WO2020189470A1 - 無段変速機の変速油圧制御装置及び無段変速機の変速油圧制御方法 - Google Patents

無段変速機の変速油圧制御装置及び無段変速機の変速油圧制御方法 Download PDF

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WO2020189470A1
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pressure
hydraulic
compensator
condition
target
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PCT/JP2020/010694
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阿希 早川
山村　吉典
市川　弘明
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ジヤトコ株式会社
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/68—Inputs being a function of gearing status
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/12—Detecting malfunction or potential malfunction, e.g. fail safe; Circumventing or fixing failures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H63/00—Control outputs from the control unit to change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion or to other devices than the final output mechanism
    • F16H63/02—Final output mechanisms therefor; Actuating means for the final output mechanisms
    • F16H63/04—Final output mechanisms therefor; Actuating means for the final output mechanisms a single final output mechanism being moved by a single final actuating mechanism
    • F16H63/06—Final output mechanisms therefor; Actuating means for the final output mechanisms a single final output mechanism being moved by a single final actuating mechanism the final output mechanism having an indefinite number of positions

Definitions

  • the present invention relates to a speed change hydraulic control device for a continuously variable transmission mounted on a vehicle and a speed change hydraulic control method for a continuously variable transmission.
  • a continuously variable transmission shift control device capable of suppressing a decrease in followability and convergence when the actual gear ratio of the continuously variable transmission approaches a target gear ratio (for example, Patent Document 1). reference).
  • This conventional device is a shift control device for a continuously variable transmission that executes feedback control that brings the actual gear ratio closer to the target gear ratio, and is a deviation determination means for determining the degree of change in the deviation between the target gear ratio and the actual gear ratio. It has a control switching means for selectively switching between feedback control including proportional operation and feedback control including proportional operation and integration operation based on the determination result of the deviation determining means.
  • a hydraulic pressure control system that reduces actual hydraulic pressure vibration by using one feedback compensator that refers to actual hydraulic pressure.
  • the characteristics of the feedback compensator are fixed, they do not match the attenuation characteristics of the feedback compensator when the characteristics to be controlled change. If the two characteristics do not match, there is a problem that the hydraulic amplitude may increase or the hydraulic vibration characteristics may become unstable.
  • the present invention has been made by paying attention to the above problem, and suppresses power train resonance by reducing the amplitude of hydraulic vibration and stabilizing the characteristics caused by the torsional fluctuation of the drive system, regardless of the change in the characteristics to be controlled. With the goal.
  • the continuously variable transmission of the present invention Set the target primary pressure and target secondary pressure so that the target gear ratio is set based on the operating conditions. Based on the target primary pressure and the target secondary pressure, the primary pulley command pressure signal and the secondary pulley command pressure signal are generated by control using a feedback compensator that refers to the actual oil pressure. Judge the characteristic fluctuation factor that the damping characteristic of the feedback compensator does not match due to the change of the controlled object characteristic including the variator. When the characteristic fluctuation factor is determined, the attenuation characteristic of the feedback compensator is switched according to the control target characteristic.
  • the damping characteristics of the feedback compensator are switched according to the control target characteristics. Therefore, regardless of the change in the controlled characteristic, the power train resonance can be suppressed by reducing the amplitude of hydraulic vibration caused by the torsional fluctuation of the drive system and stabilizing the characteristic.
  • FIG. 5 is an overall system diagram showing a drive system and a control system of an engine vehicle to which the speed change hydraulic control of the continuously variable transmission of the first embodiment is applied.
  • It is a shift schedule diagram which shows an example of the D range stepless shift schedule used when the stepless shift control in an automatic shift mode is executed by a variator.
  • It is a main part block diagram which shows the variator shift control system by a hydraulic control system which performs switching control of a feedback compensator and an electronic control system.
  • It is a control block diagram which shows the hydraulic pressure compensator composition of the primary pulley command pressure signal generation part, the characteristic fluctuation factor determination part, and the switching execution part.
  • the shifting hydraulic pressure control in the first embodiment is applied to an engine vehicle equipped with a belt-type continuously variable transmission composed of a torque converter, a forward / backward switching mechanism, a variator, and a final deceleration mechanism.
  • a belt-type continuously variable transmission composed of a torque converter, a forward / backward switching mechanism, a variator, and a final deceleration mechanism.
  • the configuration of the first embodiment will be described separately as “overall system configuration”, “variator shift control system configuration”, “hydraulic pressure compensator configuration”, and “feedback compensator switching control processing configuration”.
  • FIG. 1 shows a drive system and a control system of an engine vehicle to which the shift hydraulic control of the belt-type continuously variable transmission of the first embodiment is applied.
  • the overall system configuration will be described with reference to FIG.
  • the drive system of the engine vehicle includes an engine 1, a torque converter 2, a forward / backward switching mechanism 3, a variator 4, a final deceleration mechanism 5, and drive wheels 6 and 6.
  • the belt-type continuously variable transmission CVT is configured by incorporating a torque converter 2, a forward / backward switching mechanism 3, a variator 4, and a final deceleration mechanism 5 in a transmission case (not shown).
  • the engine 1 can control the output torque by an external engine control signal in addition to controlling the output torque by operating the accelerator by the driver.
  • Torque control is performed on the engine 1 by opening and closing the throttle valve, cutting fuel, and the like. For example, fuel cut control is executed when the vehicle travels on the coast by releasing the accelerator foot.
  • a motor generator 10 having a starter motor function and a regenerative power generation function for charging when the charging capacity of the in-vehicle battery is low is connected to the crankshaft of the engine 1.
  • the motor generator 10 may provide an engine assist function in the starting range.
  • the torque converter 2 includes a pump impeller 23, a turbine runner 24, and a stator 26 as components.
  • the pump impeller 23 is connected to the engine output shaft 11 via a converter housing 22.
  • the turbine runner 24 is connected to the torque converter output shaft 21.
  • the stator 26 is provided in the transmission case via a one-way clutch 25.
  • the forward / backward switching mechanism 3 is a mechanism that switches the input rotation direction to the variator 4 between the forward rotation direction during forward travel and the reverse rotation direction during reverse travel.
  • the forward / backward switching mechanism 3 has a double pinion type planetary gear 30, a forward clutch 31 with a plurality of clutch plates, and a reverse brake 32 with a plurality of brake plates.
  • the forward clutch 31 is hydraulically engaged by the forward clutch pressure Pfc when a forward traveling range such as the D range is selected.
  • the reverse brake 32 is hydraulically fastened by the reverse brake pressure Prb when the reverse travel range such as the R range is selected.
  • the forward clutch 31 and the reverse brake 32 are both released by draining the forward clutch pressure Pfc and the reverse brake pressure Prb when the N range (neutral range) is selected.
  • the variator 4 has a primary pulley 42, a secondary pulley 43, and a pulley belt 44, and steplessly changes the gear ratio (ratio of variator input rotation and variator output rotation) by changing the belt contact diameter. It has a shifting function.
  • the primary pulley 42 is composed of a fixed pulley 42a and a slide pulley 42b arranged coaxially with the variator input shaft 40, and the slide pulley 42b slides by the primary pulley pressure Ppri guided to the primary pressure chamber 45.
  • the secondary pulley 43 is composed of a fixed pulley 43a and a slide pulley 43b arranged coaxially with the variator output shaft 41, and the slide pulley 43b slides by the secondary pulley pressure Psec guided to the secondary pressure chamber 46.
  • the pulley belt 44 is hung on a V-shaped sheave surface of the primary pulley 42 and a V-shaped sheave surface of the secondary pulley 43.
  • the pulley belt 44 is formed of two sets of laminated rings in which a large number of annular rings are stacked from the inside to the outside and a punched plate material, and a large number of ring-shaped laminated rings are attached by sandwiching the two sets of laminated rings. It is composed of elements.
  • the pulley belt 44 may be a chain type belt in which a large number of chain elements arranged in the pulley traveling direction are connected by pins penetrating in the pulley axial direction.
  • the final deceleration mechanism 5 is a mechanism that decelerates the variator output rotation from the variator output shaft 41, gives a differential function, and transmits the differential function to the left and right drive wheels 6 and 6.
  • the final reduction gear 5 includes an output gear 52 provided on the variator output shaft 41, an idler gear 53 and a reduction gear 54 provided on the idler shaft 50, and a final gear provided at the outer peripheral position of the differential case. It has a gear 55 and.
  • the differential gear mechanism it has a differential gear 56 interposed between the left and right drive shafts 51 and 51.
  • the control system of the engine vehicle includes a hydraulic control unit 7, a CVT control unit 8 (abbreviated as "CVTCU”), and an engine control unit 9 (abbreviated as "ECU”).
  • the CVT control unit 8 and the engine control unit 9, which are electronic control systems, are connected by a CAN communication line 13 capable of exchanging information with each other.
  • the hydraulic control unit 7 has a primary pulley pressure Ppri guided to the primary pressure chamber 45, a secondary pulley pressure Psec guided to the secondary pressure chamber 46, a forward clutch pressure Pfc to the forward clutch 31, and a reverse brake pressure Prb to the reverse brake 32. It is a unit that regulates pressure.
  • the hydraulic control unit 7 includes an oil pump source 70 and a hydraulic control circuit 71 that adjusts the control pressure of various hydraulic devices based on the amount of oil discharged from the oil pump source 70.
  • the hydraulic device refers to a hydraulically operated device including a variator 4, a lockup clutch 20, a forward clutch 31, a reverse brake 32, and the like.
  • the oil pump source 70 is a mechanical oil pump that is rotationally driven by the engine 1 as described later.
  • an electric oil pump that is rotationally driven by an electric motor different from the engine 1 may be provided and used in combination with the mechanical oil pump.
  • the hydraulic control circuit 71 includes a line pressure solenoid valve 72, a primary pressure solenoid valve 73, a secondary pressure solenoid valve 74, a select solenoid valve 75, and a lockup pressure solenoid valve 76.
  • Each solenoid valve 72, 73, 74, 75, 76 performs a pressure adjusting operation according to a control command value (instructed current) output from the CVT control unit 8.
  • the line pressure solenoid valve 72 adjusts the discharge pressure from the oil pump source 70 to the commanded line pressure PL according to the line pressure command value output from the CVT control unit 8.
  • This line pressure PL is the original pressure when adjusting various control pressures, and is a hydraulic pressure that suppresses belt slip and clutch slip with respect to the torque transmitted to the drive system.
  • the primary pressure solenoid valve 73 adjusts the pressure to the primary pulley pressure Ppri commanded by using the line pressure PL as the main pressure in response to the primary pulley command pressure signal output from the CVT control unit 8.
  • the secondary pressure solenoid valve 74 adjusts the pressure reduction to the secondary pulley pressure Psec commanded by using the line pressure PL as the original pressure in response to the secondary pulley command pressure signal output from the CVT control unit 8.
  • the select solenoid valve 75 adjusts the pressure reduction to the forward clutch pressure Pfc or the reverse brake pressure Prb commanded with the line pressure PL as the main pressure according to the forward clutch pressure command value or the reverse brake pressure command value output from the CVT control unit 8. To do.
  • the lockup pressure solenoid valve 76 adjusts the pressure to the LU indicated pressure Pl that engages / slips / releases the lockup clutch 20 according to the indicated current Alu output from the CVT control unit 8.
  • the CVT control unit 8 performs line pressure control, shift control, forward / backward switching control, lockup control, and the like.
  • line pressure control a command value for obtaining a target line pressure according to the accelerator opening or the like is output to the line pressure solenoid valve 72.
  • shift control when the target gear ratio (target primary rotation speed Npri *) is determined, the pulley command pressure signal for obtaining the determined target gear ratio (target primary rotation speed Npri *) is sent to the primary pressure solenoid valve 73 and the secondary pressure solenoid valve 74.
  • the forward / backward switching control a command value for controlling engagement / release of the forward clutch 31 and the reverse brake 32 is output to the select solenoid valve 75 according to the selected range position.
  • lockup control the instruction current Alu that controls the LU instruction pressure Pl that engages / engages / releases the lockup clutch 20 is output to the lockup pressure solenoid valve 76.
  • Sensor information and switch information from the primary rotation sensor 90, the vehicle speed sensor 91, the secondary pressure sensor 92, the oil temperature sensor 93, the inhibitor switch 94, the brake switch 95, and the turbine rotation sensor 96 are input to the CVT control unit 8. Further, sensor information from the secondary rotation sensor 97, the primary pressure sensor 98, the line pressure sensor 99, and the like is input. In addition to these sensors, it has a primary pulley stroke sensor, a secondary pulley stroke sensor, and the like.
  • Sensor information from the engine rotation sensor 12, the accelerator opening sensor 14, etc. is input to the engine control unit 9.
  • the CVT control unit 8 requests the engine rotation information and the accelerator opening information from the engine control unit 9, the CVT control unit 8 receives information on the engine speed Ne and the accelerator opening APO via the CAN communication line 13. Further, when the engine torque information is requested to the engine control unit 9, the information of the actual engine torque Te estimated and calculated by the engine control unit 9 is received via the CAN communication line 13.
  • FIG. 2 shows an example of a D-range continuously variable transmission schedule used when the continuously variable transmission control in the automatic transmission mode is executed by the variator 4.
