JP2004316861A

JP2004316861A - Controller for continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2004316861A
Application number: JP2003114920A
Authority: JP
Inventors: Kunihiro Iwatsuki; 邦裕岩月; Yasunori Nakawaki; 康則中脇; Kazumi Hoshiya; 一美星屋; Takahiro Oshiumi; 恭弘鴛海
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-04-18
Filing date: 2003-04-18
Publication date: 2004-11-11
Anticipated expiration: 2023-04-18
Also published as: JP4411858B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a controller capable of improving the detection accuracy of slippage in a continuously variable transmission. <P>SOLUTION: This controller for the continuously variable transmission, which determines slippage by comparing an estimated value of a transmission ratio or transmission ratio changing speed based on an earlier transmission ratio than than at the present time with an actual value, includes a slippage determination cancellation means (a step S5) which inhibits determination of the slippage based on the estimated value if down-shift required amount for increasing the transmission ratio of the continuously variable transmission is large. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、変速比を連続的に変化させることのできる無段変速機を対象とする制御装置に関し、特に無段変速機のトルク容量を設定する挟圧力を最適化する制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
ベルト式無段変速機やトラクション式無段変速機は、ベルトとプーリとの間の摩擦力や、ディスクとローラとの間のトラクションオイルのせん断力を利用してトルクを伝達している。したがってこれらの無段変速機のトルク容量は、そのトルクの伝達が生じる箇所に作用する圧力に応じて設定される。
【０００３】
無段変速機における上記の圧力は挟圧力と称され、その挟圧力を高くすれば、トルク容量を増大させて滑りを回避できるが、その反面、高い圧力を生じさせるために動力を必要以上に消費したり、あるいは動力の伝達効率が低下するなどの不都合がある。そのため、一般的には、意図しない滑りが生じない範囲で、挟圧力を可及的に低く設定している。
【０００４】
例えば、無段変速機を搭載した車両では、エンジンの回転数を無段変速機によって制御して燃費の向上を図ることができるので、その利点を損なわないために、無段変速機での動力伝達効率を可及的に向上させるべく、挟圧力を、滑りが生じない範囲で可及的に低く設定するように制御している。そのためには、滑りの生じ始める圧力（すなわち滑り限界圧力）を検出する必要があり、従来では、種々の方法で滑りを検出し、また滑り限界圧力を検出している。
【０００５】
その滑りを検出する装置として、特許文献１には、実変速比変化率と理論変速比変化率とを比較して、実変速比変化率が理論変速比変化率より大きい場合に滑りの発生を検出し、その検出結果に基づいてライン圧（変速機を制御する油圧装置全体の元圧）を増加するように構成された装置が記載されている。
【０００６】
また、特許文献２には、伝達される力、速度、伝達比またはこれらの組み合わせに関する条件が少なくともほぼ一定である場合に、圧着力を変化させてスリップ限界を決定する方法が記載されている。
【０００７】
【特許文献１】
特開平６−１１０２２号公報（要約）
【特許文献２】
特開２００１−１２５９３号公報（請求項１，２，６，７）
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
上記の特許文献１に記載されている理論変速比変化率は、その現在時点に到るまでの変速比の変化の傾向を表し、ベルト滑りが生じると、その変速比の変化の傾向が継続しなくなり、その結果、実変速比変化率と理論変速比変化率とに差が生じるため、その比較によって滑りが検出される。したがって現在時点より以前のいわゆる過去の変速比の状態に基づいて滑りを検出することになる。これと同様な滑り検出は、例えば過去の変速比に基づいて現在時点の変速比やその変化速度を推定し、その推定値と実際値とを比較することによっても可能である。
【０００９】
しかしながら、無段変速機の滑りの検出は、これを搭載した車両が走行している状態でおこなうのが一般的であり、その場合、路面状態や車両の流れの状態などによって僅かなりとも加減速される。そのような加減速が生じた場合、上記の推定値などの過去のデータで得た値との比較で滑りを検出するとすれば、変速による変速比の変化を滑りの発生と誤判定する可能性がある。
【００１０】
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、滑りや限界挟圧力を精度良く判定もしくは検出することのできる制御装置を提供することを目的とするものである。
【００１１】
【課題を解決するための手段およびその作用】
この発明は、上記の目的を達成するために、無段変速機に対するダウンシフト要求量が大きい場合には、滑りの判定をおこなわないように構成したことを特徴とするものである。より具体的には、請求項１の発明は、現在時点より以前の変速比に基づく変速比もしくは変速比変化速度の推定値と、現在時点の変速比もしくは変速比変化速度とを比較して滑りの判定をおこなう無段変速機の制御装置において、前記無段変速機の変速比を増大させるダウンシフト要求量が大きい場合に前記推定値に基づく滑りの判定をおこなわないようにする滑り判定中止手段を備えていることを特徴とする制御装置である。
【００１２】
したがって請求項１の発明では、過去の変速比に基づいて、変速比や変速比変化速度の推定値が求められ、その推定値と、現在時点の変速比や変速比変化速度（すなわちこれらの実際値）とが比較されて無段変速機の滑りが判定される。その推定値を求め、あるいは推定値と実際値との比較をおこなう過程でのダウンシフト量やダウンシフトを生じさせる要因となる駆動要求量などのダウンシフト要求量が大きい場合には、上記の推定値に基づく滑りの判定が中止される。その結果、ダウンシフトに伴う変速比や変速比変化速度の変化を滑りと誤判定することが回避され、滑りの判定精度が向上する。
【００１３】
また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記無段変速機のトルク容量を設定する挟圧力を低下させて前記滑りを判定する滑り判定手段と、前記滑りの判定の成立後に前記挟圧力を徐々に増大させる挟圧力増大手段と、前記滑りの判定の成立に基づいて前記無段変速機に対する入力トルクを低下させた後、その入力トルクを漸増して前記滑りの収束とほぼ同時に入力トルクの復帰を完了させる入力トルク制御手段とを更に備えていることを特徴とする制御装置である。
【００１４】
したがって請求項２の発明では、挟圧力を低下させることによる滑りが判定され、その滑り判定が成立した場合に、挟圧力を復帰させるとともに、入力トルクを一旦低下させた後、漸増させ、それに伴う滑りの収束とほぼ同時に、低下させた入力トルクの復帰が完了させられる。その結果、挟圧力を低下させて生じさせた滑りを収束させる際のショックが防止される。
【００１５】
さらに、請求項３の発明は、請求項２の発明において、前記入力トルクの復帰が完了した時点の挟圧力に基づいて入力トルクに釣り合う限界挟圧力を求める限界挟圧力検出手段とを更に備えていることを特徴とする制御装置である。
【００１６】
したがって請求項３の発明では、復帰させた入力トルクに基づいて、入力トルクに釣り合う限界挟圧力が求められる。その結果、ショックを防止しつつ限界挟圧力が検出される。
【００１７】
