JP2019044830A - Control device of transmission - Google Patents

Abstract

To provide a control device of a transmission which can make proper grip pressure act on a belt.SOLUTION: As a torque transmission mode between an input shaft 31 and an output shaft 32, there is arranged a split mode for transmitting torque by being branched to a first path via a stepless gear change mechanism 33, and a second path via a split gear change mechanism 36 but not via the stepless gear change mechanism 33. A torque share rate k being a ratio of torque which is shared by the stepless gear change mechanism 33 corresponding to input torque Tis set according to a belt gear change ratio γ. Then, a command value Pof hydraulic pressure which is imparted to a sheave of the stepless gear change mechanism 33 is set according to a value which is obtained by multiplying the torque share rate κ with a value of the input torque T, and hydraulic pressure imparted to a primary sheave 52 is controlled on the basis of the command value P.SELECTED DRAWING: Figure 1

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.

特開２００４−１７６８９０号公報JP, 2004-176890, A

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.

車両の駆動系の構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton diagram showing composition of a drive system of vehicles. 変速機に備えられる各係合要素の状態を示す図である。It is a figure which shows the state of each engagement element with which a transmission is equipped. 変速機に備えられる遊星歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数（回転速度）の関係を示す共線図である。It is an alignment chart which shows the relationship of the rotation speed (rotation speed) of the sun gear of the planetary gear mechanism with which a transmission is equipped, a carrier, and a ring gear. 変速機に備えられる無段変速機構の変速比（ベルト変速比）と動力分割式無段変速機全体の変速比（ユニット変速比）との関係を示す図である。FIG. 5 is a view showing a relationship between a transmission ratio (belt transmission ratio) of the continuously variable transmission mechanism provided in the transmission and a transmission ratio (unit transmission ratio) of the entire power split type continuously variable transmission. 本発明の一実施形態に係る制御系の構成を示す図である。It is a figure showing composition of a control system concerning one embodiment of the present invention. ベルト変速比とトルク分担率との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between a belt gear ratio and a torque share rate.

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 vehicle 1.

車両１は、エンジン２を駆動源とする自動車である。   The vehicle 1 is an automobile having an engine 2 as a drive source.

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 engine 2 is provided with an electronic throttle valve for adjusting the amount of intake air to the combustion chamber of the engine 2, an injector (fuel injection device) for injecting fuel to intake air, and an ignition plug for generating an electric discharge in the combustion chamber. It is done. The engine 2 is additionally provided with a starter for starting it. The power of the engine 2 is transmitted to the differential gear 5 through the torque converter 3 and the transmission 4 and transmitted to the left and right drive wheels 7L, 7R from the differential gear 5 through the left and right drive shafts 6L, 6R. .

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 engine 2 is provided with an E / G output shaft 11. The E / G output shaft 11 is rotated by the power generated by the engine 2.

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 torque converter 3 includes a pump impeller 21, a turbine runner 22 and a lockup clutch (lockup mechanism) 23. The E / G output shaft 11 is connected to the pump impeller 21, and the pump impeller 21 is integrally rotatably provided around the same rotation axis as the E / G output shaft 11. The turbine runner 22 is rotatably provided about the same rotation axis as the pump impeller 21. The lockup clutch 23 is provided to connect / disconnect the pump impeller 21 and the turbine runner 22 directly. When the lockup clutch 23 is engaged, the pump impeller 21 and the turbine runner 22 are directly connected, and when the lockup clutch 23 is released, the pump impeller 21 and the turbine runner 22 are separated.

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 / G output shaft 11 is rotated in a state where the lockup clutch 23 is released, the pump impeller 21 is rotated. When the pump impeller 21 rotates, a flow of oil from the pump impeller 21 toward the turbine runner 22 is generated. The flow of oil is received by the turbine runner 22 and the turbine runner 22 rotates. At this time, an amplification action of the torque converter 3 occurs, and a power larger than the power (torque) of the E / G output shaft 11 is generated in the turbine runner 22.

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 lockup clutch 23 is engaged, when the E / G output shaft 11 is rotated, the E / G output shaft 11, the pump impeller 21 and the turbine runner 22 integrally rotate.

