车辆用无级变速器的控制装置的制作方法

专利名称：车辆用无级变速器的控制装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及通过分别控制输入侧推力和输出侧推力来防止带打滑并实现目标变速比的车辆用无级变速器(带式无级变速器)的控制装置。
背景技术：
众所周知一种车辆用无级变速器(以下，称为无级变速器)的控制装置，所述无级变速器具有输入侧可变带轮(主带轮primary pulley,主滑轮primary sheave)和输出侧可变带轮(从带轮secondary pulley,从滑轮secondary sheave)的有效直径可变的一对可变带轮、和卷绕在该一对可变带轮之间的传动带，通过分别控制主带轮的输入侧推力(主推力)和从带轮的输出侧推力(从推力)来防止传动带打滑并使实际的变速比成为目标变速t匕。专利文献I所记载的带式无级变速器的变速控制装置就是这种控制装置。在这样的无级变速器中，例如将从侧的目标推力(目标从推力)设定为不使从带轮发生带打滑所需的最低限的打滑临界推力(所需从推力)。除此之外，将主侧的目标推力(目标主推力)设定为基于用于维持目标变速比的推力比(=从推力/主推力)相对于目标从推力平衡的平衡推力(稳态推力)、与用于实现使变速比变化时的目标变速速度的变速差推力(过渡推力)之和(合计推力)。并且，控制对各带轮的液压以得到分别设定的推力，从而防止带打滑的发生并实现目标变速比。在此，例如考虑无级变速器执行降档的情况。在降档中，由于主侧的变速差推力成为负值，所以所设定的目标主推力容易低于不使主带轮发生带打滑所需的最低限的打滑临界推力(所需主推力)，从而有可能发生带打滑。此外，在升档中，由于主侧的变速差推力成为正值，所以虽然所设定的目标主推力难以低于所需主推力，但是有可能因主侧的平衡推力等而低于所需主推力从而发生带打滑。对于这样的目标主推力低于所需主推力，上述专利文献I中提出了如下方案在目标主推力小于所需主推力时，在主侧将打滑临界推力设定为目标主推力，在从侧将用于变速的平衡推力与变速差推力的合计推力设定为目标从推力，从而使用所需最小限度的带轮推力来防止带打滑的发生并实现作为目标变速。即，在专利文献I中，判定与设定为打滑临界推力(所需从推力)的目标从推力对应的用于变速控制的目标主推力是否比打滑临界推力(所需主推力)小，基于判定结果在主侧和从侧之间使保证防止带打滑的功能和实现作为目标变速的功能交替，从而以最小限度的推力实现变速和防止带打滑。现有技术文献专利文献1:专利第3042684号公报

发明内容
发明要解决的问题然而，在保证防止带打滑的一方的带轮侧，例如以该一方的带轮侧的液压控制精度良好为前提。即，当考虑到实际液压相对于液压指令值存在液压偏差时，为了使实际推力与设定为打滑临界推力的目标推力一致，例如希望具有对一方的带轮侧的实际液压进行检测的液压传感器，能够进行反馈控制以使液压传感器的检测值成为与目标推力对应的一方的带轮侧的目标液压。此外，在实现作为目标变速的另一方的带轮侧，由于能够通过反馈控制对该另一方的带轮侧的推力进行修正以使实际变速比成为目标变速比，所以也可以不必以该另一方的带轮侧的液压控制精度良好为前提。这样一来，在所述专利文献I中所提出的技术中，如果主侧和从侧这两方的液压控制精度都良好，例如如果分别设置对两带轮的各带轮压进行检测的液压传感器，则即使使保证防止带打滑的功能和实现作为目标变速的功能交替也不会发生问题。然而，使主侧和从侧这两方的液压控制精度都良好则会导致成本上升。另外，为了降低成本，在仅使一方的带轮侧的液压控制精度良好的情况下，由于另一方的带轮侧的液压控制精度比一方的带轮侧差，所以会产生例如以下所示的问题。即，例如仅在一方的带轮侧具备上述液压传感器的硬件结构的情况下，为了在将液压控制精度差的另一方的带轮侧的目标推力设定为打滑临界推力的变速状态下切实地保证防止带打滑，需要将该目标推力设定为例如“打滑临界推力+用于无论液压发生怎样的偏差都能够切实地得到该打滑临界推力的预定的与另一方的带轮侧液压偏差相当的推力”。因此，为了实现目标变速，当想要相对于另一方的带轮侧的目标推力基于推力比取得平衡时，对应上述“与另一方的带轮侧液压偏差相当的推力”，不得不使一方的带轮侧的目标推力(或者目标液压)增大，从而有可能使燃料经济性恶化。此外，上述的问题尚未公知，在仅一方的带轮侧的液压控制精度良好的带式无级变速器中，针对抑制由液压偏差量导致的燃料经济性恶化，还没有提案。本发明是以以上的情况为背景而完成的发明，其目的在于，提供一种能够削减液压控制精度不良的一方的带轮侧的液压余裕(margin)量而提高燃料经济性的车辆用无级变速器的控制装置。用于解决问题的手段用于实现所述目的的本发明的要旨在于，(a) —种车辆用无级变速器的控制装置，所述车辆用无级变速器具备输入侧可变带轮和输出侧可变带轮的有效直径可变的一对可变带轮、和卷绕在该一对可变带轮之间的传动带，通过分别控制该输入侧可变带轮的输入侧推力和该输出侧可变带轮的输出侧推力来防止该传动带打滑并使实际变速比成为目标变速比，(b)所述控制装置具备液压控制回路，将所述输入侧可变带轮和所述输出侧可变带轮中的一方与另一方相比，所述液压控制回路能够高精度地控制推力，(C)作为所述一方侧的目标推力，选择以下推力中的较大一方为防止带打滑所需的该一方侧的打滑临界推力；和基于为防止带打滑所需的所述另一方侧的打滑临界推力而算出的变速控制所需的该一方侧的推力。发明的效果由此，由于选择防止带打滑所需的该一方侧的打滑临界推力、和基于为防止带打滑所需的所述另一方侧的打滑临界推力而算出的变速控制所需的该一方侧的推力中较大的一方作为所述一方侧的目标推力，所以在推力控制精度(液压控制精度)较好的一方的可变带轮侧，用于防止一方的可变带轮的带打滑的所需推力自不必说，也能确保用于防止推力控制精度较差的另一方的可变带轮的带打滑的所需推力。另外，由于用于防止带打滑的推力在推力控制精度较好的一方的可变带轮侧受到控制，所以在目标推力设定时无需追加另一方的可变带轮的液压偏差量。即，不追加该液压偏差量就能在一方的可变带轮侧确保用于防止两个可变带轮的带打滑的所需推力。由此，能够削减液压控制精度不良的一方的带轮侧的液压余裕量而提高燃料经济性。在此，优选，将基于所述一方侧的目标推力算出的变速控制所需的该另一方侧的推力设定为所述另一方侧的目标推力。由此，能够不追加推力控制精度较差的另一方的可变带轮的液压偏差量就能防止该另一方的可变带轮的带打滑并实现目标变速。另外，优选，通过基于目标变速比与实际变速比的偏差或目标带轮位置与实际带轮位置的偏差的所述另一方侧的推力的反馈控制，修正该另一方侧的目标推力。由此，能够补偿推力控制精度较差的另一方的可变带轮的液压偏差量。因此，能够抑制由液压偏差量导致的燃料经济性恶化，从而能够以所需最小限度的带轮推力切实地实现目标变速和防止带打滑。另外，优选，为所述变速控制所需的推力是为实现目标变速比和目标变速速度所需的推力。由此，可适当算出为变速控制所需的推力。另外，优选，基于实际变速比和所述车辆用无级变速器的输入转矩，算出所述打滑临界推力。由此，可适当算出所述打滑临界推力，适当确保用于防止带打滑的所需推力。另外，优选，所述液压控制回路仅在所述一方侧具备液压传感器，该液压传感器用于检测作用于该一方的可变带轮的实际带轮压，执行使所述液压传感器的检测值成为与所述一方侧的目标推力对应的目标带轮压的反馈控制。由此，将一方侧与另一方侧相比较，能够高精度地控制推力。另外，优选，在基于所述另一方侧的打滑临界推力开始所述一方侧的推力的算出之前，将与该算出有关的偏差量对应的预定推力加到该另一方侧的打滑临界推力上。由此，可适当确保用于切实地防止推力控制精度较差的另一方的可变带轮的带打滑的所需推力。此外，与上述算出有关的偏差量不同于例如液压偏差量(实际液压相对于液压指令值的偏差量)，而是在基于所述另一方侧的打滑临界推力算出所述一方侧的推力时使用的例如预定的特性等的个体偏差(个体差异，单元偏差)。另外，虽然上述液压偏差量例如因单元不同而为比较大的值，但是与上述算出有关的偏差量与液压偏差量相比是极其小的值。