またさらに、請求項４の発明は、現在時点より以前の変速比に基づく変速比もしくは変速比変化速度の推定値と、現在時点の変速比もしくは変速比変化速度とを比較して滑りの判定をおこなう無段変速機の制御装置において、前記滑りの判定が成立した場合に、その滑りの開始時点と滑り速度との少なくとも一方を、前記変速比の推定値もしくは変速比変化速度の推定値に基づいて特定する滑り開始特定手段を備えていることを特徴とする制御装置である。
【００１８】
したがって請求項４の発明では、現在時点の変速比もしくは変速比変化速度とその推定値とに基づいて滑りが判定された場合、その推定値に基づいて、現在時点より前の滑り開始時点もしくは滑り速度が特定される。そのため、滑り開始時点やその時点の滑り速度が正確に求められる。
【００１９】
そして、請求項５の発明は、トルク容量を設定する挟圧力を低下させることにより入力側から作用する正入力トルに釣り合う挟圧力を検出し、その検出結果に基づいて挟圧力を補正するように構成された無段変速機の制御装置において、前記挟圧力を低下させている過程で生じた滑りの判定の成立後に、その挟圧力の低下の傾向を、低下量が少なくなる方向もしくは増大する方向に変更し、前記滑りが止まった後に前記挟圧力の増加勾配を増大させる挟圧力制御手段を備えていることを特徴とする制御装置である。
【００２０】
したがって請求項５の発明では、滑りを生じさせるように低下させられた挟圧力が、滑りの収束後に、相対的に大きい勾配で増大させられる。そのため、滑りが再度発生することが防止されるとともに、滑りを収束させるために入力トルクを低下させていた場合には、その入力トルクの復帰を迅速におこなうことが可能になるので、無段変速機の出力トルクの復帰の遅れが防止される。
【００２１】
【発明の実施の形態】
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする無段変速機を含む駆動系統の一例を説明すると、図３は、ベルト式無段変速機１を含む駆動機構を模式的に示しており、その無段変速機１は、前後進切換機構２およびロックアップクラッチ３付きの流体伝動機構４を介して動力源５に連結されている。
【００２２】
その動力源５は、内燃機関、あるいは内燃機関と電動機、もしくは電動機などによって構成されている。なお、以下の説明では、動力源５をエンジン５と記す。また、流体伝動機構４は、例えば従来のトルクコンバータと同様の構成であって、エンジン５によって回転させられるポンプインペラとこれに対向させて配置したタービンランナーと、これらの間に配置したステータとを有し、ポンプインペラで発生させたフルードの螺旋流をタービンランナーに供給することよりタービンランナーを回転させ、トルクを伝達するように構成されている。
【００２３】
このような流体を介したトルクの伝達では、ポンプインペラとタービンランナーとの間に不可避的な滑りが生じ、これが動力伝達効率の低下要因となるので、ポンプインペラなどの入力側の部材とタービンランナーなどの出力側の部材とを直接連結するロックアップクラッチ３が設けられている。このロックアップクラッチ３は、油圧によって制御するように構成され、完全係合状態および完全解放状態、ならびにこれらの中間の状態であるスリップ状態に制御され、さらにそのスリップ回転数を適宜に制御できるようになっている。
【００２４】
前後進切換機構２は、エンジン５の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、入力されたトルクをそのまま出力し、また反転して出力するように構成されている。図３に示す例では、前後進切換機構２としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、サンギヤ６と同心円上にリングギヤ７が配置され、これらのサンギヤ６とリングギヤ７との間に、サンギヤ６に噛合したピニオンギヤ８とそのピニオンギヤ８およびリングギヤ７に噛合した他のピニオンギヤ９とが配置され、これらのピニオンギヤ８，９がキャリヤ１０によって自転かつ公転自在に保持されている。そして、二つの回転要素（具体的にはサンギヤ６とキャリヤ１０と）を一体的に連結する前進用クラッチ１１が設けられ、またリングギヤ７を選択的に固定することにより、出力されるトルクの方向を反転する後進用ブレーキ１２が設けられている。
【００２５】
無段変速機１は、従来知られているベルト式無段変速機と同じ構成であって、互いに平行に配置された駆動プーリ１３と従動プーリ１４とのそれぞれが、固定シーブと、油圧式のアクチュエータ１５，１６によって軸線方向に前後動させられる可動シーブとによって構成されている。したがって各プーリ１３，１４の溝幅が、可動シーブを軸線方向に移動させることにより変化し、それに伴って各プーリ１３，１４に巻掛けたベルト１７の巻掛け半径（プーリ１３，１４の有効径）が連続的に変化し、変速比が無段階に変化するようになっている。そして、上記の駆動プーリ１３が前後進切換機構２における出力要素であるキャリヤ１０に連結されている。
【００２６】
なお、従動プーリ１４における油圧アクチュエータ１６には、無段変速機１に入力されるトルクに応じた油圧（ライン圧もしくはその補正圧）が、図示しない油圧ポンプおよび油圧制御装置を介して供給されている。したがって、従動プーリ１４における各シーブがベルト１７を挟み付けることにより、ベルト１７に張力が付与され、各プーリ１３，１４とベルト１７との挟圧力（接触圧力）が確保されるようになっている。これに対して駆動プーリ１３における油圧アクチュエータ１５には、設定するべき変速比に応じた圧油が供給され、目標とする変速比に応じた溝幅（有効径もしくは巻掛け径）に設定するようになっている。
【００２７】
上記の従動プーリ１４が、ギヤ対１８を介してディファレンシャル１９に連結され、このディファレンシャル１９から駆動輪２０にトルクを出力するようになっている。したがって上記の駆動機構では、エンジン５と駆動輪２０との間に、ロックアップクラッチ３と無段変速機１とが直列に配列されている。
【００２８】
上記の無段変速機１およびエンジン５を搭載した車両の動作状態（走行状態）を検出するために各種のセンサーが設けられている。すなわち、無段変速機１に対する入力回転数（前記タービンランナーの回転数）を検出して信号を出力するタービン回転数センサー２１、駆動プーリ１３の回転数を検出して信号を出力する入力回転数センサー２２、従動プーリ１４の回転数を検出して信号を出力する出力回転数センサー２３、ベルト挟圧力を設定するための従動プーリ１４側の油圧アクチュエータ１６の圧力を検出する油圧センサー２４が設けられている。また、特には図示しないが、アクセルペダルの踏み込み量を検出して信号を出力するアクセル開度センサー、スロットルバルブの開度を検出して信号を出力するスロットル開度センサー、ブレーキペダルが踏み込まれた場合に信号を出力するブレーキセンサーなどが設けられている。
【００２９】
上記の前進用クラッチ１１および後進用ブレーキ１２の係合・解放の制御、および前記ベルト１７の挟圧力の制御、ならびに変速比の制御、さらにはロックアップクラッチ３の制御をおこなうために、変速機用電子制御装置（ＣＶＴ−ＥＣＵ）２５が設けられている。この電子制御装置２５は、一例としてマイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータおよび予め記憶しているデータに基づいて所定のプログラムに従って演算をおこない、前進や後進あるいはニュートラルなどの各種の状態、および要求される挟圧力の設定、ならびに変速比の設定、ロックアップクラッチ３の係合・解放ならびにスリップ回転数などの制御を実行するように構成されている。
【００３０】
ここで、変速機用電子制御装置２５に入力されているデータ（信号）の例を示すと、無段変速機１の入力回転数（入力回転速度）Ｎｉｎの信号、無段変速機１の出力回転数（出力回転速度）Ｎｏの信号が、それぞれに対応するセンサから入力されている。また、エンジン５を制御するエンジン用電子制御装置（Ｅ／Ｇ−ＥＣＵ）２６からは、エンジン回転数Ｎｅの信号、エンジン（Ｅ／Ｇ）負荷の信号、アクセルペダル（図示せず）の踏み込み量であるアクセル開度信号などが入力されている。
【００３１】
無段変速機１によれば、入力回転数であるエンジン回転数を無段階に（言い換えれば、連続的に）制御できるので、これを搭載した車両の燃費を向上できる。例えば、アクセル開度などによって表される要求駆動量と車速とに基づいて目標駆動力が求められ、その目標駆動力を得るために必要な目標出力が目標駆動力と車速とに基づいて求められ、その目標出力を最適燃費で得るためのエンジン回転数が予め用意したマップに基づいて求められ、そして、そのエンジン回転数となるように変速比が制御される。
【００３２】
そのような燃費向上の利点を損なわないために、無段変速機１における動力の伝達効率が良好な状態に制御される。具体的には、無段変速機１のトルク容量すなわちベルト挟圧力が、エンジントルクに基づいて決まる目標トルクを伝達でき、かつベルト１７の滑りが生じない範囲で可及的に低いベルト挟圧力、すなわち入力トルクに釣り合う限界挟圧力に所定の圧力を加えた挟圧力に制御される。このような挟圧力のいわゆる低下制御は、外乱の可能性の低い状態、具体的には、平坦良路を特に加減速することなく走行している状態で実行され、悪路を走行している状態や大きく加速もしくは減速している状態では、挟圧力をライン圧程度の相対的に高い圧力に設定する。
