JP2019044830A - Control device of transmission - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、インプット軸とアウトプット軸との間で動力(トルク)を2つの経路に分岐して伝達可能な変速機の制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for a transmission capable of branching and transmitting power (torque) into two paths between an input shaft and an output shaft.
自動車などの車両に搭載される変速機として、エンジンの動力を無段階に変速する無段変速機構と、エンジンの動力を無段変速機構を経由せずに伝達する歯車機構と、無段変速機構からの動力と歯車機構からの動力とを合成するための遊星歯車機構とを備えたものが提案されている。この変速機では、エンジンからの動力を無段変速機構と歯車機構とに分割し、その分割された各動力を遊星歯車機構で合成して車輪に伝達することができる。 As a transmission mounted on a vehicle such as an automobile, there is a continuously variable transmission mechanism for continuously changing the power of the engine, a gear mechanism for transmitting the power of the engine without passing through the continuously variable transmission mechanism, and a continuously variable transmission mechanism It has been proposed to have a planetary gear mechanism for combining the power from the gear and the power from the gear mechanism. In this transmission, the power from the engine can be divided into the continuously variable transmission mechanism and the gear mechanism, and each divided power can be synthesized by the planetary gear mechanism and transmitted to the wheels.
駆動源の動力を2つの経路に分岐して伝達可能な変速機は、動力分割式無段変速機として、出願人も提案している。 The applicant has also proposed a transmission capable of dividing and transmitting the power of the drive source into two paths as a power split continuously variable transmission.
その提案に係る動力分割式無段変速機には、無段変速機構、平行軸式歯車機構および遊星歯車機構が含まれる。無段変速機構は、公知のベルト式の無段変速機(CVT:Continuously Variable Transmission)と同様の構成、つまりプライマリプーリおよびセカンダリプーリにベルトが巻き掛けられた構成を有している。無段変速機構のプライマリ軸には、インプット軸に入力されるエンジンの動力が伝達される。無段変速機構のセカンダリ軸は、遊星歯車機構のサンギヤに接続されている。平行軸式歯車機構は、インプット軸の動力が伝達/遮断されるスプリットドライブギヤと、スプリットドライブギヤとギヤ列を構成し、遊星歯車機構のキャリアと一体回転するスプリットドリブンギヤとを備えている。遊星歯車機構のリングギヤには、アウトプット軸が接続されている。アウトプット軸の回転は、デファレンシャルギヤに伝達され、デファレンシャルギヤから左右の駆動輪に伝達される。 The power split type continuously variable transmission according to the proposal includes a continuously variable transmission mechanism, a parallel shaft gear mechanism and a planetary gear mechanism. The continuously variable transmission mechanism has the same configuration as a known belt-type continuously variable transmission (CVT), that is, a configuration in which a belt is wound around a primary pulley and a secondary pulley. The power of the engine input to the input shaft is transmitted to the primary shaft of the continuously variable transmission mechanism. The secondary shaft of the continuously variable transmission mechanism is connected to the sun gear of the planetary gear mechanism. The parallel shaft gear mechanism includes a split drive gear to which the power of the input shaft is transmitted / interrupted, and a split driven gear which forms a gear train with the split drive gear and which rotates integrally with a carrier of the planetary gear mechanism. An output shaft is connected to the ring gear of the planetary gear mechanism. The rotation of the output shaft is transmitted to the differential gear and transmitted from the differential gear to the left and right drive wheels.
この動力分割式無段変速機では、前進走行時における動力伝達モードとして、ベルトモードおよびスプリットモードが設けられている。 In this power split type continuously variable transmission, a belt mode and a split mode are provided as power transmission modes during forward traveling.
ベルトモードでは、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとを結合/分離する第1クラッチが係合されて、サンギヤとリングギヤとが結合される。また、インプット軸とスプリットドライブギヤとの間での動力の伝達/遮断を切り替える第2クラッチが解放されて、スプリットドライブギヤが自由回転状態(フリー)にされ、遊星歯車機構のキャリアが自由回転状態にされる。そのため、無段変速機構から出力される動力により、サンギヤおよびリングギヤが一体的に回転し、アウトプット軸がリングギヤと一体的に回転する。したがって、ベルトモードでは、無段変速機構の変速比(ベルト変速比)が大きいほど、そのベルト変速比に比例して、動力分割式無段変速機全体での変速比(インプット軸の回転数/アウトプット軸の回転数)であるユニット変速比が大きくなる。 In the belt mode, the first clutch that couples / disconnects the sun gear and the ring gear of the planetary gear mechanism is engaged to couple the sun gear and the ring gear. In addition, the second clutch that switches power transmission / reception between the input shaft and the split drive gear is released, and the split drive gear is set to free rotation (free), and the carrier of the planetary gear mechanism is free to rotate To be Therefore, the sun gear and the ring gear rotate integrally and the output shaft rotates integrally with the ring gear by the power output from the continuously variable transmission mechanism. Therefore, in the belt mode, the larger the transmission ratio (belt transmission ratio) of the continuously variable transmission mechanism, the proportional to the belt transmission ratio, and the transmission ratio of the entire power split type continuously variable transmission (rotation speed of input shaft / The unit gear ratio, which is the rotation speed of the output shaft, increases.
