JP4690255B2 - ベルト式無段変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、油圧シリンダにより有効径が変化させられる一対のプーリとその一対のプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを有するベルト式無段変速機の制御装置に係り、特に、油圧シリンダ内の油圧の元圧を設定する技術に関するものである。

油圧シリンダにより有効径が変化させられる一対のプーリとその一対のプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを有するベルト式無段変速機の制御装置において、油圧シリンダ内の油圧の元圧を適正に設定することが良く知られている。

例えば、特許文献１に記載された油圧作動式変速機の油圧制御装置がそれである。この特許文献１には、プライマリプーリおよびセカンダリプーリとそれら両プーリに巻き掛けられたベルトとを有し、目標変速比となるようにプライマリプーリにより変速比を制御すると共に、ベルトと両プーリとの間で滑りが発生しないようにセカンダリプーリによりベルト挟圧力を制御する無段変速機において、プライマリプーリ側油室の油圧（以下、プライマリ油圧という）およびセカンダリプーリ側油室の油圧（以下、セカンダリ油圧という）の元圧であるライン圧を、入力トルクと変速比とに基づいて制御することにより、変速応答性の向上を図ることができると共に、ベルトスリップの発生を抑制でき、動力伝達効率の向上を図ることができる油圧制御装置が記載されている。

特許第２７２８４６６号公報

ところで、上記特許文献１に記載された油圧制御装置では、セカンダリプーリ側油室には直接的にライン圧が導入されるように油圧回路が構成されており、ライン圧とセカンダリ油圧とは実質的に同じものとして制御されている。そのため、セカンダリプーリの溝幅を適切に変更するのに必要となるライン圧が得られるももの、プライマリ油圧に対して必要なライン圧が得られずに変速応答性が低下してしまう可能性があった。

そこで、プライマリ油圧やセカンダリ油圧に拘わらずライン圧を単独で制御可能に油圧回路を構成すると共に、プライマリ油圧およびセカンダ油圧に基づいてそのライン圧を制御することが考えられる。一般的に、ベルト式無段変速機の制御装置においては、セカンダ油圧は設定された油圧となるように直接的に調圧されるが、プライマリ油圧はプライマリプーリ側油室への作動油の流量制御により変速が行われ且つベルト挟圧が発生した結果としてその油圧が発生させられる。よって、ライン圧を設定するときには、セカンダリ油圧としては設定された油圧値を用いればよいが、プライマリ油圧としては推定値として算出された油圧値を用いる必要がある。

プライマリ油圧は、変速比を一定に維持したり、変速比を変更するのに必要な油圧であり、ベルト挟圧や変速比や変速比の変化速度（すなわち変速速度）等に基づいて変速に必要なプライマリ油圧を算出することが考えられる。例えば、プライマリプーリ側油室へ作動油が供給されてプライマリプーリの溝幅が狭くされるアップシフト時に必要なプライマリ油圧は、変速比を一定に維持するのに必要な油圧である定常バランス圧に、変速比を変更するのに必要なプライマリプーリの溝幅を変更する推力を確保できる油圧である変速必要圧を上乗せして算出することが考えられる。

仮に変速速度として目標変速比の変化速度を用いて変速必要圧を算出する場合に、アップシフト中において目標変速比に対して実際の変速比（以下、実変速比という）に遅れが生じているときに目標変速比が一定になると、アップシフトを行うための変速必要圧は零と算出され、実際にはアップシフトが継続されているにも拘わらずそのアップシフトを行うのに必要な油圧分が確保されないので、目標変速比への追従性が悪化して実際のアップシフトが更に遅れる可能性がある。

一方、仮に変速速度として実変速比の変化速度を用いて変速必要圧を算出する場合に、アップシフト中において目標変速比に対して実変速比に遅れが生じていると、アップシフトを行うための変速必要圧は相対的に小さく算出され、目標変速比に追従してアップシフトを行うのに必要な油圧分が確保されないので、目標変速比への追従性が悪化して変速応答性が低下する可能性がある。

上述した目標変速比への追従性の悪化を回避する為には必要なプライマリ油圧に対してライン圧を高めに設定する必要があるが、そうすると必要以上に高いライン圧となる場合もあり燃費が悪化する恐れがある。