【００３３】
その低下制御で設定される挟圧力は、滑りを生じることなく入力トルクを伝達できる限界挟圧力に、路面の状態に応じて出力側から入力されることが予想されるいわゆる路面入力に対応する圧力などの滑りに対する安全を見込んだ所定圧を加えた圧力に設定される。その所定圧は予め設定することができるが、滑り限界圧は、経時的に変化することのある摩擦係数や潤滑油の状態などに影響され、予め一義的に設定できないので、滑りの状態に基づいて設定することが好ましい。
【００３４】
図３に示す無段変速機１を対象とするこの発明に係る制御装置は、以下のようにして滑りや限界挟圧力を検出し、またその検出結果に基づいて挟圧力を設定するように構成されている。すなわち図１はその制御例を示すフローチャートであって、このフローチャートは所定の短い時間毎に繰り返し実行される。
【００３５】
図１において、先ず、フラグＦについて判断される（ステップＳ１）。このフラグＦは、無段変速機１での滑りの発生が判定された場合に“１”にセットされ、また滑り発生の判定後に挟圧力を増大させている際に“２”にセットされるフラグであり、当初は“０”にセットされている。
【００３６】
したがって図１のルーチンを開始した当初はステップＳ１で“Ｆ＝０”の判断が成立し、制御の前提条件が成立しているか否かが判断される（ステップＳ２）。限界挟圧力を検出するためには、無段変速機１に作用するトルクが安定している必要があり、したがってステップＳ２での前提条件は、平坦良路のロードロード中高速巡航中であること、その時点の入力トルクに対応する挟圧力の最終補正が完了していないことなどである。なお、良路の判定は、例えば路面側からの入力の判定が無いことによっておこなうことができ、またロードロード中高速巡航中であることの判断は、例えば従動プーリ１４のトルクと回転加速度とから判断できる。
【００３７】
制御前提条件が成立していることによりステップＳ２で肯定的に判断された場合には、挟圧力を所定の勾配で徐々に低下させる挟圧力漸減指令が出力される（ステップＳ３）。これは、例えば前記従動プーリ１４側のアクチュエータ１６に対する油圧を制御するデューティソレノイドバルブのデューティ比を徐々に変化させる制御である。
【００３８】
また制御前提条件の成立によって、変速比γの微分値（あるいは前回値からの変化量）が求められ、かつその移動平均処理がおこなわれて移動平均値Δγが算出される（ステップＳ４）。なお、移動平均値に替えて平均値を求めてもよい。
ついで、現在時点から所定時間以前までの間におけるアクセルペダルの踏み込み量が所定値以下か否かが判断される（ステップＳ５）。アクセルペダルは、駆動力を増大させるために踏み込まれるから、ステップＳ５では駆動力の増大要求を判断していることになり、また駆動力を増大させるためには変速比を低下させるダウンシフトを実行するから、ステップＳ５ではダウンシフト量もしくはダウンシフト要求量の大小を判断していることになる。
【００３９】
アクセルペダルの踏み込み量が所定値以下であることにより、ダウンシフト量もしくはダウンシフト要求量が小さいことにより、ステップＳ５で肯定的に判断された場合には、所定時間前の前記移動平均値Δγによって、滑り判定のためのしきい値が補正される（ステップＳ６）。これは、滑りに伴う変速比変化速度の変化を、変速比変化速度の推定値に取り込まないようにするためであり、したがって過去の特定区間における変速比変化速度の平均値によってしきい値を補正することとしてもよい。
【００４０】
このように過去の所定時間もしくは特定区間の間のデータを滑り判定に用いるので、駆動要求量の増大によるダウンシフトで変速比が変化すると、変速による変速比変化速度の変化と滑りによる変化とを区別できなくなる。このような不都合を回避するために、上記のステップＳ５での判断をおこなっている。
【００４１】
ステップＳ６で判定しきい値の補正をおこなった後、マクロスリップの判定がおこなわれる（ステップＳ７）。無段変速機１では不可避的な微少滑り（いわゆるミクロスリップ）を伴ってトルクを伝達しているが、これを超える滑りは無段変速機１の機械的な損傷もしくは耐久性の低下の要因となる。マクロスリップとはこのような滑り状態であり、ステップＳ７では、現在時点より以前の変速比や変速比変化速度に基づく変速比や変速比変化速度の推定値と、現在時点におけるこれらの実際値との差が、上記の補正されたしきい値より大きいか否かが判断される。
【００４２】
マクロスリップが発生していないことによりステップＳ７で否定的に判断された場合には、一旦、このルーチンを抜ける。これとは反対にマクロスリップが生じていることによりステップＳ７で肯定的に判断された場合、すなわち滑りの判定が成立した場合には、フラグＦが“１”にセットされ、かつ滑り開始時点および滑り速度が特定される（ステップＳ８）。その滑り開始時点は、現在時点より以前の時点であって、変速比γもしくは変速比変化速度Δγの推定値と、これらいずれかの実際値との差が、上記のステップＳ７での判定しきい値より小さい所定値を超えた時点として特定される。また、滑り速度は、推定変速比と実変速比との差に基づいて求められる。
【００４３】
また、滑り判定の成立によって挟圧力の漸増指令（ステップＳ９）と、入力トルクを低下させるためのエンジントルク（Ｔｅ）ダウン指令（ステップＳ１０）とが出力される。その挟圧力の漸増は、挟圧力を所定の勾配で徐々に増大させる制御である。この挟圧力の漸増制御に替えて、挟圧力をその時点の圧力に保持する制御を実行してもよい。
【００４４】
また、エンジントルクダウンは、例えばエンジン５の点火時期の遅角制御によって実行され、その量は、滑り判定が成立した時点より前の実際に滑りが開始したことが特定された時点における推定変速比と実変速比との差Δγ’もしくは推定変速比変化速度と実変速比変化速度との差ΔΔγの関数によって求められる。なお、エンジントルクダウン制御には不可避的な遅れがあるから、エンジントルクダウン指令を所定時間保持してもよい。
【００４５】
ついで、滑りが収束したか否かが判断される（ステップＳ１１）。具体的には、推定変速比と実変速比との差Δγ’が判断基準として設定した所定値以下になったか否かによって判断することができる。
【００４６】
このステップＳ１１で否定的に判断された場合には、滑りが収束していないので、一旦、このルーチンを抜ける。その場合、フラグＦが“１”にセットされているので、ステップＳ１で“Ｆ＝１”の判断が成立し、その結果、直ちにステップＳ９に進み、挟圧力の漸増制御が継続される。
【００４７】
これに対して滑りが収束したことによりステップＳ１１で肯定的に判断された場合には、挟圧力マップが修正される（ステップＳ１２）。すなわち、定常走行状態など車両の運転状態が安定している際に低下させる挟圧力は、入力トルクと変速比とに応じてマップとして定めてあり、ステップＳ１２では挟圧力低下開始時の実油圧と滑り判定成立時の実油圧との差を、油圧指令値に換算した値でマップが修正される。より具体的には、滑りの開始する圧力すなわち入力トルクに釣り合う限界挟圧力に路面入力対応分（すなわち所定の安全を見込んだ圧力）を加算して必要挟圧力を求め、その必要挟圧力によってマップ値を変更する。
【００４８】
滑りが収束していることより、挟圧力の復帰勾配が増大させられる（ステップＳ１３）。またフラグＦが“２”にセットされるとともに、エンジントルクダウン量をゼロにする指令が出力される（ステップＳ１４）。滑りが収束しているので、前述した関数で求められるエンジントルクダウン量がゼロになるが、確実を期するために、ステップＳ１４の指令が出力される。
【００４９】
さらに、挟圧力が適正レベル（適正圧）になったか否かが判断される（ステップＳ１５）。このステップＳ１５で否定的に判断された場合には、一旦、このルーチンを抜ける。その場合、フラグＦが“２”にセットされているので、ステップＳ１で“Ｆ＝２”の判断が成立するので、直ちにステップＳ１３に進み、挟圧力の復帰制御が継続される。これに対して、ステップＳ１５で肯定的に判断された場合には、制御を終了するために、フラグＦおよび一時的にストア（記憶保持）した値がクリアされる（ステップＳ１６）。
【００５０】
なお、アクセルペダルの踏み込み量が所定値を超えていることによりステップＳ５で否定的に判断された場合には、その時点で、挟圧力の低下に基づく限界挟圧力の検出制御が中止される。すなわちストア値がクリアされるとともに、低下させた挟圧力の復帰制御が実行され、さらに制御の進捗状態に応じてその時点の入力トルク領域に応じた挟圧力が決定され、かつマップ値が変更される。
【００５１】
すなわち、ダウンシフト要求量が大きいことにより変速比の変化量が大きくなり、これが滑り検出の誤差要因となるので制御を中止するが、その時点では、挟圧力を低下しても滑りが生じていないので、その挟圧力を定常走行状態もしくは準定常走行状態での挟圧力低下制御に反映させることができる。そのため、その時点の挟圧力に基づいてマップ値を変更することとしたのである。
【００５２】
上記の制御をダウンシフト中に実行した場合の挟圧力やエンジントルクあるいは変速指令値などの変化を図２のタイムチャートに示してある。なお、図２にはアップシフトの場合の変速比およびその変化速度の変化を破線で示してある。
【００５３】