图1是说明构成适用本发明的车辆的动力传递路径的概略结构的图。图2是说明设置于车辆的控制系统的主要部分的框线图。图3是表示液压控制回路中与无级变速器的变速相关的涉及液压控制的主要部分的液压回路图。图4是说明电子控制装置的控制功能的主要部分的功能框线图。图5是表示用于说明变速控制所需的推力的一例的图。图6是表示本实施例的控制结构的框图。图7是表示在与无级变速器的变速相关的液压控制中求出目标输入轴转速时所使用的变速映射的一例的图。图8是表示以吸入空气量作为参数的发动机转速与发动机转矩的预先实验求出并存储的映射的一例的图。
图9是表示作为变矩器的预定的工作特性预先实验求出并存储的映射的一例的图。图10是表示以目标变速比作为参数的安全率的倒数与推力比的预先实验求出并存储的推力比映射的一例的图。图11是表示目标变速速度与从变速差推力的预先实验求出并存储的差推力映射的一例的图。图12是说明用于削减电子控制装置的控制工作的主要部分即液压控制精度不良的主带轮侧的液压余裕量来提高燃料经济性的控制工作的流程图。
具体实施例方式在本发明中，优选，通过构成液压控制回路以分别独立地控制作用于所述输入侧可变带轮和输出侧可变带轮的带轮压，从而分别直接或间接地控制所述输入侧推力和输出侧推力。下面，参照附图详细说明本发明的实施例。实施例图1是说明构成适用本发明的车辆10的从发动机12到驱动轮24的动力传递路径的概略结构的图。在图1中，例如由用作行驶用驱动力源的发动机12产生的动力，依次经由作为流体式传动装置的变矩器14、前进后退切换装置16、作为车辆用无级变速器的带式无级变速器(以下，称为无级变速器(CVT)) 18、减速齿轮装置20、差动齿轮装置22等，向左右的驱动轮24传递。变矩器14具有与发动机12的曲轴13连结的泵轮14p、和经由与变矩器14的输出侧构件相当的涡轮轴30与前进后退切`换装置16连结的涡轮14t，并借助流体进行动力传递。另外，在这些泵轮14p和涡轮14t之间设有锁止离合器26，通过使该锁止离合器26完全接合，泵轮14p和涡轮14t 一体旋转。在泵轮14p上连结有机械式的油泵28，该油泵28通过由发动机12旋转驱动而产生工作液压，所述工作液压用于对无级变速器18变速控制、产生无级变速器18的带夹持压力、控制锁止离合器26的转矩容量、对前进后退切换装置16的动力传递路径进行切换、或向车辆10的动力传递路径的各部供给润滑油。前进后退切换装置16以前进用离合器Cl、后退用制动器BI和双小齿轮型的行星齿轮装置16p为主体而构成，变矩器14的涡轮轴30与太阳轮16s —体连结，无级变速器18的输入轴32与行星架16c —体连结，另一方面，行星架16c和太阳轮16s经由前进用离合器Cl而选择性地连结，齿圈161■经由后退用制动器BI而选择性地固定于作为非旋转构件的外壳34。前进用离合器Cl和后退用制动器BI相当于断续装置，都是通过液压缸进行摩擦接合的液压式摩擦接合装置。在这样构成的前进后退切换装置16中，当前进用离合器Cl接合(配合、卡合)并且后退用制动器BI释放(分离)时，由于前进后退切换装置16成为一体旋转状态而使涡轮轴30与输入轴32直接连接，前进用动力传递路径成立(实现)，前进方向的驱动力向无级变速器18侧传递。另外，当后退用制动器BI接合并且前进用离合器Cl释放时，前进后退切换装置16使后退用动力传递路径成立(实现)，输入轴32相对涡轮轴30向反方向旋转，后退方向的驱动力向无级变速器18侧传递。另外，当前进用离合器Cl和后退用制动器BI都释放时，前进后退切换装置16成为切断动力传递的空档状态(动力传递切断状态)。发动机12由例如汽油发动机或柴油发动机等内燃机构成。在该发动机12的进气配管36，具有使用节气门致动器38对发动机12的吸入空气量Qaik进行电控制的电子节气门40。无级变速器18具有设置于输入轴32的输入侧构件即有效直径可变的输入侧可变带轮(主带轮、主滑轮)42和设置于输出轴44的输出侧构件即有效直径可变的输出侧可变带轮(从带轮、从滑轮)46这一对可变带轮42、46 ;和卷绕在这一对可变带轮42、46之间的传动带48,借助一对可变带轮42、46与传动带48之间的摩擦力进行动力传递。主带轮42构成为具有固定于输入轴32的作为输入侧固定旋转体的固定旋转体42a ;设置成不能相对输入轴32进行绕轴旋转且能够在轴方向上移动的作为输入侧可动旋转体的可动旋转体42b ;和提供用于改变42a与42b之间的V槽宽度的主带轮42的输入侧推力(主推力)Win (=SSPinX受压面积)的作为液压致动器的输入侧液压缸(主侧液压缸)42c。另外，输出侧可变带轮46构成为具有固定于输出轴44的作为输出侧固定旋转体的固定旋转体46a ;设置成不能相对输出轴44进行绕轴旋转且能够在轴方向上移动的作为输出侧可动旋转体的可动旋转体46b ;和提供用于改变46a与46b之间的V槽宽度的输出侧可变带轮46的输出侧推力(从推力)Wout (=从压PoutX受压面积)的作为液压致动器的输出侧液压缸(从侧液压缸)46c。并且，通过液压控制回路100 (参照图3)分别对作为向主侧液压缸42c输出的液压的主压Pin和作为向从侧液压缸46c输出的液压的从压Pout独立地进行调压控制，从而分别对主推力Win和从推力Wout进行直接或间接地控制。由此，一对可变带轮42、46的V槽宽度发生变化，使传动带48的悬挂直径(有效直径)改变，使变速比(齿轮比)Y (=输入轴转速Nin/输出轴转速Nqut)连续地变化，并控制一对可变带轮42、46与传动带48之间的摩擦力(带夹持压力)以使传动带48不发生打滑。这样，通过分别控制主推力Win和从推力Wout以防止传动带48打滑并使实际的变速比(实际变速比)Y成为目标变速比Y '另夕卜，输入轴转速Nin为输入轴32的转速，输出轴转速Notit为输出轴44的转速。另外，在本实施例中，从图1可知，输入轴转速Nin与主带轮42的转速相同，输出轴转速Ntot与输出侧可变带轮46的转速相同。在无级变速器18中，例如当主压Pin提高时，主带轮42的V槽宽度变窄，变速比
Y减小即无级变速器18升档(up shift)。另外，当主压Pin降低时,主带轮42的V槽宽度增大，变速比Y变大即无级变速器18降档(down shift)。因此，通过将主带轮42的V槽宽度设为最小，作为无级变速器18的变速比Y可形成最小变速比Ymin(最高速侧变速t匕、最高(High))。另外，通过将主带轮42的V槽宽设为最大，作为无级变速器18的变速比