  • the shift control when the D range is selected is the operating point (VSP, APO) on the D range continuously variable transmission schedule of FIG. 2 specified by the vehicle speed VSP (vehicle speed sensor 91) and the accelerator opening APO (accelerator opening sensor 14). ) Determines the target primary rotation speed Npri *. Then, the actual primary rotation speed Npri from the primary rotation sensor 90 is made to match the target primary rotation speed Npri * by feedforward compensation + feedback compensation of the pulley hydraulic pressure.
  • the gear ratio is represented by the slope of the gear ratio line drawn from the zero operating point, as is clear from the lowest gear ratio line and the highest gear ratio line of the D range continuously variable transmission schedule. Therefore, determining the target primary rotation speed Npri * based on the operating point (VSP, APO) determines the target gear ratio of the variator 4.
  • the D-range continuously variable transmission schedule makes the gear ratio stepless within the range of the gear ratio range according to the lowest gear ratio and the highest gear ratio according to the operating point (VSP, APO). It is set to change. For example, when the vehicle speed VSP is constant, when the accelerator is depressed, the target primary rotation speed Npri * rises and shifts in the downshift direction, and when the accelerator is returned, the target primary rotation speed Npri * decreases and rises. Shift in the shift direction. When the accelerator opening APO is constant, the gear shifts in the upshift direction when the vehicle speed VSP increases, and shifts in the downshift direction when the vehicle speed VSP decreases.
  • FIG. 3 shows a variator shift control system using a hydraulic control system and an electronic control system that control switching of the feedback compensator.
  • the variator shift control system configuration will be described with reference to FIG.
  • the drive system that controls the switching of the feedback compensator includes an engine 1 (driving drive source), a torque converter 2, a forward / backward switching mechanism 3, a variator 4 (continuously variable transmission), and a final deceleration mechanism 5. It includes a drive wheel 6.
  • the engine 1 has a motor generator 10 connected to a crankshaft.
  • the torque converter 2 has a lockup clutch 20.
  • the forward / backward switching mechanism 3 has a forward clutch 31 and a reverse brake 32.
  • the variator 4 has a primary pulley 42, a secondary pulley 43, and a pulley belt 44.
  • the hydraulic control system that controls the switching of the feedback compensator includes an oil pump source 70 by a mechanical oil pump driven by the engine 1, a hydraulic control circuit 71, a primary pressure solenoid valve 73, and a secondary pressure solenoid valve 74. To be equipped.
  • the electronic control system that controls the switching of the feedback compensator includes a CVT control unit 8.
  • the CVT control unit 8 has a speed change controller 80 that outputs a pulley command pressure signal to the variator 4 to the primary pressure solenoid valve 73 and the secondary pressure solenoid valve 74 of the hydraulic control circuit 71.
  • the speed change controller 80 includes a target hydraulic pressure setting unit 801, a primary pulley command pressure signal generation unit 802, a secondary pulley command pressure signal generation unit 803, a characteristic fluctuation factor determination unit 804, and a switching execution unit. 805 and.
  • the target hydraulic pressure setting unit 801 inputs information on the vehicle speed VSP from the vehicle speed sensor 91 and the accelerator opening APO from the accelerator opening sensor 14. Then, the target primary pressure Ppri * and the target secondary pressure Psec * are set so as to have the target primary rotation speed Npri * (target gear ratio) set based on the operating point (VSP, APO) in the operating state.
  • the primary pulley command pressure signal generation unit 802 (pulley command pressure signal generation unit) inputs information on the target primary pressure Ppri * from the target oil pressure setting unit 801. Then, based on the target primary pressure Ppri *, F / F compensation + F / B compensation using a feedback compensator (hereinafter referred to as “F / B compensator”) that refers to the actual oil pressure supplied to the primary pulley 42. Generates the primary pulley command pressure signal Ppri (C). The generated primary pulley command pressure signal Ppri (C) is output to the primary pressure solenoid valve 73.
  • the secondary pulley command pressure signal generation unit 803 (pulley command pressure signal generation unit) inputs information on the target secondary pressure Psec * from the target oil pressure setting unit 801. Then, based on the target secondary pressure Psec *, the secondary is F / F compensation + F / B compensation using the first F / B compensator 803g and the second F / B compensator 803h that refer to the actual oil pressure supplied to the secondary pulley 43. Generates the pulley command pressure signal Psec (C). The generated secondary pulley command pressure signal Psec (C) is output to the secondary pressure solenoid valve 74.
  • the characteristic fluctuation factor determination unit 804 inputs shift factor information such as the primary actual pressure sensor signal Ppri (S) from the primary pressure sensor 98, the secondary actual pressure sensor signal Psec (S) from the secondary pressure sensor 92, and the oil temperature. .. Then, based on the shift factor information, the characteristic fluctuation factor that the damping characteristic of the F / B compensator does not match due to the change in the control target characteristic including the variator 4 is determined. The determination result of the characteristic fluctuation factor is output to the switching execution unit 805.
  • shift factor information such as the primary actual pressure sensor signal Ppri (S) from the primary pressure sensor 98, the secondary actual pressure sensor signal Psec (S) from the secondary pressure sensor 92, and the oil temperature. .. Then, based on the shift factor information, the characteristic fluctuation factor that the damping characteristic of the F / B compensator does not match due to the change in the control target characteristic including the variator 4 is determined.
  • the determination result of the characteristic fluctuation factor is output to the switching execution unit 805.
  • the switching execution unit 805 inputs the determination result of the characteristic fluctuation factor from the characteristic fluctuation factor determination unit 804. Then, when the characteristic fluctuation factor is determined, the attenuation characteristic of the F / B compensator is switched according to the control target characteristic.
  • the characteristic fluctuation factor is determined, the attenuation characteristic of the F / B compensator is switched according to the control target characteristic.
  • two types of F / B compensators prepared in advance in the primary pulley command pressure signal generation unit 802 are selected.
  • two types of I compensators and two types of PD compensators prepared in advance in the secondary pulley command pressure signal generation unit 803 are selected.
  • the I compensator and PD compensator are both examples of F / B compensators.
  • FIG. 4 shows the hydraulic pressure compensator configuration of the primary pulley command pressure signal generation unit 802, the characteristic fluctuation factor determination unit 804, and the switching execution unit 805.
  • FIG. 5 shows the hydraulic pressure compensator configuration of the secondary pulley command pressure signal generation unit 803, the characteristic fluctuation factor determination unit 804, and the switching execution unit 805.
  • the hydraulic pressure compensator configuration will be described with reference to FIGS. 4 and 5.
  • the primary pulley pressure compensator includes an F / F compensator 802a, a first F / B compensator 802b, and a second F / B compensator 802c in the primary pulley command pressure signal generation unit 802. It has a subtractor 802d and.
  • the F / F compensator 802a inputs the information of the target primary pressure Ppri * and generates the primary pulley F / F compensation command Ppri (F / F) by the F / F compensation calculation.
  • the first F / B compensator 802b is an F / B compensator having damping characteristics matched to low-frequency hydraulic vibration (several Hz) of the primary actual pressure caused by torsional fluctuation of the drive system. That is, the first F / B compensator 802b has a higher damping characteristic than the second F / B compensator 802c, which delays the actual pressure response and attenuates the primary actual pressure. Therefore, when the first F / B compensator 802b is selected by the switching execution unit 805, the primary actual pressure sensor signal Ppri (S) is input from the primary pressure sensor 98 to reduce the hydraulic vibration amount of several Hz.
  • the primary pulley F / B compensation command Ppri (F / B) is generated by compensation.
  • the second F / B compensator 802c is an F / B compensator having damping characteristics matched to high-frequency hydraulic vibration (several to several tens of Hz) of the primary actual pressure caused by torsional fluctuation of the drive system. That is, the second F / B compensator 802c has a lower damping characteristic than the first F / B compensator 802b, which delays the actual pressure response and attenuates the primary actual pressure. Therefore, when the second F / B compensator 802c is selected by the switching execution unit 805, the primary actual pressure sensor signal Ppri (S) is input from the primary pressure sensor 98 to reduce the hydraulic vibration amount of several to several tens of Hz.
  • the primary pulley F / B compensation command Ppri (F / B) is generated according to the damping characteristics.
  • the subtractor 802d subtracts the primary pulley F / B compensation command Ppri (F / B) from the primary pulley F / F compensation command Ppri (F / F) and outputs it to the primary pressure solenoid valve 73 of the control target P (plant). Generates the primary pulley command pressure signal Ppri (C).
  • the transition rate (transition speed). ) Can be set the same or can be set separately.
  • the secondary pulley pressure compensator includes an F / F compensator 803a, a normative response compensator 803b, a subtractor 803c, and a first I compensator 803d in the secondary pulley command pressure signal generation unit 803. , A second I compensator 803e and an adder 803f. Further, it has a first F / B compensator 803g, a second F / B compensator 803h, and a subtractor 803i.
  • the F / F compensator 803a inputs the information of the target secondary pressure Psec * and generates the secondary pulley F / F compensation command Psec (F / F) by the F / F compensation calculation.
  • the normative response compensator 803b inputs the information of the target secondary pressure Psec * and generates the secondary pulley normative response compensation command Psec (N / R) by the normative response compensation calculation.
  • the subtractor 803c generates the secondary pulley norm response difference Psec ( ⁇ N) by subtracting the secondary actual pressure sensor signal Psec (S) from the secondary pulley norm response compensation command Psec (N / R).
  • the 1st I compensator 803d is an integral compensator having damping characteristics matched to the low frequency hydraulic vibration (several Hz) of the secondary actual pressure caused by the torsional fluctuation of the drive system. That is, the first I compensator 803d has a higher damping characteristic than the second I compensator 803e, which delays the actual pressure response and attenuates the secondary actual pressure. Therefore, when the first I compensator 803d is selected by the switching execution unit 805, the secondary pulley normative response difference Psec ( ⁇ N) is input, and the secondary pulley integral compensation command Psec (2) is provided by the integral compensation that reduces the hydraulic vibration amount of several Hz. I) is generated.
  • the second I compensator 803e is an integral compensator having damping characteristics matched to high-frequency hydraulic vibration (several to several tens of Hz) of secondary actual pressure caused by torsional fluctuation of the drive system. That is, the second I compensator 803e has a lower damping characteristic than the first I compensator 803d, which delays the actual pressure response and attenuates the secondary actual pressure. Therefore, when the second I compensator 803e is selected by the switching execution unit 805, the secondary pulley norm response difference Psec ( ⁇ N) is input, and the secondary pulley integral compensation is performed by the integral compensation that reduces the hydraulic vibration amount of several to several tens of Hz. Generate command Psec (I).
  • the adder 803f adds the secondary pulley F / F compensation command Psec (F / F) and the secondary pulley integral compensation command Psec (I) to generate the pulley integral compensation command pressure signal Psec (C').
  • the first F / B compensator 803g is an F / B compensator having damping characteristics matched to low-frequency hydraulic vibration (several Hz) of secondary actual pressure caused by torsional fluctuation of the drive system. That is, the first F / B compensator 803g has a higher damping characteristic than the second F / B compensator 803h, which delays the actual pressure response and attenuates the secondary actual pressure. Therefore, when the first F / B compensator 803g is selected by the switching execution unit 805, the secondary actual pressure sensor signal Psec (S) is input from the secondary pressure sensor 92 to reduce the hydraulic vibration amount of several Hz. The secondary pulley F / B compensation command Psec (F / B) is generated by compensation.
  • the second F / B compensator 803h is an F / B compensator having damping characteristics that match the high frequency hydraulic vibration (several to several tens of Hz) of the secondary actual pressure caused by the torsional fluctuation of the drive system. That is, the second F / B compensator 803h has a damping characteristic that delays the actual pressure response and attenuates the secondary actual pressure, which is lower than that of the first F / B compensator 803g. Therefore, when the second F / B compensator 803h is selected by the switching execution unit 805, the secondary actual pressure sensor signal Psec (S) is input from the secondary pressure sensor 92 to reduce the hydraulic vibration amount of several to several tens.
  • the secondary pulley F / B compensation command Psec (F / B) is generated by / B compensation.
  • the subtractor 803i subtracts the secondary pulley F / B compensation command Psec (F / B) from the pulley integral compensation command pressure signal Psec (C') and outputs it to the secondary pressure solenoid valve 74 of the controlled object P (plant). Generates the pulley command pressure signal Psec (C).
  • the transition rate (transition speed) should be set to the same. You can also set it separately. Also, regarding the transition from the 1st F / B compensator 803g to the 2nd F / B compensator 803h, or the transition from the 2nd F / B compensator 803h to the 1st F / B compensator 803g, the transition rate (transition speed). ) Can be set the same or can be set separately.
  • FIG. 6 shows a flow of switching control processing of the feedback compensator executed by the pulley command pressure signal generation units 802 and 803 of the speed change controller 80, the characteristic fluctuation factor determination unit 804, and the switching execution unit 805.
  • the pulley command pressure signal generation units 802 and 803 of the speed change controller 80 the characteristic fluctuation factor determination unit 804, and the switching execution unit 805.
  • each step of FIG. 6 will be described. In this process, a repetitive process operation is performed according to a predetermined control cycle.
  • step S1 it is determined whether or not the switching operating condition for switching the attenuation characteristic of the feedback compensator is satisfied. If YES (switching operating condition is satisfied), the process proceeds to step S2, and if NO (switching operating condition is not satisfied), the process proceeds to step S9.