スプリットモードでは、第1クラッチが解放されて、遊星歯車機構のサンギヤとリングギヤとの結合が解除される。また、第2クラッチが係合されて、インプット軸からスプリットドライブギヤに動力が伝達される。その動力は、スプリットドライブギヤからスプリットドリブンギヤを介することにより一定のスプリット変速比(スプリット点)で変速されて、遊星歯車機構のキャリアに入力される。サンギヤは、ベルト変速比に応じた回転数で回転する。そのため、スプリットモードでは、ベルト変速比が大きいほどユニット変速比が小さくなり、スプリット変速比以下の変速比を実現することができる。 In the split mode, the first clutch is released to release the coupling between the sun gear and the ring gear of the planetary gear mechanism. Further, the second clutch is engaged to transmit power from the input shaft to the split drive gear. The power is shifted from a split drive gear through a split driven gear at a constant split transmission ratio (split point) and input to the carrier of the planetary gear mechanism. The sun gear rotates at a rotational speed corresponding to the belt transmission ratio. Therefore, in the split mode, the unit gear ratio becomes smaller as the belt gear ratio is larger, and a gear ratio smaller than the split gear ratio can be realized.
ベルト変速比は、プライマリプーリおよびセカンダリプーリに対する油の出入りが制御されて、プライマリプーリおよびセカンダリプーリの各溝幅が変更されることにより、連続的に無段階で変更される。一方、プライマリプーリおよびセカンダリプーリの推力は、プライマリプーリおよびセカンダリプーリとベルトとの間で滑りが生じない大きさを必要とする。そのため、インプット軸に入力される入力トルクの大きさに応じた推力が得られるよう、各プーリのシーブに供給される油圧が制御される。 The belt transmission ratio is continuously and continuously changed steplessly by controlling the oil in and out of the primary and secondary pulleys and changing the groove widths of the primary and secondary pulleys. On the other hand, the thrusts of the primary and secondary pulleys need to be large enough to prevent slippage between the primary and secondary pulleys and the belt. Therefore, the hydraulic pressure supplied to the sheave of each pulley is controlled so as to obtain a thrust corresponding to the magnitude of the input torque input to the input shaft.
ところが、ベルトモードでは、入力トルクの全てが無段変速機構に入力されるのに対し、スプリットモードでは、入力トルクが無段変速機構と平行軸式歯車機構とに分岐して入力されるので、無段変速機構が分担するトルクが入力トルクよりも小さくなる。それにもかかわらず、プーリに供給される油圧の指令値(目標値)が入力トルクに応じた値に設定されるので、スプリットモードにおいて、ベルトに作用する挟圧が過大となり、プーリを支持するベアリングなどでのエネルギ損失が増大する。 However, in the belt mode, while all the input torque is input to the continuously variable transmission mechanism, in the split mode, the input torque is branched and input to the continuously variable transmission mechanism and the parallel shaft gear mechanism. The torque shared by the continuously variable transmission mechanism is smaller than the input torque. Nevertheless, since the command value (target value) of the hydraulic pressure supplied to the pulley is set to a value corresponding to the input torque, in the split mode, the clamping pressure acting on the belt becomes excessive and the bearing supporting the pulley The energy loss in, for example, increases.
本発明の目的は、ベルトに適切な挟圧を作用させることができる、変速機の制御装置を提供することである。 An object of the present invention is to provide a control device for a transmission that can apply appropriate clamping pressure to a belt.
前記の目的を達成するため、本発明に係る変速機の制御装置は、インプット軸、アウトプット軸およびインプット軸に入力される動力を無段階に変速するベルト式の無段変速機構を備え、インプット軸とアウトプット軸との間で動力を伝達するモードとして、無段変速機構を経由する第1経路と無段変速機構を経由しない第2経路とに分岐して動力を伝達するモードを有する変速機に用いられる制御装置であって、無段変速機構の変速比に応じて、インプット軸に入力される入力トルクに対する第1経路が分担するトルクの割合であるトルク分担率を設定し、その設定したトルク分担率を入力トルクの値に乗じて得られる値に応じて、無段変速機構のシーブに付与される油圧の指令値を設定する指令値設定手段と、指令値設定手段により設定される指令値に基づいて、シーブに付与される油圧を制御する油圧制御手段とを含む。 In order to achieve the above object, a control device of a transmission according to the present invention includes a belt type continuously variable transmission mechanism which continuously shifts power input to an input shaft, an output shaft and an input shaft, As a mode for transmitting power between the shaft and the output shaft, there is a shift having a mode for transmitting power by branching to a first path passing through the continuously variable transmission mechanism and a second path not passing through the continuously variable transmission mechanism. Control unit used in the engine, and according to the transmission gear ratio of the continuously variable transmission mechanism, a torque sharing ratio, which is a ratio of the torque shared by the first path to the input torque input to the input shaft, is set. Command value setting means for setting the command value of the hydraulic pressure applied to the sheave of the continuously variable transmission mechanism according to the value obtained by multiplying the value of the input torque by the calculated torque sharing ratio, and setting by the command value setting means Based on the instruction value, and a hydraulic pressure control means for controlling the hydraulic pressure applied to the sheave.
この構成によれば、インプット軸とアウトプット軸との間での動力伝達モードとして、無段変速機構を経由する第1経路と無段変速機構を経由しない第2経路とに分岐して動力を伝達するモードが設けられている。このモードでは、インプット軸に入力される動力が第1経路と第2経路とに分岐して伝達される。そのため、無段変速機構が分担するトルクは、入力トルクよりも小さくなり、無段変速機構の変速比(ベルト変速比)に応じて変化する。 According to this configuration, as a power transmission mode between the input shaft and the output shaft, the power is divided into a first path passing through the continuously variable transmission mechanism and a second path not passing through the continuously variable transmission mechanism. A mode of transmission is provided. In this mode, the power input to the input shaft is split and transmitted to the first path and the second path. Therefore, the torque shared by the continuously variable transmission mechanism is smaller than the input torque, and changes according to the transmission ratio (belt transmission ratio) of the continuously variable transmission mechanism.