Y可形成最大变速比Ymax (最低速侧变速比、最低(Low))。此外,通过主压Pin (也可以是主推力Win)和从压Pout (也可以是从推力Wout)来防止传动带48的打滑(带打滑),并利用这些主推力Win和从推力Wout的相互关系来实现目标变速比Y *，而不是仅通过一方的带轮压(也可以是推力)来实现目标变速。图2是说明为控制发动机12和无级变速器18等而设置于车辆10的控制系统的主要部分的框线图。在图2中，车辆10具有例如包含与无级变速器18的变速控制等相关联的车辆用无级变速器的控制装置的电子控制装置50。电子控制装置50例如包括具有CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓微型计算机而构成，CPU通过利用RAM的暂时存储功能并按照预先存储于ROM的程序进行信号处理来执行车辆10的各种控制。例如，电子控制装置50执行发动机12的输出控制、无级变速器18的变速控制和带夹持压力控制、锁止离合器26的转矩容量控制等，并根据需要分为发动机控制用、无级变速器18和锁止离合器26的液压控制用等。电子控制装置50分别接收以下信号:由发动机转速传感器52检测到的表示曲轴13的旋转角度(位置)Aai和发动机12的转速(发动机转速)Ne的信号；由涡轮转速传感器54检测到的表示涡轮轴30的转速(涡轮转速)Nt的信号；由输入轴转速传感器56检测到的表不作为无级变速器18的输入转速的输入轴转速Nin的信号；由输出轴转速传感器58检测到的表示作为与车速V对应的无级变速器18的输出转速的输出轴转速Ntot的信号；由节气门传感器60检测到的表示电子节气门40的节气门开度θ TH的信号；由冷却水温传感器62检测到的表示发动机12的冷却水温THw的信号；由吸入空气量传感器64检测到的表示发动机12的吸入空气量Qaik的信号；由加速开度传感器66检测到的表示作为驾驶员的加速要求量的加速踏板的操作量即加速开度Acc的信号；由脚踏式制动器开关68检测到的表示制动器开启Bw的信号，制动器开启表示作为常用制动器的脚踏式制动器被操作的状态；由CVT油温传感器70检测到的表示无级变速器18等的工作油的油温THtm的信号；由变速杆位置传感器72检测到的表示换档杆的变速杆位置(操作位置)Psh的信号；由电池传感器76检测到的表示电池温度THbat、电池输入输出电流(电池充放电电流)Ibat或电池电压Vbat的信号；由从压传感器78检测到的表示作为向输出侧可变带轮46供给的供给液压的从压Pout的信号等。另外，电子控制装置50例如基于上述电池温度THbat、电池充放电电流Ibat和电池电压Vbat等逐次计算出电池(蓄电装置)的充电状态(充电容量)S0C。另外，电子控制装置50例如基于输出轴转速Notit和输入轴转速Nin来逐次算出无级变速器18的实际变速比 Y (=Nin/N0UT)o另外，从电子控制装置50分别输出用于发动机12的输出控制的发动机输出控制指令信号Se、用于与无级变速器18的变速相关的液压控制的液压控制指令信号Swt等。具体地说，作为上述发动机输出控制指令信号Se，输出用于驱动节气门致动器38来控制电子节气门40的开闭的节气门信号、用于控制从燃料喷射装置82喷射的燃料的量的喷射信号、用于控制由点火装置84对发动机12点火的点火正时的点火正时信号等。另外，作为上述液压控制指令信号Swt，向液压控制回路100输出用于驱动对主压Pin进行调压的线性电磁阀SLP的指令信号、用于驱动对从压Pout进行调压的线性电磁阀SLS的指令信号、用于驱动对管路液压PL进行控制的线性电磁阀SLT的指令信号等。图3是表示液压控制回路100中与无级变速器18的变速相关的液压控制的主要部分的液压回路图。在图3中，液压控制回路100例如具有油泵28、对主压Pin进行调压的主压控制阀110、对从压Pout进行调压的从压控制阀112、主调节阀(管路液压调压阀)114、调整阀(modulator valve) 116、线性电磁阀SLT、线性电磁阀SLP、线性电磁阀SLS等。管路液压匕，例如以从油泵28输出(产生)的工作液压为初压，通过降压型的主调节阀114基于作为线性电磁阀SLT的输出液压的控制液压Psu被调压为与发动机负载相应的值。具体地说，管路液压匕基于控制液压Psu被调压，所述控制液压Psu被设定成得到在主压Pin和从压Pout中较高一方的液压上加上预定的余裕量(margin)得到的液压。因此，能够避免在主压控制阀110和从压控制阀112的调压工作中作为初压的管路液压不足，并且不会使管路液压匕不必要地升高。另外，调整液压Pm成为受电子控制装置50控制的控制液压Psu的初压、作为线性电磁阀SLP的输出液压的控制液压Pap的初压、以及作为线性电磁阀SLS的输出液压的控制液压Pas的初压，并以管路液压匕作为初压通过调整阀116被调压为恒定压。主压控制阀110具有滑阀芯110a，其通过被设置成能够在轴方向上移动来开闭输入口 IlOi并能够使管路液压1\从输入口 IlOi经由输出口 IlOt向主带轮42供给；作为施力单元的弹簧110b，其将该滑阀芯IlOa向开阀方向施力；油腔110c，其收容该弹簧IlOb且接受控制液压Psu=以对滑阀芯IlOa施加开阀方向的推力；反馈油腔110d，其接受从输出口 IlOt输出的管路液压以对滑阀芯IlOa施加闭阀方向的推力；和油腔110e，其接受调整液压Pm以对滑阀芯IlOa施加闭阀方向的推力。这样构成的主压控制阀110，例如将控制液压Pap作为先导(pilot)压对管路液压匕进行调压控制并供给到主带轮42的主侧液压缸42c。由此，可控制供给到该主侧液压缸42c的主压Pin。例如，从对主侧液压缸42c供给了预定的液压的状态开始，当线性电磁阀SLP输出的控制液压Pap增大时，主压控制阀110的滑阀芯IlOa向图3的上侧移动。由此，向主侧液压缸42c输出的主压Pin增大。另一方面，从对主侧液压缸42c供给了预定的液压的状态开始，当线性电磁阀SLP输出的控制液压Pap下降时，主压控制阀110的滑阀芯IlOa向图3的下侧移动。由此，向主侧液压缸42c输出的主压Pin下降。另外，在主侧液压缸42c和主压控制阀110之间的油路118上，以失效安全(failsafe)等为目的设有节流孔120。通过设置该节流孔120，即使例如线性电磁阀SLP发生故障，主侧液压缸42c的内压也不会急剧降低。由此，可抑制例如因线性电磁阀SLP的故障引起的车辆10的急减速。从压控制阀112具有滑阀芯112a，其通过被设置成能够在轴方向上移动来开闭输入口 112i并能够使管路液压1\作为从压Pout从输入口 112i经由输出口 112t向输出侧可变带轮46供给；作为施力单元的弹簧112b，其将该滑阀芯112a向开阀方向施力；油腔112c，其收容该弹簧112b且接受控制液压Pas以对滑阀芯112a施加开阀方向的推力；反馈油腔112d，其接受从输出口 112t输出的从压Pout以对滑阀芯112a施加闭阀方向的推力；和油腔112e，其接受调整液压Pm以对滑阀芯112a施加闭阀方向的推力。这样构成的从压控制阀112，例如将控制液压Pas作为先导压对管路液压匕进行调压控制并供给到输出侧可变带轮46的从侧液压缸46c。由此,可控制供给到该从侧液压缸46c的从压Pout。例如，从对从侧液压缸46c供给了预定的液压的状态开始，当线性电磁阀SLS输出的控制液压Pas增大时，从压控制阀112的滑阀芯112a向图3的上侧移动。由此，向从侧液压缸46c输出的从压Pout增大。另一方面，从对从侧液压缸46c供给了预定的液压的状态开始，当线性电磁阀SLS输出的控制液压Pas下降时，从压控制阀112的滑阀芯112a向图3的下侧移动。由此，向从侧液压缸46c输出的从压Pout下降。另外，在从侧液压缸46c和从压控制阀112之间的油路122上，以失效安全等为目的而设有节流孔124。通过设置该节流孔124，即使例如线性电磁阀SLS发生故障，从侧液压缸46c的内压也不会急剧降低。由此，可防止例如因线性电磁阀SLS的故障引起的带打滑。