  • A. Switching operating condition is satisfied when all the conditions of the oil amount balance condition, the hydraulic pressure eigenvalue condition, and the oil temperature condition are satisfied, and even one condition is not satisfied. Is determined to be unsuccessful. -The oil balance condition is satisfied when the engine speed Ne or more by the oil temperature shaft that does not cause a shortage in the oil balance condition is satisfied. -The hydraulic pressure eigenvalue condition is satisfied if the hydraulic pressure eigenvalue is not lower than the specified value.
  • the map output from the hydraulic pressure eigenvalue map based on the pulley command pressure (X-axis), target stroke speed (Y-axis), and hydraulic pressure eigenvalue (Z-axis) is corrected by oil temperature (multiply by temperature correction coefficient or temperature). Calculated by adding the correction amount).
  • oil temperature multiply by temperature correction coefficient or temperature. Calculated by adding the correction amount).
  • -As for the oil temperature condition if the oil temperature is not lower than the judged oil temperature value, the oil temperature condition is satisfied.
  • the judgment oil temperature value is calculated from the judgment oil temperature value map based on the command pressure difference (X axis) between the line pressure and the pulley pressure, the pulley command pressure (Y axis), and the judgment oil temperature value (Z axis).
  • step S2 following the determination that the switching operation condition is satisfied in S1, it is determined whether or not the power train resonance countermeasure region is established. If YES (determined to be in the P / T resonance countermeasure region), the process proceeds to step S4, and if NO (determined to be not in the P / T resonance countermeasure region), the process proceeds to step S3.
  • the shift phase advance operation flag is used to determine the establishment of the "B.P / T resonance countermeasure region condition".
  • the "shift phase advance operation flag” includes a target gear ratio condition, a gear ratio condition, a gear ratio difference condition, a gear ratio non-divergence condition, a lockup operation condition, a traveling range selection condition, and a non-fail state condition. , It is established that all the conditions with the dither non-operating condition are satisfied. -The target gear ratio condition is satisfied when the target gear ratio is within a predetermined range. -As for the shifting speed condition, the condition is satisfied when the shifting speed is equal to or less than the predetermined speed.
  • the condition is satisfied when the gear ratio difference between the target gear ratio and the actual gear ratio is equal to or less than a predetermined value.
  • -The gear ratio non-divergence condition is satisfied if the gear ratio does not diverge.
  • -The lockup operation condition is satisfied when the lockup clutch 20 is in the engaged state.
  • -The travel range selection condition is satisfied when the range position is D, Ds, S, L, M mode, or rattle determination other than Ds upshift.
  • the non-fail state condition is satisfied unless it is in the fail state.
  • -The dither non-operating condition is satisfied if the dither is not activated.
  • step S3 following the determination that the P / T resonance countermeasure region is not in S2, it is determined whether or not the hydraulic pressure fixed value is higher than the threshold value. If YES (fixed hydraulic pressure value> threshold value), the process proceeds to step S5, and if NO (fixed hydraulic pressure value ⁇ threshold value), the process proceeds to step S4.
  • the "threshold value” refers to a hydraulic pressure specific value that separates low-frequency hydraulic vibration (several Hz) and high-frequency hydraulic vibration (several to several tens of Hz).
  • the oil temperature correction (temperature correction coefficient is applied) to the map output from the hydraulic pressure eigenvalue map based on the pulley command pressure (X-axis), target stroke speed (Y-axis), and hydraulic pressure eigenvalue (Z-axis) in the same manner as above. , Or add the temperature correction amount).
  • step S4 following the determination in S2 that the area is the P / T resonance countermeasure region or the determination in S3 that the hydraulic pressure fixed value ⁇ threshold value, a low eigenvalue compensator is selected and the process proceeds to step S6.
  • the low eigenvalue compensator refers to the first F / B compensator 802b, the first I compensator 803d, and the first F / B compensator 803g selected by the switching execution unit 805.
  • step S5 following the determination that the hydraulic pressure fixed value> the threshold value in S3, a high eigenvalue compensator is selected, and the process proceeds to step S6.
  • the high eigenvalue compensator refers to the second F / B compensator 802c, the second I compensator 803e, and the second F / B compensator 803h selected by the switching execution unit 805.
  • step S6 following the compensator selection in S4 or S5, the hydraulic control of the primary pulley pressure Ppri and the secondary pulley pressure Psec of the variator 4 is activated by F / F compensation and F / B compensation using the selected compensator. Proceed to step S7.
  • step S7 following the hydraulic control operation in S6, it is determined whether or not the selective compensator is different from the previous time. If YES (the selective compensator is different from the previous time), the process proceeds to step S8, and if NO (the selective compensator is the same as the previous time), the process proceeds to the end.
  • step S8 following the judgment that the selective compensator in S7 is different from the previous time, the compensator transition rate between the previous time and this time is increased, and the process proceeds to the end.
  • the increase in the compensator transition rate means that when the compensator selected last time is transitioned to the compensator selected this time, the compensator is gradually switched at a preset transition rate (transition speed). ..
  • step S9 following the determination that the switching operation condition is not satisfied in S1, the shift hydraulic control is stopped, the variator 4 is fixed to the lowest gear ratio, and the process proceeds to the end.
  • a configuration having one F / B compensator is used as a background technique for controlling the primary pressure and the secondary pressure of the variator.
  • One F / B compensator has a damping characteristic that attenuates a hydraulic vibration component of a specific frequency, and generates an F / B compensated hydraulic signal with F / B compensation based on an input actual hydraulic signal.
  • a hydraulic pressure signal obtained by subtracting the F / B compensated hydraulic pressure signal from the command hydraulic pressure signal by F / F compensation is output to the variator to be controlled.
  • the damping characteristics aiming at the damping of the low frequency hydraulic vibration are set as the hydraulic vibration component of the specific frequency to be damped, the high frequency hydraulic vibration cannot be suppressed and the command pressure is not satisfied. The actual pressure response decreases.
  • the damping characteristic is aimed at damping the high-frequency hydraulic vibration, the high-frequency hydraulic vibration can be suppressed while suppressing the decrease in the actual pressure response to the command pressure.
  • one F / B compensator is set to a damping characteristic that suppresses high-frequency hydraulic vibration that ensures the actual pressure response to the command pressure. Therefore, when traveling in a low gear ratio range, low-frequency hydraulic vibration due to power train resonance is allowed to occur. Therefore, there is a demand for suppressing low-frequency hydraulic vibration that gives a sense of discomfort to the driver and occupants while suppressing high-frequency hydraulic vibration.
  • the present inventors have focused on characteristic fluctuation factors in which the damping characteristics of the feedback compensator do not match due to changes in the controlled object characteristics, and based on the determination of the damping characteristics fluctuation factor, determine the damping characteristics of the F / B compensator. I tried to switch. That is, as a solution to the problem of the background technology, in the speed change hydraulic control device of the belt type continuously variable transmission CVT, the speed change controller 80 includes the target hydraulic pressure setting unit 801 and the pulley command pressure signal generation unit 802, 803, and the characteristic fluctuation factor. A means having a determination unit 804 and a switching execution unit 805 was adopted.
  • the target hydraulic pressure setting unit 801 sets the target primary pressure Ppri * and the target secondary pressure Psec * so as to obtain the target gear ratio set based on the operating state.
  • the pulley command pressure signal generators 802 and 803 control the primary pulley command pressure signal Ppri (C) and the secondary pulley based on the target primary pressure Ppri * and the target secondary pressure Psec * by using a feedback compensator that refers to the actual oil pressure. Generates the command pressure signal Psec (C).
  • the characteristic fluctuation factor determination unit 804 determines a characteristic fluctuation factor in which the damping characteristics of the feedback compensator do not match due to a change in the controlled target characteristics including the variator 4. When the characteristic fluctuation factor is determined, the switching execution unit 805 switches the attenuation characteristic of the feedback compensator according to the control target characteristic.
  • the switching execution unit 805 determines the feedback compensator.
  • the damping characteristics are switched according to the characteristics to be controlled. Therefore, regardless of the change in the controlled characteristic, the power train resonance can be suppressed by reducing the amplitude of hydraulic vibration caused by the torsional fluctuation of the drive system and stabilizing the characteristic.
  • a feedback compensator prepare one feedback compensator that can change the damping characteristics to the characteristics aimed at damping low-frequency hydraulic vibration and high-frequency hydraulic vibration.
  • a feedback compensator having a damping characteristic aimed at damping low-frequency hydraulic vibration and a feedback compensator having a damping characteristic aiming at damping high-frequency hydraulic vibration are prepared. Then, when it is necessary to match the damping characteristic of the feedback compensator with the resonance vibration (low frequency resonance vibration) of several Hz due to the change of the controlled target characteristic, it is low by switching to the damping characteristic aiming at the damping of the low frequency hydraulic vibration. Frequency resonance vibration can be suppressed.
  • the high-frequency resonance vibration can be changed by switching to the damping characteristics aimed at damping the high-frequency hydraulic vibration. It can be suppressed.
  • the problem that the actual pressure response to the command pressure when the feedback compensator is switched to the damping characteristic aiming at the damping of low frequency hydraulic vibration is solved by introducing the shift phase lead control. Is possible.
  • the process proceeds from S6 to S7 ⁇ S8 ⁇ end, and the low eigenvalue compensator to the high eigenvalue compensation. It can be switched by increasing the transfer rate to the vessel.
  • the characteristic fluctuation factor determination unit 804 uses the switching operation condition (S1), the P / T resonance countermeasure region condition (S2), and the hydraulic pressure eigenvalue condition (S3) whose hydraulic pressure eigenvalue is higher than the threshold value. Then, by determining these conditions, the change in the control target characteristic including the variator 4 is grasped, and the characteristic fluctuation factor that the attenuation characteristic of the feedback compensator does not match is determined.
  • the switching execution unit 805 stops the shift hydraulic control and fixes the variator 4 to the lowest gear ratio because the hydraulic pressure control by compensation is in the low frequency range (several Hz or less). To do.
  • the switching execution unit 805 determines that the P / T resonance countermeasure region condition is satisfied, or that the P / T resonance countermeasure region condition is not satisfied but the hydraulic eigenvalue condition is not satisfied. If so, select a low eigenvalue compensator (several Hz). Then, the hydraulic control of the primary pulley pressure Ppri and the secondary pulley pressure Psec of the variator 4 is operated by F / B compensation using the selected low eigenvalue compensator.
  • the switching execution unit 805 selects a high eigenvalue compensator when it is determined that the P / T resonance countermeasure region condition is not satisfied but the hydraulic eigenvalue condition is satisfied. Then, the hydraulic control of the primary pulley pressure Ppri and the secondary pulley pressure Psec of the variator 4 is operated by F / B compensation using the selected high eigenvalue compensator (several to several tens of Hz).
  • the shift phase advance operation is performed when determining the region. Use flags.
  • the primary 1st F / B compensator 802b is used, and the secondary 1st F / B compensator 803g is used.
  • the process proceeds from S1 ⁇ S2 ⁇ S4 ⁇ S6 in the flowchart of FIG.
  • the target frequency is several to several tens of Hz (higher frequency than for P / T resonance countermeasures) for the purpose of high hydraulic pressure eigenvalue (for high frequency)
  • the hydraulic eigenvalue map is used. Calculate. Then, the primary second F / B compensator 802c is used, and the secondary second F / B compensator 803h is used.
  • the flow chart of FIG. 6 proceeds from S1 ⁇ S2 ⁇ S3 ⁇ S5 ⁇ S6.
  • the hydraulic vibration characteristic of the shifting hydraulic pressure becomes the hydraulic amplitude as shown in the solid line characteristic F of FIG. Is kept small, and the hydraulic vibration characteristics are stable.
  • the hydraulic vibration has a large amplitude and unstable vibration characteristics in the hydraulic system.
  • the hydraulic vibration amplitude is suppressed to be small in the hydraulic system, the hydraulic vibration characteristic is also stabilized, and the power train resonance of several Hz caused by the torsional fluctuation of the drive system is effectively suppressed. It was proved that.
  • control device for the belt-type continuously variable transmission CVT of the first embodiment has the effects listed below.
  • the speed change hydraulic control device of a continuously variable transmission including a speed change controller 80 that outputs to the circuit 71.
  • the speed change controller 80 The target hydraulic pressure setting unit 801 that sets the target primary pressure and the target secondary pressure so that the target gear ratio is set based on the operating condition, and A pulley command pressure signal generator 802,803 that generates a primary pulley command pressure signal and a secondary pulley command pressure signal by control using a feedback compensator that refers to the actual oil pressure based on the target primary pressure and the target secondary pressure.
  • the characteristic variation factor determination unit 804 that determines the characteristic variation factor that the attenuation characteristic of the feedback compensator does not match due to the change of the control target characteristic including the variator 4
  • the feedback compensator has a switching execution unit 805 that switches the attenuation characteristic of the feedback compensator according to the control target characteristic. Therefore, regardless of the change in the controlled characteristic, the power train resonance can be suppressed by reducing the amplitude of hydraulic vibration caused by the torsional fluctuation of the drive system and stabilizing the characteristic.
  • the pulley command pressure signal generation unit 802, 803 is a first feedback compensator (1st F) having damping characteristics matching the low frequency hydraulic vibration of the actual hydraulic pressure caused by the torsional fluctuation of the drive system as a feedback compensator.