そこで、ベルト変速比に応じて、入力トルクに対する無段変速機構が分担するトルクの割合であるトルク分担率が設定される。そして、トルク分担率を入力トルクの値に乗じて得られる値に応じて、無段変速機構のシーブに付与される油圧の指令値が設定され、その指令値に基づいて、シーブに付与される油圧が制御される。 Therefore, a torque sharing ratio, which is a ratio of torque that the continuously variable transmission mechanism shares to input torque, is set according to the belt transmission ratio. The command value of the hydraulic pressure applied to the sheave of the continuously variable transmission mechanism is set according to the value obtained by multiplying the value of the input torque by the torque sharing ratio, and is applied to the sheave based on the command value. Hydraulic pressure is controlled.
このように、シーブに付与される油圧の指令値が無段変速機構のトルク分担率を考慮して設定されるので、シーブからベルトに付与される挟圧は、シーブとベルトとの間での滑り(ベルト滑り)を抑制できる必要十分な値となり、無段変速機構に入力されるトルクに対して過大にならない。その結果、シーブを支持するベアリングなどでのエネルギ損失を低減できるので、無段変速機構のトルク伝達効率を向上させることができ、ひいては、変速機が搭載された車両の走行燃費を向上させることができる。 Thus, since the command value of the hydraulic pressure applied to the sheave is set in consideration of the torque sharing ratio of the continuously variable transmission mechanism, the clamping pressure applied to the belt from the sheave is determined between the sheave and the belt The slip (belt slip) can be suppressed to a necessary and sufficient value, and the torque input to the continuously variable transmission mechanism does not become excessive. As a result, energy loss in the bearing supporting the sheave can be reduced, so that the torque transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism can be improved, and consequently, the traveling fuel efficiency of the vehicle equipped with the transmission can be improved. it can.
たとえば、車両の減速時には、アウトプット軸から無段変速機構にイナーシャトルクが入力される。この場合、指令値設定手段は、インプット軸に入力される入力トルクとイナーシャトルクとの加算値にトルク分担率を乗じて得られる値に応じて指令値を設定してもよい。 For example, when the vehicle is decelerating, an inner shaft is input from the output shaft to the continuously variable transmission mechanism. In this case, the command value setting means may set the command value in accordance with the value obtained by multiplying the addition value of the input torque input to the input shaft and the inertia torque by the torque sharing ratio.
これにより、イナーシャトルクによるベルト滑りの発生を抑制することができる。 Thereby, the occurrence of belt slippage due to the inertia torque can be suppressed.
また、指令値には、シーブに供給される油圧のばらつきの補償分が加えられてもよい。 Further, a compensation amount of variation in oil pressure supplied to the sheave may be added to the command value.
また、本発明を別の観点から見ると、本発明に係る制御装置は、インプット軸、アウトプット軸およびインプット軸に入力される動力を無段階に変速するベルト式の無段変速機構を備え、インプット軸とアウトプット軸との間で動力を伝達するモードとして、無段変速機構を経由する第1経路と無段変速機構を経由しない第2経路とに分岐して動力を伝達するモードを有する変速機に用いられる制御装置であって、第1経路と第2経路とに分岐して動力を伝達するモードにおいて、その動力の分岐を考慮して、無段変速機構のシーブに付与される油圧の指令値を設定する指令値設定手段と、指令値設定手段により設定される指令値に基づいて、シーブに付与される油圧を制御する油圧制御手段とを含む、制御装置であると言うこともできる。 According to another aspect of the present invention, a control device according to the present invention includes a belt-type continuously variable transmission mechanism that continuously shifts the power input to the input shaft, the output shaft, and the input shaft, As a mode for transmitting power between the input shaft and the output shaft, there is a mode for transmitting power by branching to a first path passing through the continuously variable transmission mechanism and a second path not passing through the continuously variable transmission mechanism. A control device used for a transmission, in a mode in which power is transmitted by branching to a first path and a second path, hydraulic pressure applied to a sheave of the continuously variable transmission mechanism in consideration of the branching of the power. It is also a control device that includes a command value setting unit that sets a command value of and a hydraulic control unit that controls the hydraulic pressure applied to the sheave based on the command value set by the command value setting unit. it can.
本発明によれば、ベルトに適切な挟圧を作用させることができるので、シーブを支持するベアリングなどでのエネルギ損失を低減でき、無段変速機構の動力伝達効率を向上させることができる。ひいては、変速機が搭載された車両の走行燃費を向上させることができる。 According to the present invention, since an appropriate clamping pressure can be applied to the belt, energy loss in a bearing or the like that supports the sheave can be reduced, and power transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism can be improved. As a result, the traveling fuel consumption of the vehicle equipped with the transmission can be improved.
以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the attached drawings.
