい。このようにすれば、車両の長距離走行後に生じる摩擦係数低減（例えば、図６を参照）を加味した高い軸方向推力を新車時より加える必要がないため、実質的に動力伝達効率が向上し、燃費が向上する。また、走行距離の増加に伴って低下した摩擦係数を確実に認識できるため、プーリのスリップを確実に防止することができる。さらに、新車時から低い軸方向推力で走行することができるため、金属Ｖベルト７にかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリが金属Ｖベルト７を挟み付ける力も小さくなるため、金属Ｖベルト７およびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

また、車両の所定走行時間毎（例えば、５〜５０時間毎）に摩擦係数μの算出を行うようにしてもよい。このようにすれば、車両の長時間走行後に生じる摩擦係数低減を加味した高い軸方向推力を新車時より加える必要がないため、実質的に動力伝達効率が向上し、燃費が向上する。また、走行時間の増加に伴って低下した摩擦係数を確実に認識できるため、プーリのスリップを確実に防止することができる。さらに、新車時から低い軸方向推力で走行することができるため、金属Ｖベルト７にかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリが金属Ｖベルト７を挟み付ける力も小さくなるため、金属Ｖベルト７およびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行時間に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

さらに、上述の実施形態において、ベルト式無段変速機１内のオイルの交換毎に摩擦係数μの算出を行うようにしてもよい。具体的には、例えば、販売店等においてオイルを交換した後、サービス用テスタ（図示せず）等を用いて交換終了コマンドを実行し、制御ユニット６０に交換終了コマンドによる情報が送られたときに摩擦係数μを算出する。このようにすれば、オイルの種類による摩擦係数の変化を確実に認識できるため、低μオイルを注入されてもプーリのスリップを確実に防止することができる。さらに、高μオイルが注入された場合には、より低い軸方向推力で走行することができるため、金属Ｖベルト７にかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリが金属Ｖベルト７を挟み付ける力も小さくなるため、金属Ｖベルト７およびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

また、オイルの油温が所定温度変化する毎に摩擦係数μの算出を行うようにしてもよい。具体的には、例えば、２０〜４０℃、４０〜６０℃、６０〜８０℃の範囲のように、２０℃毎に摩擦係数μを算出する。このようにすれば、市街地や高速道路等といった車両の走行状態、外気温、走行時間等により油温が変化しても、油温変化による摩擦係数の変化を確実に認識できるため、摩擦係数が低下してもプーリのスリップを確実に防止することができる。さらに、油温変化により摩擦係数が増加した場合には、より低い軸方向推力で走行することができるため、金属Ｖベルト７にかかる張力を低減できるので、ベルト寿命を延ばすことができる。また、プーリが金属Ｖベルト７を挟み付ける力も小さくなるため、金属Ｖベルト７およびプーリの摩耗量も低下し、結果として、走行距離に対する摩擦係数低下の度合いを減少させることができる。

さらに、上述の実施形態において、ドライブプーリ５の所定の入力回転数毎（例えば、１０００ｒｐｍ毎）に摩擦係数μの算出を行うようにしてもよい。このようにすれば、摩擦係数を入力回転数毎に厳密に設定できるため、上述した本実施形態による効果をより多く得ることができる。

本発明に係る制御装置を有したベルト式無段変速機の構成を示す概略図である。 上記制御装置による摩擦係数算出処理を示すフローチャートである。 摩擦係数変化と軸推力比との関係を示すグラフである。 トルク比と変速比と軸推力比との関係を示すグラフである。 変速比と摩擦係数との関係を示すグラフである。 走行距離と摩擦係数との関係を示すグラフである。 Ｉ−Ｐ特性ずれの有無による各プーリ油圧の比較例を示す表である。

符号の説明

１ ベルト式無段変速機
５ ドライブプーリ
６ ドライブ側シリンダ室（ドライブ側アクチュエータ）
７ 金属Ｖベルト（Ｖベルト）
８ ドリブンプーリ
９ ドリブン側シリンダ室（ドリブン側アクチュエータ）
５０ 変速制御バルブ
５１ ドライブ側ソレノイドバルブ
５２ リニアソレノイド
５３ ドリブン側ソレノイドバルブ
５４ リニアソレノイド
６０ 制御ユニット（制御装置）

Claims (7)

1. プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、前記ドライブプーリと前記ドリブンプーリとの間に巻き掛けられたＶベルトと、前記ドライブプーリに軸方向推力を付与するドライブ側アクチュエータと、前記ドリブン側プーリに軸方向推力を付与するドリブン側アクチュエータとを備え、
   前記ドライブ側アクチュエータおよび前記ドリブン側アクチュエータを用いて前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに付与する前記軸方向推力を変化させることにより、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリのプーリ幅を変化させるとともに前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの有効径を変化させることで、所望の変速比を得るように構成されたベルト式無段変速機の制御装置であって、
   前記ドライブプーリの前記軸方向推力と前記ドリブン側プーリの前記軸方向推力との比である軸推力比を算出するとともに、
   算出した前記軸推力比に基づいて前記ドリブンプーリと前記Ｖベルトとの間の摩擦係数を算出し、
   算出した前記摩擦係数に基づいて前記ドリブンプーリに付与する前記軸方向推力を設定し、
   前記ベルト式無段変速機内のオイルの油温が所定温度変化する毎に前記摩擦係数の算出を行うように構成されることを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
2. プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、前記ドライブプーリと前記ドリブンプーリとの間に巻き掛けられたＶベルトと、前記ドライブプーリに軸方向推力を付与するドライブ側アクチュエータと、前記ドリブン側プーリに軸方向推力を付与するドリブン側アクチュエータとを備え、
   前記ドライブ側アクチュエータおよび前記ドリブン側アクチュエータを用いて前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに付与する前記軸方向推力を変化させることにより、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリのプーリ幅を変化させるとともに前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの有効径を変化させることで、所望の変速比を得るように構成されたベルト式無段変速機の制御装置であって、
   前記ドライブプーリの前記軸方向推力と前記ドリブン側プーリの前記軸方向推力との比である軸推力比を算出するとともに、
   算出した前記軸推力比に基づいて前記ドリブンプーリと前記Ｖベルトとの間の摩擦係数を算出し、
   算出した前記摩擦係数に基づいて前記ドリブンプーリに付与する前記軸方向推力を設定し、
   前記ドリブンプーリに入力可能な最大入力トルクに対する前記ドリブンプーリへの実際の入力トルクの比であるトルク比が０．５以上となる条件で、前記摩擦係数の算出を行うように構成されることを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
3. プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、前記ドライブプーリと前記ドリブンプーリとの間に巻き掛けられたＶベルトと、前記ドライブプーリに軸方向推力を付与するドライブ側アクチュエータと、前記ドリブン側プーリに軸方向推力を付与するドリブン側アクチュエータとを備え、
   前記ドライブ側アクチュエータおよび前記ドリブン側アクチュエータを用いて前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに付与する前記軸方向推力を変化させることにより、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリのプーリ幅を変化させるとともに前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの有効径を変化させることで、所望の変速比を得るように構成されたベルト式無段変速機の制御装置であって、
   前記ドライブプーリの前記軸方向推力と前記ドリブン側プーリの前記軸方向推力との比である軸推力比を算出するとともに、
   算出した前記軸推力比に基づいて前記ドリブンプーリと前記Ｖベルトとの間の摩擦係数を算出し、
   算出した前記摩擦係数に基づいて前記ドリブンプーリに付与する前記軸方向推力を設定し、
   所定の前記変速比毎に前記摩擦係数の算出を行うように構成されることを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
4. プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、前記ドライブプーリと前記ドリブンプーリとの間に巻き掛けられたＶベルトと、前記ドライブプーリに軸方向推力を付与するドライブ側アクチュエータと、前記ドリブン側プーリに軸方向推力を付与するドリブン側アクチュエータとを備え、
   前記ドライブ側アクチュエータおよび前記ドリブン側アクチュエータを用いて前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに付与する前記軸方向推力を変化させることにより、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリのプーリ幅を変化させるとともに前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの有効径を変化させることで、所望の変速比を得るように構成されたベルト式無段変速機の制御装置であって、
   前記ドライブプーリの前記軸方向推力と前記ドリブン側プーリの前記軸方向推力との比である軸推力比を算出するとともに、
   算出した前記軸推力比に基づいて前記ドリブンプーリと前記Ｖベルトとの間の摩擦係数を算出し、
   算出した前記摩擦係数に基づいて前記ドリブンプーリに付与する前記軸方向推力を設定し、
   前記ドライブプーリの所定の入力回転数毎に前記摩擦係数の算出を行うように構成されることを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
5. 前記ベルト式無段変速機が搭載される車両の所定走行距離毎に前記摩擦係数の算出を行うように構成されることを特徴とする請求項１から請求項４のうちいずれか一項に記載のベルト式無段変速機の制御装置。
6. 前記ベルト式無段変速機が搭載される車両の所定走行時間毎に前記摩擦係数の算出を行うように構成されることを特徴とする請求項１から請求項５のうちいずれか一項に記載のベルト式無段変速機の制御装置。
7. 前記ベルト式無段変速機内のオイルの交換毎に前記摩擦係数の算出を行うように構成されることを特徴とする請求項１から請求項６のうちいずれか一項に記載のベルト式無段変速機の制御装置。

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