  • It has a second F / B compensator 802c, a second I compensator 803e, and a second F / B compensator 803h). Therefore, it is possible to reduce the low-frequency hydraulic vibration of the actual hydraulic pressure and the high-frequency hydraulic vibration of the actual hydraulic pressure by switching the damping characteristic according to the change of the controlled target characteristic.
  • the first feedback compensator (1st F / B compensator 802b, 1st I compensator 803d, 1st F / B compensator 803g) has a low frequency of several Hz of actual hydraulic pressure due to torsional fluctuation of the drive system.
  • Set the hydraulic damping property to a higher damping characteristic than the second feedback compensator according to the hydraulic vibration.
  • the second feedback compensator (second F / B compensator 802c, second I compensator 803e, second F / B compensator 803h) is a high-frequency hydraulic pressure of several to several tens of Hz actual hydraulic pressure due to torsional fluctuation of the drive system.
  • the hydraulic damping property is set to a damping characteristic lower than that of the first feedback compensator according to the vibration.
  • the damping characteristics according to the change of the controlled target characteristics, the low-frequency hydraulic vibration of the actual hydraulic pressure of several Hz including the swaying vibration and the high-frequency hydraulic vibration of the actual hydraulic pressure of several to several tens of Hz are reduced. be able to.
  • the characteristic fluctuation factor determination unit 804 determines the switching operation condition, the power train resonance countermeasure region condition, and the hydraulic pressure eigenvalue condition in which the hydraulic pressure eigenvalue is higher than the threshold value. Therefore, by determining the three conditions, it is possible to determine the characteristic fluctuation factor in which the damping characteristics of the feedback compensator selected due to the change in the controlled target characteristics do not match.
  • the characteristic fluctuation factor determination unit 804 uses the shift phase advance operation flag to determine the establishment of the power train resonance countermeasure region condition.
  • the switching execution unit 805 determines that the power train resonance countermeasure region condition is satisfied, and the first feedback compensator (1st F / B compensator 802b, 1st I compensator 803d, 1st F /
  • the hydraulic damping control using the B compensator 803 g) and the shift phase lead control for reducing the phase delay of the shift ratio fluctuation are used in combination. Therefore, the power train resonance can be effectively reduced by using the first feedback compensator having improved hydraulic damping while ensuring the actual pressure response to the command pressure by the shift phase advance control.
  • the shift phase advance operation flag is a target gear ratio condition in which the target gear ratio is within a predetermined range, a shift speed condition in which the shift speed is within a predetermined range, and a gear ratio difference between the target gear ratio and the actual gear ratio is within a predetermined range. It is assumed that all the conditions of the gear ratio difference condition, the gear ratio non-divergence condition, the lockup operation condition, the traveling range selection condition, the non-fail state condition, and the dither non-operation condition are satisfied. It is determined that the power train resonance countermeasure region condition is satisfied when the shift phase advance operation flag is set. Therefore, the characteristic fluctuation factor determination unit 804 can make a determination by reflecting fluctuation factors such as a target gear ratio, a gear ratio, a gear ratio difference between the target gear ratio and the actual gear ratio.
  • the switching operation conditions are the oil amount balance condition that there is no shortage of oil amount balance, the oil pressure eigenvalue condition that the oil pressure eigenvalue map output based on the pulley command pressure and the target stroke speed is not lower than the predetermined oil pressure eigenvalue condition. It is judged that the condition is satisfied when all the conditions of the oil temperature condition where the oil temperature is not lower than the predetermined value are satisfied. When the switching operation condition is not satisfied, the switching execution unit 805 stops the shift hydraulic control and fixes the variator 4 to the lowest gear ratio.
  • the characteristic fluctuation factor determination unit 804 can make a determination by reflecting fluctuation factors such as oil amount balance, hydraulic pressure eigenvalue, oil temperature, etc., and shift hydraulic pressure in a low frequency vibration range where shift hydraulic control is not good. Control can be stopped.
  • the switching execution unit 805 determines that the power train resonance countermeasure region condition is not satisfied but the hydraulic eigenvalue condition is not satisfied, the first feedback compensator (first F / B compensator). 802b, 1st I compensator 803d, 1st F / B compensator 803g)
  • the second feedback compensator (second F / B compensator 802c, second I compensator 803e, first 2F / B compensator 803h) is selected. Therefore, the low-frequency hydraulic vibration other than the swaying vibration and the high-frequency hydraulic vibration can be separated and reduced by determining the failure / establishment of the hydraulic eigenvalue condition.
  • a continuously variable transmission (belt type continuously variable transmission) provided with a variator 4 having a primary pulley 42 and a secondary pulley 43, which is interposed in a driving force transmission system from a driving drive source (engine 1) to a drive wheel 6.
  • a continuously variable transmission (belt type continuously variable transmission) provided with a variator 4 having a primary pulley 42 and a secondary pulley 43, which is interposed in a driving force transmission system from a driving drive source (engine 1) to a drive wheel 6.
  • a driving drive source engine 1
  • a drive wheel 6 a continuously variable transmission
  • Set the target primary pressure and target secondary pressure so that the target gear ratio is set based on the operating conditions.
  • the primary pulley command pressure signal and the secondary pulley command pressure signal are generated by control using a feedback compensator that refers to the actual oil pressure.
  • the characteristic fluctuation factor that the attenuation characteristic of the feedback compensator does not match due to the change of the controlled object characteristic including the variator 4 is determined.