<車両の駆動系>
図1は、車両1の駆動系の構成を示すスケルトン図である。
<Drive system of vehicle>
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a configuration of a drive system of a
車両1は、エンジン2を駆動源とする自動車である。
The
エンジン2には、エンジン2の燃焼室への吸気量を調整するための電子スロットルバルブ、燃料を吸入空気に噴射するインジェクタ(燃料噴射装置)および燃焼室内に電気放電を生じさせる点火プラグなどが設けられている。また、エンジン2には、その始動のためのスタータが付随して設けられている。エンジン2の動力は、トルクコンバータ3および変速機4を介して、デファレンシャルギヤ5に伝達され、デファレンシャルギヤ5から左右のドライブシャフト6L,6Rを介してそれぞれ左右の駆動輪7L,7Rに伝達される。
The
エンジン2は、E/G出力軸11を備えている。E/G出力軸11は、エンジン2が発生する動力により回転される。
The
トルクコンバータ3は、ポンプインペラ21、タービンランナ22およびロックアップクラッチ(ロックアップ機構)23を備えている。ポンプインペラ21には、E/G出力軸11が連結されており、ポンプインペラ21は、E/G出力軸11と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。タービンランナ22は、ポンプインペラ21と同一の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。ロックアップクラッチ23は、ポンプインペラ21とタービンランナ22とを直結/分離するために設けられている。ロックアップクラッチ23が係合されると、ポンプインペラ21とタービンランナ22とが直結され、ロックアップクラッチ23が解放されると、ポンプインペラ21とタービンランナ22とが分離される。
The
ロックアップクラッチ23が解放された状態において、E/G出力軸11が回転されると、ポンプインペラ21が回転する。ポンプインペラ21が回転すると、ポンプインペラ21からタービンランナ22に向かうオイルの流れが生じる。このオイルの流れがタービンランナ22で受けられて、タービンランナ22が回転する。このとき、トルクコンバータ3の増幅作用が生じ、タービンランナ22には、E/G出力軸11の動力(トルク)よりも大きな動力が発生する。
When the E /
ロックアップクラッチ23が係合された状態では、E/G出力軸11が回転されると、E/G出力軸11、ポンプインペラ21およびタービンランナ22が一体となって回転する。
In the state where the
変速機4は、インプット軸31およびアウトプット軸32を備え、インプット軸31に入力される動力を2つの経路に分岐してアウトプット軸32に伝達可能に構成された、いわゆる動力分割式(トルクスプリット式)変速機である。2つの動力伝達経路を構成するため、変速機4は、無段変速機構33、前減速ギヤ機構34、遊星歯車機構35およびスプリット変速機構36を備えている。
The transmission 4 is provided with an
インプット軸31は、トルクコンバータ3のタービンランナ22に連結され、タービンランナ22と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。
The
アウトプット軸32は、インプット軸31と平行に設けられている。アウトプット軸32には、出力ギヤ37が相対回転不能に支持されている。出力ギヤ37は、デファレンシャルギヤ5(デファレンシャルギヤ5のリングギヤ)と噛合している。
The
無段変速機構33は、公知のベルト式の無段変速機(CVT:Continuously Variable Transmission)と同様の構成を有している。具体的には、無段変速機構33は、プライマリ軸41と、プライマリ軸41と平行に設けられたセカンダリ軸42と、プライマリ軸41に相対回転不能に支持されたプライマリプーリ43と、セカンダリ軸42に相対回転不能に支持されたセカンダリプーリ44と、プライマリプーリ43とセカンダリプーリ44とに巻き掛けられたベルト45とを備えている。
The continuously
プライマリプーリ43は、プライマリ軸41に固定された固定シーブ51と、固定シーブ51にベルト45を挟んで対向配置され、プライマリ軸41にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ(プライマリシーブ)52とを備えている。可動シーブ52に対して固定シーブ51と反対側には、プライマリ軸41に固定されたシリンダ53が設けられ、可動シーブ52とシリンダ53との間に、油圧室54が形成されている。
The
セカンダリプーリ44は、セカンダリ軸42に固定された固定シーブ55と、固定シーブ55にベルト45を挟んで対向配置され、セカンダリ軸42にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ(セカンダリシーブ)56とを備えている。可動シーブ56に対して固定シーブ55と反対側には、セカンダリ軸42に固定されたシリンダ57が設けられ、可動シーブ56とシリンダ57との間に、油圧室58が形成されている。回転軸線方向において、固定シーブ55と可動シーブ56との位置関係は、プライマリプーリ43の固定シーブ51と可動シーブ52との位置関係と逆転している。
無段変速機構33では、プライマリプーリ43およびセカンダリプーリ44の各油圧室54,58に供給される油圧が制御されて、プライマリプーリ43およびセカンダリプーリ44の各溝幅が変更されることにより、プライマリプーリ43とセカンダリプーリ44とのプーリ比が連続的に無段階で変更される。
In the continuously
具体的には、プーリ比が小さくされるときには、プライマリプーリ43の油圧室54に供給される油圧が上げられる。これにより、プライマリプーリ43の可動シーブ52が固定シーブ51側に移動し、固定シーブ51と可動シーブ52との間隔(溝幅)が小さくなる。これに伴い、プライマリプーリ43に対するベルト45の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ44の固定シーブ55と可動シーブ56との間隔(溝幅)が大きくなる。その結果、プライマリプーリ43とセカンダリプーリ44とのプーリ比が小さくなる。
Specifically, when the pulley ratio is reduced, the oil pressure supplied to the
プーリ比が大きくされるときには、プライマリプーリ43の油圧室54に供給される油圧が下げられる。これにより、セカンダリプーリ44の推力(セカンダリ推力)に対するプライマリプーリ43の推力(プライマリ推力)の比である推力比が小さくなり、セカンダリプーリ44の固定シーブ55と可動シーブ56との間隔が小さくなるとともに、固定シーブ51と可動シーブ52との間隔が大きくなる。その結果、プライマリプーリ43とセカンダリプーリ44とのプーリ比が大きくなる。
When the pulley ratio is increased, the oil pressure supplied to the
一方、プライマリプーリ43およびセカンダリプーリ44の推力は、プライマリプーリ43およびセカンダリプーリ44とベルト45との間で滑り(ベルト滑り)が生じない大きさを必要とする。そのため、ベルト滑りを生じない必要十分な推力が得られるよう、プライマリプーリ43の油圧室54およびセカンダリプーリ44の油圧室58に供給される油圧が制御される。
On the other hand, the thrust of the
前減速ギヤ機構34は、インプット軸31に入力される動力を逆転かつ減速させてプライマリ軸41に伝達する構成である。具体的には、前減速ギヤ機構34は、インプット軸31に相対回転不能に支持されるインプット軸ギヤ61と、インプット軸ギヤ61よりも大径で歯数が多く、プライマリ軸41にスプライン嵌合により相対回転不能に支持されて、インプット軸ギヤ61と噛合するプライマリ軸ギヤ62とを含む。
The front
遊星歯車機構35は、サンギヤ71、キャリア72およびリングギヤ73を備えている。サンギヤ71は、セカンダリ軸42にスプライン嵌合により相対回転不能に支持されている。キャリア72は、アウトプット軸32に相対回転可能に外嵌されている。キャリア72は、複数個のピニオンギヤ74を回転可能に支持している。複数個のピニオンギヤ74は、円周上に配置され、サンギヤ71と噛合している。リングギヤ73は、複数個のピニオンギヤ74を一括して取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ74にセカンダリ軸42の回転径方向の外側から噛合している。また、リングギヤ73には、アウトプット軸32が接続され、リングギヤ73は、アウトプット軸32と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。
The
スプリット変速機構36は、スプリットドライブギヤ81と、スプリットドライブギヤ81と噛合するスプリットドリブンギヤ82とを含む平行軸式歯車機構である。
The
スプリットドライブギヤ81は、インプット軸31に相対回転可能に外嵌されている。
The
スプリットドリブンギヤ82は、遊星歯車機構35のキャリア72と同一の回転軸線を中心に一体的に回転可能に設けられている。スプリットドリブンギヤ82は、スプリットドライブギヤ81よりも小径に形成され、スプリットドライブギヤ81よりも少ない歯数を有している。
The split driven
また、変速機4は、クラッチC1,C2およびブレーキB1を備えている。 The transmission 4 further includes clutches C1 and C2 and a brake B1.