制御開始条件がＡ時点に成立すると、挟圧力を漸減させる指令が出力され、その結果、実挟圧力が所定時間後に低下し始める。その過程で変速比の微分値およびその移動平均値が求められている。そして、挟圧力を低下させている間の所定のＢ時点にアクセルペダルが踏み込まれてアクセル開度が増大すると、変速指令が出力されるとともに、変速比変化速度が増大する。そのアクセル開度の変化量ΔＰａが所定値以下の場合に制御が継続される。
【００５４】
そして、挟圧力の低下によって滑りが発生する（Ｃ時点）と、実変速比および実変速比変化率が増大するので、これらの推定値との差が次第に大きくなり、その差がしきい値を超える（Ｄ時点）と、滑りの判定が成立する。その結果、挟圧力を漸増する指令が出力されるとともに、エンジン（Ｅ／Ｇ）トルク（入力トルク）の低減指令（ダウン指令）が出力される。
【００５５】
例えば、このＤ時点に到る前の所定時間ｔ１の間でアクセル開度の変化量ΔＰａが所定値を超えた場合には、前述したステップＳ５で否定的に判断され、制御が中止される。なお、アクセル開度の変化量が所定値ΔＰａを超えることに替えて、現在の変速指令値がダウンシフト側の所定値Ｄ１以上であることや所定時間ｔ１の間での変速指令値変化量がダウン側に所定値ΔＤ１以上であることに基づいて、制御を中止することとしてもよい。
【００５６】
エンジントルクの低下制御を点火時期の遅角制御によって実行する場合、その応答性がよいので、エンジントルクが直ちに低下し、その結果、滑りが収束に向かう。すなわち、一旦増大した変速比が低下し始め、あるいは増大が止まり、また変速比変化速度が低下し始める。また、挟圧力の漸増指令の出力開始から所定時間遅れて、実挟圧力が増大し始める。これは、図２のＥ時点である。
【００５７】
エンジントルクの低減制御が実行されていることと併せて実挟圧力が増大するので、所定時間後のＦ時点に滑りが収束する。前述したように、エンジントルクダウン量を、変速比や変速比変化速度の推定値と実際値との差に応じて設定しているので、滑りが収束してこれらの推定値と実際値との差がなくなると、エンジントルクダウン量がゼロとなる。また、確実を期するために、エンジントルクダウン量をゼロとする指令が出力される。その結果、挟圧力の漸増によって滑りが収束した時点とエンジントルクダウン量がゼロになった時点、すなわち挟圧力の復帰と入力トルクの復帰とが同時に成立する。また、これと同時に挟圧力の復帰の勾配が増大させられる。その結果、滑りに対する安全性が迅速に向上させられる。
【００５８】
上述した制御を実行するように構成されたこの発明の制御装置によれば、変速比もしくは変速比変化速度の推定値を求めている過程で、アクセルペダルが踏み込まれるなどのことによってダウンシフト要求量が大きくなった場合には、そのダウンシフトによる変速比の変化が滑り判定に対する外乱となって誤判定の要因となるので、滑り判定制御が中止される。換言すれば、誤判定要因のない状態で滑りが判定されるので、滑りの判定精度が良好になる。また、その中止時点の挟圧力に基づいて、挟圧力のマップ値などの制御量を修正することにより、挟圧力のいわゆる低下制御の精度を向上させることができる。
【００５９】
さらに、滑りの判定が成立して挟圧力の漸増指令を出力すると同時に、入力トルクの低減制御を実行するので、滑り判定成立後の滑りを効果的に抑制もしくは防止でき、かつ挟圧力が増大して滑りが収束した時点の慣性力に起因するショックを抑制もしくは防止することができる。そして、挟圧力の復帰すなわち挟圧力の増大に伴う滑りの収束と入力トルクの復帰との時点を一致させることにより、その時点の入力トルクとそれに釣り合う限界挟圧力を求めることができる。すなわち、エンジントルクダウン量がゼロであるから、エンジン負荷などに基づいてエンジン出力トルクを求めることができ、また滑りが収束した時点の実挟圧力をセンサの出力値で知ることができるので、両者の対応関係から限界挟圧力を、滑りの収束側で推定することもできる。
【００６０】
ここで、上記の具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、上述したステップＳ５の機能的手段がこの発明の滑り判定中止手段に相当し、またステップＳ７の機能的手段がこの発明の滑り判定手段に相当し、ステップＳ９の機能的手段がこの発明の挟圧力増大手段に相当し、さらにステップＳ１０の機能的手段がこの発明の入力トルク制御手段に相当し、そしてステップＳ１２の機能的手段がこの発明の限界挟圧力検出手段に相当する。また、ステップＳ８の機能的手段がこの発明の滑り開始特定手段に相当し、ステップＳ１３の機能的手段がこの発明の挟圧力制御手段に相当する。
【００６１】
なお、この発明は上記の具体例に限定されないのであって、この発明における無段変速機は、ベルト式無段変速機以外に、トロイダル型（トラクション式）無段変速機であってもよい。また、挟圧力を低下させて生じる滑りに限らず、無段変速機の通常の運転中での滑りを検出する場合にもこの発明を適用することができる。さらに、この発明におけるダウンシフト要求量は、動力源の負荷増大側の変化量であってもよく、また車速を設定値に維持する制御装置からの要求量であってもよく、さらには変速指令値のダウンシフト側の変化量などであってもよい。そして、この発明における滑りの判定とは、滑りの状況の判定であり、したがって滑りが開始したことの判定に限らず、滑りが開始する直前の状態あるいは滑りの前兆の判定も含む。
【００６２】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、変速比や変速比変化速度の推定値を求め、あるいは推定値と実際値との比較をおこなう過程でのダウンシフト量やダウンシフトを生じさせる要因となる駆動要求量などのダウンシフト要求量が大きい場合には、上記の推定値に基づく滑りの判定が中止されるので、ダウンシフトに伴う変速比や変速比変化速度の変化を滑りと誤判定することを回避して滑りの判定精度を向上させることができる。
【００６３】
また、請求項２の発明によれば、滑りの収束とほぼ同時に入力トルクの復帰を完了させるので、挟圧力を低下させて生じさせた滑りを収束させる際のショックを防止することができる。
【００６４】
さらに請求項３の発明によれば、復帰させた入力トルクに基づいて、入力トルクに釣り合う限界挟圧力を求めるので、ショックを防止しつつ限界挟圧力を検出することができる。
【００６５】
またさらに、請求項４の発明によれば、現在時点の変速比もしくは変速比変化速度とその推定値とに基づいて滑りが判定された場合、その推定値に基づいて、現在時点より前の滑り開始時点もしくは滑り速度が特定されるため、滑り開始時点やその時点の滑り速度を正確に求めることができる。
【００６６】
そして、請求項５の発明によれば、滑りを生じさせるように低下させられた挟圧力が、滑りの収束後に、相対的に大きい勾配で増大させられるため、滑りが再度発生することを防止できるとともに、滑りを収束させるために入力トルクを低下させていた場合には、その入力トルクの復帰を迅速におこなうことができ、ひいては無段変速機の出力トルクの復帰の遅れを防止できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の制御装置による制御の一例を説明するためのフローチャートである。
【図２】図１の制御を実行した場合のタイムチャートを示す図である。
【図３】この発明で対象とする無段変速機を含む駆動機構の一例を模式的に示す図である。
【符号の説明】
１…無段変速機、５…エンジン（動力源）、１３…駆動プーリ、１４…従動プーリ、１７…ベルト、２０…駆動輪、２５…変速機用電子制御装置（ＣＶＴ−ＥＣＵ）、２６…エンジン用電子制御装置（Ｅ／Ｇ−ＥＣＵ）。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission capable of continuously changing a gear ratio, and more particularly to a control device for optimizing a clamping force for setting a torque capacity of the continuously variable transmission. .
[0002]
[Prior art]
Belt-type continuously variable transmissions and traction-type continuously variable transmissions transmit torque using a frictional force between a belt and a pulley and a shearing force of traction oil between a disk and a roller. Therefore, the torque capacity of these continuously variable transmissions is set in accordance with the pressure acting on the point where the transmission of the torque occurs.