  • the attenuation characteristic of the feedback compensator is switched according to the control target characteristic. Therefore, regardless of the change in the controlled characteristic, the power train resonance can be suppressed by reducing the amplitude of hydraulic vibration caused by the torsional fluctuation of the drive system and stabilizing the characteristic.
  • Example 1 two types of first feedback compensators and second feedback compensators having different damping characteristics are provided as feedback compensators, and an example in which two types of feedback compensators are switched by the switching implementation unit 805 is shown.
  • the feedback compensator of course, there may be an example in which three or more types of feedback compensators having different damping characteristics are provided according to the type of hydraulic vibration to be reduced. Further, as the feedback compensator, an example may be provided in which one feedback compensator whose damping characteristics can be changed in multiple steps or stepslessly is provided.
  • Example 1 an example of switching the attenuation characteristics of the feedback compensator was shown as the switching execution unit 805.
  • the switching execution unit may be an example of switching the attenuation characteristics of the feedforward compensator together with the feedback compensator.
  • Example 1 an example is shown in which the variable speed hydraulic control of the present invention is applied to an engine vehicle equipped with a belt-type continuously variable transmission CVT as an automatic transmission.
  • the control of the present invention may be applied to a vehicle or the like equipped with a continuously variable transmission with an auxiliary transmission.
  • the applicable vehicle is not limited to an engine vehicle, but can also be applied to a hybrid vehicle in which an engine and a motor are mounted as a driving drive source, an electric vehicle in which a motor is mounted as a driving drive source, and the like.

Landscapes

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Abstract

ベルト式無段変速機ＣＶＴの変速油圧制御装置の変速コントローラ（８０）は、目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧を設定する目標油圧設定部（８０１）と、目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧に基づき、実油圧を参照するフィードバック補償器を用いた制御によりプライマリプーリ指令圧信号とセカンダリプーリ指令圧信号を生成するプーリ指令圧信号生成部（８０２，８０３）と、バリエータ（４）を含む制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定する特性変動要因判定部（８０４）と、特性変動要因が判定されると、フィードバック補償器の減衰特性を制御対象特性に合わせて切替える切替え実施部（８０５）と、を有する。

Description

無段変速機の変速油圧制御装置及び無段変速機の変速油圧制御方法
　本発明は、車両に搭載される無段変速機の変速油圧制御装置及び無段変速機の変速油圧制御方法に関する。
　従来、無段変速機の実変速比を目標変速比に近づける場合の追従性および収束性の低下を抑制することのできる無段変速機の変速制御装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。この従来装置は、実変速比を目標変速比に近づけるフィードバック制御を実行する無段変速機の変速制御装置において、目標変速比と実変速比との偏差の変化程度を判断する偏差判断手段と、偏差判断手段の判断結果に基づいて、比例動作を含むフィードバック制御と、比例動作および積分動作を含むフィードバック制御とを選択的に切り換える制御切換手段とを有する。
　上記従来装置にあっては、実油圧を参照する１つのフィードバック補償器を用いて実油圧振動を低減させる油圧制御システムとしている。しかし、フィードバック補償器の特性が固定であるため、制御対象特性が変化するときにフィードバック補償器による減衰特性と合わなくなる。２つの特性が合わなくなると、油圧振幅が大きくなったり、不安定な油圧振動特性になったりする場合がある、という課題があった。
特開２００５－９８３２９号公報
　本発明は、上記問題に着目してなされたもので、制御対象特性の変化にかかわらず、駆動系の捩り変動を起因とする油圧振動の振幅低減や特性安定化によってパワートレーン共振を抑制することを目的とする。
　上記目的を達成するため、本発明の無段変速機は、
運転状態に基づいて設定された目標変速比となるように目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧を設定し、
目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧に基づき、実油圧を参照するフィードバック補償器を用いた制御によりプライマリプーリ指令圧信号とセカンダリプーリ指令圧信号を生成し、
バリエータを含む制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定し、
特性変動要因が判定されると、フィードバック補償器の減衰特性を制御対象特性に合わせて切替える。
　このように、制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因が判定されると、フィードバック補償器の減衰特性が制御対象特性に合わせて切替えられる。このため、制御対象特性の変化にかかわらず、駆動系の捩り変動を起因とする油圧振動の振幅低減や特性安定化によってパワートレーン共振を抑制することができる。
実施例１の無段変速機の変速油圧制御が適用されたエンジン車の駆動系と制御系を示す全体システム図である。 自動変速モードでの無段変速制御をバリエータにより実行する際に用いられるＤレンジ無段変速スケジュールの一例を示す変速スケジュール図である。 フィードバック補償器の切替え制御を行う油圧制御系と電子制御系によるバリエータ変速制御システムを示す要部構成図である。 プライマリプーリ指令圧信号生成部と特性変動要因判定部と切替え実施部の油圧補償器構成を示す制御ブロック図である。 セカンダリプーリ指令圧信号生成部と特性変動要因判定部と切替え実施部の油圧補償器構成を示す制御ブロック図である。 変速コントローラのプーリ指令圧信号生成部と特性変動要因判定部と切替え実施部で実行されるフィードバック補償器の切替え制御処理の流れを示すフローチャートである。 背景技術における油圧補償器構成を示す制御ブロック図である。 パワートレーン共振振動の発生メカニズムを示すメカニズム説明図である。 目的及び対象周波数に対する領域判定と補償器選択をまとめた表を示す油圧制御対応図である。 背景技術での変速油圧の油圧振動特性と実施例１のフィードバック補償器の切替え制御での変速油圧の油圧振動特性の対比を示す油圧振動特性対比図である。
　以下、本発明の無段変速機の変速油圧制御を実施するための形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。
　実施例１における変速油圧制御は、トルクコンバータと前後進切替機構とバリエータと終減速機構により構成されるベルト式無段変速機を搭載したエンジン車に適用したものである。以下、実施例１の構成を、「全体システム構成」、「バリエータ変速制御システム構成」、「油圧補償器構成」、「フィードバック補償器の切替え制御処理構成」に分けて説明する。
　［全体システム構成］
　図１は、実施例１のベルト式無段変速機の変速油圧制御が適用されたエンジン車の駆動系と制御系を示す。以下、図１に基づいて、全体システム構成を説明する。
　エンジン車の駆動系は、図１に示すように、エンジン１と、トルクコンバータ２と、前後進切替機構３と、バリエータ４と、終減速機構５と、駆動輪６，６と、を備えている。
ここで、ベルト式無段変速機ＣＶＴは、トルクコンバータ２と前後進切替機構３とバリエータ４と終減速機構５を図外の変速機ケースに内蔵することにより構成される。
　エンジン１は、ドライバによるアクセル操作による出力トルクの制御以外に、外部からのエンジン制御信号により出力トルクを制御可能である。このエンジン１には、スロットルバルブ開閉動作や燃料カット動作等によりトルク制御を行う。例えば、アクセル足離し操作によるコースト走行時、燃料カット制御が実行される。
　エンジン１のクランクシャフトには、スタータモータ機能と、車載バッテリの充電容量が低いときに充電する回生発電機能と、を有するモータジェネレータ１０が連結される。
なお、モータジェネレータ１０は、発進域でのエンジンアシスト機能を与えるようにしても良い。
　トルクコンバータ２は、トルク増幅機能やトルク変動吸収機能を有する流体継手による発進要素である。トルク増幅機能やトルク変動吸収機能を必要としないとき、エンジン出力軸１１（＝トルクコンバータ入力軸）とトルクコンバータ出力軸２１を直結可能なロックアップクラッチ２０を有する。このトルクコンバータ２は、ポンプインペラ２３と、タービンランナ２４と、ステータ２６と、を構成要素とする。ポンプインペラ２３は、エンジン出力軸１１にコンバータハウジング２２を介して連結される。タービンランナ２４は、トルクコンバータ出力軸２１に連結される。ステータ２６は、変速機ケースにワンウェ
イクラッチ２５を介して設けられる。
　前後進切替機構３は、バリエータ４への入力回転方向を前進走行時の正転方向と後退走行時の逆転方向で切り替える機構である。この前後進切替機構３は、ダブルピニオン式遊星歯車３０と、複数枚のクラッチプレートによる前進クラッチ３１と、複数枚のブレーキプレートによる後退ブレーキ３２と、を有する。前進クラッチ３１は、Ｄレンジ等の前進走行レンジ選択時に前進クラッチ圧Pfcにより油圧締結される。後退ブレーキ３２は、Ｒレンジ等の後退走行レンジ選択時に後退ブレーキ圧Prbにより油圧締結される。なお、前進クラッチ３１と後退ブレーキ３２は、Ｎレンジ（ニュートラルレンジ）の選択時には、前進クラッチ圧Pfcと後退ブレーキ圧Prbをドレーンすることでいずれも解放される。
　バリエータ４は、プライマリプーリ４２と、セカンダリプーリ４３と、プーリベルト４４と、を有し、ベルト接触径の変化により変速比（バリエータ入力回転とバリエータ出力回転の比）を無段階に変化させる無段変速機能を備える。プライマリプーリ４２は、バリエータ入力軸４０の同軸上に配された固定プーリ４２ａとスライドプーリ４２ｂにより構成され、スライドプーリ４２ｂはプライマリ圧室４５に導かれるプライマリプーリ圧Ppriによりスライド動作する。セカンダリプーリ４３は、バリエータ出力軸４１の同軸上に配された固定プーリ４３ａとスライドプーリ４３ｂにより構成され、スライドプーリ４３ｂはセカンダリ圧室４６に導かれるセカンダリプーリ圧Psecによりスライド動作する。プーリベルト４４は、プライマリプーリ４２のＶ字形状をなすシーブ面と、セカンダリプーリ４３のＶ字形状をなすシーブ面とに掛け渡されている。このプーリベルト４４は、環状リングを内から外へ多数重ね合わせた２組の積層リングと、打ち抜き板材により形成され、２組の積層リングに沿って挟み込みにより環状に積層して取り付けられた多数のエレメントにより構成されている。なお、プーリベルト４４としては、プーリ進行方向に多数配列したチェーンエレメントを、プーリ軸方向に貫通するピンにより結合したチェーンタイプのベルトであっても良い。
　終減速機構５は、バリエータ出力軸４１からのバリエータ出力回転を減速すると共に差動機能を与えて左右の駆動輪６，６に伝達する機構である。この終減速機構５は、減速ギヤ機構として、バリエータ出力軸４１に設けられたアウトプットギヤ５２と、アイドラ軸５０に設けられたアイドラギヤ５３及びリダクションギヤ５４と、デフケースの外周位置に設けられたファイナルギヤ５５と、を有する。そして、差動ギヤ機構として、左右のドライブ軸５１，５１に介装されたディファレンシャルギヤ５６を有する。
　エンジン車の制御系は、図１に示すように、油圧制御ユニット７と、ＣＶＴコントロールユニット８（略称「CVTCU」）と、エンジンコントロールユニット９（略称「ECU」）と、を備えている。電子制御系であるＣＶＴコントロールユニット８とエンジンコントロールユニット９は、互いの情報を交換可能なCAN通信線１３により接続されている。
　油圧制御ユニット７は、プライマリ圧室４５に導かれるプライマリプーリ圧Ppri、セカンダリ圧室４６に導かれるセカンダリプーリ圧Psec、前進クラッチ３１への前進クラッチ圧Pfc、後退ブレーキ３２への後退ブレーキ圧Prb、等を調圧するユニットである。この油圧制御ユニット７は、オイルポンプ源７０と、オイルポンプ源７０からの吐出油量に基づいて各種油圧機器の制御圧を調圧する油圧制御回路７１と、を備える。ここで、油圧機器とは、バリエータ４、ロックアップクラッチ２０、前進クラッチ３１、後退ブレーキ３２、等を含む油圧作動の機器をいう。
　ここで、オイルポンプ源７０は、後述するように、エンジン１により回転駆動する機械式オイルポンプとしている。しかし、エンジン１とは別の電動モータにより回転駆動する電動オイルポンプを備え、機械式オイルポンプと併用しても良い。