クラッチC1は、インプット軸31とスプリットドライブギヤ81とを直結(一体回転可能に結合)する係合状態と、その直結を解除する解放状態とに切り替えられる。
The clutch C1 is switched between an engaged state in which the
クラッチC2は、遊星歯車機構35のサンギヤ71とリングギヤ73とを直結(一体回転可能に結合)する係合状態と、その直結を解除する解放状態とに切り替えられる。
The clutch C2 is switched between an engaged state in which the
ブレーキB1は、遊星歯車機構35のキャリア72を制動する係合状態と、キャリア72の回転を許容する解放状態とに切り替えられる。
The brake B1 is switched between an engagement state in which the
<動力伝達モード>
図2は、車両1の前進時および後進時におけるクラッチC1,C2およびブレーキB1の状態を示す図である。図3は、遊星歯車機構35のサンギヤ71、キャリア72およびリングギヤ73の回転数(回転速度)の関係を示す共線図である。図4は、無段変速機構33による変速比であるベルト変速比と変速機4の全体での変速比であるユニット変速比、つまりインプット軸31とアウトプット軸32との回転数比であるユニット変速比との関係を示す図である。
<Power transmission mode>
FIG. 2 is a diagram showing the states of the clutches C1 and C2 and the brake B1 when the
図2において、「○」は、クラッチC1,C2およびブレーキB1が係合状態であることを示している。「×」は、クラッチC1,C2およびブレーキB1が解放状態であることを示している。 In FIG. 2, "o" indicates that the clutches C1 and C2 and the brake B1 are in the engaged state. "X" indicates that the clutches C1 and C2 and the brake B1 are in the released state.
変速機4は、車両1の前進時の動力伝達モードとして、ベルトモードおよびスプリットモードを有している。ベルトモードとスプリットモードとは、クラッチC1が係合している状態とクラッチC2が係合している状態との切り替え(クラッチC1,C2の掛け替え)により切り替えられる。
The transmission 4 has a belt mode and a split mode as a power transmission mode when the
ベルトモードでは、図2に示されるように、クラッチC1およびブレーキB1が解放され、クラッチC2が係合される。これにより、スプリットドライブギヤ81がインプット軸31から切り離され、遊星歯車機構35のキャリア72がフリー(自由回転状態)になり、遊星歯車機構35のサンギヤ71とリングギヤ73とが直結される。
In the belt mode, as shown in FIG. 2, the clutch C1 and the brake B1 are released and the clutch C2 is engaged. As a result, the
インプット軸31に入力される動力は、前減速ギヤ機構34により逆転かつ減速されて、無段変速機構33のプライマリ軸41に伝達され、プライマリ軸41およびプライマリプーリ43を回転させる。プライマリプーリ43の回転は、ベルト45を介して、セカンダリプーリ44に伝達され、セカンダリプーリ44およびセカンダリ軸42を回転させる。遊星歯車機構35のサンギヤ71とリングギヤ73とが直結されているので、セカンダリ軸42と一体となって、サンギヤ71、リングギヤ73およびアウトプット軸32が回転する。したがって、ベルトモードでは、図3および図4に示されるように、ユニット変速比がベルト変速比(無段変速機構33のプライマリプーリ43とセカンダリプーリ44とのプーリ比)に前減速比(インプット軸31の回転数/プライマリ軸41の回転数)を乗じた値と一致する。
The power input to the
スプリットモードでは、図2に示されるように、クラッチC1が係合され、クラッチC2およびブレーキB1が解放される。これにより、インプット軸31とスプリットドライブギヤ81とが結合されて、インプット軸31の回転がスプリットドライブギヤ81およびスプリットドリブンギヤ82を介して遊星歯車機構35のキャリア72に伝達可能になり、遊星歯車機構35のサンギヤ71とリングギヤ73とが切り離される。
In the split mode, as shown in FIG. 2, the clutch C1 is engaged, and the clutch C2 and the brake B1 are released. As a result, the
インプット軸31に入力される動力は、スプリットドライブギヤ81からスプリットドリブンギヤ82を介して遊星歯車機構35のキャリア72に増速されて伝達される。キャリア72に伝達される動力は、キャリア72からサンギヤ71およびリングギヤ73に分割して伝達される。サンギヤ71の動力は、セカンダリ軸42、セカンダリプーリ44、ベルト45、プライマリプーリ43およびプライマリ軸41を介してプライマリ軸ギヤ62に伝達され、プライマリ軸ギヤ62からインプット軸ギヤ61に伝達される。そのため、ベルトモードでは、インプット軸ギヤ61が駆動ギヤとなり、プライマリ軸ギヤ62が被動ギヤとなるのに対し、スプリットモードでは、プライマリ軸ギヤ62が駆動ギヤとなり、インプット軸ギヤ61が被動ギヤとなる。
The power input to the
スプリットドライブギヤ81とスプリットドリブンギヤ82とのギヤ比(スプリット変速比)は一定で不変(固定)であるので、スプリットモードでは、インプット軸31に入力される動力が一定であれば、遊星歯車機構35のキャリア72の回転が一定速度に保持される。そのため、ベルト変速比が上げられると、遊星歯車機構35のサンギヤ71の回転数が下がるので、図3に破線で示されるように、遊星歯車機構35のリングギヤ73(アウトプット軸32)の回転数が上がる。その結果、スプリットモードでは、図4に示されるように、無段変速機構33のベルト変速比が大きいほど、変速機4のユニット変速比が小さくなる。