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 input shaft 31 and an output shaft 32, and is a so-called power split type (torque that is configured to be able to split the power input to the input shaft 31 into two paths and transmit it to the output shaft 32. It is a split type) transmission. The transmission 4 includes a continuously variable transmission mechanism 33, a front reduction gear mechanism 34, a planetary gear mechanism 35, and a split transmission mechanism 36 in order to configure two power transmission paths.

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 input shaft 31 is connected to the turbine runner 22 of the torque converter 3 and provided integrally rotatably around the same rotation axis as the turbine runner 22.

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 output shaft 32 is provided in parallel with the input shaft 31. An output gear 37 is supported by the output shaft 32 so as not to be relatively rotatable. The output gear 37 meshes with the differential gear 5 (the ring gear of the differential gear 5).

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 variable transmission mechanism 33 has a configuration similar to that of a well-known belt-type continuously variable transmission (CVT). Specifically, the continuously variable transmission mechanism 33 includes a primary shaft 41, a secondary shaft 42 provided parallel to the primary shaft 41, a primary pulley 43 supported relative non-rotatably to the primary shaft 41, and a secondary shaft 42. , And a belt 45 wound around the primary pulley 43 and the secondary pulley 44. As shown in FIG.

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 primary pulley 43 is disposed opposite to the fixed sheave 51 fixed to the primary shaft 41 and the fixed sheave 51 with the belt 45 interposed therebetween, and is a movable sheave supported by the primary shaft 41 so as to be movable in the axial direction and relatively nonrotatably. And (primary sheave) 52. A cylinder 53 fixed to the primary shaft 41 is provided on the opposite side of the movable sheave 52 with respect to the fixed sheave 51, and an oil pressure chamber 54 is formed between the movable sheave 52 and the cylinder 53.

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。   Secondary pulley 44 is disposed opposite to fixed sheave 55 fixed to secondary shaft 42 and fixed sheave 55 with belt 45 interposed therebetween, and movable sheave supported on secondary shaft 42 so as to be movable in the axial direction and relatively non-rotatable. And (secondary sheave) 56. A cylinder 57 fixed to the secondary shaft 42 is provided on the opposite side of the movable sheave 56 with respect to the fixed sheave 55, and a hydraulic chamber 58 is formed between the movable sheave 56 and the cylinder 57. The positional relationship between the fixed sheave 55 and the movable sheave 56 in the rotational axis direction is reverse to the positional relationship between the fixed sheave 51 of the primary pulley 43 and the movable sheave 52.

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 variable transmission mechanism 33, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chambers 54, 58 of the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 is controlled, and the groove widths of the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 are changed. The pulley ratio between the pulley 43 and the secondary pulley 44 is continuously changed steplessly.

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 oil pressure chamber 54 of the primary pulley 43 is increased. As a result, the movable sheave 52 of the primary pulley 43 moves toward the fixed sheave 51, and the distance (groove width) between the fixed sheave 51 and the movable sheave 52 decreases. Along with this, the winding diameter of the belt 45 with respect to the primary pulley 43 increases, and the distance (groove width) between the fixed sheave 55 and the movable sheave 56 of the secondary pulley 44 increases. As a result, the pulley ratio between the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 decreases.

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 oil pressure chamber 54 of the primary pulley 43 is lowered. As a result, the thrust ratio, which is the ratio of the thrust (primary thrust) of primary pulley 43 to the thrust (secondary thrust) of secondary pulley 44, decreases, and the distance between fixed sheave 55 and movable sheave 56 of secondary pulley 44 decreases. The distance between the fixed sheave 51 and the movable sheave 52 is increased. As a result, the pulley ratio between the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 is increased.

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 primary pulley 43 and the secondary pulley 44 needs to be large enough to prevent slippage (belt slippage) between the primary pulley 43 and the secondary pulley 44 and the belt 45. Therefore, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 54 of the primary pulley 43 and the hydraulic chamber 58 of the secondary pulley 44 is controlled so as to obtain a necessary and sufficient thrust without causing belt slippage.

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 reduction gear mechanism 34 reverses and decelerates the power input to the input shaft 31 and transmits the power to the primary shaft 41. Specifically, the front reduction gear mechanism 34 has a larger diameter and a larger number of teeth than the input shaft gear 61 and the input shaft gear 61 supported by the input shaft 31 so as not to allow relative rotation, and spline fitting on the primary shaft 41 , And a primary shaft gear 62 meshed with the input shaft gear 61 so as not to be relatively rotatable.