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、ベルト式無段変速機の制御装置において、アップシフト時のライン圧の設定に用いるプライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧を適切に算出することにある。

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) 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路にプライマリプーリおよびセカンダリ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、前記プライマリプーリの溝幅を変更する為のプライマリプーリ側油圧シリンダと、前記セカンダリプーリの溝幅を変更する為のセカンダリプーリ側油圧シリンダとを備え、目標変速比関連値と実際の変速比関連値との偏差を解消するように前記プライマリプーリ側油圧シリンダにより変速比を制御すると共に、前記ベルトと前記両プーリとの間で滑りが発生しないように前記セカンダリプーリ側油圧シリンダによりベルト挟圧力を制御するベルト式無段変速機の制御装置であって、(b) 前記プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧および前記セカンダリプーリ側油圧シリンダ内の油圧に基づいてその両油圧の元圧を設定する元圧設定手段と、(c) 変速比を一定に維持する為の定常バランス圧と、変速比関連値の変化速度が大きな程大きくされるものであって変速比を変化させるのに必要な前記プライマリプーリの溝幅を変更する為の変速必要圧とを含む、アップシフト時の前記プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧を、目標変速比関連値の変化速度に基づいて算出した前記変速必要圧と、実際の変速比関連値の変化速度に基づいて算出した前記変速必要圧とのうち算出結果が高い油圧となる方の算出に用いた変速比関連値に基づいて算出するプライマリ油圧算出手段とを、含むことにある。

このようにすれば、前記プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧および前記セカンダリプーリ側油圧シリンダ内の油圧に基づいて元圧設定手段によりその両油圧の元圧が設定される場合に、前記定常バランス圧と前記変速必要圧とを含むアップシフト時の前記プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧が、プライマリ油圧算出手段により目標変速比関連値の変化速度に基づいて算出された前記変速必要圧と、実際の変速比関連値の変化速度に基づいて算出された前記変速必要圧とのうち算出結果が高い油圧となる方の算出に用いた変速比関連値に基づいて算出されるので、アップシフトに際して必要最小限の変速に必要なプライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧が算出され、プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧を確保する為の元圧が適切に設定される。

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載のベルト式無段変速機の制御装置において、前記元圧設定手段は、前記ベルトの許容負荷を超えないための所定の制限値を上限として前記元圧を設定するものである。このようにすれば、仮に目標変速比関連値が段階的（ステップ的）に変化してプライマリ油圧算出手段により算出されるプライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧が過大になったとしても、ベルトの許容負荷を超えるような過大な元圧が設定されることが回避される。

また、請求項３にかかる発明は、請求項１または２に記載のベルト式無段変速機の制御装置において、前記プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧は、変速比を維持する為の定常バランス圧と、変速比を変更する為の変速必要圧とを含み、前記プライマリ油圧算出手段は、前記変速必要圧を算出する為の予め記憶された算出式から前記目標変速比関連値の変化速度と前記実際の変速比関連値の変化速度とのうちの大きい方の値に基づいて算出された変速必要圧を用いるものである。このようにすれば、プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧が適切に算出される。

ここで、好適には、前記変速比関連値は、ベルト式無段変速機の変速比（入力回転速度／出力回転速度）に１対１に対応する関連値（相当値）であって、変速比関連値としてその変速比はもちろんのことその他に、例えば車速や出力回転速度（駆動輪側回転速度）などに応じた入力回転速度（駆動源側回転速度）、エンジン回転速度、タービン回転速度などが用いられる。

また、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、実変速比がその目標変速比になるようにプライマリプーリ側油圧シリンダへの作動油の給排によりプライマリ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（駆動源側）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プライマリプーリ側油圧シリンダへの作動油の給排によりプライマリ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、好適には、前記走行用動力源としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジンが広く用いられる。さらに、補助的な走行用動力源として、電動機等が上記エンジンに加えて用いられても良い。或いは、走行用動力源として電動機のみが用いられてもよい。

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（図１参照）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。