Since the gear ratio (split speed ratio) between
ベルトモードおよびスプリットモードにおけるアウトプット軸32の回転は、出力ギヤ37を介して、デファレンシャルギヤ5に伝達される。これにより、車両1のドライブシャフト6L,6Rおよび駆動輪7L,7Rが前進方向に回転する。
The rotation of the
車両1の後進時のリバースモードでは、図2に示されるように、クラッチC1,C2が解放され、ブレーキB1が係合される。これにより、スプリットドライブギヤ81がインプット軸31から切り離され、遊星歯車機構35のサンギヤ71とリングギヤ73とが切り離され、遊星歯車機構35のキャリア72が制動される。
In the reverse mode when the
インプット軸31に入力される動力は、前減速ギヤ機構34により逆転かつ減速されて、無段変速機構33のプライマリ軸41に伝達され、プライマリ軸41からプライマリプーリ43、ベルト45およびセカンダリプーリ44を介してセカンダリ軸42に伝達され、セカンダリ軸42と一体に、遊星歯車機構35のサンギヤ71を回転させる。遊星歯車機構35のキャリア72が制動されているので、サンギヤ71が回転すると、遊星歯車機構35のリングギヤ73がサンギヤ71と逆方向に回転する。このリングギヤ73の回転方向は、前進時(ベルトモードおよびスプリットモード)におけるリングギヤ73の回転方向と逆方向となる。そして、リングギヤ73と一体に、アウトプット軸32が回転する。アウトプット軸32の回転は、出力ギヤ37を介して、デファレンシャルギヤ5に伝達される。これにより、車両1のドライブシャフト6L,6Rおよび駆動輪7L,7Rが後進方向に回転する。
The power input to the
<車両の制御系>
図5は、車両1の制御系の構成を示すブロック図である。
<Control system of vehicle>
FIG. 5 is a block diagram showing a configuration of a control system of the
車両1には、マイコン(マイクロコントローラユニット)を含む構成のECU(Electronic Control Unit:電子制御ユニット)が備えられている。マイコンには、たとえば、CPU、ROMおよびRAM、データフラッシュ(フラッシュメモリ)などが内蔵されている。図2には、変速機4を制御するための1つのECU101のみが示されているが、車両1には、各部を制御するため、ECU101と同様の構成を有する複数のECUが搭載されている。ECU101を含む複数のECUは、CAN(Controller Area Network)通信プロトコルによる双方向通信が可能に接続されている。
The
ECU101には、制御に必要な各種センサが接続されている。その一例として、ECU101には、プライマリ軸41の回転に同期したパルス信号を検出信号として出力するプライマリ回転センサ111と、セカンダリ軸42の回転に同期したパルス信号を検出信号として出力するセカンダリ回転センサ112と、変速機4のプライマリシーブ圧(プライマリシーブ52に作用する油圧)およびセカンダリシーブ圧(セカンダリシーブ56に作用する油圧)に応じた検出信号をそれぞれ出力する2個の油圧センサ113が接続されている。
Various sensors necessary for control are connected to the
ECU101では、プライマリ回転センサ111、セカンダリ回転センサ112および2個の油圧センサ113の各検出信号から、プライマリ回転数(プライマリ軸41の回転数)、セカンダリ回転数(セカンダリ軸42の回転数)、プライマリシーブ圧およびセカンダリシーブ圧が取得される。また、ECU101では、他のECUから情報が取得される。そして、ECU101により、各種のセンサから取得される情報、他のECUから入力される情報などに基づいて、変速機4の変速制御などのため、トルクコンバータ3および変速機4を含むユニットの各部に油圧を供給するための油圧回路に含まれる各種のバルブなどが制御される。
In the
<挟圧制御>
プライマリプーリ43およびセカンダリプーリ44とベルト45との間での滑り(ベルト滑り)の発生を防止するため、ECU101により、プライマリシーブ圧およびセカンダリシーブ圧が制御される。
<Nipple pressure control>
In order to prevent the occurrence of slip (belt slip) between
プライマリシーブ圧の制御のため、プライマリシーブ圧の指令値(目標値)PPriが設定される。プライマリシーブ圧の指令値PPriの設定のため、次式(1)に従って、プライマリ軸41に入力されるトルクであるプライマリトルクTPriが求められる。
For control of the primary sheave pressure, a command value (target value) PPri of the primary sheave pressure is set. In order to set the command value P Pri of the primary sheave pressure, the primary torque T Pri which is the torque input to the
TPri=Rre×Tin×κ ・・・(1)
ただし、Rre:前減速ギヤ機構34による前減速比
Tin:トルクコンバータ3からインプット軸31に入力される入力トルク
κ:トルク分担率
T Pri = R re × T in × κ (1)
However, R re : front reduction ratio by the front
T in : Input torque input from
κ: Torque share ratio
前減速比Rreは、既知の固定値である。 The front reduction ratio R re is a known fixed value.