　油圧制御回路７１には、ライン圧ソレノイド弁７２と、プライマリ圧ソレノイド弁７３と、セカンダリ圧ソレノイド弁７４と、セレクトソレノイド弁７５と、ロックアップ圧ソレノイド弁７６と、を有する。なお、各ソレノイド弁７２，７３，７４，７５，７６は、ＣＶＴコントロールユニット８から出力される制御指令値（指示電流）によって調圧動作を行う。
　ライン圧ソレノイド弁７２は、ＣＶＴコントロールユニット８から出力されるライン圧指令値に応じ、オイルポンプ源７０からの吐出圧を指令されたライン圧PLに調圧する。このライン圧PLは、各種の制御圧を調圧する際の元圧であり、駆動系を伝達するトルクに対してベルト滑りやクラッチ滑りを抑える油圧とされる。
　プライマリ圧ソレノイド弁７３は、ＣＶＴコントロールユニット８から出力されるプライマリプーリ指令圧信号に応じ、ライン圧PLを元圧として指令されたプライマリプーリ圧Ppriに減圧調整する。セカンダリ圧ソレノイド弁７４は、ＣＶＴコントロールユニット８から出力されるセカンダリプーリ指令圧信号に応じ、ライン圧PLを元圧として指令されたセカンダリプーリ圧Psecに減圧調整する。
　セレクトソレノイド弁７５は、ＣＶＴコントロールユニット８から出力される前進クラッチ圧指令値又は後退ブレーキ圧指令値に応じ、ライン圧PLを元圧として指令された前進クラッチ圧Pfc又は後退ブレーキ圧Prbに減圧調整する。
　ロックアップ圧ソレノイド弁７６は、ＣＶＴコントロールユニット８から出力される指示電流Aluに応じ、ロックアップクラッチ２０を締結/スリップ締結/解放するLU指示圧Pluに調圧する。
　ＣＶＴコントロールユニット８は、ライン圧制御や変速制御や前後進切替制御やロックアップ制御、等を行う。ライン圧制御では、アクセル開度等に応じた目標ライン圧を得る指令値をライン圧ソレノイド弁７２に出力する。変速制御では、目標変速比（目標プライマリ回転数Npri*）を決めると、決めた目標変速比（目標プライマリ回転数Npri*）を得るプーリ指令圧信号をプライマリ圧ソレノイド弁７３及びセカンダリ圧ソレノイド弁７４に出力する。前後進切替制御では、選択されているレンジ位置に応じて前進クラッチ３１と後退ブレーキ３２の締結/解放を制御する指令値をセレクトソレノイド弁７５に出力する。ロックアップ制御では、ロックアップクラッチ２０を締結/スリップ締結/解放するLU指示圧Pluを制御する指示電流Aluをロックアップ圧ソレノイド弁７６に出力する。
　ＣＶＴコントロールユニット８には、プライマリ回転センサ９０、車速センサ９１、セカンダリ圧センサ９２、油温センサ９３、インヒビタスイッチ９４、ブレーキスイッチ９５、タービン回転センサ９６からのセンサ情報やスイッチ情報が入力される。さらに、セカンダリ回転センサ９７、プライマリ圧センサ９８、ライン圧センサ９９等からのセンサ情報が入力される。これらのセンサ以外に、プライマリプーリストロークセンサやセカンダリプーリストロークセンサ等を有する。
　エンジンコントロールユニット９には、エンジン回転センサ１２、アクセル開度センサ１４、等からのセンサ情報が入力される。ＣＶＴコントロールユニット８は、エンジン回転情報やアクセル開度情報をエンジンコントロールユニット９へリクエストすると、CAN通信線１３を介し、エンジン回転数Neやアクセル開度APOの情報を受け取る。さらに、エンジントルク情報をエンジンコントロールユニット９へリクエストすると、CAN通信線１３を介し、エンジンコントロールユニット９において推定演算される実エンジントルクTeの情報を受け取る。
　図２は、自動変速モードでの無段変速制御をバリエータ４により実行する際に用いられるＤレンジ無段変速スケジュールの一例を示す。
　Ｄレンジ選択時の変速制御は、車速VSP（車速センサ９１）とアクセル開度APO（アクセル開度センサ１４）により特定される図２のＤレンジ無段変速スケジュール上での運転点（VSP,APO）により、目標プライマリ回転数Npri*を決める。そして、プライマリ回転センサ９０からの実プライマリ回転数Npriを、目標プライマリ回転数Npri*に一致させるプーリ油圧のフィードフォワード補償＋フィードバック補償により行われる。
　なお、変速比は、Ｄレンジ無段変速スケジュールの最Low変速比線や最High変速比線から明らかなように、ゼロ運転点から引かれる変速比線の傾きであらわされる。よって、運転点（VSP,APO）により目標プライマリ回転数Npri*を決めることは、バリエータ４の目標変速比を決めることになる。
　即ち、Ｄレンジ無段変速スケジュールは、図２に示すように、運転点（VSP,APO）に応じて最Low変速比と最High変速比による変速比幅の範囲内で変速比を無段階に変更するように設定されている。例えば、車速VSPが一定のときは、アクセル踏み込み操作を行うと目標プライマリ回転数Npri*が上昇してダウンシフト方向に変速し、アクセル戻し操作を行うと目標プライマリ回転数Npri*が低下してアップシフト方向に変速する。アクセル開度APOが一定のときは、車速VSPが上昇するとアップシフト方向に変速し、車速VSPが低下するとダウンシフト方向に変速する。
　［バリエータ変速制御システム構成］
　図３は、フィードバック補償器の切替え制御を行う油圧制御系と電子制御系によるバリエータ変速制御システムを示す。以下、図３に基づいて、バリエータ変速制御システム構成を説明する。
　フィードバック補償器の切替え制御を行う駆動系は、エンジン１（走行用駆動源）と、トルクコンバータ２と、前後進切替機構３と、バリエータ４（無段変速機構）と、終減速機構５と、駆動輪６と、を備えている。エンジン１は、クランクシャフトに連結されるモータジェネレータ１０を有する。トルクコンバータ２は、ロックアップクラッチ２０を有する。前後進切替機構３は、前進クラッチ３１と後退ブレーキ３２を有する。バリエータ４は、プライマリプーリ４２とセカンダリプーリ４３とプーリベルト４４を有する。
　フィードバック補償器の切替え制御を行う油圧制御系は、エンジン１により駆動される機械式オイルポンプによるオイルポンプ源７０と、油圧制御回路７１と、プライマリ圧ソレノイド弁７３と、セカンダリ圧ソレノイド弁７４と、を備える。
　フィードバック補償器の切替え制御を行う電子制御系は、ＣＶＴコントロールユニット８を備える。ＣＶＴコントロールユニット８には、バリエータ４へのプーリ指令圧信号を油圧制御回路７１のプライマリ圧ソレノイド弁７３とセカンダリ圧ソレノイド弁７４へ出力する変速コントローラ８０を有する。
　変速コントローラ８０は、図３に示すように、目標油圧設定部８０１と、プライマリプーリ指令圧信号生成部８０２と、セカンダリプーリ指令圧信号生成部８０３と、特性変動要因判定部８０４と、切替え実施部８０５と、を有する。
　目標油圧設定部８０１は、車速センサ９１からの車速VSPと、アクセル開度センサ１４からのアクセル開度APOの情報を入力する。そして、運転状態である運転点（VSP,APO）に基づいて設定された目標プライマリ回転数Npri*（目標変速比）となるように目標プライマリ圧Ppri*と目標セカンダリ圧Psec*を設定する。
　プライマリプーリ指令圧信号生成部８０２（プーリ指令圧信号生成部）は、目標油圧設定部８０１からの目標プライマリ圧Ppri*の情報を入力する。そして、目標プライマリ圧Ppri*に基づき、プライマリプーリ４２に供給される実油圧を参照するフィードバック補償器（以下、「F/B補償器」という。）を用いたF/F補償＋F/B補償によりプライマリプーリ指令圧信号Ppri(C)を生成する。生成したプライマリプーリ指令圧信号Ppri(C)は、プライマリ圧ソレノイド弁７３へ出力する。
　セカンダリプーリ指令圧信号生成部８０３（プーリ指令圧信号生成部）は、目標油圧設定部８０１からの目標セカンダリ圧Psec*の情報を入力する。そして、目標セカンダリ圧Psec*に基づき、セカンダリプーリ４３に供給される実油圧を参照する第１F/B補償器８０３ｇと第２F/B補償器８０３ｈを用いたF/F補償＋F/B補償によりセカンダリプーリ指令圧信号Psec(C)を生成する。生成したセカンダリプーリ指令圧信号Psec(C)は、セカンダリ圧ソレノイド弁７４へ出力する。
　特性変動要因判定部８０４は、プライマリ圧センサ９８からのプライマリ実圧センサ信号Ppri(S)やセカンダリ圧センサ９２からのセカンダリ実圧センサ信号Psec(S)や油温等の変速要因情報を入力する。そして、変速要因情報に基づいて、バリエータ４を含む制御対象特性の変化によりF/B補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定する。特性変動要因の判定結果は、切替え実施部８０５へ出力する。
　切替え実施部８０５は、特性変動要因判定部８０４からの特性変動要因の判定結果を入力する。そして、特性変動要因が判定されると、F/B補償器の減衰特性を制御対象特性に合わせて切替える。実施例１の場合、プライマリプーリ指令圧信号生成部８０２に予め用意されている２種類のF/B補償器を選択する。また、セカンダリプーリ指令圧信号生成部８０３に予め用意されている２種類のI補償器と２種類のPD補償器を選択する。なお、I補償器とPD補償器は、何れもF/B補償器の一例である。
　［油圧補償器構成］
　図４は、プライマリプーリ指令圧信号生成部８０２と特性変動要因判定部８０４と切替え実施部８０５の油圧補償器構成を示す。図５は、セカンダリプーリ指令圧信号生成部８０３と特性変動要因判定部８０４と切替え実施部８０５の油圧補償器構成を示す。以下、図４及び図５に基づいて、油圧補償器構成を説明する。
　プライマリプーリ圧補償器は、図４に示すように、プライマリプーリ指令圧信号生成部８０２に、F/F補償器８０２ａと、第１F/B補償器８０２ｂと、第２F/B補償器８０２ｃと、減算器８０２ｄと、を有する。
　F/F補償器８０２ａは、目標プライマリ圧Ppri*の情報を入力し、F/F補償演算によりプライマリプーリF/F補償指令Ppri(F/F)を生成する。
　第１F/B補償器８０２ｂは、駆動系の捩り変動を起因とするプライマリ実圧の低周波油圧振動（数Ｈｚ）に合わせた減衰特性を持つF/B補償器である。即ち、第１F/B補償器８０２ｂは、実圧応答性を遅らせてプライマリ実圧を減衰する減衰特性を第２F/B補償器８０２ｃより高くしている。よって、切替え実施部８０５により第１F/B補償器８０２ｂが選択された場合、プライマリ圧センサ９８からプライマリ実圧センサ信号Ppri(S)を入力し、数Ｈｚの油圧振動量を低減するF/B補償によりプライマリプーリF/B補償指令Ppri(F/B)を生成する。
　第２F/B補償器８０２ｃは、駆動系の捩り変動を起因とするプライマリ実圧の高周波油圧振動（数～数十Ｈｚ）に合わせた減衰特性を持つF/B補償器である。即ち、第２F/B補償器８０２ｃは、実圧応答性を遅らせてプライマリ実圧を減衰する減衰特性を第１F/B補償器８０２ｂより低くしている。よって、切替え実施部８０５により第２F/B補償器８０２ｃが選択された場合、プライマリ圧センサ９８からプライマリ実圧センサ信号Ppri(S)を入力し、数～数十Ｈｚの油圧振動量を低減する減衰特性によりプライマリプーリF/B補償指令Ppri(F/B)を生成する。
　減算器８０２ｄは、プライマリプーリF/F補償指令Ppri(F/F)からプライマリプーリF/B補償指令Ppri(F/B)を減算し、制御対象Ｐ（プラント）のプライマリ圧ソレノイド弁７３へ出力するプライマリプーリ指令圧信号Ppri(C)を生成する。
　なお、第１F/B補償器８０２ｂから第２F/B補償器８０２ｃへの移行、又は、第２F/B補償器８０２ｃから第１F/B補償器８０２ｂへの移行については、その移行率（移行速度）は、同じに設定することもできるし、別に設定することもできる。
　セカンダリプーリ圧補償器は、図５に示すように、セカンダリプーリ指令圧信号生成部８０３に、F/F補償器８０３ａと、規範応答補償器８０３ｂと、減算器８０３ｃと、第１Ｉ補償器８０３ｄと、第２Ｉ補償器８０３ｅと、加算器８０３ｆと、を有する。さらに、第１F/B補償器８０３ｇと、第２F/B補償器８０３ｈと、減算器８０３ｉと、を有する。
　F/F補償器８０３ａは、目標セカンダリ圧Ｐsec*の情報を入力し、F/F補償演算によりセカンダリプーリF/F補償指令Psec(F/F)を生成する。
　規範応答補償器８０３ｂは、目標セカンダリ圧Ｐsec*の情報を入力し、規範応答補償演算によりセカンダリプーリ規範応答補償指令Psec(N/R)を生成する。
　減算器８０３ｃは、セカンダリプーリ規範応答補償指令Psec(N/R)からセカンダリ実圧センサ信号Ｐsec(S)を減算することで、セカンダリプーリ規範応答差分Psec(ΔN)を生成する。
　第１Ｉ補償器８０３ｄは、駆動系の捩り変動を起因とするセカンダリ実圧の低周波油圧振動（数Ｈｚ）に合わせた減衰特性を持つ積分補償器である。即ち、第１Ｉ補償器８０３ｄは、実圧応答性を遅らせてセカンダリ実圧を減衰する減衰特性を第２Ｉ補償器８０３ｅより高くしている。よって、切替え実施部８０５により第１Ｉ補償器８０３ｄが選択された場合、セカンダリプーリ規範応答差分Psec(ΔN)を入力し、数Ｈｚの油圧振動量を低減する積分補償によりセカンダリプーリ積分補償指令Psec(Ｉ)を生成する。
　第２Ｉ補償器８０３ｅは、駆動系の捩り変動を起因とするセカンダリ実圧の高周波油圧振動（数～数十Ｈｚ）に合わせた減衰特性を持つ積分補償器である。即ち、第２Ｉ補償器８０３ｅは、実圧応答性を遅らせてセカンダリ実圧を減衰する減衰特性を第１Ｉ補償器８０３ｄより低くしている。よって、切替え実施部８０５により第２Ｉ補償器８０３ｅが選択された場合、セカンダリプーリ規範応答差分Psec(ΔN)を入力し、数～数十Ｈｚの油圧振動量を低減する積分補償によりセカンダリプーリ積分補償指令Psec(Ｉ)を生成する。
　加算器８０３ｆは、セカンダリプーリF/F補償指令Psec(F/F)とセカンダリプーリ積分補償指令Psec(Ｉ)とを加算し、プーリ積分補償指令圧信号Psec(C’)を生成する。
　第１F/B補償器８０３ｇは、駆動系の捩り変動を起因とするセカンダリ実圧の低周波油圧振動（数Ｈｚ）に合わせた減衰特性を持つF/B補償器である。即ち、第１F/B補償器８０３ｇは、実圧応答性を遅らせてセカンダリ実圧を減衰する減衰特性を第２F/B補償器８０３ｈより高くしている。よって、切替え実施部８０５により第１F/B補償器８０３ｇが選択された場合、セカンダリ圧センサ９２からセカンダリ実圧センサ信号Psec(S)を入力し、数Ｈｚの油圧振動量を低減するF/B補償によりセカンダリプーリF/B補償指令Psec(F/B)を生成する。
　第２F/B補償器８０３ｈは、駆動系の捩り変動を起因とするセカンダリ実圧の高周波油圧振動（数～数十Ｈｚ）に合わせた減衰特性を持つF/B補償器である。即ち、第２F/B補償器８０３ｈは、実圧応答性を遅らせてセカンダリ実圧を減衰する減衰特性を第１F/B補償器８０３ｇより低くしている。よって、切替え実施部８０５により第２F/B補償器８０３ｈが選択された場合、セカンダリ圧センサ９２からセカンダリ実圧センサ信号Psec(S)を入力し、数～数十の油圧振動量を低減するF/B補償によりセカンダリプーリF/B補償指令Ｐsec(F/B)を生成する。
　減算器８０３ｉは、プーリ積分補償指令圧信号Psec(C’)からセカンダリプーリF/B補償指令Psec(F/B)を減算し、制御対象Ｐ（プラント）のセカンダリ圧ソレノイド弁７４へ出力するセカンダリプーリ指令圧信号Psec(C)を生成する。
　なお、第１Ｉ補償器８０３ｄから第２Ｉ補償器８０３ｅへの移行、又は、第２Ｉ補償器８０３ｅから第１Ｉ補償器８０３ｄへの移行については、その移行率（移行速度）は、同じに設定することもできるし、別に設定することもできる。また、第１F/B補償器８０３ｇから第２F/B補償器８０３ｈへの移行、又は、第２F/B補償器８０３ｈから第１F/B補償器８０３ｇへの移行についても、その移行率（移行速度）は、同じに設定することもできるし、別に設定することもできる。
　［フィードバック補償器の切替え制御処理構成］