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 planetary gear mechanism 35 includes a sun gear 71, a carrier 72 and a ring gear 73. The sun gear 71 is non-rotatably supported by the secondary shaft 42 by spline fitting. The carrier 72 is rotatably fitted around the output shaft 32. The carrier 72 rotatably supports a plurality of pinion gears 74. The plurality of pinion gears 74 are disposed on the circumference and mesh with the sun gear 71. The ring gear 73 has an annular shape that collectively surrounds a plurality of pinion gears 74, and meshes with each pinion gear 74 from the outer side in the rotational radial direction of the secondary shaft 42. Further, an output shaft 32 is connected to the ring gear 73, and the ring gear 73 is integrally rotatably provided around the same rotation axis as the output shaft 32.

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 split transmission mechanism 36 is a parallel shaft gear mechanism including a split drive gear 81 and a split driven gear 82 meshing with the split drive gear 81.

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 split drive gear 81 is fitted on the input shaft 31 so as to be capable of relative rotation.

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 gear 82 is integrally rotatably provided about the same rotation axis as the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35. The split driven gear 82 is formed to have a smaller diameter than the split drive gear 81 and has a smaller number of teeth than the split drive gear 81.

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 input shaft 31 and the split drive gear 81 are directly coupled (jointly rotatably coupled) and a released state in which the direct coupling is released.

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 sun gear 71 and the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 are directly coupled (coupled integrally rotatably) and a released state in which the direct coupling is released.

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 carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 is braked and a release state in which the rotation of the carrier 72 is permitted.

＜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 vehicle 1 is moving forward and backward. FIG. 3 is a collinear diagram showing the relationship between the rotational speeds (rotational speeds) of the sun gear 71, the carrier 72 and the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35. As shown in FIG. FIG. 4 shows a belt transmission ratio, which is the transmission ratio by the continuously variable transmission mechanism 33, and a unit transmission ratio, which is the transmission ratio of the entire transmission 4, that is, a unit that is the rotational speed ratio between the input shaft 31 and the output shaft 32. It is a figure which shows the relationship with a gear ratio.

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 vehicle 1 moves forward. The belt mode and the split mode are switched by switching between a state in which the clutch C1 is engaged and a state in which the clutch C2 is engaged (recombination of the clutches C1 and C2).

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 split drive gear 81 is separated from the input shaft 31, the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 becomes free (free rotation state), and the sun gear 71 and ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 are directly coupled.

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 input shaft 31 is reversed and decelerated by the front reduction gear mechanism 34, transmitted to the primary shaft 41 of the continuously variable transmission mechanism 33, and causes the primary shaft 41 and the primary pulley 43 to rotate. The rotation of the primary pulley 43 is transmitted to the secondary pulley 44 via the belt 45 and causes the secondary pulley 44 and the secondary shaft 42 to rotate. Since the sun gear 71 and the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 are directly connected, the sun gear 71, the ring gear 73 and the output shaft 32 rotate integrally with the secondary shaft 42. Therefore, in the belt mode, as shown in FIGS. 3 and 4, the unit gear ratio is equal to the belt gear ratio (the pulley ratio of primary pulley 43 and secondary pulley 44 of continuously variable transmission mechanism 33) to the front reduction ratio (input shaft It corresponds to the value obtained by multiplying the rotation speed of 31 / the rotation speed of the primary shaft 41).

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 input shaft 31 and the split drive gear 81 are coupled, and the rotation of the input shaft 31 can be transmitted to the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 via the split drive gear 81 and the split driven gear 82. The 35 sun gear 71 and the ring gear 73 are separated.

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 input shaft 31 is accelerated from the split drive gear 81 via the split driven gear 82 to the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 and transmitted. The power transmitted to the carrier 72 is divided and transmitted from the carrier 72 to the sun gear 71 and the ring gear 73. The power of the sun gear 71 is transmitted to the primary shaft gear 62 via the secondary shaft 42, the secondary pulley 44, the belt 45, the primary pulley 43 and the primary shaft 41, and transmitted from the primary shaft gear 62 to the input shaft gear 61. Therefore, in the belt mode, the input shaft gear 61 becomes a drive gear and the primary shaft gear 62 becomes a driven gear, while in the split mode, the primary shaft gear 62 becomes a drive gear and the input shaft gear 61 becomes a driven gear. .