在这样构成的液压控制回路100中，例如由线性电磁阀SLP进行调压的主压Pin和由线性电磁阀SLS进行调压的从压Pout，被控制成不发生带打滑且使一对可变带轮42、46产生不会不必要增大的带夹持压力。另外，如后述那样，利用主压Pin与从压Pout的相互关系，通过改变一对可变带轮的42、46的推力比τ (=ffout/ffin)来改变无级变速器18的变速比Y。例如，该推力比τ越大则变速比Υ就越大(即无级变速器18降档)。图4是说明电子控制装置50的控制功能的主要部分的功能框线图。在图4中，发动机输出控制部即发动机输出控制单元130，例如为进行发动机12的输出控制而将节气门信号、喷射信号、点火正时信号等发动机输出控制指令信号Se分别向节气门致动器38、燃料喷射装置80、点火装置82输出。例如，发动机输出控制单元130设定用于得到与加速开度Acc相应的驱动力(驱动转矩)的目标发动机转矩Te'通过节气门致动器38对电子节气门40进行开闭控制以得到该目标发动机转矩Te '除此以外，还通过燃料喷射装置80控制燃料喷射量或通过点火装置82控制点火正时。无级变速器控制部即无级变速器控制单元132，例如决定作为主压Pin的指令值(或目标主压Pin*)的主指示压Pintgt和作为从压Pout的指令值(或目标从压Pout*)的从指示压Pouttgt，以使无级变速器18不发生带打滑并实现无级变速器18的目标变速比
Y'并将主指示压Pintgt和从指示压Pouttgt向液压控制回路100输出。因此，本实施例的液压控制回路100，仅在作为一对可变带轮42、46的一方侧的从带轮46侧具备用于对作用于该从带轮46 (从侧液压缸46c)的实际从压Pout进行检测的作为液压传感器的从压传感器78。因此，无级变速器控制单元132能够执行例如使从压传感器78的检测值(表示实际从压Pout的信号)成为与目标从推力Wout *相对应的目标从压Pout*的反馈控制。由此,在从带轮46侧，与不具备液压传感器的主带轮42侧相比较,能够高精度地控制推力(带轮压)。即，在本实施例中，具有液压控制回路100，将作为主带轮42和从带轮46中的一方的从带轮46与作为另一方的主带轮42相比较，液压控制回路100能够高精度地控制推力(带轮 压 )。

因此，在将以所需最小限度的推力来防止带打滑所需的推力(所需推力)即作为即将发生带打滑之前的推力的带打滑临界推力(以下，称为打滑临界推力)设定为目标推力的情况下，在液压控制精度较差的(即无法基于液压传感器的检测值和目标值的偏差进行反馈控制)主带轮42侧，为了切实地确保打滑临界推力，需要将与作为液压指令值(主指示压Pintgt)和实际液压(实际主压Pin)的偏差的液压偏差相当的推力量加到该打滑临界推力上。这样一来，根据基于用于实现目标变速的推力比τ (=Wout/Win)的主压Pin (主推力Win)与从压Pout (从推力Wout)的相互关系，不得不使目标从推力Wout*也对应于与主带轮42侧液压偏差相当的推力量而增大，有可能使燃料经济性恶化。此外，即使不具备液压传感器，由于也能够通过基于目标变速比Y *与实际变速比Y的变速比偏差Λ y (=y*-Υ )的反馈控制来修正推力，所以关于实现目标变速，未必需要液压控制精度良好。因此，在本实施例中，例如在液压控制精度较好的从带轮46侦彳，确保从带轮46侧的打滑临界推力自不必说，也可确保主带轮42侧的打滑临界推力，即实现保证两带轮42、46的带转矩容量。另外，在液压控制精度较差的主带轮42侧，设定与用于保证防止上述带打滑的目标从推力Wout *相对应的目标主推力Win '实现目标变速。此时，为了避免由主带轮42侧的液压偏差量导致的燃料经济性恶化，执行基于变速比偏差△ Y的反馈控制。
具体地说，无级变速器控制单元132例如选择作为从带轮46侧的打滑临界推力的从带轮侧打滑临界推力Woutlmt、和基于作为主带轮42侧的打滑临界推力的主带轮侧打滑临界推力Winlmt而算出的变速控制所需的作为从带轮46侧的推力的从带轮侧变速控制推力Woutsh中较大的一方作为目标从推力Wout'另外，无级变速器控制单元132例如将基于上述选择出的目标从推力Wout*算出的变速控制所需的作为主带轮42侧的推力的主带轮侧变速控制推力Winsh设定为目标主推力Win'另外，无级变速器控制单元132例如通过基于目标变速比Y *与实际变速比Y的变速比偏差Λ y的主推力Win的反馈控制，对目标主推力Win * (即主带轮侧变速控制推力Winsh)进行修正。此外，该变速比偏差Λ y是与变速比Y——对应的参数的目标值与实际值的偏差即可。例如，代替变速比偏差Λ Y，能够使用主带轮42侧的目标带轮位置Xin*与实际带轮位置Xin (参照图3)的偏差AXin (=Xin *-Xin)、从带轮46侧的目标带轮位置Xout *与实际带轮位置Xout (参照图3)的偏差AXout (=Xout *-Xout)、主带轮42侧的目标带悬挂直径Rin *与实际带悬挂直径Rin (参照图3)的偏差Δ Rin (=Rin * -Rin)、从带轮46侧的目标带悬挂直径Rout *与实际带悬挂直径Rout (参照图3)的偏差ARout (=Rout *-Rout)、或目标输入轴转速N1/与实际输入轴转速Nin的偏差Λ Nin (=Nin * -Nin)等。另外，所述变速控制所需的推力例如是为实现目标变速所需的推力，并且是为实现目标变速比Y *和目标变速速度所需的推力。虽然变速速度例如是每单位时间的变速比
Y的变化量dY (=dY/dt)，但是在本实施例中，定义为每一个带单元(块)的带轮位置移动量(dX/dNelm)(dX:每单位时间的带轮的轴方向位移量[mm/ms], dNelm:在每单位时间与带轮啮合的单元(块)数量[个/ms])。由此，作为目标变速速度，用主侧目标变速速度(dXin/dNelmin)和从侧目标变速速度(dXout/dNeImout)来表示。具体地说,将稳态状态(变速比
