JP4839988B2 - 車両用無段変速機の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、油圧アクチュエータ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車両用無段変速機の制御装置に係り、特に、登り方向への車両発進時におけるベルト挟圧力制御に関するものである。

駆動側プーリおよび従動側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車両用無段変速機の制御装置において、駆動側プーリの溝幅を変更する為の駆動側油圧アクチュエータと従動側プーリの溝幅を変更する為の従動側油圧アクチュエータとを備え、ベルトと両プーリとの間で滑りが発生しないように従動側油圧アクチュエータによりベルト挟圧力を制御すると共に、回転速度センサにより回転部材の回転速度が検出可能な所定車速を超える走行時にはその回転速度の目標値と実際値との偏差に基づいて駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排を制御することによって駆動側プーリの溝幅を変更して無段変速機の変速を行う一方で、その回転速度が検出困難な所定車速以下の走行時には駆動側油圧アクチュエータに所定の油圧を作用させつつ駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機の変速比を所定の変速比とすることが良く知られている。

例えば、所定車速を超える車両走行の際には、作動油が駆動側油圧アクチュエータへ供給されることにより駆動側プーリの溝幅が狭くされて無段変速機がアップシフトされ、駆動側油圧アクチュエータの作動油が排出されることにより駆動側プーリの溝幅が広くされて無段変速機がダウンシフトされる。また、車両停止の際には、駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態とする所謂閉じ込み制御が行われることにより、無段変速機の変速比が最低速側変速比とされる、すなわちベルトが最減速状態に戻される。

ところで、急勾配の登坂路で停止した後の登り方向への再発進時にブレーキが解除されて車両が発進方向と逆方向へずり下がった場合には、駆動方向と回転方向とが異なり同じベルト挟圧力であってもベルトの伝達トルク容量が相違することから、逆回転の正駆動時には正回転の正駆動時よりもベルトの伝達トルク容量が低下するので、平坦路等における発進時と同等のベルト挟圧力に制御されると、伝達トルク容量が不足してベルト滑りを生じるおそれがあった。

このようなベルト滑りの発生を回避するために、例えば特許文献１には、路面勾配が予め設定された勾配以上の急登坂路である場合には、このときのベルト挟圧力を、予め記憶された関係から設定される通常のベルト挟圧力よりも高くする車両用ベルト式無段変速機の制御装置が提案されている。

特開２００３−３４３７０７号公報 特開２００２−３４０１５８号公報

しかしながら、駆動側油圧アクチュエータに油圧が作用させられている例えば上記閉じ込み制御中のときのように、急勾配の再発進時にベルト挟圧力を通常よりも高くしなくとも車両がずり下がらない場合もあり、上記特許文献１に示されるように急登坂路であるからといってこのような場合にまで一律にベルト挟圧力を高くすると、伝達効率が悪化してエネルギ損失が大きくなって燃費が悪くなってしまう可能性があった。

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、登り方向への車両発進に際して、ベルト挟圧力の増大を必要最低限として燃費を向上する車両用無段変速機の制御装置を提供することにある。

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駆動側プーリおよび従動側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、前記駆動側プーリの溝幅を変更する為の駆動側油圧アクチュエータと前記従動側プーリの溝幅を変更する為の従動側油圧アクチュエータとを備え、前記駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排により変速を行うと共に、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従動側油圧アクチュエータによりベルト挟圧力を制御する車両用無段変速機の制御装置であって、(b) 前記車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える坂路であるか否かを判定する急勾配判定手段と、(c) 車両発進に際して、前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けているか否かを判断する発進時駆動側油圧抜け判断手段と、(d) 登り方向への車両発進に際して、前記急勾配判定手段により所定勾配を超える坂路であると判定され、且つ前記発進時駆動側油圧抜け判断手段により前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、このときのベルト挟圧力を、予め記憶された関係から設定される通常のベルト挟圧力よりも高くする登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段とを、含むことにある。