入力トルクTinは、エンジントルクにトルクコンバータ3のトルク比を乗じることにより算出される。エンジントルクは、たとえば、エンジンECUによりアクセル開度およびエンジン回転数から推定される。トルク比は、トルクコンバータ3の速度比に応じたトルク増幅率であり、その速度比は、タービン回転数をエンジン回転数で除した除算値である。
Input torque T in is calculated by multiplying the torque ratio of the
トルク分担率κは、入力トルクTinに対する無段変速機構33が分担するトルクの割合であり、次式(2)で表される。
The torque share ratio kappa, continuously
ZR:遊星歯車機構35のリングギヤ73の歯数
ZS:遊星歯車機構35のサンギヤ71の歯数
γ:ベルト変速比
Z R : Number of teeth of
Z S : Number of teeth of
γ: Belt transmission ratio
ギヤ比icおよび歯数ZR,ZSは、いずれも既知の固定値である。 The gear ratio ic and the numbers of teeth Z R and Z S are all known fixed values.
図6は、ベルト変速比γとトルク分担率κとの関係を示す図である。 FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the belt transmission ratio γ and the torque sharing ratio κ.
ベルトモードでは、入力トルクTinの全てが無段変速機構33に入力されるので、ベルト変速比γにかかわらず、無段変速機構33のトルク分担率κは、1となる。一方、スプリットモードでは、入力トルクTinが無段変速機構33とスプリット変速機構36とに分岐して入力されるので、無段変速機構33が分担するトルクが入力トルクTinよりも小さくなる。そのため、スプリットモードでは、スプリット変速機構36のトルク分担率が1よりも大きくなり、無段変速機構33のトルク分担率が1よりも小さくなる。
The belt mode, all input torque T in is because the input to the continuously
その後、次式(3)に従って、プライマリシーブ圧の指令値PPriが設定される。 Thereafter, command value P Pri of the primary sheave pressure is set in accordance with the following equation (3).
PPri={(Cosθ×|TPri|)/(2×μ×RPri×APri)}+Padd
・・・(3)
ただし、θ:プライマリシーブ52のベルト45との接触面の勾配
μ:プライマリシーブ52のベルト45との接触面の摩擦係数
RPri:プライマリ軸41の軸心からベルト45までの径
APri:プライマリシーブ52の受圧面積(油圧を受ける面積)
Padd:油圧ばらつき補償分
P Pri = {(Cosθ × | T Pri |) / (2 × μ × R Pri × A Pri )} + P add
... (3)
Where θ: slope of the contact surface of
μ: coefficient of friction of the contact surface of the
R Pri : Diameter from the axis of
A Pri : Pressure receiving area of primary sheave 52 (area receiving hydraulic pressure)
P add : Oil pressure variation compensation
勾配θ、摩擦係数μおよび受圧面積APriは、いずれも既知の固定値である。油圧ばらつき補償分Paddは、プライマリシーブ52(プライマリプーリ43の油圧室54)に供給される油圧のばらつきを考慮して予め定められた固定値である。たとえば、ECU101のROMには、径RPriとベルト変速比γとの関係を定めたマップが格納されており、指令値PPriの設定の際には、現在のベルト変速比γに応じた径RPriがそのマップから読み出される。
The gradient θ, the friction coefficient μ and the pressure receiving area A Pri are all known fixed values. The hydraulic pressure variation compensation amount P add is a fixed value determined in advance in consideration of the variation of the hydraulic pressure supplied to the primary sheave 52 (the
なお、式(1),(3)では、路面側からアウトプット軸32へのトルクの入力、つまり車両1の減速によるイナーシャトルクがアウトプット軸32に発生する場合が考慮されていない。イナーシャトルクの発生時には、式(1),(3)に代えて、プライマリ軸41に入力されるトルクであるプライマリトルクTPriRoadの算出およびプライマリシーブ圧の指令値PPriRoadの設定のために、それぞれ次式(4),(5)が用いられるとよい。
In the equations (1) and (3), the input of torque from the road surface side to the
TPriRoad=Rre×TinRoad×κ ・・・(4)
PPriRoad={(Cosθ×|TPriRoad|)/(2×μ×RPri×APri)}+Padd
・・・(5)
ただし、TinRoad:路面入力補償分を加味した入力トルク
T PriRoad = R re × T inRoad × ・ ・ ・ (4)
P PriRoad = {(Cosθ × | T PriRoad |) / (2 × μ × R Pri × A Pri )} + P add
... (5)
However, T inRoad : Input torque including road surface compensation
入力トルクTinRoadは、トルクコンバータ3からインプット軸31に入力される入力トルクTinにイナーシャトルクを加算した値である。イナーシャトルクは、たとえば、プライマリ回転数および/またはセカンダリ回転数の時間変化率(時間微分)から推定することができる。
The input torque T InRoad is a value obtained by adding the inertia torque in the input torque T in to be input from the
こうしてプライマリシーブ圧の指令値PPri,PPriRoadが設定されると、その指令値PPri,PPriRoadの油圧がプライマリシーブ52に供給されるように、油圧回路に含まれるバルブが制御される。
Thus the command value P Pri of the primary sheave pressure, the P PriRoad is set, the command value P Pri, as the hydraulic pressure in the P PriRoad is supplied to the
また、プライマリシーブ圧の指令値PPriが設定されると、その指令値PPriにプライマリシーブ52の受圧面積APriが乗じられることにより、プライマリ指令推力が算出され、そのプライマリ指令推力を目標ベルト変速比(エンジン回転数を変速線図から求められる目標回転数に一致させるように設定される目標ベルト変速比)に応じた推力比で除算して得られるセカンダリシーブ指令推力からセカンダリシーブ圧の指令値が設定される。プライマリシーブ圧の指令値PPriRoadが設定された場合も同様に、その指令値PPriRoadにプライマリシーブ52の受圧面積APriが乗じられることにより、プライマリ指令推力が算出され、そのプライマリ指令推力を目標ベルト変速比に応じた推力比で除算して得られるセカンダリシーブ指令推力からセカンダリシーブ圧の指令値が設定される。そして、その指令値の油圧がセカンダリシーブ56に供給されるように、油圧回路に含まれるバルブが制御される。
Further, when the command value P Pri of the primary sheave pressure is set, by the pressure receiving area A Pri of the
<作用効果>