[0003]
The above pressure in a continuously variable transmission is referred to as pinching pressure, and if the pinching pressure is increased, slippage can be avoided by increasing the torque capacity, but on the other hand, power is generated more than necessary to generate high pressure. There are inconveniences such as consumption or a reduction in power transmission efficiency. Therefore, in general, the clamping pressure is set as low as possible within a range in which unintended slippage does not occur.
[0004]
For example, in a vehicle equipped with a continuously variable transmission, the engine speed can be controlled by the continuously variable transmission to improve fuel efficiency. In order to improve the transmission efficiency as much as possible, the squeezing pressure is controlled to be set as low as possible without causing slippage. For this purpose, it is necessary to detect a pressure at which slippage starts (that is, a slip limit pressure). Conventionally, slip is detected by various methods, and a slip limit pressure is detected.
[0005]
As a device for detecting the slip, Patent Document 1 discloses that the actual speed ratio change rate and the theoretical speed ratio change rate are compared to determine the occurrence of slip when the actual speed ratio change rate is larger than the theoretical speed ratio change rate. A device configured to detect and increase the line pressure (the original pressure of the entire hydraulic device that controls the transmission) based on the detection result is described.
[0006]
Further, Patent Literature 2 describes a method of determining a slip limit by changing a pressing force when a condition regarding a transmitted force, a speed, a transmission ratio, or a combination thereof is at least substantially constant.
[0007]
[Patent Document 1]
JP-A-6-11022 (abstract)
[Patent Document 2]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-12593 (Claims 1, 2, 6, 7)
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
The theoretical gear ratio change rate described in Patent Document 1 indicates the tendency of the gear ratio to change up to the current point in time. When belt slippage occurs, the gear ratio tends to change. As a result, there is a difference between the actual speed ratio change rate and the theoretical speed ratio change rate, and slip is detected by the comparison. Therefore, slippage is detected based on the state of the so-called speed ratio before the current time point. Similar slip detection can also be performed by estimating the current gear ratio or its change speed based on the past gear ratio, for example, and comparing the estimated value with the actual value.
[0009]
However, slip detection of a continuously variable transmission is generally performed while a vehicle equipped with the continuously variable transmission is running, and in such a case, acceleration or deceleration is slightly affected by road surface conditions or vehicle flow conditions. Is done. When such acceleration / deceleration occurs, if slippage is detected by comparing with a value obtained from past data such as the above-mentioned estimated value, there is a possibility that a change in the gear ratio due to shifting is erroneously determined to be slippage. There is.
[0010]
The present invention has been made in view of the above technical problem, and an object of the present invention is to provide a control device that can accurately determine or detect slippage and a limit clamping pressure.
[0011]
Means for Solving the Problems and Their Functions
In order to achieve the above object, the present invention is characterized in that when a required amount of downshift for the continuously variable transmission is large, the slip is not determined. More specifically, the invention of claim 1 compares the estimated value of the speed ratio or the speed ratio change speed based on the speed ratio prior to the current time with the speed ratio or the speed ratio change speed at the current time. In the control device for a continuously variable transmission, the slip determination stop means for preventing the determination of the slip based on the estimated value from being made when the downshift request amount for increasing the speed ratio of the continuously variable transmission is large. It is a control device characterized by comprising:
[0012]
Therefore, according to the first aspect of the present invention, an estimated value of the speed ratio or the speed ratio change speed is obtained based on the past speed ratio, and the estimated value is compared with the current time speed ratio or the speed ratio change speed (that is, the actual speed ratio or speed change speed) ) Is determined to determine slippage of the continuously variable transmission. If the downshift request amount such as the downshift amount in the process of obtaining the estimated value or comparing the estimated value with the actual value or the drive request amount that causes the downshift is large, the above estimation is performed. The determination of the slip based on the value is stopped. As a result, erroneous determination of a change in the speed ratio or the speed ratio change speed due to the downshift as slip is avoided, and the slip determination accuracy is improved.
[0013]
The invention according to claim 2 is the invention according to claim 1, wherein the slip determination means for determining the slip by reducing a clamping force for setting the torque capacity of the continuously variable transmission, and after the determination of the slip is established. A squeezing pressure increasing means for gradually increasing the squeezing pressure, and after decreasing the input torque to the continuously variable transmission based on the establishment of the slip determination, gradually increasing the input torque to substantially converge the slip. At the same time, the control device further comprises input torque control means for completing the return of the input torque.
[0014]
Therefore, according to the second aspect of the present invention, the slippage due to the reduction of the clamping pressure is determined, and when the slippage determination is established, the clamping pressure is restored, the input torque is temporarily reduced, and then gradually increased. Almost simultaneously with the convergence of the slip, the return of the reduced input torque is completed. As a result, a shock at the time of converging the slip caused by lowering the clamping pressure is prevented.
[0015]
Further, the invention according to claim 3 is the invention according to claim 2, further comprising limit clamping pressure detection means for obtaining a limit clamping pressure that matches the input torque based on the clamping pressure at the time when the return of the input torque is completed. A control device characterized in that:
[0016]
Therefore, according to the third aspect of the present invention, a limit clamping pressure that balances the input torque is obtained based on the restored input torque. As a result, the limit clamping pressure is detected while preventing a shock.
[0017]
Further, the invention of claim 4 compares the estimated value of the speed ratio or the speed ratio change speed based on the speed ratio before the current time with the speed ratio or the speed ratio change speed at the current time to determine the slip. In the control device for the continuously variable transmission, when the slip is determined, at least one of the slip start time and the slip speed is determined based on the estimated value of the speed ratio or the estimated value of the speed ratio change speed. And a slip start specifying means for specifying the slip start.
[0018]
Therefore, according to the present invention, when the slip is determined based on the current gear ratio or the speed ratio change speed and its estimated value, the slip start time or the slip starting before the current time is determined based on the estimated value. The speed is specified. Therefore, the slip start time and the slip speed at that time can be accurately obtained.
[0019]
According to a fifth aspect of the present invention, a squeezing force that balances with a positive input torque acting from the input side is detected by reducing a squeezing force for setting a torque capacity, and the squeezing force is corrected based on the detection result. In the control device for a continuously variable transmission configured, after the determination of the slip generated in the process of reducing the clamping force is established, the tendency of the clamping force to decrease is reduced or increased. And a clamping force control means for increasing the increasing gradient of the clamping force after the slippage has stopped.
[0020]
Therefore, according to the fifth aspect of the present invention, the clamping pressure reduced so as to cause the slip is increased at a relatively large gradient after the convergence of the slip. As a result, slippage is prevented from occurring again, and if the input torque is reduced in order to converge the slippage, the input torque can be quickly restored. A delay in the return of the output torque of the machine is prevented.
[0021]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, the present invention will be described based on specific examples. First, an example of a drive system including a continuously variable transmission according to the present invention will be described. FIG. 3 schematically shows a drive mechanism including a belt-type continuously variable transmission 1 and the continuously variable transmission. Reference numeral 1 is connected to a power source 5 via a forward / backward switching mechanism 2 and a fluid transmission mechanism 4 having a lock-up clutch 3.
[0022]
The power source 5 includes an internal combustion engine, an internal combustion engine and an electric motor, or an electric motor. In the following description, the power source 5 is referred to as an engine 5. The fluid transmission mechanism 4 has, for example, a configuration similar to that of a conventional torque converter, and includes a pump impeller rotated by an engine 5, a turbine runner disposed opposite to the pump impeller, and a stator disposed therebetween. It is configured to supply a spiral flow of fluid generated by a pump impeller to the turbine runner to rotate the turbine runner and transmit torque.
[0023]
In the transmission of torque through such a fluid, inevitable slippage occurs between the pump impeller and the turbine runner, which causes a reduction in power transmission efficiency. And a lock-up clutch 3 for directly connecting to an output-side member such as The lock-up clutch 3 is configured to be controlled by hydraulic pressure, is controlled to a fully engaged state, a completely released state, and a slip state that is an intermediate state between these states, and can appropriately control the slip rotation speed. It has become.
[0024]
The forward / reverse switching mechanism 2 is a mechanism that is employed in accordance with the fact that the rotation direction of the engine 5 is limited to one direction, and outputs the input torque as it is, and outputs it in reverse. It is configured. In the example shown in FIG. 3, a double pinion type planetary gear mechanism is employed as the forward / reverse switching mechanism 2. That is, the ring gear 7 is arranged concentrically with the sun gear 6, and between the sun gear 6 and the ring gear 7, a pinion gear 8 meshed with the sun gear 6 and another pinion gear 9 meshed with the pinion gear 8 and the ring gear 7 are arranged. The pinion gears 8 and 9 are held by the carrier 10 so as to rotate and revolve. Further, a forward clutch 11 for integrally connecting the two rotating elements (specifically, the sun gear 6 and the carrier 10) is provided, and by selectively fixing the ring gear 7, the direction of the output torque is provided. Is provided.