このようにすれば、登り方向への車両発進に際して、急勾配判定手段により車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える坂路であると判定され、且つ発進時駆動側油圧抜け判断手段により駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段によりこのときのベルト挟圧力が予め記憶された関係から設定される通常のベルト挟圧力よりも高くされるので、駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けて登り方向への車両発進時にベルト滑りが発生しやすい状態のときに限りベルト挟圧力が高くされ、ベルト挟圧力の増大を必要最低限として燃費を向上することができる。

ここで、請求項２にかかる発明は、請求項１に記載の車両用無段変速機の制御装置において、前記制御装置は、所定車速以下の車両状態では前記駆動側油圧アクチュエータに所定の油圧を作用させつつその駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として前記無段変速機の変速比を所定の変速比とするものであって、車両停止時に前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあるか否かを判断する最減速判断手段と、前記最減速判断手段により前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断されていることを条件として、車両発進に際して、前記無段変速機の変速比が最低速側変速比となるように前記駆動側油圧アクチュエータ内から作動油を排出するダウン変速作動を一時的に実行する発進時変速制御手段とを更に備え、前記発進時駆動側油圧抜け判断手段は、前記発進時変速制御手段によって前記ダウン変速作動が実行されているか否かに基づいて前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けているか否かを判断するものである。このようにすれば、所定車速以下の車両状態において駆動側油圧アクチュエータ内に作動油が閉じ込められた状態とされたときに、発進時に駆動側油圧アクチュエータに作用させられている油圧によってアップシフトが生じることを防止する為に発進時変速制御手段により無段変速機の変速比が最低速側変速比とされるように一時的にダウン変速作動が実行されているときに限りベルト挟圧力が高くされて、ベルト滑りの発生が回避されると共にベルト挟圧力の増大を必要最低限として燃費を向上することができる。

ここで、好適には、前記無段変速機において、所定車速例えば回転速度センサにより回転部材の回転速度が検出可能な車速を超える車両状態において実行される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駆動側プーリに一体的に設けられた駆動側油圧アクチュエータとしての駆動側油圧シリンダへの作動油の給排により駆動側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駆動側油圧シリンダへの作動油の給排により駆動側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、所定車速以下の低車速走行時のような上記フィードバック制御が困難なときの車両状態において実行される駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機の変速比を所定の変速比とする油圧制御は、駆動側油圧シリンダの油圧および従動側油圧シリンダの油圧をそれぞれ独立に制御して所定の推力比τ（＝従動側油圧シリンダの油圧×従動側油圧シリンダの受圧面積／駆動側油圧シリンダの油圧×駆動側油圧シリンダの受圧面積）となるように駆動側油圧シリンダの油圧を制御するものでも良いが、例えば従動側油圧シリンダの油圧がパイロット圧として導入される推力比コントロールバルブを有し、その推力比コントロールバルブから出力されるコントロール圧に基づいて駆動側油圧シリンダの油圧が制御されることにより、所定の推力比τとなるように構成することが望ましい。

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、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐと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状態（動力伝達遮断状態）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駆動側プーリ（プライマリプーリ、プライマリシーブ）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従動側プーリ（セカンダリプーリ、セカンダリシーブ）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油圧アクチュエータとしての駆動側油圧シリンダ（プライマリプーリ側油圧シリンダ）４２ｃおよび従動側油圧シリンダ（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、駆動側油圧シリンダ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、従動側油圧シリンダ４６ｃの油圧であるセカンダリ圧（以下、ベルト挟圧という）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、駆動側油圧シリンダ４２ｃの油圧であるプライマリ圧（以下、変速圧という）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、加速度センサ７６により検出された車両の前後方向の加速度Ｇを表す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７８を駆動するスロットル信号や燃料噴射装置８０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８２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例えば駆動側油圧シリンダ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従動側油圧シリンダ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駆動側油圧シリンダ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。