Y恒定的状态)下的主推力Win与从推力Wout称为平衡推力(稳态推力)Wbl (例如主平衡推力Winbl和从平衡推力Woutbl),它们的比为推力比τ (=Woutbl/Winbl)。另外，当主推力Win和从推力Wout处于保持恒定变速比Y的稳态状态时，若在一对可变带轮42、46中任一方的推力上加上或减去一定推力，则稳态状态被破坏，变速比Y发生变化，产生与加上或减去的推力的大小相应的变速速度(dX/dNelm)。将该加上或减去的推力称为变速差推力(过渡推力)Λ W(例如主变速差推力Λ Win和从变速差推力AWout)。因此，在设定了一方的推力的情况下，所述变速控制所需的推力成为基于用于维持目标变速比Y *的推力比τ与一方的推力相对应的用于实现目标变速比Y *的另一方的平衡推力Wbl、与用于实现使目标变速比Y *变化时的目标变速速度(例如主侧目标变速速度(dXin/dNelmin)和从侧目标变速速度(dXout/dNeImout))的变速差推力Λ W之和。另外，在主带轮42侧实现目标变速情况下的差推力Λ W、即主带轮侧换算的主变速差推力Λ Win，在处于升档状态时为(AWin >0)，处于降档状态时为(AWin < 0)，处于变速比恒定的稳态状态时为(AWin=0)。另外，在从带轮46侧实现目标变速情况下的差推力AW、即从带轮侧换算的从变速差推力AWout，在处于升档状态时为(AWout < 0)，处于降档状态时为(AWout > 0)，处于变速比恒定的稳态状态时为(AWout=O)。图5是用于说明所述变速控制所需的推力的图。该图5示出了例如在从带轮46侧为实现防止带打滑而设定了从推力Wout的情况下，在主带轮42侧实现目标升档时所设定的主推力Win的一例。在图5 (a)中，在tl时刻以前或t3时刻以后，由于处于目标变速比Y *恒定的稳态状态Λ Win=O,所以主推力Win仅为主平衡推力Winbl (=Wout/τ )。另夕卜，在tl时刻至t3时刻，由于处于目标变速比Y *减小的升档状态，所以如图5 (b)所示的图5 (a)的t2时刻的推力关系图所示，主推力Win成为主平衡推力Winbl与主变速差推力AWin之和。图5 (b)所示的各推力的斜线部分相当于图5 (a)的t2时刻的用于维持目标变速比Y *的各个平衡推力Wbl。图6是表示仅在从带轮46侧具有从压传感器78的情况下用于以所需最小限度的推力来兼顾目标变速和防止带打滑的控制结构的框图。在图6中，例如通过无级变速器控制单元132逐次算出目标变速比Y *和无级变速器18的输入转矩TIN。具体地说，无级变速器控制单元132，决定在无级变速器18变速后应实现的变速比Y即变速后目标变速比无级变速器控制单元132例如根据图7所示的以加速开度Acc作为参数的输出轴转速Ntot与目标输入轴转速N1/的预先求出并存储的关系(变速映射)，并基于以实际的输出轴转速Not和加速开度Acc示出的车辆状态来设定目标输入轴转速队/。然后，无级变速器控制单元132基于目标输入轴转速N1/算出变速后目标变速比
Y* I (=Nin * /Nout)0图7的变速映射是与变速条件相当的映射，输出轴转速Notit越小且加速开度Acc越大则成为越大变速比Y的目标输入轴转速N1/被设定。该变速后目标变速比
Y* I被设定在无级变速器18的最小变速比Ymin (最高速齿轮比、最高(Hi))和最大变速比Ymax (最低速齿轮比、最低(Low))的范围内。然后,无级变速器控制单元132例如根据为实现迅速且平滑的变速而预先实验设定的关系，基于变速开始前的变速比Y、变速后目标变速比Y 以及它们的差，决定目标变速比Y 乍为变速中的过渡的变速比Y的目标值。例如，无级变速器控制单元132将变速中逐次变化的目标变速比Y*决定为沿着曲线变化的随时间变化的函数，该曲线是从变速开始时向变速后目标变速比Y * I变化的圆滑的曲线(例如I阶滞后曲线或2阶滞后曲线)。即，无级变速器控制单元132，在无级变速器18的变速中，逐次使目标变速比Y *变化，以使得从变速开始时起随着时间经过从变速开始前的变速比Y接近变速后目标 变速比Y 另外，无级变速器控制单元132，在将目标变速比Y *决定为上述随时间变化的函数时，根据该目标变速比Y *算出变速中的目标变速速度(主侧目标变速速度(dXin/dNelmin)和从侧目标变速速度(dXout/dNeImout))。例如若变速完成而目标变速比Y *处于恒定的稳态状态，则目标变速速度为零。另外，无级变速器控制单元132，作为例如在发动机转矩Te上乘以变矩器14的转矩比t (=作为变矩器14的输出转矩的涡轮转矩Tt/作为变矩器14的输入转矩的泵轮转矩Tp)得到的转矩(=TEXt)，算出无级变速器18的输入转矩TIN。另外，无级变速器控制单元132，例如根据以作为对发动机12的要求负载的吸入空气量Qaik (或与其相当的节气门开度θ TH等)为参数的发动机转速Ne与发动机转矩Te的预先实验求出并存储的如图8所示的关系(映射、发动机转矩特性图)，基于吸入空气量Qaik和发动机转速Ne将发动机转矩Te算出为推定发动机转矩1>8。或者，该发动机转矩Te例如也可以使用通过转矩传感器等检测出的发动机12的实际输出转矩(实际发动机转矩)Te等。另外，变矩器14的转矩比t是变矩器14的速度比e (=作为变矩器14的输出转速的涡轮转速Nt/作为变矩器14的输入转速的泵轮转速Np (发动机转速Ne))的函数，例如根据速度比e与转矩比t、效率η、及容量系数C的分别预先实验求出并存储的如图9所示的关系(映射、变矩器14的预定的工作特性图)，基于实际的速度比e通过无级变速器控制单元132来算出。此外，推定发动机转矩1>8是以直接表示实际发动机转矩Te的方式而算出的，尤其在除了与实际发动机转矩Te以示区别的情况下，将推定发动机转矩TEes作为实际发动机转矩Te进行处理。因此，推定发动机转矩TEes也包含实际发动机转矩TE。另外，无级变速器控制单元132例如具有:算出打滑临界推力Wlmt的临界推力算出部即临界推力算出单元134、算出平衡推力Wbl的稳态推力算出部即稳态推力算出单元136、算出变速差推力AW的差推力算出部即差推力算出单元138、和算出反馈控制量Winfb的FB控制量算出部即FB控制量算出单元140。在图6的框BI和框B2中，临界推力算出单元134例如基于实际变速比Y和无级变速器18的输入转矩Tin来算出打滑临界推力Wlmt。具体地说，临界推力算出单元134根据下式(I)和下式(2)，基 于作为主带轮42的输入转矩的无级变速器18的输入转矩Tin、作为从带轮46的输入转矩的无级变速器18的输出转矩1tt、可变带轮42、46的滑轮角α、主带轮42侧的预定的单元(element)与带轮间摩擦系数μ in、从带轮46侧的预定的单元与带轮间摩擦系数μ out、根据实际变速比Y唯一算出的主带轮42侧的带悬挂直径Rin、根据实际变速比Y唯一算出的从带轮46侧的带悬挂直径Rout (以上参照图3)，分别算出从带轮侧打滑临界推力Woutlmt和主带轮侧打滑临界推力Winlmt。此外，Tqut= Y XTin= (Rout/Rin) XTin0Woutlmt= (ToutXcos α ) / (2X μ outXRout)= (TinXcosa) / (2Χμ out X Rin)...(I)Winlmt= (TinXcosa)/ (2X μ inXRin)...(2)在图6的框B3和框B6中，稳态推力算出单元136例如分别算出与主带轮侧打滑临界推力Winlmt对应的从平衡推力Woutbl、以及与目标从推力Wout *对应的主平衡推力Winbl0具体地说，稳态推力算出单元136根据以目标变速比Y *为参数的主侧安全率SFin(=ffin/ffinlmt)的倒数SFirT1 (=Winlmt/Win)和算出与主带轮42侧对应的从带轮46侧的推力时的推力比τ in的预先实验求出并存储的例如如图10(a)所示的关系(推力比映射)，基于逐次算出的目标变速比Y *和主侧安全率的倒数SFirT1来算出推力比Tin。然后，稳态推力算出单元136根据下式(3),基于主带轮侧打滑临界推力Winlmt和推力比τ in算出从平衡推力Woutbl。