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、車速センサ５８の精度上所定車速未満の極低車速では車速Ｖの検出精度が劣ることから、このような極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、制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２を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、車両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Ｐdに比例する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の断面積、Ｗ_ＩＮは変速制御圧Ｐin×入力側油圧シリンダ４２ｃの断面積）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ＦＳ／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、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６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制御により実行する。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。

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、必要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、それら必要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が必要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が必要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、元圧設定手段としての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、必要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、必要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７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７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、必要Ｐin圧においては必要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、必要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、必要Ｐin圧に必要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として設定され、その必要なライン油圧Ｐ_Ｌが得られる為のライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬが出力される。

具体的には、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、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、必要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、ライン油圧Ｐ_Ｌの設定に用いられる必要Ｐin圧は、推定値として算出される必要がある。

この必要Ｐin圧は、変速比γを一定に維持する為の油圧である定常バランス圧Ｐcと、変速比γを変更する為の油圧である変速必要圧Ｐvとを含んでおり、入力側油圧シリンダ４２ｃの作動油が排出されて入力側可変プーリ４２のＶ溝幅が広くされるダウンシフト時の必要Ｐin圧は、専ら変速比γを一定に維持するのに必要な定常バランス圧Ｐcとされるが、アップシフト時の必要Ｐin圧は、その定常バランス圧Ｐcに、変速比γを小さくする側（γmin側）へ変化させるのに必要な入力側可変プーリ４２のＶ溝幅を狭くするための入力側油圧シリンダ推力Ｗ_ＩＮを確保できる変速必要圧Ｐvを上乗せした油圧とされる。

例えば、上記変速必要圧Ｐvは、変速比の変化速度すなわち変速速度の関数として求められる。このとき、その変速速度として目標変速比γ^＊の変化速度（以下、目標変速速度という）d（γ^＊）／dtを用いた場合には、目標変速比γ^＊に対して実変速比γに遅れが生じているときに目標変速比γ^＊が一定値になると、アップシフトが継続しているにも拘わらず変速必要圧Ｐvが零とされてアップシフトが更に遅れる可能性がある。一方、その変速速度として実変速比γの変化速度（以下、実変速速度という）d（γ）／dtを用いた場合には、目標変速比γ^＊に対して実変速比γに遅れが生じていると、目標変速速度d（γ^＊）／dtを用いた場合に比較して変速必要圧Ｐvが小さくされて変速応答性が低下する可能性がある。

そこで、プライマリ油圧算出手段としての必要Ｐin圧算出手段１６２は、目標変速比γ^＊と実変速比γとのうち変速必要圧Ｐvの算出結果が高い油圧となる方の変速比に基づいてアップシフト時の必要Ｐin圧を算出する。

図８は、アップシフト時の必要Ｐin圧を算出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、アップシフト時は定常バランス圧Ｐcに斜線部Ａの変速必要圧Ｐvを加えた油圧が必要Ｐin圧として算出される。その変速必要圧Ｐvは、変速速度に基づいて求められ変速速度が大きな程大きくされるものであり、図８のｔ_１時点乃至ｔ_３時点においては大きな方の変速速度である目標変速速度d（γ^＊）／dtに基づいて求められ、ｔ_３時点乃至ｔ_４時点においては大きな方の変速速度である実変速速度d（γ）／dtに基づいて求められている。このようにして変速必要圧Ｐvを求めることにより、ｔ_３時点乃至ｔ_４時点に示すように目標変速比γ^＊が一定値になっても変速が継続している間は、目標変速比γ^＊への追従性が悪化しないように適正な変速必要圧Ｐvが得られる。また、ｔ_１時点乃至ｔ_３時点に示すように実変速比γの変化が遅れても目標変速比γ^＊への追従性が悪化しないように適正な変速必要圧Ｐvが得られる。