また、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。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１２４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１２６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を経て駆動側プーリ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駆動側プーリ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、駆動側プーリ４２（駆動側油圧シリンダ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を経て駆動側油圧シリンダ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、変速圧Ｐinが高められ、駆動側プーリ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、駆動側油圧シリンダ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、変速圧Ｐinが低められ、駆動側プーリ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が駆動側油圧シリンダ４２ｃへ供給されて変速圧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が出力されると駆動側油圧シリンダ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、すなわち駆動側油圧シリンダ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を経て従動側プーリ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と必要油圧（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^＊が得られるように従動側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdが制御され、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（１）で平衡状態となる。
Ｐ_τ×ｂ＝Ｐd×ａ＋Ｆ_Ｓ ・・・（１）
従って、推力比制御油圧Ｐ_τは、次式（２）で表され、ベルト挟圧Ｐdに比例する。
Ｐ_τ＝Ｐd×（ａ／ｂ）＋Ｆ_Ｓ／ｂ ・・・（２）

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が駆動側油圧シリンダ４２ｃに供給されることから、変速圧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すなわち変速圧Ｐinが出力される。

例えば、入力軸回転速度センサ５６や車速センサ５８の精度上所定車速Ｖ’以下の低車速状態では入力軸回転速度Ｎ_ＩＮや車速Ｖの検出精度が劣ることから、このような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、例えば制御油圧Ｐ_ＤＳ１および制御油圧Ｐ_ＤＳ２を共に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、低車速走行時や発進時には変速圧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ベルト挟圧Ｐdに比例する変速圧Ｐinが駆動側油圧シリンダ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（＝従動側油圧シリンダ推力Ｗ_ＯＵＴ／駆動側油圧シリンダ推力Ｗ_ＩＮ；Ｗ_ＯＵＴはベルト挟圧Ｐd×従動側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積、Ｗ_ＩＮは変速圧Ｐin×駆動側油圧シリンダ４２ｃの受圧面積）より大きな推力比τが可能なように上記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ）やＦ_Ｓ／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Ｖ’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、車速Ｖをパラメータとして変速比γと推力比τとの予め求められて記憶された関係であって、図示の関係になるように上記式（２）の右辺第１項の（ａ／ｂ）が設定された場合の一例を示す図である。図６の一点鎖線で示した車速Ｖのパラメータは駆動側油圧シリンダ４２ｃおよび従動側油圧シリンダ４６ｃにおける遠心油圧を考慮して算出した推力比τであり、実線との交点（Ｖ_０、Ｖ_２０、Ｖ_５０）にて閉じ込み制御時に保持可能な所定の変速比としての変速比γが求められる。例えば、この図６に示すように本実施例の無段変速機１８においては、車速Ｖが０km/hすなわち車両停止中の閉じ込み制御時に所定の変速比として最大変速比γmaxが保持可能である。

図７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７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 ^＊を逐次設定する。

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、すなわち回転速度差（偏差）ΔＮ_ＩＮ（＝Ｎ_ＩＮ ^＊−Ｎ_ＩＮ）を解消するように、その回転速度差ΔＮ_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、駆動側油圧シリンダ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^＊が得られるように従動側油圧シリンダ４６ｃのベルト挟圧Ｐdを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を作動させて駆動側油圧シリンダ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。

また、前記変速制御手段１５２は、前述の機能に加え、車速Ｖが前記所定車速Ｖ’以下であることを条件として、通常の変速制御としての回転速度差ΔＮ_ＩＮを解消するための変速比γのフィードバック制御を行わず、推力比コントロールバルブ１１８により変速圧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閉じ込み制御を実行する。すなわち、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を閉じ状態とすることによって、駆動側油圧シリンダ４２ｃ内に作動油を閉じ込めた状態として無段変速機１８の変速比γを所定の変速比とする低車速用の変速制御のための変速指令（閉じ込み制御指令）信号Ｓ_Ｔ’を油圧制御回路１００へ出力して所定の変速比を成立させる。

油圧制御回路１００は、上記閉じ込み制御指令信号Ｓ_Ｔ’に従っ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が閉じ状態とされるようにソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させず、推力比コントロールバルブ１１８から変速圧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を出力する。