以上のように、インプット軸31とアウトプット軸32との間での動力伝達モードとして、無段変速機構33を経由する第1経路と無段変速機構33を経由せずにスプリット変速機構36を経由する第2経路とに分岐して動力を伝達するスプリットモードが設けられている。このスプリットモードでは、インプット軸31に入力される動力が第1経路と第2経路とに分岐して伝達される。そのため、無段変速機構33が分担するトルクは、インプット軸31に入力される入力トルクTinよりも小さくなり、無段変速機構33の変速比(ベルト変速比)γに応じて変化する。
<Function effect>
As described above, as the power transmission mode between the
そこで、ベルト変速比γに応じて、入力トルクTinに対する無段変速機構33が分担するトルクの割合であるトルク分担率κが設定される。そして、トルク分担率κを入力トルクTinの値に乗じて得られる値に応じて、無段変速機構33のシーブに付与される油圧の指令値PPriが設定され、その指令値PPriに基づいて、プライマリシーブ52に付与される油圧が制御される。
Therefore, according to the belt speed ratio gamma, torque sharing rate continuously
このように、プライマリシーブ52に付与される油圧の指令値PPriが無段変速機構33のトルク分担率κを考慮して設定されるので、プライマリシーブ52からベルト45に付与される挟圧は、プライマリシーブ52とベルト45との間での滑り(ベルト滑り)を抑制できる必要十分な値となり、無段変速機構33に入力されるトルクに対して過大にならない。その結果、プライマリシーブ52を支持するベアリングなどでのエネルギ損失を低減できるので、無段変速機構33のトルク伝達効率を向上させることができ、ひいては、変速機4が搭載された車両1の走行燃費を向上させることができる。
Thus, since the command value P Pri of the hydraulic pressure applied to
また、イナーシャトルクを考慮したプライマリシーブ圧の指令値PPriRoadが設定される場合、イナーシャトルクによるベルト滑りの発生を抑制することができる。 In addition, when the command value P PriRoad for the primary sheave pressure in consideration of the inertia torque is set, it is possible to suppress the occurrence of the belt slippage due to the inertia torque.
さらに、プライマリシーブ圧の指令値PPri,PPriRoadには、プライマリシーブ52に供給される油圧のばらつきの補償分Paddが加えられている。そのため、プライマリシーブ52に供給される油圧のばらつきを補償でき、そのばらつきによるベルト滑りの発生を抑制することができる。
Further, the compensation value P add of the variation of the hydraulic pressure supplied to the
<変形例>
以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもできる。
<Modification>
As mentioned above, although one Embodiment of this invention was described, this invention can also be implemented with another form.
たとえば、前述の実施形態では、無段変速機構33を経由する第1経路とスプリット変速機構36を経由する第2経路とに分岐して動力を伝達する構成を取り上げたが、スプリット変速機構36は、スプリットドライブギヤ81およびスプリットドリブンギヤ82を含む平行軸式歯車機構に限らず、ベルト機構などのギヤ機構以外の機構であってもよい。ベルト機構が採用される場合、そのベルト機構は、変速比が固定のものであってもよいし、変速比が可変のものであってもよい。
For example, in the above-described embodiment, the
その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。 In addition, various design changes can be made to the above-described configuration within the scope of the matters described in the claims.
4:変速機
31:インプット軸
32:アウトプット軸
33:無段変速機構(第1経路)
34:前減速ギヤ機構(第2経路)
52:プライマリシーブ(シーブ)
101:ECU(制御装置、指令値設定手段、油圧制御手段)
4: Transmission 31: Input shaft 32: Output shaft 33: Continuously variable transmission mechanism (route 1)
34: Front reduction gear mechanism (second path)
52: Primary sieve (sieve)
101: ECU (control device, command value setting means, hydraulic control means)
Claims (1)
前記無段変速機構の変速比に応じて、前記インプット軸に入力される入力トルクに対する前記第1経路が分担するトルクの割合であるトルク分担率を設定し、その設定したトルク分担率を前記入力トルクの値に乗じて得られる値に応じて、前記無段変速機構のシーブに付与される油圧の指令値を設定する指令値設定手段と、
前記指令値設定手段により設定される指令値に基づいて、前記シーブに付与される油圧を制御する油圧制御手段とを含む、制御装置。 An input shaft, an output shaft, and a belt-type continuously variable transmission mechanism for continuously changing the power input to the input shaft, as a mode for transmitting power between the input shaft and the output shaft, The control device used in a transmission having a mode in which power is transmitted by branching to a first path passing through the continuously variable transmission mechanism and a second path not passing through the continuously variable transmission mechanism,
The torque sharing ratio, which is the ratio of the torque shared by the first path to the input torque input to the input shaft, is set according to the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism, and the set torque sharing ratio is input to the input Command value setting means for setting a command value of the hydraulic pressure applied to the sheave of the continuously variable transmission mechanism according to the value obtained by multiplying the value of the torque;
And a hydraulic control means for controlling the hydraulic pressure applied to the sheave based on the command value set by the command value setting means.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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