　図６は、変速コントローラ８０のプーリ指令圧信号生成部８０２、８０３と特性変動要因判定部８０４と切替え実施部８０５で実行されるフィードバック補償器の切替え制御処理の流れを示す。以下、図６の各ステップについて説明する。なお、この処理は、所定の制御周期により繰り返し処理動作が行われる。
　ステップＳ１では、フィードバック補償器の減衰特性を切替える切替え作動条件が成立しているか否かを判定する。YES（切替え作動条件成立）の場合はステップＳ２へ進み、NO（切替え作動条件不成立）の場合はステップＳ９へ進む。
　ここで、「Ａ．切替え作動条件」は、油量収支条件と、油圧固有値条件と、油温条件との全ての条件を満足すると成立していると判定し、１つの条件でも満足していないと不成立と判定する。
・油量収支条件は、油量収支に不足が発生しない油温軸によるエンジン回転数Ne以上であると条件満足とする。
・油圧固有値条件は、油圧固有値が所定より低くないと条件満足とする。なお、油圧固有値は、プーリ指令圧（Ｘ軸）と目標ストローク速度（Ｙ軸）と油圧固有値（Ｚ軸）による油圧固有値マップからのマップ出力を油温補正（温度補正係数をかける、又は、温度補正分を加算する）することで算出する。
・油温条件は、油温が判定油温値より低くないと油温条件満足とする。判定油温値は、ライン圧とプーリ圧の指令圧差（Ｘ軸）とプーリ指令圧（Ｙ軸）と判定油温値（Ｚ軸）による判定油温値マップにより算出する。
　ステップＳ２では、Ｓ１での切替え作動条件成立であるとの判定に続き、パワートレーン共振対策領域であるか否かを判定する。YES（P/T共振対策領域であると判定）の場合はステップＳ４へ進み、NO（P/T共振対策領域でないと判定）の場合はステップＳ３へ進む。
　ここで、「Ｂ．P/T共振対策領域条件」の成立判定には、変速位相進み作動フラグを使用している。「変速位相進み作動フラグ」は、目標変速比条件と、変速速度条件と、変速比差条件と、変速比非発散条件と、ロックアップ作動条件と、走行レンジ選択条件と、非フェイル状態条件と、ディザ非作動条件との全ての条件を満足すると立てられる。
・目標変速比条件は、目標変速比が所定以内であると条件満足とする。
・変速速度条件は、変速速度が所定以下であると条件満足とする。
・変速比差条件は、目標変速比と実変速比の変速比差が所定以下であると条件満足とする。
・変速比非発散条件は、変速比が発散していないと条件満足とする。
・ロックアップ作動条件は、ロックアップクラッチ２０が締結状態であると条件満足とする。
・走行レンジ選択条件は、Ｄｓアップシフト以外で、レンジ位置がＤ、Ｄｓ、Ｓ、Ｌ、若しくは、Ｍモード、若しくは、ラトル判定であると条件満足とする。
・非フェイル状態条件は、フェイル状態でないと条件満足とする。
・ディザ非作動条件は、ディザ作動していないと条件満足とする。
　ステップＳ３では、Ｓ２でのP/T共振対策領域でないとの判定に続き、油圧固定値が閾値より高いか否かを判定する。YES（油圧固定値＞閾値）の場合ステップＳ５へ進み、NO（油圧固定値≦閾値）の場合はステップＳ４へ進む。
　ここで、「閾値」とは、低周波油圧振動（数Ｈｚ）と高周波油圧振動（数～数十Ｈｚ）を切り分ける油圧固有値をいう。なお、油圧固有値は、上記同様に、プーリ指令圧（Ｘ軸）と目標ストローク速度（Ｙ軸）と油圧固有値（Ｚ軸）による油圧固有値マップからのマップ出力を油温補正（温度補正係数をかける、又は、温度補正分を加算する）することで算出する。
　ステップＳ４では、Ｓ２でのP/T共振対策領域であると判定、或いは、Ｓ３での油圧固定値≦閾値であるとの判定に続き、低い固有値用補償器を選択し、ステップＳ６へ進む。
　ここで、低い固有値用補償器とは、切替え実施部８０５にて選択される第１F/B補償器８０２ｂ、第１Ｉ補償器８０３ｄ、第１F/B補償器８０３ｇをいう。
　ステップＳ５では、Ｓ３での油圧固定値＞閾値であるとの判定に続き、高い固有値用補償器を選択し、ステップＳ６へ進む。
　ここで、高い固有値用補償器とは、切替え実施部８０５にて選択される第２F/B補償器８０２ｃ、第２Ｉ補償器８０３ｅ、第２F/B補償器８０３ｈをいう。
　ステップＳ６では、Ｓ４又はＳ５での補償器選択に続き、F/F補償と選択した補償器を用いるF/B補償によりバリエータ４のプライマリプーリ圧Ppriとセカンダリプーリ圧Psecの油圧制御を作動し、ステップＳ７へ進む。
　ここで、Ｓ１→Ｓ２→Ｓ４→Ｓ６へと進む場合、Ｓ６での第１F/B補償器８０２ｂと第１Ｉ補償器８０３ｄと第１F/B補償器８０３ｇを用いた油圧減衰制御と、変速比変動の位相遅れを低減する変速位相進み制御とを併用する。
　ステップＳ７では、Ｓ６での油圧制御作動に続き、選択補償器が前回と違うか否かを判断する。YES（選択補償器が前回と違う）の場合はステップＳ８へ進み、NO（選択補償器が前回と同じ）の場合は終了へ進む。
　ステップＳ８では、Ｓ７での選択補償器が前回と違うとの判断に続き、前回と今回の補償器移行率を増加し、終了へ進む。
　ここで、補償器移行率の増加とは、前回選択されている補償器から今回選択されている補償器へ移行するとき、予め設定された移行率（移行速度）にて徐々に切替えることをいう。
　ステップＳ９では、Ｓ１での切替え作動条件不成立であるとの判定に続き、変速油圧制御を停止してバリエータ４を最Low変速比に固定し、終了へ進む。
　ここで、変速油圧制御を停止すると、ライン圧がセカンダリプーリ４３に供給され、バリエータ４の変速比として、最Low変速比に固定される。
　次に、「背景技術の課題と課題解決方策」を説明する。そして、実施例１における作用を、「フィードバック補償器の切替え制御処理作用」、「対象周波数に対する油圧制御作用」に分けて説明する。
　［背景技術の課題と課題解決方策］
　バリエータのプライマリ圧とセカンダリ圧を制御する背景技術としては、例えば、図７に示すように、１つのF/B補償器を有する構成としている。１つのF/B補償器は、特定周波数の油圧振動成分を減衰する減衰特性を持ち、入力される実油圧信号に基づいて、F/B補償を加えたF/B補償油圧信号を生成する。制御対象であるバリエータへは、F/F補償による指令油圧信号からF/B補償油圧信号を減算した油圧信号を出力している。
　しかし、１つのF/B補償器を有する場合、減衰する特定周波数の油圧振動成分として、低周波油圧振動の減衰を狙った減衰特性にすると、高周波油圧振動を抑えることができないし、指令圧に対する実圧応答性が低下する。一方、高周波油圧振動の減衰を狙った減衰特性にすると、指令圧に対する実圧応答性の低下を抑えつつ、高周波油圧振動を抑えることができる。
　これに対し、１つのF/B補償器は、指令圧に対する実圧応答性が確保される高周波油圧振動を抑える減衰特性に設定しているのが現状である。このため、低変速比域での走行時、パワートレーン共振による低周波油圧振動の発生を許してしまう。よって、高周波油圧振動を抑えつつ、ドライバや乗員に違和感を与える低周波油圧振動を抑制したいという要求がある。
　ここで、パワートレーン共振の発生メカニズムを、図８に基づいて説明する。まず、タイヤからのトルク入力により駆動系のドライブシャフトに捩り変動が発生すると、この捩り変動を起因とし、バリエータのセカンダリプーリにおいてバランス推力が変動し、バランス推力変動に伴ってバリエータの実変速比振動が発生する。バリエータの実変速比振動が発生すると、実変速比振動が流量変動として油圧系にフィードバックされ、油圧系において振幅が大きく振動特性が不安定な油圧振動が発生する。即ち、この油圧系において振幅が大きく振動特性が不安定な油圧振動が、駆動系の捩り変動を起因とする低周波数域のパワートレーン共振（低周波共振振動）になる。
　本発明者等は上記課題に対し、制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因に着目し、減衰特性の変動要因判定に基づいてF/B補償器の減衰特性を切替えるようにした。即ち、背景技術の課題解決方策として、ベルト式無段変速機ＣＶＴの変速油圧制御装置において、変速コントローラ８０は、目標油圧設定部８０１と、プーリ指令圧信号生成部８０２，８０３と、特性変動要因判定部８０４と、切替え実施部８０５と、を有する手段を採用した。
　ここで、目標油圧設定部８０１は、運転状態に基づいて設定された目標変速比となるように目標プライマリ圧Ppri*と目標セカンダリ圧Psec*を設定する。プーリ指令圧信号生成部８０２，８０３は、目標プライマリ圧Ppri*と目標セカンダリ圧Psec*に基づき、実油圧を参照するフィードバック補償器を用いた制御によりプライマリプーリ指令圧信号Ppri(C)とセカンダリプーリ指令圧信号Psec(C)を生成する。特性変動要因判定部８０４は、バリエータ４を含む制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定する。切替え実施部８０５は、特性変動要因が判定されると、フィードバック補償器の減衰特性を制御対象特性に合わせて切替える。
　このように、特性変動要因判定部８０４にてバリエータ４を含む制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因が判定されると、切替え実施部８０５にてフィードバック補償器の減衰特性が制御対象特性に合わせて切替えられる。このため、制御対象特性の変化にかかわらず、駆動系の捩り変動を起因とする油圧振動の振幅低減や特性安定化によってパワートレーン共振を抑制することができる。
　例えば、フィードバック補償器として、減衰特性を低周波油圧振動と高周波油圧振動の減衰を狙った特性に変更できる１つのフィードバック補償器を用意する。又は、低周波油圧振動の減衰を狙った減衰特性を持つフィードバック補償器と、高周波油圧振動の減衰を狙った減衰特性を持つフィードバック補償器とを用意する。そして、制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性を数Ｈｚの共振振動（低周波共振振動）に合わせる必要があると、低周波油圧振動の減衰を狙った減衰特性に切替えることで、低周波共振振動を抑えることができる。また、制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性を数～数十Ｈｚの高周波共振振動に合わせる必要があると、高周波油圧振動の減衰を狙った減衰特性に切替えることで、高周波共振振動を抑えることができる。なお、フィードバック補償器を低周波油圧振動の減衰を狙った減衰特性に切替えたときの指令圧に対する実圧応答性が低下する課題に対しては、変速位相進み制御を導入することで解決することが可能である。
　［フィードバック補償器の切替え制御処理作用］
　切替え作動条件が不成立である場合、図６に示すフローチャートにおいて、Ｓ１→Ｓ９→終了へと進む流れが繰り返され、変速油圧制御が停止され、バリエータ４が最Low変速比に固定される。
　切替え作動条件の成立時、かつ、P/T共振対策領域条件が成立と判定される場合、図６に示すフローチャートにおいて、Ｓ１→Ｓ２→Ｓ４→Ｓ６→Ｓ７→終了へと進む流れが繰り返される。Ｓ４では、低い固有値用補償器（第１フィードバック補償器）である第１F/B補償器８０２ｂ、第１Ｉ補償器８０３ｄ、第１F/B補償器８０３ｇが選択される。このとき、低い固有値用補償器を用いた油圧減衰制御と、変速位相進み作動フラグが立つことで、変速比変動の位相遅れを低減する変速位相進み制御とが併用される。
　切替え作動条件の成立時、かつ、P/T共振対策領域条件が不成立であるが油圧固有値条件が不成立と判定される場合、図６に示すフローチャートにおいて、Ｓ１→Ｓ２→Ｓ３→Ｓ４→Ｓ６→Ｓ７→終了へと進む流れが繰り返される。Ｓ４では、低い固有値用補償器（第１フィードバック補償器）である第１F/B補償器８０２ｂ、第１Ｉ補償器８０３ｄ、第１F/B補償器８０３ｇが選択される。このときは、低い固有値用補償器を用いた油圧減衰制御のみが実行され、変速位相進み作動フラグが立たないことで、変速比変動の位相遅れを低減する位相進み制御は実行されない。
　切替え作動条件の成立時、かつ、P/T共振対策領域条件が不成立であるが油圧固有値条件が成立と判定される場合、図６に示すフローチャートにおいて、Ｓ１→Ｓ２→Ｓ３→Ｓ５→Ｓ６→Ｓ７→終了へと進む流れが繰り返される。Ｓ５では、高い固有値用補償器（第２フィードバック補償器）である第２F/B補償器８０２ｃ、第２Ｉ補償器８０３ｅ、第２F/B補償器８０３ｈが選択される。
　低い固有値用補償器の選択から高い固有値用補償器の選択へ切替ったときは、図６に示すフローチャートにおいて、Ｓ６からＳ７→Ｓ８→終了へと進み、低い固有値用補償器から高い固有値用補償器への移行率を増加して切替えられる。
　同様に、高い固有値用補償器の選択から低い固有値用補償器の選択へ切替ったときは、図６に示すフローチャートにおいて、Ｓ６からＳ７→Ｓ８→終了へと進み、高い固有値用補償器から低い固有値用補償器への移行率を増加して切替えられる。
　このように、特性変動要因判定部８０４は、切替え作動条件（Ｓ１）と、P/T共振対策領域条件（Ｓ２）と、油圧固有値が閾値より高い油圧固有値条件（Ｓ３）とを用いる。そして、これらの条件判定によりバリエータ４を含む制御対象特性の変化を把握し、フィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定する。
　そして、切替え実施部８０５は、切替え作動条件が不成立である場合、補償による油圧制御が低周波数域（数Ｈｚ以下）であるため、変速油圧制御を停止してバリエータ４を最Low変速比に固定する。
　切替え実施部８０５は、切替え作動条件の成立時、P/T共振対策領域条件が成立と判定される場合、又は、P/T共振対策領域条件が不成立であるが油圧固有値条件が不成立と判定される場合、低い固有値用補償器（数Ｈｚ）を選択する。そして、選択した低い固有値用補償器を用いるF/B補償によりバリエータ４のプライマリプーリ圧Ppriとセカンダリプーリ圧Psecの油圧制御を作動する。
　切替え実施部８０５は、切替え作動条件の成立時、P/T共振対策領域条件が不成立であるが油圧固有値条件が成立と判定される場合、高い固有値用補償器を選択する。そして、選択した高い固有値用補償器（数～数十Ｈｚ）を用いるF/B補償によりバリエータ４のプライマリプーリ圧Ppriとセカンダリプーリ圧Psecの油圧制御を作動する。
　［対象周波数に対する油圧制御作用］
　まず、油圧固有値低い向け＃１を目的とし、対象周波数が数Ｈｚ以下である場合、図９に示すように、領域判定するとき油圧固有値マップで演算する。そして、プライマリ第１F/B補償器８０２ｂ、プライマリ第２F/B補償器８０２ｃは無し（制御ＯＦＦ）、セカンダリ第１F/B補償器８０３ｇ、セカンダリ第２F/B補償器８０３ｈは無し（制御ＯＦＦ）である。さらに、油圧固有値低い向け＃２（低温）を目的とし、対象周波数が数Ｈｚ以下である場合、図９に示すように、領域判定するとき油圧で判定する。そして、プライマリ第１F/B補償器８０２ｂ、プライマリ第２F/B補償器８０２ｃは無し（制御ＯＦＦ）、セカンダリ補第１F/B償器８０３ｇ、セカンダリ第２F/B補償器８０３ｈは無し（制御ＯＦＦ）である。ここで、油圧固有値低い向け＃１と油圧固有値低い向け＃２を目的とする場合、図６のフローチャートでＳ１→Ｓ９へと進む。
　P/T共振低減（P/T共振対策用）を目的とし、対象周波数が数Ｈｚ（油圧固有値低い向けより高い周波数）である場合、図９に示すように、領域判定するとき変速位相進み作動フラグを使用する。そして、プライマリ第１F/B補償器８０２ｂを用い、セカンダリ第１F/B補償器８０３ｇを用いる。ここで、P/T共振低減（P/T共振対策用）を目的とする場合、図６のフローチャートでＳ１→Ｓ２→Ｓ４→Ｓ６へと進む。
　P/T共振低減（P/T共振対策用）以外の低周波用を目的とし、対象周波数が数Ｈｚ（油圧固有値低い向けより高い周波数）である場合、図９に示すように、領域判定するとき油圧固有値マップで演算する。そして、プライマリ第１F/B補償器８０２ｂを用い、セカンダリ第１F/B補償器８０３ｇを用いる。ここで、P/T共振低減（P/T共振対策用）以外の低周波用を目的とする場合、図６のフローチャートでＳ１→Ｓ２→Ｓ３→Ｓ４→Ｓ６へと進む。