前記必要Ｐin圧算出手段１６２は、定常バランス圧Ｐcを算出する定常バランス圧算出手段１６４と、アップシフト時には前記目標入力回転設定手段１５０により設定された目標入力軸回転速度Ｎ_ＩＮ ^＊に基づいて電子制御装置５０により算出される目標変速比γ^＊（＝Ｎ_ＩＮ ^＊／Ｎ_ＯＵＴ）に基づく変速必要圧ＰvMおよび実変速比γに基づく変速必要圧ＰvJを算出する変速必要圧算出手段１６６とを備え、ダウンシフト時にはこの定常バランス圧算出手段１６４により算出された定常バランス圧Ｐcをそのまま必要Ｐin圧とする一方で、アップシフト時にはこの変速必要圧算出手段１６６により算出された変速必要圧ＰvMと変速必要圧ＰvJとのいずれか高い方の変速必要圧Ｐvを最大変速必要圧Ｐvmaxとして選択すると共に、この定常バランス圧算出手段１６４により算出された定常バランス圧Ｐcに、その選択した最大変速必要圧Ｐvmaxを加算した油圧値を必要Ｐin圧（＝Ｐc＋Ｐvmax）として算出する。

例えば、前記定常バランス圧算出手段１６４は、変速比γ、入力トルクＴ_ＩＮ、およびＰd圧等を変数として定常バランス圧Ｐcを推定する為の予め実験的に求めて記憶された関係（算出式、Ｐc＝ｆ（γ、Ｔ_ＩＮ、Ｐd圧））から、実変速比γ、入力トルクＴ_ＩＮに相当するエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０、および前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定されたＰd圧等に基づいて定常バランス圧Ｐcを算出する。

また、前記変速必要圧算出手段１６６は、変速速度d（γ）／dtを変数として変速必要圧Ｐvを推定する為の予め実験的に求めて記憶された関係（算出式、Ｐv＝ｆ（d（γ）／dt））から、電子制御装置５０により目標変速比γ^＊に基づいて算出される目標変速速度d（γ^＊）／dtに基づいて変速必要圧ＰvMを算出すると共に、電子制御装置５０により実変速比γに基づいて算出される実変速速度d（γ）／dtに基づいて変速必要圧ＰvJを算出する。

エンジントルク算出手段１６８は、例えば図９に示すようなスロットル弁開度θ_ＴＨをパラメータとしてエンジン回転速度Ｎ_Ｅとエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０との予め実験的に求めて記憶された関係（エンジントルクマップ）から実際のエンジン回転速度Ｎ_Ｅおよびスロットル弁開度θ_ＴＨに基づいて推定されるエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０を算出する。

ここで、前記基準余裕値ＥＸの設定について以下により詳細に説明する。

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、Ｐd圧基準余裕値設定手段１７０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、必要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、必要Ｐin圧算出手段１６２により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、必要Ｐin圧基準余裕値設定手段１７２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必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。このように、必要Ｐin圧とＰd圧とではそれぞれ異なる基準余裕値ＥＸが設定されるのである。

また、Ｐd圧基準余裕値設定手段１７０および必要Ｐin圧基準余裕値設定手段１７２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および必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを変更する。

例えば、Ｐd圧基準余裕値設定手段１７０および必要Ｐin圧基準余裕値設定手段１７２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前記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の制御精度が低下してその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のばらつきが大きくなることから、それぞれ通常油温時に比較して大きなＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。より具体的には、低油温ほど大きくなるようにそれぞれＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。或いは、所定の低油温時には通常油温時に比較して予め実験的に求めて記憶された所定値分だけ大きくなるようにそれぞれＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要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、Ｐd圧基準余裕値設定手段１７０および必要Ｐin圧基準余裕値設定手段１７２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、それぞれ変速時に比較して小さなＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。例えば、定常走行時には通常変速時よりも予め実験的に求めて記憶された所定値分だけ小さくなるようにそれぞれＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要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る。

また、Ｐd圧基準余裕値設定手段１７０および必要Ｐin圧基準余裕値設定手段１７２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、それぞれ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および必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。例えば、急変速時には通常変速時よりも予め実験的に求めて記憶された所定値分だけ大きくなるようにそれぞれＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinを設定する。上記急変速が必要となるような走行時は、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。

このように、Ｐd圧基準余裕値設定手段１７０および必要Ｐin圧基準余裕値設定手段１７２により車両状態に基づいてそれぞれＰd圧基準余裕値ＥＸdおよび必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinが適切に設定される。