本実施例の無段変速機１８においては、前述したように車両停止中の閉じ込み制御時には変速比γが最大変速比γmaxとされる、すなわち伝動ベルト４８が最減速位置に戻された状態（以下、最減速状態という）とされる。この閉じ込み制御においては推力比制御油圧Ｐ_τが駆動側油圧シリンダ４２ｃに供給されていることから、閉じ込み制御後の車両発進の際に駆動側プーリ４２の回転に伴い駆動側油圧シリンダ４２ｃ内に残っている可能性がある作動油によってアップシフトが生じるおそれがある。

そこで、前記変速制御手段１５２は、最減速判断手段１５８により伝動ベルト４８が最減速状態にあると判断（推定）されて車両停止した後の車両発進の際には、通常の変速制御が実行可能となる車速Ｖが所定車速Ｖ’を超えるまで通常の変速制御に先だって、前記閉じ込み制御に替えて、駆動側プーリ４２のＶ溝幅を最大幅として伝動ベルト４８が最減速状態となるように駆動側油圧シリンダ４２ｃ内から作動油を排出するダウンシフトを一時的に実行するデューティダウン制御の為のデューティダウン制御指令信号Ｓ_Ｔ”を油圧制御回路１００へ出力する発進時変速制御手段としての機能を備える。このデューティダウン制御が実行されて駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の作動油が排出されたとしても、車両停止の際に伝動ベルト４８が最減速状態に戻されているときには駆動側プーリ４２のＶ溝幅が増大されることはない。

油圧制御回路１００は、上記デューティダウン制御指令信号Ｓ_Ｔ”に従ってソレノイド弁ＤＳ１およびソレノイド弁ＤＳ２を作動させて駆動側油圧シリンダ４２ｃから作動油を排出する。これによって、無段変速機１８のアップシフトが防止されて変速比γが最大変速比γmaxに維持される。

前記最減速判断手段１５８は、閉じ込み制御が行われている車両停止時に、無段変速機１８の変速比γが最大変速比（最低速側変速比）γmaxにあるか否か、すなわち伝動ベルト４８が最減速状態にあるか否かを、例えば車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて既に変速比γが最大変速比γmaxとなっている状態で車両停止したか否か、或いは車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて変速比γが最大変速比γmaxとなっていないものの車両停止時には最大変速比γmaxとなっていると推定される最大変速比γmax近傍の所定変速比γmax’になっており且つ所定以上のダウンシフトとなっているか否かに基づいて判断する。

前記最減速判断手段１５８により伝動ベルト４８が最減速状態にあると判断されているときには電子制御装置５０によりベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＮとされる一方、最減速判断手段１５８により伝動ベルト４８が最減速状態にないと判断されているときには電子制御装置５０によりベルト戻り判定フラグＦbeltがＯＦＦとされる。

エンジン出力制御手段１６０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７８や燃料噴射装置８０や点火装置８２へ出力する。例えば、エンジン出力制御手段１６０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７８へ出力してエンジントルクＴ_Ｅを制御する。

ところで、急勾配の登坂路で停止した後の登り方向への再発進時（以下、急勾配発進時という）にブレーキが解除されて車両が発進方向と逆方向へずり下がった場合には、逆回転の正駆動時には正回転の正駆動時よりもベルトの伝達トルク容量が低下することから、平坦路における通常の発進時と同様に、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^＊が得られるように前記ベルト挟圧力制御手段１５６により挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂが油圧制御回路１００へ出力されると、伝達トルク容量が不足してベルト滑りを生じるおそれがある。このような路面勾配が所定勾配を超える急登坂路である再発進時には、このときのベルト挟圧Ｐdを通常設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊よりも高くしてベルト滑りの発生を回避することが考えられる。

しかしながら、前述した閉じ込み制御中のときのように駆動側油圧シリンダ４２ｃに油圧が作用させられているときには、急勾配発進時にベルト挟圧Ｐdを通常設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊よりも高くしなくとも車両がずり下がらない場合もあり、一律にベルト挟圧Ｐdを高くすると伝達効率が悪化してエネルギ損失が大きくなり、燃費が悪くなってしまう可能性がある。