[0025]
The continuously variable transmission 1 has the same configuration as a conventionally known belt-type continuously variable transmission, and each of a drive pulley 13 and a driven pulley 14 arranged in parallel with each other includes a fixed sheave and a hydraulic pulley. And a movable sheave that is moved back and forth in the axial direction by actuators 15 and 16. Therefore, the groove width of each of the pulleys 13 and 14 changes by moving the movable sheave in the axial direction, and accordingly, the winding radius of the belt 17 wound around each of the pulleys 13 and 14 (the effective diameter of the pulleys 13 and 14). ) Changes continuously, and the gear ratio changes steplessly. The drive pulley 13 is connected to the carrier 10 which is an output element of the forward / reverse switching mechanism 2.
[0026]
A hydraulic pressure (line pressure or its correction pressure) corresponding to the torque input to the continuously variable transmission 1 is supplied to the hydraulic actuator 16 of the driven pulley 14 via a hydraulic pump and a hydraulic control device (not shown). I have. Therefore, when each sheave of the driven pulley 14 sandwiches the belt 17, tension is applied to the belt 17, and a clamping pressure (contact pressure) between each pulley 13, 14 and the belt 17 is secured. . On the other hand, the hydraulic actuator 15 in the drive pulley 13 is supplied with pressure oil according to the gear ratio to be set, and is set to a groove width (effective diameter or winding diameter) according to the target gear ratio. It has become.
[0027]
The driven pulley 14 is connected to a differential 19 via a gear pair 18, and outputs torque from the differential 19 to driving wheels 20. Therefore, in the above drive mechanism, the lock-up clutch 3 and the continuously variable transmission 1 are arranged in series between the engine 5 and the drive wheels 20.
[0028]
Various sensors are provided to detect the operation state (running state) of the vehicle equipped with the above-described continuously variable transmission 1 and the engine 5. That is, a turbine speed sensor 21 that detects an input speed (speed of the turbine runner) to the continuously variable transmission 1 and outputs a signal, and an input speed that detects a speed of the drive pulley 13 and outputs a signal. A sensor 22, an output rotation speed sensor 23 that detects the rotation speed of the driven pulley 14 and outputs a signal, and a hydraulic sensor 24 that detects the pressure of the hydraulic actuator 16 on the driven pulley 14 side for setting the belt clamping pressure are provided. ing. Although not particularly shown, an accelerator opening sensor that detects the amount of depression of the accelerator pedal and outputs a signal, a throttle opening sensor that detects the opening of the throttle valve and outputs a signal, and a brake pedal are depressed. A brake sensor or the like that outputs a signal in the case is provided.
[0029]
In order to control the engagement / disengagement of the forward clutch 11 and the reverse brake 12, control the squeezing force of the belt 17, control the gear ratio, and control the lock-up clutch 3, the transmission Electronic control unit (CVT-ECU) 25 is provided. The electronic control unit 25 is configured mainly by a microcomputer as an example, performs calculations in accordance with a predetermined program based on input data and data stored in advance, and various states such as forward, reverse or neutral, It is configured to execute setting of a required clamping force, setting of a gear ratio, engagement / disengagement of the lock-up clutch 3, and control of a slip rotation speed and the like.
[0030]
Here, as an example of data (signal) input to the transmission electronic control unit 25, a signal of an input rotation speed (input rotation speed) Nin of the continuously variable transmission 1 and an output of the continuously variable transmission 1 will be described. The signal of the rotation speed (output rotation speed) No is input from the corresponding sensor. An engine electronic control unit (E / G-ECU) 26 for controlling the engine 5 outputs a signal of an engine speed Ne, a signal of an engine (E / G) load, and a depression amount of an accelerator pedal (not shown). Is input.
[0031]
According to the continuously variable transmission 1, the engine speed, which is the input speed, can be controlled steplessly (in other words, continuously), so that the fuel efficiency of a vehicle equipped with the same can be improved. For example, a target driving force is determined based on a required driving amount and a vehicle speed represented by an accelerator opening, and a target output required to obtain the target driving force is determined based on the target driving force and the vehicle speed. The engine speed for obtaining the target output at the optimum fuel efficiency is obtained based on a prepared map, and the gear ratio is controlled so as to become the engine speed.
[0032]
In order not to impair such an advantage of improving fuel efficiency, power transmission efficiency in the continuously variable transmission 1 is controlled to a favorable state. Specifically, the torque capacity of the continuously variable transmission 1, that is, the belt clamping pressure is such that the belt clamping pressure is as low as possible within a range in which the target torque determined based on the engine torque can be transmitted and the belt 17 does not slip. That is, it is controlled to a clamping pressure obtained by adding a predetermined pressure to a limit clamping pressure that is balanced with the input torque. Such a so-called reduction control of the clamping pressure is executed in a state where the possibility of disturbance is low, specifically, in a state where the vehicle is traveling on a flat good road without particularly accelerating and decelerating, and is traveling on a bad road. In a state or a state where the vehicle is greatly accelerating or decelerating, the clamping pressure is set to a relatively high pressure such as the line pressure.
[0033]
The clamping pressure set by the reduction control is a pressure corresponding to a so-called road surface input which is expected to be input from an output side according to a road surface condition to a limit clamping pressure capable of transmitting input torque without causing slippage. The pressure is set to a value obtained by adding a predetermined pressure in consideration of safety against slippage. The predetermined pressure can be set in advance, but the slip limit pressure is influenced by the friction coefficient and the state of the lubricating oil, which can change with time, and cannot be uniquely set in advance. It is preferable to set it.
[0034]
The control device according to the present invention for the continuously variable transmission 1 shown in FIG. 3 is configured to detect a slip or a limit clamping force as described below, and to set the clamping force based on the detection result. Have been. That is, FIG. 1 is a flowchart showing an example of the control, and this flowchart is repeatedly executed at predetermined short intervals.
[0035]
In FIG. 1, first, a determination is made on the flag F (step S1). This flag F is set to "1" when it is determined that slippage occurs in the continuously variable transmission 1, and is set to "2" when the clamping pressure is increased after the determination of slippage. This flag is initially set to “0”.
[0036]
Therefore, when the routine of FIG. 1 is started, the determination of “F = 0” is established in step S1, and it is determined whether or not the control precondition is satisfied (step S2). In order to detect the limit pinching pressure, the torque acting on the continuously variable transmission 1 needs to be stable. Therefore, the prerequisite in step S2 is that the vehicle is running at high speed during road loading on a flat road. And that the final correction of the clamping pressure corresponding to the input torque at that time has not been completed. The determination of a good road can be made, for example, when there is no determination of an input from the road surface side. I can judge.
[0037]
If a positive determination is made in step S2 because the control precondition is satisfied, a squeezing pressure gradually decreasing command to gradually reduce the squeezing pressure at a predetermined gradient is output (step S3). This is, for example, control for gradually changing the duty ratio of a duty solenoid valve for controlling the hydraulic pressure for the actuator 16 on the driven pulley 14 side.
[0038]
Further, when the control precondition is satisfied, a differential value (or an amount of change from the previous value) of the gear ratio γ is obtained, and a moving average process is performed to calculate a moving average value Δγ (step S4). Note that an average value may be obtained instead of the moving average value.
Next, it is determined whether the amount of depression of the accelerator pedal from the current time to a time before a predetermined time is equal to or less than a predetermined value (step S5). Since the accelerator pedal is depressed to increase the driving force, it is determined in step S5 that a request for increasing the driving force has been made, and in order to increase the driving force, a downshift for reducing the gear ratio is performed. Therefore, in step S5, the magnitude of the downshift amount or the required downshift amount is determined.
[0039]
If the depression amount of the accelerator pedal is equal to or less than a predetermined value, and the downshift amount or the required downshift amount is small, and the determination in step S5 is affirmative, the moving average value Δγ before the predetermined time is used. Then, the threshold value for slip determination is corrected (step S6). This is to prevent the change in the speed ratio change speed due to the slip from being taken into the estimated value of the speed ratio change speed, and therefore, the threshold value is corrected by the average value of the speed ratio change speed in the past specific section. You may do it.