前記ライン油圧設定手段１６０は、Ｐd圧に基づいてＰd圧用ライン油圧Ｐ_Ｌdを算出するＰd圧用ライン油圧算出手段１７４と、必要Ｐin圧に基づいてＰin圧用ライン油圧Ｐ_Ｌinを算出するＰin圧用ライン油圧算出手段１７６と、上記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する最大圧選択手段１７８とを備え、最大圧選択手段１７８により選択された高い方のライン油圧を必要なライン油圧Ｐ_Ｌとして設定する。

例えば、前記Ｐd圧用ライン油圧算出手段１７４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^＊すなわちベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のＰd圧に、前記Ｐd圧基準余裕値設定手段１７０により設定された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として算出する。

また、前記Ｐin圧用ライン油圧算出手段１７６は、前記必要Ｐin圧算出手段１６２により算出された必要Ｐin圧に、前記必要Ｐin圧基準余裕値設定手段１７２により設定された必要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として算出する。

そして、前記ライン油圧設定手段１６０は、前記最大圧選択手段１７８により選択された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必要なライン油圧Ｐ_Ｌとして設定する。これにより、変速に必要な必要Ｐin圧とベルト挟圧力に必要なＰd圧とに対して必要最小限のライン油圧Ｐ_Ｌが適切に設定されて変速性能とベルト挟圧力とが確保される。

但し、ライン油圧設定手段１６０は、仮に目標変速比γ^＊が段階的（ステップ的）に変化して前記必要Ｐin圧算出手段１６２により算出される必要Ｐin圧が過大になったとしても、すなわち仮に目標変速比γ^＊が段階的（ステップ的）に変化して前記変速必要圧算出手段１６６により算出される変速必要圧ＰvMが過大になったとしても、伝動ベルト４８の許容負荷を超えるような過大なライン油圧Ｐ_Ｌが設定されることが回避されるように、所定の制限値を上限としてライン油圧Ｐ_Ｌを設定する。上記所定の制限値は、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られて定められた図７に示すようなライン油圧ＭＡＸガードである。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１８０は、前記ライン油圧設定手段１６０により設定された必要なライン油圧Ｐ_Ｌが得られる為のライン油圧制御指令信号Ｓ_ＰＬ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に従ってライン油圧Ｐ_Ｌが調圧されるようにリニアソレノイド弁ＳＬＴを作動させる。

図１０は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわち必要Ｐin圧およびＰd圧に基づいてライン油圧Ｐ_Ｌを適切に設定する為の制御作動を説明するメインルーチンの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、この図１０に示すフローチャートの必要Ｐin圧算出処理部分のサブルーチンを表すフローチャートである。

先ず、前記ベルト挟圧力設定手段１５４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、例えば図５に示すような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に基づいてベルト挟圧力Ｐd^＊すなわちベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のＰd圧が設定される。

また、前記Ｐd圧基準余裕値設定手段１７０に対応するＳ２において、予め実験的に定められて記憶されたＰd圧基準余裕値ＥＸdが設定される。なお、このＰd圧基準余裕値ＥＸdは車両状態（走行状態）に基づいて変更される。