つまり、急勾配発進時にベルト滑りの発生を抑制する為にベルト挟圧Ｐdを高くする必要があるのは、前記変速制御手段１５２によるデューティダウン制御により駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の作動油が排出されるときのように、すなわち閉じ込み制御中に駆動側油圧シリンダ４２ｃに作用している所定の油圧としての推力比制御油圧Ｐ_τがデューティダウン制御により抜けているときのように、ベルト滑りに対して厳しい車両状態のときのみであり、急勾配発進時に一律にベルト挟圧Ｐdを高くすることは余分な領域での過剰な油圧アップとなる可能性がある。

そこで、前記ベルト挟圧力制御手段１５６は、急勾配発進時には、駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の油圧が抜けていることを条件として、このときのベルト挟圧Ｐdを通常設定されたベルト挟圧力Ｐd^＊よりも高くしてベルト滑りの発生を回避する登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段として機能する。

より具体的には、車両停止判定手段１６２は、車両が停止状態であるか否かを、例えば車速Ｖ（出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定する。

急勾配判定手段１６４は、車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える登坂路であるか否かを判定する。例えば、急勾配判定手段１６４は、前記車両停止判定手段１６２により車両が停止状態であると判定されているときに、路面勾配情報の１つである加速度センサ７６により検出される前後加速度Ｇの絶対値が所定値Ｇ’を超えているか否かに基づいて路面勾配が所定勾配を超える登坂路であるか否かを判定する。上記所定値Ｇ’は、登り方向への再発進に際してアクセルペダル６８操作のためにフットブレーキやパーキングブレーキ等が解除されると車両が逆行してしまうような急勾配を判定するための予め実験的に求められた判定値である。

発進時駆動側油圧抜け判断手段１６６は、車両発進に際して、駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の油圧が抜けているか否かを判断する。例えば、発進時駆動側油圧抜け判断手段１６６は、車両発進に際して、前記変速制御手段１５２によりデューティダウン制御が実行されているか否かに基づいて、すなわち変速制御手段１５２によりデューティダウン制御指令信号Ｓ_Ｔ”が油圧制御回路１００へ出力されているか否かに基づいて、閉じ込み制御中に作用していた駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の推力比制御油圧Ｐ_τが抜けているか否かを判断する。

前記ベルト挟圧力制御手段１５６は、登り方向への車両再発進に際して、前記急勾配判定手段１６４により路面勾配が所定勾配を超える登坂路であると判定され、且つ前記発進時駆動側油圧抜け判断手段１６６により駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、このときのベルト挟圧Ｐdを、前記ベルト挟圧力設定手段１５４により設定された通常のベルト挟圧力Ｐd^＊よりも所定値だけ高くする。この所定値は、通常のベルト挟圧力Ｐd^＊が得られる為のベルト挟圧Ｐdに加算する補正油圧値ΔＰに対応するものであり、逆回転の正駆動時における伝動ベルト４８の一時的すべりを防止するために、予め実験的に求められた一定値であってもよいし、路面勾配が大きくなるほどこの所定値が増加するように予め実験的に求められた関係から実際の路面勾配に基づいて算出される値であってもよい。

図８は、電子制御装置５０の制御作動の要部すなわちベルト挟圧Ｐdの増大を必要最低限として燃費を向上する為の制御作動を説明する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。

先ず、前記車両停止判定手段１６２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、車両が停止状態であるか否かが、例えば車速Ｖ（出力軸回転速度Ｎ_ＯＵＴ）が零と判定されるような所定速度以下となったか否かに基づいて判定される。

前記Ｓ１の判断が肯定される場合は前記急勾配判定手段１６４に対応するＳ２において、車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える登坂路であるか否かが、例えば車両の停止状態において加速度センサ７６により検出される前後加速度Ｇの絶対値が所定値Ｇ’（正の値）を超えているか否かに基づいて判定される。見方を換えれば、このＳ２においては、登り方向への再発進に際して車両が停車している路面の勾配を判定するものであることから、レバーポジションＰ_ＳＨが「Ｄ」ポジション（レンジ）にあるときには正の値である前後加速度Ｇが正の値である所定値Ｇ’を超えているか否か、或いはレバーポジションＰ_ＳＨが「Ｒ」ポジション（レンジ）にあるときには負の値である前後加速度Ｇが負の値である所定値Ｇ’より小さいか否かが判定される。