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 split drive gear 81 and split driven gear 82 is constant and unchanged (fixed), in split mode, if the power input to input shaft 31 is constant, planetary gear mechanism 35 The rotation of the carrier 72 is maintained at a constant speed. Therefore, when the belt gear ratio is increased, the rotational speed of the sun gear 71 of the planetary gear mechanism 35 is reduced, so the rotational speed of the ring gear 73 (output shaft 32) of the planetary gear mechanism 35 is shown as shown by a broken line in FIG. Go up. As a result, in the split mode, as shown in FIG. 4, the unit gear ratio of the transmission 4 decreases as the belt gear ratio of the continuously variable transmission mechanism 33 increases.

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 output shaft 32 in the belt mode and the split mode is transmitted to the differential gear 5 via the output gear 37. Thus, the drive shafts 6L, 6R and the drive wheels 7L, 7R of the vehicle 1 rotate in the forward direction.

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 vehicle 1 is in reverse, as shown in FIG. 2, the clutches C1 and C2 are released and the brake B1 is engaged. As a result, the split drive gear 81 is separated from the input shaft 31, the sun gear 71 and the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 are separated, and the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 is braked.

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 input shaft 31 is reversed and decelerated by the front reduction gear mechanism 34, transmitted to the primary shaft 41 of the continuously variable transmission mechanism 33, and transmitted from the primary shaft 41 to the primary pulley 43, the belt 45 and the secondary pulley 44. The sun gear 71 of the planetary gear mechanism 35 is rotated integrally with the secondary shaft 42 and transmitted to the secondary shaft 42. Since the carrier 72 of the planetary gear mechanism 35 is braked, when the sun gear 71 rotates, the ring gear 73 of the planetary gear mechanism 35 rotates in the opposite direction to the sun gear 71. The rotation direction of the ring gear 73 is opposite to the rotation direction of the ring gear 73 at the time of forward movement (belt mode and split mode). Then, the output shaft 32 rotates integrally with the ring gear 73. The rotation of the output shaft 32 is transmitted to the differential gear 5 via the output gear 37. Thus, the drive shafts 6L and 6R and the drive wheels 7L and 7R of the vehicle 1 rotate in the reverse direction.

＜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 vehicle 1.

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 vehicle 1 is provided with an ECU (Electronic Control Unit) having a configuration including a microcomputer (micro controller unit). The microcomputer incorporates, for example, a CPU, a ROM and a RAM, and a data flash (flash memory). Although only one ECU 101 for controlling the transmission 4 is shown in FIG. 2, the vehicle 1 is equipped with a plurality of ECUs having the same configuration as the ECU 101 in order to control each part. . The plurality of ECUs including the ECU 101 are connected so as to enable two-way communication by a CAN (Controller Area Network) communication protocol.

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 ECU 101. As an example, the primary rotation sensor 111 outputs a pulse signal synchronized with the rotation of the primary shaft 41 as a detection signal, and the secondary rotation sensor 112 outputs a pulse signal synchronized with the rotation of the secondary shaft 42 as a detection signal. And two hydraulic pressure sensors 113 that output detection signals according to the primary sheave pressure of the transmission 4 (the hydraulic pressure acting on the primary sheave 52) and the secondary sheave pressure (the hydraulic pressure acting on the secondary sheave 56) There is.

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 ECU 101, the primary rotation speed (rotation speed of the primary shaft 41), the secondary rotation speed (rotation speed of the secondary shaft 42), and the primary from the detection signals of the primary rotation sensor 111, the secondary rotation sensor 112 and the two hydraulic sensors 113. The sheave pressure and the secondary sheave pressure are obtained. Further, in the ECU 101, information is acquired from other ECUs. Then, based on information acquired from various sensors by the ECU 101, information input from other ECUs, etc., for each part of the unit including the torque converter 3 and the transmission 4 for transmission control of the transmission 4 and the like. Various valves included in a hydraulic circuit for supplying hydraulic pressure are controlled.

＜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 primary pulley 43 and secondary pulley 44 and belt 45, ECU 101 controls the primary sheave pressure and the secondary sheave pressure.

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）Ｐ_Priが設定される。プライマリシーブ圧の指令値Ｐ_Pri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Ｔ_Pri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 primary shaft 41 is determined according to the following equation (1).