另外，稳态推力算出单元136根据以目标变速比Y*为参数的从侧安全率SFout (=Wout/Woutlmt)的倒数SFouif1 (=Woutlmt/Wout)和算出与从带轮46侧对应的主带轮42侧的推力时的推力比Tout的预先实验求出并存储的例如如图10 (b)所示的关系(推力比映射)，基于逐次算出的目标变速比Y *和从侧安全率的倒数SFout—1来算出推力比T0Ut。然后，稳态推力算出单元136根据下式(4)，基于目标从推力Wout*和推力比τ out算出主平衡推力Winbl。此外，由于被驱动时输入转矩Tin、输出转矩Tqut为负的值，所以上述各安全率的倒数SFin—1、SFout—1在被驱动时也为负的值。另外，所述倒数SFin'SFout^1也可以被逐次算出，但是若对安全率SFin、SFout分别设定预定值(例如1_1.5左右)，则也可以设定其倒数。Woutbl=WinlmtX τ in...(3)Winbl=Wout * / τ out...(4)在图6的框B4和框B7中，差推力算出单元138例如算出在从带轮46侧实现目标变速的情况下的作为从带轮侧换算的差推力AW的从变速差推力AWout、和在主带轮42侧实现目标变速的情况下的作为主带轮侧换算的差推力AW的主变速差推力Λ Win。具体地说，差推力算出单元138根据从侧目标变速速度(dXout/dNelmout)和从变速差推力Affout的预先实验求出并存储的例如如图11 (b)所示的关系(差推力映射)，基于逐次算出的从侧目标变速速度(dXout/dNeImout)算出从变速差推力AWout。另外,差推力算出单元138根据主侧目标变速速度(dXin/dNelmin)和主变速差推力AWin的预先实验求出并存储的例如如图11 (a)所示的关系(差推力映射)，基于逐次算出的主侧目标变速速度(dXin/dNelmin)来算出主变速差推力AWin。在此，在上述框B3、B4的运算中，使用推力比映射(参照图10)、差推力映射(参照图11)等预先实验求出并设定的物理特性图。因此，由于液压控制回路100等的个体差异，从平衡推力Woutbl、从变速差推力AWout的计算结果存在针对于物理特性的偏差。因此，在考虑到这样的针对于物理特性的偏差的情况下，临界推力算出单元134，例如在基于主带轮侧打滑临界推力Winlmt开始算出从带轮46侧的推力(从平衡推力Woutbl、从变速差推力Λ Wout)之前，将与该算出有关的针对物理特性的偏差量对应的预定推力(控制余裕量)Wmgn加到主带轮侧打滑临界推力Winlmt上。因此，在考虑到针对于上述物理特性的偏差的情况下，在所述框Β3中，稳态推力算出单元136，例如取代所述式(3)而根据下式(3)’，基于加上了上述控制余裕量Wmgn后的主带轮侧打滑临界推力Winlmt和推力比τ in来算出从平衡推力Woutbl。Woutbl= (Winlmt+Wmgn) X τ in...(3)，此外，虽然上述控制余裕量Wmgn例如为预先实验求出并设定的恒定值(设计值)，但是由于过渡状态(变速中)比稳态状态(变速比恒定状态)用了更多的偏差要因(推力比映射、差推力映射的物理特性图)，所以上述控制余裕量Wmgn被设定为更大的值。另外，与上述算出有关的针对于物理特性的偏差量，例如是与控制液压PaP、Psls相对于向线性电磁阀SLP、SLS输入的各控制电流的偏差、输出该控制电流的驱动回路的偏差、实际带轮压Pin、Pout相对于控制液压Psu>、Psls的偏差等的实际液压相对于带轮压的液压指令值的偏差量(液压偏差量、液压控制上的偏差量)不同的偏差量。该液压偏差量因单元(液压控制回路100等的硬件单元)而为比较大的值，但是与上述算出有关的针对于物理特性的偏差量，与上述液压偏差量相比是极其小的值。因此，在主带轮侧打滑临界推力Winlmt上加上控制余裕量Wmgn，与在带轮压的液压指令值上追加控制上的偏差量以使无论实际带轮压相对于该液压指令值存在如何的偏差都能得到目标的带轮压相比，可抑制燃料经济性的恶化。另外，在上述框B6、B7的运算中，由于以目标从推力Wout *为基础，所以这里在运算之前不执行在目标从推力Wout *上加上上述控制余裕量Wmgn。另外，无级变速器控制单元132，例如作为用于防止主带轮42侧的带打滑所需的从推力，算出在从平衡推力Woutbl上加上从变速差推力AWout得到的从带轮侧变速控制推力Woutsh(=Woutbl+AWout)。然后,在图6的框B5中，无级变速器控制单元132选择从带轮侧打滑临界推力Woutlmt和从带轮侧变速控制推力Woutsh中较大的一方作为目标从推力Wout *。另外，无级变速器控制单元132例如在主平衡推力Winbl上加上主变速差推力AWin来算出主带轮侧变速控制推力Winsh (=Winbl+Λ Win)。另外，在图6的框B8中，FB控制量算出单元140例如使用下式(5)所示的预先求出并设定的反馈控制式，算出用于使实际变速比Y与目标变速比Y *—致的反馈控制量(FB控制修正量)Winfb。在该式(5)中，Λ Y是目标变速比Y *与实际变速比Y的变速比偏差(=Y *-Y ), KP是预定的比例常数、KI是预定的积分常数、KD是预定的微分常数。然后，无级变速器控制单元132例如将通过基于变速比偏差Λ y的反馈控制对主带轮侧变速控制推力Winsh进行修正后的值(=ffinsh+ffinfb)设定为目标主推力Win*。Winfb=KPX Δ y+KI X ( / Δ y dt)+KDX (dA y/dt)...(5)这样，所述框BI至B5作为设定目标从推力Wout *的从侧目标推力运算部即从侧目标推力运算单元150发挥功能。另外，所述框B6至B8作为设定目标主推力Win *的主侧目标推力运算部即主侧目标推力运算单元152发挥功能。在图6的框B9和框B12中，无级变速器控制单元132例如将目标推力变换为目标带轮压。具体地说，无级变速器控制单元132基于各液压缸46c、42c的各受压面积将目标从推力Wout *和目标主推力Win *分别变换为目标从压Pout * (=Wout * /46c的受压面积)和目标主压Pin * (=Win * /42c的受压面积)。在此，在本实施例的液压控制回路100中，在主压Pin和从压Pout的控制中使用主压控制阀110和从压控制阀112的各减压阀。因此，例如，变速中由于工作油的供给排放而发生弹簧110b、112b的弹力变化和流体力(flow force)。由此，由于滑阀芯110a、112a的移动方向(阀开闭方向、图3的上下方向)的力的平衡被破坏，所以在带轮指示压和实际带轮压之间产生偏差δΡΙ。该偏差δ Pl例如能够通过伯努利定理和动量守恒定律导出，并能够作为超程(override)特性以工作油的流量Qf或带轮位置Xin、Xout的变化量的函数来表示。另外，在本实施例的液压控制回路100中，设有节流孔120、124。因此，在变速中，根据工作油的流量Qf在节流孔120、124的上游和下游之间产生压力差δΡ2。该压力差δΡ2例如能够作为节流(orifice)特性以工作油的流量Qf或带轮位置Xin、Xout的变化量的2次函数来表示。另外，实际带轮压相对于带轮指示压的变化的变化，存在液压控制回路100的滞后特性和流体的滞后特性。该滞后特性例如能够近似于I阶滞后系统或2阶滞后系统。因此，使实际带轮压相对于带轮指示压的滞后特性模型化，基于该模型化后的滞后特性使用于抵消滞后特性的滞后补偿特性模型化。然后，在图6的框BIO、Bll和框B13、B14中，无级变速器控制单元132例如分别对目标从压Pout *和目标主压Pin *修正相当于基于所述超程特性和节流特性的偏移量(δ Pl+ δ Ρ2)，进而，将基于所述模型化后的滞后补偿特性补偿了液压响应滞后量的值设定为从指示压Pouttgt和主指示压Pintgt。无级变速器控制单元132例如将主指示压Pintgt和从指示压Pouttgt作为液压控制指令信号Swt向液压控制回路100输出，以得到目标主压Pin *和目标从压Pout '液压控制回路100按照该液压控制指令信号SCTT，使线性电磁阀SLP工作来对主压Pin进行调压、并使线性电磁阀SLS工作来对从压Pout进行调压。另外，无级变速器控制单元132例如为了补偿从带轮46侧的液压偏差量(液压控制上的偏差量)，通过基于从压Pout的检测值与目标从压Pout*的偏差APout (=Pout