また、図１１のＳ３１乃至Ｓ３５に対応するＳ３において、必要Ｐin圧が算出される。すなわち、図１１において、前記定常バランス圧算出手段１６４に対応するＳ３１において、定常バランス圧Ｐcを推定する為の予め実験的に求めて記憶された関係（Ｐc＝ｆ（γ、Ｔ_ＩＮ、Ｐd圧））から、実変速比γ、入力トルクＴ_ＩＮに相当するエンジントルク推定値Ｔ_Ｅ０、および前記Ｓ１にて設定されたＰd圧等に基づいて定常バランス圧Ｐcが算出される。また、前記変速必要圧算出手段１６６に対応するＳ３２において、アップシフト時には変速必要圧Ｐvを推定する為の予め実験的に求めて記憶された関係（Ｐv＝ｆ（d（γ）／dt））から目標変速速度d（γ^＊）／dtに基づいて変速必要圧ＰvMが算出される。また、前記変速必要圧算出手段１６６に対応するＳ３３において、アップシフト時には変速必要圧Ｐvを推定する為の予め実験的に求めて記憶された関係（Ｐv＝ｆ（d（γ）／dt））から実変速速度d（γ）／dtに基づいて変速必要圧ＰvJが算出される。このＳ３２およびＳ３３に続いて前記必要Ｐin圧算出手段１６２に対応するＳ３４において、アップシフト時には前記Ｓ３２にて算出された変速必要圧ＰvMと前記Ｓ３３にて算出された変速必要圧ＰvJとのいずれか高い方の変速必要圧Ｐvが最大変速必要圧Ｐvmaxとして選択される。更に、上記Ｓ３１およびＳ３４に続いて前記必要Ｐin圧算出手段１６２に対応するＳ３５において、ダウンシフト時には前記Ｓ３１にて算出された定常バランス圧Ｐcがそのまま必要Ｐin圧とされる一方で、アップシフト時には前記Ｓ３１にて算出された定常バランス圧Ｐcに、前記Ｓ３４にて選択された最大変速必要圧Ｐvmaxが加算された油圧値が必要Ｐin圧（＝Ｐc＋Ｐvmax）として算出される。

図１０に戻り、前記必要Ｐin圧基準余裕値設定手段１７２に対応するＳ４において、上記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必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinが設定される。なお、この必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinはＰd圧基準余裕値ＥＸdと同様に車両状態（走行状態）に基づいて変更される。

前記Ｓ１乃至Ｓ４に続いて前記ライン油圧設定手段１６０（Ｐd圧用ライン油圧算出手段１７４、Ｐin圧用ライン油圧算出手段１７６、最大圧選択手段１７８）に対応するＳ５において、前記Ｓ１にて設定されたＰd圧に前記Ｓ２にて設定されたＰd圧基準余裕値ＥＸdが加算された油圧値がＰd圧用ライン油圧Ｐ_Ｌdとして算出され、前記Ｓ３にて算出された必要Ｐin圧に前記Ｓ４にて設定された必要Ｐin圧基準余裕値ＥＸinが加算された油圧値がＰin圧用ライン油圧Ｐ_Ｌinとして算出され、その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が択一的に選択され、その選択された高い方のライン油圧が必要なライン油圧Ｐ_Ｌとして設定される。

上述のように、本実施例によれば、必要Ｐin圧とＰd圧とのいずれか高い方の油圧に基づいてライン油圧設定手段１６０により必要Ｐin圧およびＰd圧の元圧であるライン油圧Ｐ_Ｌが設定される場合に、必要Ｐin圧算出手段１６２により目標変速比γ^＊と実変速比γとのうち変速必要圧Ｐvの算出結果が高い油圧となる方の変速比に基づいてアップシフト時の必要Ｐin圧が算出されるので、アップシフトに際して必要最小限の変速に必要な必要Ｐin圧が算出され、その必要Ｐin圧を確保する為のライン油圧Ｐ_Ｌが適切に設定される。

また、本実施例によれば、ライン油圧設定手段１６０により伝動ベルト４８の許容負荷を超えないためのライン油圧ＭＡＸガードを上限としてライン油圧Ｐ_Ｌが設定されるので、仮に目標変速比γ^＊が段階的（ステップ的）に変化して前記必要Ｐin圧算出手段１６２により算出される必要Ｐin圧が過大になったとしても、伝動ベルト４８の許容負荷を超えるような過大なライン油圧Ｐ_Ｌが設定されることが回避される。

また、本実施例によれば、必要Ｐin圧は、変速比γを一定に維持する為の定常バランス圧Ｐcと、変速比γを変更する為の変速必要圧Ｐvとを含み、変速必要圧Ｐvとして必要Ｐin圧算出手段１６２により変速必要圧Ｐvを算出する為の予め記憶された算出式から目標変速速度d（γ^＊）／dtと実変速速度d（γ）／dtとのうちの算出結果が大きい方の変速速度d（γ）／dtに基づいて算出された最大変速必要圧Ｐvmaxが用いられるので、必要Ｐin圧が適切に算出される。