Ｔ_Pri＝Ｒ_re×Ｔ_in×κ ・・・（１）
ただし、Ｒ_re：前減速ギヤ機構３４による前減速比
Ｔ_in：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 reduction gear mechanism 34
T _in : Input torque input from torque converter 3 to input shaft 31
κ: Torque share ratio

前減速比Ｒ_re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Ｔ_in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 torque converter 3 to the engine torque. The engine torque is estimated, for example, by the engine ECU from the accelerator opening degree and the engine speed. The torque ratio is a torque amplification factor corresponding to the speed ratio of the torque converter 3, and the speed ratio is a division value obtained by dividing the turbine speed by the engine speed.

トルク分担率κは、入力トルクＴ_in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 variable transmission mechanism 33 to the input torque T _in is the fraction of the torque sharing is expressed by the following equation (2).

ただし、ｉｃ：スプリット変速機構３６のギヤ比
Ｚ_R：遊星歯車機構３５のリングギヤ７３の歯数
Ｚ_S：遊星歯車機構３５のサンギヤ７１の歯数
γ：ベルト変速比

However, ic: gear ratio of the split transmission mechanism 36
Z _R : Number of teeth of ring gear 73 of planetary gear mechanism 35
Z _S : Number of teeth of sun gear 71 of planetary gear mechanism 35
γ: Belt transmission ratio

ギヤ比ｉｃおよび歯数Ｚ_R，Ｚ_S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Ｔ_in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Ｔ_in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Ｔ_in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 variable transmission mechanism 33, regardless of the belt speed ratio gamma, the torque share ratio κ of the continuously variable transmission mechanism 33 becomes 1. On the other hand, in the split mode, the input torque T _in is because the branch to be inputted to the continuously variable transmission mechanism 33 and the split transmission mechanism 36, the torque continuously variable transmission mechanism 33 takes charge is smaller than the input torque T _in. Therefore, in the split mode, the torque sharing ratio of the split transmission mechanism 36 becomes larger than one, and the torque sharing ratio of the continuously variable transmission mechanism 33 becomes smaller than one.

その後、次式（３）に従って、プライマリシーブ圧の指令値Ｐ_Pri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).

Ｐ_Pri＝｛（Cosθ×｜Ｔ_Pri｜）／（２×μ×Ｒ_Pri×Ａ_Pri）｝＋Ｐ_add
・・・（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
Ｒ_Pri：プライマリ軸４１の軸心からベルト４５までの径
Ａ_Pri：プライマリシーブ５２の受圧面積（油圧を受ける面積）
Ｐ_add：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 primary sheave 52 with belt 45
μ: coefficient of friction of the contact surface of the primary sheave 52 with the belt 45
R _Pri : Diameter from the axis of primary shaft 41 to belt 45
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Ａ_Priは、いずれも既知の固定値である。油圧ばらつき補償分Ｐ_add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Ｒ_Pri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Ｐ_Priの設定の際には、現在のベルト変速比γに応じた径Ｒ_Pri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 hydraulic pressure chamber 54 of the primary pulley 43). For example, the ROM of the ECU 101 stores a map that defines the relationship between the diameter R _Pri and the belt transmission ratio γ, and when setting the command value P _Pri , the diameter according to the current belt transmission ratio γ R _Pri is read from the map.

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Ｔ_PriRoadの算出およびプライマリシーブ圧の指令値Ｐ_PriRoad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 output shaft 32, that is, the case where an inertia torque due to the deceleration of the vehicle 1 is generated on the output shaft 32, is not taken into consideration. When generation of an inertia torque, instead of equations (1) and (3), calculation of primary torque T _PriRoad , which is torque input to primary shaft 41, and setting of command value P _PriRoad for primary sheave pressure are respectively performed. The following equations (4) and (5) may be used.

Ｔ_PriRoad＝Ｒ_re×Ｔ_inRoad×κ ・・・（４）
Ｐ_PriRoad＝｛（Cosθ×｜Ｔ_PriRoad｜）／（２×μ×Ｒ_Pri×Ａ_Pri）｝＋Ｐ_add
・・・（５）
ただし、Ｔ_inRoad：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Ｔ_inRoad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Ｔ_in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 torque converter 3 to the input shaft 31. The inertia torque can be estimated, for example, from the time change rate (time derivative) of the primary rotation number and / or the secondary rotation number.