*-Pout检测值)的反馈控制,对从指示压Pouttgt进行修正，以使由从压传感器78检测出的从压Pout的检测值与目标从压Pout *—致。此外，由于在本实施例的液压控制回路100中没有在主带轮42侧设置液压传感器，所以不能够通过基于带轮压的检测值与实际值的偏差的如上述从带轮46侧那样的反馈控制来修正主指示压Pintgt。然而，在本实施例中，例如在所述框B8中将通过反馈控制修正后的值(=Winsh+Winfb)设定为目标主推力Win*以使实际变速比Y与目标变速比Y *—致，因此能够补偿主带轮42侧的液压偏差量。图12是说明电子控制装置50的控制工作的主要部分即用于削减液压控制精度不良的主带轮42侧的液压余裕量(用于补偿液压偏差的液压)而提高燃料经济性的控制工作的流程图，例如以数msec至数十msec左右极其短的循环时间反复执行。在图12中，首先，在与临界推力算出单元134对应的步骤(以下，省略“步骤”二字)SlO中，例如根据所述式(I )，基于无级变速器18的输入转矩Tin、可变带轮42、46的滑轮角α、从带轮46侧的预定的单元与带轮间摩擦系数μ out、和根据实际变速比Y唯一算出的主带轮42侧的带悬挂直径Rin，算出从带轮侧打滑临界推力Woutlmt。接着，在同样与临界推力算出单元134对应的S20中，例如根据所述式(2)，基于无级变速器18的输入转矩Tin、可变带轮42、46的滑轮角α、主带轮42侧的预定的单元与带轮间摩擦系数μ in、和根据实际变速比Y唯一算出的主带轮42侧的带悬挂直径Rin，算出主带轮侧打滑临界推力Winlmt0在该S20中，例如在考虑到针对于所述物理特性的偏差的情况下，也可以在主带轮侧打滑临界推力Winlmt上加上控制余裕量Wmgn。接着,在与稳态推力算出单元136对应的S30中，例如根据如图10 (a)所示的推力比映射，基于逐次算出的目标变速比Y*和主侧安全率的倒数SFirT1算出推力比Tin。然后，根据所述式(3)，基于上述主带轮侧打滑临界推力Winlmt和推力比τ in算出从平衡推力(从稳态推力)Woutbl。在利用上述S20在主带轮侧打滑临界推力Winlmt上加上控制余裕量Wmgn的情况下,在该S30中，代替所述式(3 )，根据所述式(3 )’算出从平衡推力WoutbI。接着，在与差推力算出单元138对应的S40中，例如根据如图11 (b)所示的差推力映射，基于逐次算出的从侧目标变速速度(dXout/dNelmout)算出从变速差推力AWout。然后，在与无级变速器控制单元132对应的S50中，例如在上述从平衡推力Woutbl上加上从变速差推力AWout来算出从带轮侧变速控制推力Woutsh (=Woutbl+Δ Wout)。然后，选择上述从带轮侧打滑临界推力Woutlmt和从带轮侧变速控制推力Woutsh中较大的一方作为目标从推力Wout *。此外，上述SlO至S50与从侧目标推力运算单元150对应。接着，在与稳态推力算出单元136对应的S60中，例如根据如图10 (b)所示的推力比映射，基于逐次算出的目标变速比Y *和从侧安全率的倒数SFout—1算出推力比Tout。然后，根据所述式(4 )基于所述目标从推力Wout *和推力比τ out算出主平衡推力(主稳态推力)Winbl。接着，在与差推力算出单元138对应的S70中，例如根据如图11(a)所示的差推力映射，基于逐次算出的主侧目标变速速度(dXin/dNelmin)算出主变速差推力AWin。接着，在与FB控制量算出单元140对应的S80中，例如根据如所述式(5)所示的预定的反馈控制式，基于变速比偏差Λ y算出反馈控制量(FB控制修正量)Winfb。接着，在与无级变速器控制单元132对应的S90中，例如在上述主平衡推力Winbl上加上主变速差推力Λ Win来算出主带轮侧变速控制推力Winsh (=Winbl+AWin)。然后，在上述主带轮侧变速控制推力Winsh上加上上述反馈控制量Winfb来设定目标主推力Win * (=Winsh+Winfb)。此外，上述S60至S90与主侧目标推力运算单元152对应。接着，在与无级变速器控制单元132对应的SlOO中，例如基于从侧液压缸46c的受压面积将所述目标从推力Wout *变换为目标从压Pout * (=Wout * /受压面积)。然后，对于上述目标从压Pout *修正基于所述超程特性和节流特性的偏差量(δ Pl+ δ P2)，进而将基于所述模型化后的滞后补偿特性补偿了液压响应滞后量的值设定为从指示压Pouttgt。该从指示压Pouttgt作为液压控制指令信号Swt向液压控制回路100输出，按照该液压控制指令信号Swt使线性电磁阀SLS工作来对从压Pout进行调压。此时，例如为了使由从压传感器78检测出的从压Pout的检测值与目标从压Pout *—致，通过基于偏差APout(=Pout
*-Pout检测值)的反馈控制来修正从指示压Pouttgt，从带轮46侧的液压偏差量得以补偿。接着，在与无级变速器控制单元132对应的SllO中，例如基于主侧液压缸42c的受压面积将所述目标主推力Win *变换为目标主压Pin * (=Win * /受压面积)。然后，对于上述目标主压Pin *修正基于所述超程特性和节流特性的偏差量(δ Pl+ δ Ρ2)，进而将基于所述模型化后的滞后补偿特性补偿了液压响应滞后量后的值设定为主指示压Pintgt。该主指示压Pintgt作为液压控制指令信号Sctt向液压控制回路100输出，按照该液压控制指令信号Swt使线性电磁阀SLP工作来对主压Pin进行调压。此时，由于利用例如所述S80、90将通过使实际变速比Y与目标变速比Y *—致的反馈控制进行了修正后的值(=Winsh+Winfb)设定为目标主推力Win '所以主带轮42侧的液压偏差量得以补偿。如上所述,根据本实施例，由于选择从带轮侧打滑临界推力Woutlmt、和基于主带轮侧打滑临界推力Winlmt算出的变速控制所需的从带轮46侧的从带轮侧变速控制推力Woutsh中较大的一方作为目标从推力Wout '所以例如在推力控制精度(液压控制精度)较好的从带轮46侧，确保用于防止从带轮46的带打滑的所需推力自不必说，也可确保用于防止推力控制精度较差的主带轮42的带打滑的所需推力。另外，由于用于防止带打滑的推力在推力控制精度较好的从带轮46侧受到控制，所以在目标从推力Wout *的设定时，无需追加推力控制精度较差的主带轮42的液压偏差量。