　油圧固有値高い向け（高周波用）を目的とし、対象周波数が数～数十Ｈｚ（P/T共振対策用より高い周波数）である場合、図９に示すように、領域判定するとき油圧固有値マップで演算する。そして、プライマリ第２F/B補償器８０２ｃを用い、セカンダリ第２F/B補償器８０３ｈを用いる。ここで、油圧固有値高い向け（高周波用）を目的とする場合、図６のフローチャートでＳ１→Ｓ２→Ｓ３→Ｓ５→Ｓ６へと進む。
　背景技術において、低周波の制御対象に対し高周波用のF/B補償器を適用すると、変速油圧の油圧振動特性が、図１０の破線特性Ｅに示すように、油圧振幅が大きくなるし、油圧振動特性も不安定になる。
　これに対し、実施例１において、低周波の制御対象に対し低周波用のF/B補償器を適用すると、変速油圧の油圧振動特性が、図１０の実線特性Ｆに示すように、油圧振幅が小さく抑えられるし、油圧振動特性も安定になる。
　よって、図１０の破線特性Ｅの場合、油圧系において振幅が大きく振動特性が不安定な油圧振動になってしまう。一方、図１０の実線特性Ｆの場合、油圧系において油圧振動振幅が小さく抑えられ、油圧振動特性も安定化し、駆動系の捩り変動を起因とする数Ｈｚのパワートレーン共振が有効に抑制されることが実証された。
　以上説明したように、実施例１のベルト式無段変速機ＣＶＴの制御装置にあっては、下記に列挙する効果が得られる。
　(1)走行用駆動源（エンジン１）から駆動輪６に至る駆動力伝達系に介装され、プライマリプーリ４２とセカンダリプーリ４３を有するバリエータ４と、バリエータ４へのプーリ指令圧信号を油圧制御回路７１へ出力する変速コントローラ８０と、を備える無段変速機（ベルト式無段変速機ＣＶＴ）の変速油圧制御装置において、
　変速コントローラ８０は、
　運転状態に基づいて設定された目標変速比となるように目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧を設定する目標油圧設定部８０１と、
　目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧に基づき、実油圧を参照するフィードバック補償器を用いた制御によりプライマリプーリ指令圧信号とセカンダリプーリ指令圧信号を生成するプーリ指令圧信号生成部８０２，８０３と、
　バリエータ４を含む制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定する特性変動要因判定部８０４と、
　特性変動要因が判定されると、フィードバック補償器の減衰特性を制御対象特性に合わせて切替える切替え実施部８０５と、を有する。
　このため、制御対象特性の変化にかかわらず、駆動系の捩り変動を起因とする油圧振動の振幅低減や特性安定化によってパワートレーン共振を抑制することができる。
　(2)プーリ指令圧信号生成部８０２，８０３は、フィードバック補償器として、駆動系の捩り変動を起因とする実油圧の低周波油圧振動に合わせた減衰特性を持つ第１フィードバック補償器（第１F/B補償器８０２ｂ、第１Ｉ補償器８０３ｄ、第１F/B補償器８０３ｇ）と、駆動系の捩り変動を起因とする実油圧の高周波油圧振動に合わせた減衰特性を持つ第２フィードバック補償器（第２F/B補償器８０２ｃ、第２Ｉ補償器８０３ｅ、第２F/B補償器８０３ｈ）と、を有する。
　このため、制御対象特性の変化に合わせた減衰特性の切替え実施により、実油圧の低周波油圧振動と実油圧の高周波油圧振動とを低減することができる。
　(3)第１フィードバック補償器（第１F/B補償器８０２ｂ、第１Ｉ補償器８０３ｄ、第１F/B補償器８０３ｇ）は、駆動系の捩り変動を起因とする数Ｈｚの実油圧の低周波油圧振動に合わせて油圧減衰性を第２フィードバック補償器より高くした減衰特性に設定し、
　第２フィードバック補償器（第２F/B補償器８０２ｃ、第２Ｉ補償器８０３ｅ、第２F/B補償器８０３ｈ）は、駆動系の捩り変動を起因とする数～数十Ｈｚの実油圧の高周波油圧振動に合わせて油圧減衰性を第１フィードバック補償器より低くした減衰特性に設定する。
　このため、制御対象特性の変化に合わせた減衰特性の切替え実施により、ゆさゆさ振動を含む数Ｈｚの実油圧の低周波油圧振動と、数～数十Ｈｚの実油圧の高周波油圧振動とを低減することができる。
　(4)特性変動要因判定部８０４は、切替え作動条件と、パワートレーン共振対策領域条件と、油圧固有値が閾値より高い油圧固有値条件とを判定する。
　このため、３つの条件判定により、制御対象特性の変化で選択されているフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定することができる。
　(5)特性変動要因判定部８０４は、パワートレーン共振対策領域条件の成立判定に、変速位相進み作動フラグを使用し、
　切替え実施部８０５は、切替え作動条件の成立時、パワートレーン共振対策領域条件が成立と判定される場合、第１フィードバック補償器（第１F/B補償器８０２ｂ、第１Ｉ補償器８０３ｄ、第１F/B補償器８０３ｇ）を用いた油圧減衰制御と、変速比変動の位相遅れを低減する変速位相進み制御とを併用する。
　このため、変速位相進み制御により指令圧に対する実圧応答性を確保しながら、油圧減衰性を上げた第１フィードバック補償器を用いてパワートレーン共振を有効に低減することができる。
　(6)変速位相進み作動フラグは、目標変速比が所定以内である目標変速比条件と、変速速度が所定以下である変速速度条件と、目標変速比と実変速比の変速比差が所定以下である変速比差条件と、変速比非発散条件と、ロックアップ作動条件と、走行レンジ選択条件と、非フェイル状態条件と、ディザ非作動条件との全ての条件を満足すると立て、
　パワートレーン共振対策領域条件は、変速位相進み作動フラグが立っていると成立していると判定する。
　このため、特性変動要因判定部８０４にて目標変速比、変速速度、目標変速比と実変速比の変速比差、等の変動要因を反映して判定することができる。
　(7)切替え作動条件は、油量収支の不足がない油量収支条件と、プーリ指令圧と目標ストローク速度による油圧固有値マップ出力を油温補正した油圧固有値が所定より低くない油圧固有値条件と、油温が所定より低くない油温条件と、の全ての条件を満足すると成立していると判定し、
　切替え実施部８０５は、切替え作動条件が不成立である場合、変速油圧制御を停止してバリエータ４を最ロー変速比に固定する。
　このため、特性変動要因判定部８０４にて油量収支、油圧固有値、油温、等の変動要因を反映して判定することができると共に、変速油圧制御を苦手とする低周波振動域において変速油圧制御を停止することができる。
　(8)切替え実施部８０５は、切替え作動条件の成立時、パワートレーン共振対策領域条件が不成立であるが油圧固有値条件が不成立と判定される場合、第１フィードバック補償器（第１F/B補償器８０２ｂ、第１Ｉ補償器８０３ｄ、第１F/B補償器８０３ｇ）を選択し、
　切替え作動条件の成立時、パワートレーン共振対策領域条件が不成立であるが油圧固有値条件が成立と判定される場合、第２フィードバック補償器（第２F/B補償器８０２ｃ、第２Ｉ補償器８０３ｅ、第２F/B補償器８０３ｈ）を選択する。
　このため、油圧固有値条件の不成立/成立判定により、ゆさゆさ振動以外の低周波油圧振動と高周波油圧振動とを切り分けて低減することができる。
　(9)走行用駆動源（エンジン１）から駆動輪６に至る駆動力伝達系に介装され、プライマリプーリ４２とセカンダリプーリ４３を有するバリエータ４を備える無段変速機（ベルト式無段変速機ＣＶＴ）の変速油圧制御方法において、
　運転状態に基づいて設定された目標変速比となるように目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧を設定し、
　目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧に基づき、実油圧を参照するフィードバック補償器を用いた制御によりプライマリプーリ指令圧信号とセカンダリプーリ指令圧信号を生成し、
　バリエータ４を含む制御対象特性の変化によりフィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定し、
　特性変動要因が判定されると、フィードバック補償器の減衰特性を制御対象特性に合わせて切替える。
　このため、制御対象特性の変化にかかわらず、駆動系の捩り変動を起因とする油圧振動の振幅低減や特性安定化によってパワートレーン共振を抑制することができる。
　以上、本発明の無段変速機の変速油圧制御を実施例１に基づき説明してきた。しかし、具体的な構成については、この実施例１に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
　実施例１では、フィードバック補償器として、減衰特性が異なる２種類の第１フィードバック補償器と第２フィードバック補償器を設け、切替え実施部８０５にて２種類のフィードバック補償器を切替える例を示した。しかし、フィードバック補償器としては、低減したい油圧振動の種類に対応して減衰特性が異なる３種類以上のフィードバック補償器を設ける例としても勿論良い。さらに、フィードバック補償器としては、減衰特性が多段階或いは無段階に変更可能な１つのフィードバック補償器を設ける例としても良い。
　実施例１では、切替え実施部８０５として、フィードバック補償器の減衰特性を切替える例を示した。しかし、切替え実施部としては、フィードバック補償器と共にフィードフォワード補償器の減衰特性を切替える例としても良い。
　実施例１では、本発明の変速油圧制御を、自動変速機としてベルト式無段変速機ＣＶＴを搭載したエンジン車に適用する例を示した。しかし、本発明の制御は、副変速機付き無段変速機を搭載した車両等に適用しても良い。また、適用される車両としても、エンジン車に限らず、走行用駆動源にエンジンとモータを搭載したハイブリッド車、走行用駆動源にモータを搭載した電気自動車等に対しても適用できる。

Claims (9)

  1. 　走行用駆動源から駆動輪に至る駆動力伝達系に介装され、プライマリプーリとセカンダリプーリを有するバリエータと、前記バリエータへのプーリ指令圧信号を油圧制御回路へ出力する変速コントローラと、を備える無段変速機の変速油圧制御装置において、
    　前記変速コントローラは、
    　運転状態に基づいて設定された目標変速比となるように目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧を設定する目標油圧設定部と、
    　前記目標プライマリ圧と前記目標セカンダリ圧に基づき、実油圧を参照するフィードバック補償器を用いた制御によりプライマリプーリ指令圧信号とセカンダリプーリ指令圧信号を生成するプーリ指令圧信号生成部と、
    　前記バリエータを含む制御対象特性の変化により前記フィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定する特性変動要因判定部と、
    　前記特性変動要因が判定されると、前記フィードバック補償器の減衰特性を前記制御対象特性に合わせて切替える切替え実施部と、を有する、
    　無段変速機の変速油圧制御装置。
  2. 　請求項１に記載された無段変速機の変速油圧制御装置において、
    　前記プーリ指令圧信号生成部は、前記フィードバック補償器として、駆動系の捩り変動を起因とする実油圧の低周波油圧振動に合わせた減衰特性を持つ第１フィードバック補償器と、駆動系の捩り変動を起因とする実油圧の高周波油圧振動に合わせた減衰特性を持つ第２フィードバック補償器と、を有する、
    　無段変速機の変速油圧制御装置。
  3. 　請求項２に記載された無段変速機の変速油圧制御装置において、
    　前記第１フィードバック補償器は、駆動系の捩り変動を起因とする数Ｈｚの実油圧の低周波油圧振動に合わせて油圧減衰性を前記第２フィードバック補償器より高くした減衰特性に設定し、
    　前記第２フィードバック補償器は、駆動系の捩り変動を起因とする数～数十Ｈｚの実油圧の高周波油圧振動に合わせて油圧減衰性を前記第１フィードバック補償器より低くした減衰特性に設定する、
    　無段変速機の変速油圧制御装置。
  4. 　請求項３に記載された無段変速機の変速油圧制御装置において、
    　前記特性変動要因判定部は、切替え作動条件と、パワートレーン共振対策領域条件と、油圧固有値が閾値より高い油圧固有値条件とを判定する、
    　無段変速機の変速油圧制御装置。
  5. 　請求項４に記載された無段変速機の変速油圧制御装置において、
    　前記特性変動要因判定部は、前記パワートレーン共振対策領域条件の成立判定に、変速位相進み作動フラグを使用し、
    　前記切替え実施部は、前記切替え作動条件の成立時、前記パワートレーン共振対策領域条件が成立と判定される場合、前記第１フィードバック補償器を用いた油圧減衰制御と、変速比変動の位相遅れを低減する変速位相進み制御とを併用する、
    　無段変速機の変速油圧制御装置。
  6. 　請求項５に記載された無段変速機の変速油圧制御装置において、
    　前記変速位相進み作動フラグは、目標変速比が所定以内である目標変速比条件と、変速速度が所定以下である変速速度条件と、目標変速比と実変速比の変速比差が所定以下である変速比差条件と、変速比非発散条件と、ロックアップ作動条件と、走行レンジ選択条件と、非フェイル状態条件と、ディザ非作動条件との全ての条件を満足すると立て、
    　前記パワートレーン共振対策領域条件は、前記変速位相進み作動フラグが立っていると成立していると判定する、
    　無段変速機の変速油圧制御装置。
  7. 　請求項４から６までの何れか一項に記載された無段変速機の変速油圧制御装置において、
    　前記切替え作動条件は、油量収支の不足がない油量収支条件と、プーリ指令圧と目標ストローク速度による油圧固有値マップ出力を油温補正した油圧固有値が所定より低くない油圧固有値条件と、油温が所定より低くない油温条件と、の全ての条件を満足すると成立していると判定し、
    　前記切替え実施部は、前記切替え作動条件が不成立である場合、変速油圧制御を停止して前記バリエータを最ロー変速比に固定する、
    　無段変速機の変速油圧制御装置。
  8. 　請求項４から７までの何れか一項に記載された無段変速機の変速油圧制御装置において、
    　前記切替え実施部は、前記切替え作動条件の成立時、前記パワートレーン共振対策領域条件が不成立であるが前記油圧固有値条件が不成立と判定される場合、前記第１フィードバック補償器を選択し、
    　前記切替え作動条件の成立時、前記パワートレーン共振対策領域条件が不成立であるが前記油圧固有値条件が成立と判定される場合、前記第２フィードバック補償器を選択する、
    　無段変速機の変速油圧制御装置。
  9. 　走行用駆動源から駆動輪に至る駆動力伝達系に介装され、プライマリプーリとセカンダリプーリを有するバリエータを備える無段変速機の変速油圧制御方法において、
    　運転状態に基づいて設定された目標変速比となるように目標プライマリ圧と目標セカンダリ圧を設定し、
    　前記目標プライマリ圧と前記目標セカンダリ圧に基づき、実油圧を参照するフィードバック補償器を用いた制御によりプライマリプーリ指令圧信号とセカンダリプーリ指令圧信号を生成し、
    　前記バリエータを含む制御対象特性の変化により前記フィードバック補償器の減衰特性が合わなくなる特性変動要因を判定し、
    　前記特性変動要因が判定されると、前記フィードバック補償器の減衰特性を前記制御対象特性に合わせて切替える、
    　無段変速機の変速油圧制御方法。
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