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、前述の実施例において、必要Ｐin圧算出手段１６２は、変速必要圧ＰvMと変速必要圧ＰvJとのいずれか高い方の変速必要圧Ｐvに基づいてアップシフト時の必要Ｐin圧を算出することにより、目標変速比γ^＊（目標変速速度d（γ^＊）／dt）と実変速比γ（実変速速度d（γ）／dt）とのうち変速必要圧Ｐvの算出結果が高い油圧となる方の変速比γ（変速速度d（γ）／dt）に基づいてアップシフト時の必要Ｐin圧を算出したが、目標変速速度d（γ^＊）／dtと実変速速度d（γ）／dtとのいずれか大きい方の変速速度を選択し、変速必要圧Ｐvを算出する為の予め記憶された算出式からその選択した変速速度に基づいて算出された最大変速必要圧Ｐvmaxを用いてアップシフト時の必要Ｐin圧を算出しても良い。

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。 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。 アップシフト時の必要Ｐin圧を算出する考え方の一例を説明するための図である。 スロットル弁開度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推定値との予め実験的に求められて記憶された関係（エンジントルクマップ）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必要Ｐin圧およびＰd圧に基づいてライン油圧を適切に設定する為の制御作動を説明するメインルーチンのフローチャートである。 図１０に示すフローチャートの必要Ｐin圧算出処理部分のサブルーチンを表すフローチャートである。

符号の説明

１２：エンジン（走行用動力源）
１８：無段変速機
２４：駆動輪
４２：入力側可変プーリ（プライマリプーリ）
４２ｃ：入力側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）
４６：出力側可変プーリ（セカンダリプーリ）
４６ｃ：出力側油圧シリンダ（セカンダリプーリ側油圧シリンダ）
４８：伝動ベルト（ベルト）
５０：電子制御装置（制御装置）
１６０：ライン油圧設定手段（元圧設定手段）
１６２：必要Ｐin圧算出手段（プライマリ油圧算出手段）

Claims (4)

1. 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路にプライマリプーリおよびセカンダリ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、前記プライマリプーリの溝幅を変更する為のプライマリプーリ側油圧シリンダと、前記セカンダリプーリの溝幅を変更する為のセカンダリプーリ側油圧シリンダとを備え、目標変速比関連値と実際の変速比関連値との偏差を解消するように前記プライマリプーリ側油圧シリンダにより変速比を制御すると共に、前記ベルトと前記両プーリとの間で滑りが発生しないように前記セカンダリプーリ側油圧シリンダによりベルト挟圧力を制御するベルト式無段変速機の制御装置であって、
   前記プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧および前記セカンダリプーリ側油圧シリンダ内の油圧に基づいて該両油圧の元圧を設定する元圧設定手段と、
   変速比を一定に維持する為の定常バランス圧と、変速比関連値の変化速度が大きな程大きくされるものであって変速比を変化させるのに必要な前記プライマリプーリの溝幅を変更する為の変速必要圧とを含む、アップシフト時の前記プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧を、
   目標変速比関連値の変化速度に基づいて算出した前記変速必要圧と、実際の変速比関連値の変化速度に基づいて算出した前記変速必要圧とのうち算出結果が高い油圧となる方の算出に用いた変速比関連値に基づいて算出するプライマリ油圧算出手段と
   を、含むことを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
2. 前記元圧設定手段は、前記ベルトの許容負荷を超えないための所定の制限値を上限として前記元圧を設定するものである請求項１のベルト式無段変速機の制御装置。
3. 前記プライマリ油圧算出手段は、前記変速必要圧を算出する為の予め記憶された算出式から前記目標変速比関連値の変化速度と前記実際の変速比関連値の変化速度とのうちの大きい方の値に基づいて算出された変速必要圧を用いるものである請求項１または２のベルト式無段変速機の制御装置。
4. 前記元圧設定手段は前記プライマリ油圧算出手段により算出されたアップシフト時の前記プライマリプーリ側油圧シリンダ内の油圧に基づいて前記元圧を設定するものである請求項１のベルト式無段変速機の制御装置。

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