即，不追加液压偏差量就能够在从带轮46侧确保用于防止两可变带轮42、46的带打滑的所需推力。由此，能够削减液压控制精度不良的一方的主带轮42侧的液压余裕量而实现燃料经济性提高。另外，由于仅使从带轮46侧的推力控制精度(液压控制精度)比较良好，所以抑制了成本上升。另外，根据本实施例，由于将基于目标从推力Wout*算出的变速控制所需的主带轮侧变速控制推力Winsh设定为目标主推力Win *，所以能够不追加例如推力控制精度较差的主带轮42的液压偏差量就能够防止主带轮42的带打滑并实现目标变速。另外，根据本实施例，由于通过基于目标变速比Y *与实际变速比Y的变速比偏差Λ Y或目标带轮位置Xir^与实际带轮位置Xin的偏差AXin等的主推力Win的反馈控制来修正目标主推力Win'所以能够补偿例如推力控制精度较差的主带轮42的液压偏差量。因此，能够抑制由液压偏差量导致的燃料经济性恶化，从而能够以所需最小限度的带轮推力切实地实现目标变速和防止带打滑。另外，根据本实施例，由于所述变速控制所需的推力(从带轮侧变速控制推力Woutsh、主带轮侧变速控制推力Winsh)是为实现目标变速比Y *以及目标变速速度(主侧目标变速速度(dXin/dNelmin)和 从侧目标变速速度(dXout/dNeImout))所需的推力，所以例如可适当地算出变速控制所需的推力。另外，根据本实施例，由于打滑临界推力Wlmt是基于实际变速比Y和无级变速器18的输入转矩Tin算出的，所以例如可适当算出打滑临界推力Wlmt，从而适当确保用于防止带打滑的所需推力。另外，根据本实施例，液压控制回路100仅在从带轮46侧具备用于检测作用于该从带轮46的实际从压Pout的从压传感器78，执行使从压传感器78的检测值成为与目标从推力Wout *对应的目标从压Pout *的反馈控制，因此，例如在从带轮46侧，与不具备液压传感器的主带轮42侧相比较，能够高精度地控制推力(带轮压)。另外，根据本实施例，由于在基于主带轮侧打滑临界推力Winlmt开始算出从带轮46侧的推力(从平衡推力Woutbl、从变速差推力AWout)之前，将与该算出有关的针对于物理特性的偏差量对应的预定推力(控制余裕量)Wmgn加到主带轮侧打滑临界推力Winlmt上，所以例如可适当地确保用于切实地防止推力控制精度较差的主带轮42的带打滑的所需推力。以上，虽然基于附图详细地说明了本发明的实施例，但是本发明也适用于其它方式。例如，在之前所述的实施例中，将从带轮46与主带轮42相比较，具备能够高精度地控制推力(带轮压)的液压控制回路100，但是不限于此，例如也可以将主带轮42侧与从带轮46侧相比较，具备能够高精度地控制推力的液压控制回路100。在该情况下，例如在主带轮42侧确保主带轮42侧的打滑临界推力和从带轮46侧的打滑临界推力、即实现保证两带轮42、46的带转矩容量。另外，在液压控制精度较差的从带轮46侧，设定与目标主推力Win *相对应的目标从推力Wout *，实现目标变速。此时，为了避免由从带轮46侧的液压偏差量导致的燃料经济性恶化，执行基于变速比偏差Λ y的反馈控制。这样，总之，只要将主带轮42和从带轮46中的一方的带轮与另一方的带轮相比较，具备能够高精度地控制推力的液压控制回路100，则都能够适用本发明。另外，在之前所述的实施例中，通过具备能够检测带轮压的液压传感器，与不具备液压传感器的带轮侧相比较，能够高精度地控制推力(带轮压)，但是并不限于此。例如，只要是在线性电磁阀SL等构成液压控制回路100的硬件中抑制了液压偏差并使液压控制精度较好，则也可以不设置液压传感器。另外，在之前所述的实施例中，作为流体式传动装置使用了具备锁止离合器26的变矩器14，但是也可以不必设置锁止离合器26，还可以代替变矩器14而使用没有转矩增幅作用的流体连接器(液力稱合器:fluid coupling)等其他的流体式传动装置。另外,在前进后退切换装置作为起步机构发挥功能、或者具备起步离合器等起步机构、或者具备能够使动力传递路径断续的接合装置等的情况下，不具备流体式传动装置也可以。此外，以上所述只不过是一个实施方式，本发明能够以基于本领域技术人员的知识进行了各种变更和/或改良的方式实施。标号说明18:带式无级变速器(车辆用无级变速器)42:输入侧可变带轮46:输出侧可变带轮48:传动带50:电子控制装置(控制装置)78:从压传感器(液压传感器)
100:液压控制回路
权利要求
1.一种车辆用无级变速器的控制装置，所述车辆用无级变速器具备输入侧可变带轮和输出侧可变带轮的有效直径可变的一对可变带轮、和卷绕在该一对可变带轮之间的传动带，通过分别控制该输入侧可变带轮的输入侧推力和该输出侧可变带轮的输出侧推力来防止该传动带打滑并使实际变速比成为目标变速比，所述控制装置的特征在于， 具备液压控制回路，将所述输入侧可变带轮和所述输出侧可变带轮中的一方与另一方相比，所述液压控制回路能够高精度地控制推力， 作为所述一方侧的目标推力，选择以下推力中的较大一方:为防止带打滑所需的该一方侧的打滑临界推力；和基于为防止带打滑所需的所述另一方侧的打滑临界推力而算出的变速控制所需的该一方侧的推力。
2.如权利要求1所述的车辆用无级变速器的控制装置，其特征在于， 将基于所述一方侧的目标推力算出的变速控制所需的该另一方侧的推力设定为所述另一方侧的目标推力。
3.如权利要求2所述的车辆用无级变速器的控制装置，其特征在于， 通过基于目标变速比与 实际变速比的偏差或目标带轮位置与实际带轮位置的偏差的所述另一方侧的推力的反馈控制，修正该另一方侧的目标推力。
4.如权利要求1至3中任一项所述的车辆用无级变速器的控制装置，其特征在于， 为所述变速控制所需的推力是为实现目标变速比和目标变速速度所需的推力。
5.如权利要求1至4中任一项所述的车辆用无级变速器的控制装置，其特征在于， 基于实际变速比和所述车辆用无级变速器的输入转矩，算出所述打滑临界推力。
6.如权利要求1至5中任一项所述的车辆用无级变速器的控制装置，其特征在于， 所述液压控制回路仅在所述一方侧具备液压传感器，该液压传感器用于检测作用于该一方的可变带轮的实际带轮压， 执行使所述液压传感器的检测值成为与所述一方侧的目标推力对应的目标带轮压的反馈控制。
7.如权利要求1至6中任一项所述的车辆用无级变速器的控制装置，其特征在于， 在基于所述另一方侧的打滑临界推力开始所述一方侧的推力的算出之前，将与该算出有关的偏差量对应的预定推力加到该另一方侧的打滑临界推力上。
全文摘要
削减液压控制精度不良的一方的带轮侧的液压余裕量而实现燃料经济性提高。由于选择从带轮侧打滑临界推力Woutlmt、和基于主带轮侧打滑临界推力Winlmt算出的变速控制所需的从带轮46侧的从带轮侧变速控制推力Woutsh中的较大一方作为目标从推力Wout＊，所以在液压控制精度较好的从带轮46侧，确保用于防止从带轮46的带打滑的所需推力自不必说，也可确保用于防止液压控制精度较差的主带轮42的带打滑的所需推力。另外，由于用于防止带打滑的推力在液压控制精度较好的从带轮46侧受到控制，所以在目标从推力Wout＊的设定时，无需加上主带轮42的液压偏差量。
文档编号F16H61/02GK103080612SQ20108006881
公开日2013年5月1日 申请日期2010年8月27日 优先权日2010年8月27日
发明者服部邦雄, 丰田晋哉, 绫部笃志 申请人:丰田自动车株式会社