こうしてプライマリシーブ圧の指令値Ｐ_Pri，Ｐ_PriRoadが設定されると、その指令値Ｐ_Pri，Ｐ_PriRoad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 primary sheave 52, the valve included in the hydraulic circuit is controlled.

また、プライマリシーブ圧の指令値Ｐ_Priが設定されると、その指令値Ｐ_Priにプライマリシーブ５２の受圧面積Ａ_Pri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Ｐ_PriRoadが設定された場合も同様に、その指令値Ｐ_PriRoadにプライマリシーブ５２の受圧面積Ａ_Pri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 primary sheave 52 is multiplied by the command value P _Pri, primary command thrust is calculated, the target belt that primary instruction thrust Secondary sheave pressure command from secondary sheave command thrust obtained by dividing by the thrust ratio according to the gear ratio (the target belt gear ratio set to match the engine rotational speed to the target rotational speed obtained from the shift map) The value is set. Similarly, when the command value P _PriRoad of the primary sheave pressure is set, by the pressure receiving area A _Pri of the primary sheave 52 is multiplied by the command value P _PriRoad, primary command thrust is calculated, the target and the primary instruction thrust The command value of the secondary sheave pressure is set from the secondary sheave command thrust obtained by dividing by the thrust ratio corresponding to the belt transmission ratio. Then, the valves included in the hydraulic circuit are controlled such that the hydraulic pressure of the command value is supplied to the secondary sheave 56.

＜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Ｔ_in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 input shaft 31 and the output shaft 32, the split transmission mechanism 36 is used without passing through the first path passing through the continuously variable transmission mechanism 33 and the continuously variable transmission mechanism 33. A split mode is provided which branches to a second route via which power is transmitted. In this split mode, the power input to the input shaft 31 is split and transmitted to the first path and the second path. Therefore, the torque continuously variable transmission mechanism 33 takes charge is smaller than the input torque T _in to be inputted to the input shaft 31, the gear ratio of the continuously variable transmission mechanism 33 (belt speed ratio) changes according to the gamma.

そこで、ベルト変速比γに応じて、入力トルクＴ_in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Ｔ_in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Ｐ_Priが設定され、その指令値Ｐ_Pri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 variable transmission mechanism 33 is the ratio of the torque sharing with respect to the input torque T _in kappa is set. Then, according to the value obtained by multiplying a torque sharing rate κ of the value of the input torque T _in, the hydraulic pressure command value P _Pri is set to be applied to the sheave of the continuously variable transmission mechanism 33, on the command value P _Pri Based on this, the hydraulic pressure applied to the primary sheave 52 is controlled.

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Ｐ_Pri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 primary sheave 52 is set in consideration of torque sharing ratio _率 of continuously variable transmission mechanism 33, the clamping pressure applied from primary sheave 52 to belt 45 is This is a necessary and sufficient value capable of suppressing the slip (belt slip) between the primary sheave 52 and the belt 45, and does not become excessive with respect to the torque input to the continuously variable transmission mechanism 33. As a result, energy loss in a bearing or the like supporting the primary sheave 52 can be reduced, so that the torque transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism 33 can be improved, and consequently, the traveling fuel consumption of the vehicle 1 equipped with the transmission 4 Can be improved.

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Ｐ_PriRoad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Ｐ_Pri，Ｐ_PriRoad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Ｐ_add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 primary sheave 52 is added to the command values P _Pri and P _PriRoad of the primary sheave pressure. Therefore, it is possible to compensate for the variation in the hydraulic pressure supplied to the primary sheave 52, and to suppress the occurrence of belt slippage due to the variation.

＜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 split transmission mechanism 36 is divided into the first path via the continuously variable transmission mechanism 33 and the second path via the split transmission mechanism 36. However, the split transmission mechanism 36 The mechanism is not limited to the parallel shaft gear mechanism including the split drive gear 81 and the split driven gear 82, and may be a mechanism other than a gear mechanism such as a belt mechanism. When a belt mechanism is adopted, the belt mechanism may have a fixed gear ratio or may have a variable gear ratio.

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)

インプット軸、アウトプット軸および前記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、前記インプット軸と前記アウトプット軸との間で動力を伝達するモードとして、前記無段変速機構を経由する第１経路と前記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、
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.

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