前記Ｓ２の判断が肯定される場合は前記最減速判断手段１５８に対応するＳ３において、閉じ込み制御が行われている車両停止時に、無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxにあるか否か、すなわち伝動ベルト４８が最減速状態にあるか否かが、例えば車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて既に変速比γが最大変速比γmaxとなっている状態で車両停止したか否か、或いは車両減速走行中に所定車速Ｖ’を超えている車速Ｖにおいて変速比γが最大変速比γmaxとなっていないものの車両停止時には最大変速比γmaxとなっていると推定される最大変速比γmax近傍の所定変速比γmax’になっており且つ所定以上のダウンシフトとなっているか否かに基づいて判断される。

前記Ｓ３の判断が肯定される場合は、車両停止した後の車両発進の際に伝動ベルト４８が最減速状態とされるように一時的に前記デューティダウン制御指令信号Ｓ_Ｔ”が油圧制御回路１００へ出力されると共に、前記発進時駆動側油圧抜け判断手段１６６に対応するＳ４において、車両発進に際して、閉じ込み制御中に作用していた駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の推力比制御油圧Ｐ_τが抜けているか否かが、前記デューティダウン制御指令信号Ｓ_Ｔ”が油圧制御回路１００へ出力されているか否かに基づいて判断される。

前記Ｓ４の判断が肯定される場合は前記ベルト挟圧力制御手段１５６に対応するＳ５において、登り方向への車両再発進に際して、このときのベルト挟圧Ｐdが、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アクセル開度Ａccおよび実変速比γに基づいて設定された通常のベルト挟圧力Ｐd^＊よりも所定値だけ高くされる。

前記Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３、およびＳ４のうちのいずれかの判断が否定された場合は前記ベルト挟圧力制御手段１５６に対応するＳ６において、このときのベルト挟圧Ｐdが上記通常のベルト挟圧力Ｐd^＊より高くされることなく、その通常のベルト挟圧力Ｐd^＊が得られるように挟圧力制御指令信号Ｓ_Ｂが油圧制御回路１００へ出力される。

上述のように、本実施例によれば、登り方向への車両再発進に際して、急勾配判定手段１６４により車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える登坂路であると判定され、且つ発進時駆動側油圧抜け判断手段１６６により駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、ベルト挟圧力制御手段１５６によりこのときのベルト挟圧Ｐdがベルト挟圧力設定手段１５４により設定される通常のベルト挟圧力Ｐd^＊よりも所定値だけ高くされるので、駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の油圧が抜けて登り方向への車両発進時にベルト滑りが発生しやすい状態のときに限りベルト挟圧Ｐdが高くされ、ベルト挟圧Ｐdの増大が必要最低限とされて燃費を向上することができる。

また、本実施例によれば、車両発進に際して、変速制御手段１５２によってデューティダウン制御が実行されているか否かに基づいて、閉じ込み制御中に作用していた駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の推力比制御油圧Ｐ_τが抜けているか否かが発進時駆動側油圧抜け判断手段１６６により判断されるので、所定車速Ｖ’以下の車両状態において駆動側油圧シリンダ４２ｃ内に作動油が閉じ込められた状態とされたときに、発進時に駆動側油圧シリンダ４２ｃに作用させられている推力比制御油圧Ｐ_τによってアップシフトが生じることを防止する為に変速制御手段１５２により無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxとされるように一時的にダウンシフトが実行されているときに限りベルト挟圧Ｐdが高くされて、ベルト滑りの発生が回避されると共にベルト挟圧Ｐdの増大を必要最低限として燃費を向上することができる。