[0040]
As described above, since the data during the past predetermined time or during the specific section is used for slip determination, when the gear ratio changes due to downshifting due to an increase in the required drive amount, the change in gear ratio change speed due to gear shifting and the change due to slip are determined. You will not be able to distinguish. In order to avoid such inconvenience, the determination in step S5 is performed.
[0041]
After correcting the determination threshold value in step S6, a macro slip determination is performed (step S7). In the continuously variable transmission 1, torque is transmitted with an unavoidable minute slip (a so-called microslip). Slip exceeding this causes mechanical damage or a decrease in durability of the continuously variable transmission 1. Become. The macro slip is such a slip state. In step S7, an estimated value of the speed ratio or the speed ratio change speed based on the speed ratio or the speed ratio change speed before the current time, and the actual value at the current time and Is greater than or equal to the corrected threshold value.
[0042]
If a negative determination is made in step S7 because no macro slip has occurred, the process once exits this routine. Conversely, when a positive determination is made in step S7 because a macro slip has occurred, that is, when a slip determination is made, the flag F is set to "1" and the slip start time and The sliding speed is specified (Step S8). The slip start time is a time point before the current time point, and the difference between the estimated value of the speed ratio γ or the speed ratio change speed Δγ and one of these actual values is determined by the determination threshold in step S7. It is specified as a point in time when a predetermined value smaller than the value is exceeded. In addition, the slip speed is obtained based on a difference between the estimated speed ratio and the actual speed ratio.
[0043]
In addition, a gradual increase command of the clamping pressure (Step S9) and an engine torque (Te) down command (Step S10) for decreasing the input torque are output when the slip determination is established. The gradual increase of the squeezing pressure is control for gradually increasing the squeezing pressure at a predetermined gradient. Instead of the gradual increase control of the squeezing pressure, control for maintaining the squeezing pressure at the pressure at that time may be executed.
[0044]
Further, the engine torque is reduced by, for example, retarding the ignition timing of the engine 5, and the amount thereof is determined by the estimated gear ratio at the time when it is specified that the slip has actually started before the time when the slip determination is established. Δγ ′ between the actual speed ratio and the actual speed ratio, and the difference Δγ ′ between the estimated speed ratio change speed and the actual speed ratio change speed. Since there is an inevitable delay in the engine torque down control, the engine torque down command may be held for a predetermined time.
[0045]
Next, it is determined whether the slip has converged (step S11). Specifically, the determination can be made based on whether or not the difference Δγ ′ between the estimated speed ratio and the actual speed ratio has become equal to or less than a predetermined value set as a criterion.
[0046]
If a negative determination is made in step S11, the slip has not converged, and the process once exits. In this case, since the flag F is set to "1", the determination of "F = 1" is established in step S1, and as a result, the process immediately proceeds to step S9, and the gradual increase control of the clamping pressure is continued.
[0047]
On the other hand, when a positive determination is made in step S11 because the slippage has converged, the clamping pressure map is corrected (step S12). That is, the squeezing pressure to be reduced when the operation state of the vehicle is stable, such as the steady running state, is determined as a map according to the input torque and the gear ratio. In step S12, the actual hydraulic pressure at the start of the squeezing pressure decrease is determined. The map is corrected with a value obtained by converting the difference between the actual oil pressure when the slip determination is established and the actual oil pressure into a hydraulic pressure command value. More specifically, the required clamping pressure is obtained by adding the road surface input-corresponding component (that is, the pressure in consideration of predetermined safety) to the pressure at which the slip starts, that is, the limit clamping pressure that is balanced with the input torque, and a map is obtained by the required clamping pressure. Change the value.
[0048]
Since the slippage has converged, the return gradient of the clamping pressure is increased (step S13). Further, the flag F is set to “2”, and a command to reduce the engine torque reduction amount to zero is output (step S14). Since the slippage has converged, the amount of engine torque reduction obtained by the above-described function becomes zero. However, in order to ensure certainty, an instruction in step S14 is output.
[0049]
Further, it is determined whether or not the clamping pressure has reached an appropriate level (appropriate pressure) (step S15). If a negative determination is made in step S15, the process once exits this routine. In this case, since the flag F is set to “2”, the determination of “F = 2” is established in step S1, so that the process immediately proceeds to step S13, and the control for returning the clamping pressure is continued. On the other hand, if a positive determination is made in step S15, the flag F and the temporarily stored value are cleared to end the control (step S16).
[0050]
In addition, if the determination in step S5 is negative due to the fact that the depression amount of the accelerator pedal exceeds the predetermined value, the detection control of the limit clamping pressure based on the decrease in the clamping pressure is stopped at that time. That is, while the stored value is cleared, the return control of the reduced squeezing pressure is executed, the squeezing pressure according to the input torque region at that time is determined according to the progress of the control, and the map value is changed. You.
[0051]
That is, since the requested amount of downshifting is large, the change amount of the gear ratio becomes large, and this becomes an error factor of slip detection. Therefore, the control is stopped. At that time, no slip occurs even if the clamping pressure is reduced. Therefore, the squeezing pressure can be reflected in the squeezing pressure reduction control in the steady running state or the quasi-steady running state. Therefore, the map value is changed based on the clamping pressure at that time.
[0052]
Changes in the clamping pressure, engine torque, shift command value, and the like when the above control is performed during the downshift are shown in the time chart of FIG. In FIG. 2, the change of the speed ratio and its change speed in the case of an upshift is indicated by a broken line.
[0053]
When the control start condition is satisfied at the time point A, a command to gradually reduce the clamping pressure is output, and as a result, the actual clamping pressure starts to decrease after a predetermined time. In the process, the differential value of the gear ratio and its moving average value are obtained. Then, when the accelerator pedal is depressed at a predetermined time point B while the clamping pressure is being reduced to increase the accelerator opening, a shift command is output and the speed ratio change speed increases. When the change amount ΔPa of the accelerator opening is equal to or smaller than a predetermined value, the control is continued.
[0054]
Then, when slippage occurs due to a decrease in the clamping pressure (at time point C), the actual speed ratio and the actual speed ratio change rate increase, and the difference between these estimated values gradually increases. If it exceeds (at the time point D), the slip is determined. As a result, a command to gradually increase the clamping pressure is output, and a command to reduce the engine (E / G) torque (input torque) (down command) is output.
[0055]
For example, if the amount of change ΔPa in the accelerator opening exceeds a predetermined value during the predetermined time t1 before the time point D, a negative determination is made in step S5 and the control is stopped. It should be noted that instead of the change in the accelerator opening exceeding the predetermined value ΔPa, the current shift command value is not less than the downshift-side predetermined value D1 or the shift command value change amount during the predetermined time t1 is changed. The control may be stopped on the down side based on being equal to or more than the predetermined value ΔD1.
[0056]
When the control for lowering the engine torque is executed by the retard control of the ignition timing, the response is good, so that the engine torque is immediately reduced, and as a result, the slippage tends to converge. That is, the speed ratio once increased starts to decrease or stops increasing, and the speed ratio change speed starts to decrease. Further, the actual clamping pressure starts increasing with a delay of a predetermined time from the start of the output of the clamping pressure gradually increasing command. This is point E in FIG.
[0057]
Since the actual pinching pressure increases in conjunction with the execution of the engine torque reduction control, the slippage converges at the point F after a predetermined time. As described above, since the engine torque reduction amount is set according to the difference between the estimated value and the actual value of the speed ratio or the speed ratio change speed, the slippage converges and the estimated value and the actual value When the difference disappears, the engine torque reduction amount becomes zero. In addition, in order to ensure reliability, a command to reduce the engine torque reduction amount to zero is output. As a result, the point in time at which the slippage converges due to the gradual increase in the pinching pressure and the point in time when the engine torque down amount becomes zero, that is, the return of the pinching pressure and the return of the input torque are simultaneously established. At the same time, the gradient of the return of the clamping pressure is increased. As a result, the safety against slippage is quickly improved.
[0058]
According to the control device of the present invention configured to execute the above-described control, in the process of obtaining the estimated value of the speed ratio or the speed ratio change speed, the required amount of the downshift is determined by depressing the accelerator pedal or the like. Becomes larger, the change in the gear ratio due to the downshift becomes a disturbance to the slip determination and causes an erroneous determination, and the slip determination control is stopped. In other words, since the slip is determined without any erroneous determination factor, the slip determination accuracy is improved. In addition, by correcting a control amount such as a map value of the squeezing pressure based on the squeezing pressure at the time of the suspension, it is possible to improve the accuracy of the so-called decrease control of the squeezing pressure.