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、前述の実施例では、急勾配判定手段１６４は、加速度センサ７６により検出される前後加速度Ｇに基づいて路面勾配が所定勾配を超える登坂路であるか否かを判定したが、前後加速度Ｇに基づかず登坂路を判定しても良い。例えば、基準加速度と実加速度とを比較することにより路面勾配を判定しても良いし、良く知られたナビゲーション装置に記憶された道路情報内に路面勾配が含まれている場合には、その道路情報から走行位置情報に基づいて現在の路面勾配を判定しても良い。

また、前述の実施例では、急勾配発進時において、閉じ込み制御により駆動側油圧シリンダ４２ｃ内に残っている作動油によってアップシフトが生じることを回避する為に駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の油圧を抜く作動が実行されるときにベルト挟圧Ｐdが高くされたが、閉じ込み制御が実行されない無段変速機の制御装置であっても、変速比γが最大変速比γmaxとなるように駆動側油圧シリンダ４２ｃ内の油圧を抜く作動が実行されるような場合には、本発明は適用され得る。

また、前述の実施例において、所定回転部材の回転速度として例示した入力軸回転速度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 ^＊などが用いられても良い。従って、入力軸回転速度センサ５６等の回転速度センサは、制御する必要がある回転速度に合わせて適宜備えられれば良い。

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部分を示す要部油圧回路図である。 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必要油圧を求める必要油圧マップの一例を示す図である。 車速をパラメータとして変速比と推力比との予め求められて記憶された関係である。 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。 図２の電子制御装置の制御作動の要部すなわちベルト挟圧の増大を必要最低限として燃費を向上する為の制御作動を説明する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：駆動側プーリ
４２ｃ：駆動側油圧シリンダ（駆動側油圧アクチュエータ）
４６：従動側プーリ
４６ｃ：従動側油圧シリンダ（従動側油圧アクチュエータ）
４８：伝動ベルト（ベルト）
５０：電子制御装置（制御装置）
１５２：変速制御手段（発進時変速制御手段）
１５６：ベルト挟圧力制御手段（登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段）
１５８：最減速判断手段
１６４：急勾配判定手段
１６６：発進時駆動側油圧抜け判断手段

Claims (2)

1. 走行用動力源と駆動輪との間の動力伝達経路に駆動側プーリおよび従動側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、前記駆動側プーリの溝幅を変更する為の駆動側油圧アクチュエータと前記従動側プーリの溝幅を変更する為の従動側油圧アクチュエータとを備え、前記駆動側油圧アクチュエータに対する作動油の給排により変速を行うと共に、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従動側油圧アクチュエータによりベルト挟圧力を制御する車両用無段変速機の制御装置であって、
   前記車両の走行する路面勾配が所定勾配を超える坂路であるか否かを判定する急勾配判定手段と、
   車両発進に際して、前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けているか否かを判断する発進時駆動側油圧抜け判断手段と、
   登り方向への車両発進に際して、前記急勾配判定手段により所定勾配を超える坂路であると判定され、且つ前記発進時駆動側油圧抜け判断手段により前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けていると判断されていることを条件として、このときのベルト挟圧力を、予め記憶された関係から設定される通常のベルト挟圧力よりも高くする登坂路発進時ベルト挟圧力制御手段と
   を、含むことを特徴とする車両用無段変速機の制御装置。
2. 前記制御装置は、所定車速以下の車両状態では前記駆動側油圧アクチュエータに所定の油圧を作用させつつ該駆動側油圧アクチュエータ内に作動油を閉じ込めた状態として前記無段変速機の変速比を所定の変速比とするものであって、
   車両停止時に前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあるか否かを判断する最減速判断手段と、
   前記最減速判断手段により前記無段変速機の変速比が最低速側変速比にあると判断されていることを条件として、車両発進に際して、前記無段変速機の変速比が最低速側変速比となるように前記駆動側油圧アクチュエータ内から作動油を排出するダウン変速作動を一時的に実行する発進時変速制御手段とを更に備え、
   前記発進時駆動側油圧抜け判断手段は、前記発進時変速制御手段によって前記ダウン変速作動が実行されているか否かに基づいて前記駆動側油圧アクチュエータ内の油圧が抜けているか否かを判断するものである請求項１の車両用無段変速機の制御装置。

Images