[0059]
Further, since the slip determination is established and the clamping pressure gradually increasing command is output, the input torque reduction control is executed, so that the slip after the slip determination is established can be effectively suppressed or prevented, and the clamping pressure increases. Thus, it is possible to suppress or prevent a shock caused by the inertial force at the time when the slippage has converged. Then, by matching the time of the return of the clamping pressure, that is, the convergence of the slip caused by the increase of the clamping pressure and the return of the input torque, the input torque at that time and the limit clamping pressure corresponding thereto can be obtained. That is, since the engine torque reduction amount is zero, the engine output torque can be obtained based on the engine load and the like, and the actual pinching pressure at the time when the slippage has converged can be known from the output value of the sensor. Can be estimated on the convergence side of slip.
[0060]
Here, the relationship between the above specific example and the present invention will be briefly described. The functional means of step S5 described above corresponds to the slip determination suspending means of the present invention, and the functional means of step S7 corresponds to the functional means of the present invention. The functional means of step S9 corresponds to the clamping force increasing means of the present invention, the functional means of step S10 corresponds to the input torque control means of the present invention, and the functional means of step S12 corresponds to the slipping determining means. The means corresponds to the limit clamping pressure detecting means of the present invention. Further, the functional means of step S8 corresponds to the slip start specifying means of the present invention, and the functional means of step S13 corresponds to the clamping force control means of the present invention.
[0061]
Note that the present invention is not limited to the above specific example, and the continuously variable transmission in the present invention may be a toroidal (traction) continuously variable transmission in addition to the belt-type continuously variable transmission. The present invention can be applied not only to slippage caused by lowering the clamping pressure but also to slippage during normal operation of the continuously variable transmission. Further, the downshift request amount in the present invention may be a change amount on the load increasing side of the power source, or may be a request amount from a control device that maintains the vehicle speed at a set value. The change amount of the value on the downshift side may be used. The determination of slip in the present invention is a determination of a slip situation, and thus is not limited to determination of the start of slip, but also includes determination of a state immediately before the start of slip or a precursor of slip.
[0062]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, the downshift amount or downshift occurs in the process of obtaining the estimated value of the speed ratio or the speed ratio change speed, or comparing the estimated value with the actual value. If the downshift request amount such as the drive request amount that causes the shift is large, the slip determination based on the above estimated value is stopped, so that the change in the speed ratio or speed ratio change speed due to the downshift is regarded as slip. The erroneous determination can be avoided and the slip determination accuracy can be improved.
[0063]
According to the second aspect of the present invention, since the return of the input torque is completed almost at the same time as the convergence of the slip, it is possible to prevent a shock at the time of converging the slip caused by reducing the clamping pressure.
[0064]
Further, according to the third aspect of the present invention, since the limit clamping pressure that matches the input torque is obtained based on the restored input torque, it is possible to detect the limit clamping pressure while preventing a shock.
[0065]
Still further, according to the invention of claim 4, when the slip is determined based on the current gear ratio or the speed ratio change speed and the estimated value, the slip before the current time is determined based on the estimated value. Since the start time or the slip speed is specified, the slip start time and the slip speed at that time can be accurately obtained.
[0066]
According to the fifth aspect of the present invention, the clamping pressure reduced so as to cause the slip is increased with a relatively large gradient after the convergence of the slip, so that it is possible to prevent the slip from occurring again. At the same time, when the input torque is reduced in order to converge the slip, the input torque can be quickly restored, and a delay in the return of the output torque of the continuously variable transmission can be prevented.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart illustrating an example of control by a control device according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing a time chart when the control of FIG. 1 is executed.
FIG. 3 is a diagram schematically illustrating an example of a drive mechanism including a continuously variable transmission according to the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Continuously variable transmission, 5 ... Engine (power source), 13 ... Driving pulley, 14 ... Driven pulley, 17 ... Belt, 20 ... Driving wheel, 25 ... Transmission electronic control unit (CVT-ECU), 26 ... Engine electronic control unit (E / G-ECU).

Claims

現在時点より以前の変速比に基づく変速比もしくは変速比変化速度の推定値と、現在時点の変速比もしくは変速比変化速度とを比較して滑りの判定をおこなう無段変速機の制御装置において、
前記無段変速機の変速比を増大させるダウンシフト要求量が大きい場合に前記推定値に基づく滑りの判定をおこなわないようにする滑り判定中止手段を備えていることを特徴とする無段変速機の制御装置。In the control device of the continuously variable transmission, which determines slippage by comparing the estimated value of the speed ratio or the speed ratio change speed based on the speed ratio before the current time with the speed ratio or the speed ratio change speed at the current time,
A continuously variable transmission including a slip determination suspending means for preventing a determination of a slip based on the estimated value from being performed when a downshift request amount for increasing a speed ratio of the continuously variable transmission is large. Control device.

前記無段変速機のトルク容量を設定する挟圧力を低下させて前記滑りを判定する滑り判定手段と、
前記滑りの判定の成立後に前記挟圧力を徐々に増大させる挟圧力増大手段と、前記滑りの判定の成立に基づいて前記無段変速機に対する入力トルクを低下させた後、その入力トルクを漸増して前記滑りの収束とほぼ同時に入力トルクの復帰を完了させる入力トルク制御手段とを更に備えていることを特徴とする請求項１に記載の無段変速機の制御装置。Slip determining means for determining the slip by reducing the clamping force for setting the torque capacity of the continuously variable transmission,
A squeezing force increasing means for gradually increasing the squeezing pressure after the slip determination is established, and gradually decreasing the input torque to the continuously variable transmission based on the slip determination. 2. The control device for a continuously variable transmission according to claim 1, further comprising input torque control means for completing the return of the input torque substantially simultaneously with the convergence of the slip.

前記入力トルクの復帰が完了した時点の挟圧力に基づいて入力トルクに釣り合う限界挟圧力を求める限界挟圧力検出手段を更に備えていることを特徴とする請求項１または２に記載の無段変速機の制御装置。3. The continuously variable transmission according to claim 1, further comprising a limit clamping pressure detection unit that calculates a limit clamping pressure that balances the input torque based on the clamping pressure at the time when the input torque is completely restored. Machine control device.

現在時点より以前の変速比に基づく変速比もしくは変速比変化速度の推定値と、現在時点の変速比もしくは変速比変化速度とを比較して滑りの判定をおこなう無段変速機の制御装置において、
前記滑りの判定が成立した場合に、その滑りの開始時点と滑り速度との少なくとも一方を、前記変速比の推定値もしくは変速比変化速度の推定値に基づいて特定する滑り開始特定手段を備えていることを特徴とする無段変速機の制御装置。In the control device of the continuously variable transmission, which determines slippage by comparing the estimated value of the speed ratio or the speed ratio change speed based on the speed ratio before the current time with the speed ratio or the speed ratio change speed at the current time,
When the determination of the slip is established, there is provided a slip start specifying means for specifying at least one of a start time of the slip and a slip speed based on the estimated value of the speed ratio or the estimated value of the speed ratio change speed. A control device for a continuously variable transmission.

トルク容量を設定する挟圧力を低下させることにより入力側から作用する正入力トルに釣り合う挟圧力を検出し、その検出結果に基づいて挟圧力を補正するように構成された無段変速機の制御装置において、
前記挟圧力を低下させている過程で生じた滑りの判定の成立後に、その挟圧力の低下の傾向を、低下量が少なくなる方向もしくは増大する方向に変更し、前記滑りが止まった後に前記挟圧力の増加勾配を増大させる挟圧力制御手段を備えていることを特徴とする無段変速機の制御装置。Control of a continuously variable transmission configured to detect a squeezing pressure balanced with a positive input torque acting from the input side by reducing the squeezing pressure for setting the torque capacity, and to correct the squeezing pressure based on the detection result. In the device,
After the determination of the slip generated during the process of reducing the clamping pressure is made, the tendency of the clamping pressure to decrease is changed to a direction in which the decrease amount decreases or increases, and after the sliding stops, the clamping force is reduced. A control device for a continuously variable transmission, comprising a clamping pressure control means for increasing a pressure increasing gradient.