JP5238052B2 - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
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Description
この発明は無段変速機の車両の制御装置に関する。 The present invention relates to a vehicle control device for a continuously variable transmission.
従来、無段変速機においてはベルト（動力伝達要素）の滑りを防止するため、若干の増加分（余裕分）を加えて制御値を算出しており、その例として例えば下記の特許文献１記載の技術を挙げることができる。 Conventionally, in a continuously variable transmission, a control value is calculated by adding a slight increase (margin) in order to prevent the belt (power transmission element) from slipping. Can be mentioned.
特許文献１記載の技術においては、ベルトを介して入力される理論トルクを算出し、算出された理論トルクに余裕トルクを加算して第１保証トルクを算出すると共に、算出された理論トルクに安全率を乗じて第２保証トルクを算出し、第１、第２保証トルクのうちの小さい方を選択し、その選択値などに基づいて押圧力基準トルクを算出してプーリ圧を制御することが提案されている。
In the technique described in
特許文献１記載の技術は上記のように構成することでベルト（動力伝達要素）の滑りを防止しているが、増加分（余裕分）を一律に大きな値としていることから、ベルト・プーリの摩耗に対する耐久性を保証するためにベルト・プーリを必要以上の強度にする必要があり、重量、サイズが大きくなっていた。
The technique described in
この発明の目的は上記した課題を解決し、増加分（余裕分）を走行状態に応じて持ち替えることで、動力伝達要素の滑りを防止すると共に、プーリとの間の磨耗を防止し、プーリの小型・軽量化を可能にした無段変速機の制御装置を提供することにある。 The object of the present invention is to solve the above-mentioned problems and to change the increase (margin) according to the running state, thereby preventing slippage of the power transmission element and preventing wear between the pulley and the pulley. It is an object of the present invention to provide a control device for a continuously variable transmission that can be reduced in size and weight.
上記した課題を解決するために、請求項１にあっては、車両に搭載される駆動源に接続されると共に、第１油圧アクチュエータに作動油を供給されるとき軸方向に移動自在なドライブプーリと、駆動輪に接続されると共に、第２油圧アクチュエータに作動油を供給されるとき軸方向に移動自在なドリブンプーリと、前記ドライブプーリとドリブンプーリの間に掛け回される動力伝達要素とを備え、前記第１、第２油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御することで変速比を無段階に変更可能な無段変速機の制御装置において、前記無段変速機に入力される理論トルクを算出する理論トルク算出手段と、前記理論トルクが増加するほど増加するように設定された複数個の定数のうちのいずれかを前記算出された理論トルクに基づいて選択することで第１余裕トルクを算出する第１余裕トルク算出手段と、少なくとも前記車両の走行速度と前記駆動源の負荷とに基づき、前記車両が一定加速中で走行する安定加速走行状態にあるか否か判定する安定加速走行状態判定手段と、前記安定加速走行状態にあると判定されるとき、前記第１余裕トルクと理論トルクを加算して保証トルクを算出する保証トルク算出手段と、前記算出された保証トルクに基づいて前記第１、第２油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御する作動油供給制御手段とを備える如く構成した。
In order to solve the above-described problem, according to
請求項２に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記算出された理論トルクに所定の係数を乗じて得た積を第２余裕トルクとして算出する第２余裕トルク算出手段と、少なくとも前記車両の走行速度と前記駆動源の負荷とに基づき、前記車両がクルーズ走行をするクルーズ走行状態にあるか否か判定するクルーズ走行状態判定手段と、前記クルーズ走行状態にあると判定されるとき、予め設定された余裕トルク下限値と前記第２余裕トルクのうち大きい方を第３の余裕トルクとして設定し、前記第１余裕トルクと第３余裕トルクのうちの小さい方を選択する余裕トルク選択手段とを備え、前記保証トルク算出手段は、前記選択された余裕トルクと理論トルクを加算して保証トルクを算出する如く構成した。 In the control device for a continuously variable transmission according to claim 2, a second margin torque calculating means for calculating a product obtained by multiplying the calculated theoretical torque by a predetermined coefficient as a second margin torque, and at least When it is determined that the vehicle is in a cruise traveling state in which the vehicle is in a cruise traveling state in which the vehicle is traveling based on the traveling speed of the vehicle and the load of the drive source; The larger one of the preset margin torque lower limit value and the second margin torque is set as the third margin torque, and the margin torque selection for selecting the smaller one of the first margin torque and the third margin torque. The guaranteed torque calculation means is configured to calculate the guaranteed torque by adding the selected margin torque and the theoretical torque.
請求項３に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記保証トルク算出手段は、前記安定加速走行状態および前記クルーズ走行状態のいずれにもないと判定されるとき、前記複数個の定数のうちの最大値を選択して算出された前記第１余裕トルクと理論トルクとを加算して保証トルクを算出する如く構成した。 In the control device for a continuously variable transmission according to claim 3, when it is determined that the guaranteed torque calculation means is neither in the stable acceleration traveling state nor in the cruise traveling state, the plurality of constants The guaranteed torque is calculated by adding the first marginal torque calculated by selecting the maximum value of these and the theoretical torque.
請求項１に係る無段変速機の制御装置にあっては、理論トルクが増加するほど増加するように設定された複数個の定数のうちのいずれかを算出された理論トルクに基づいて選択することで第１余裕トルクを算出し、少なくとも車両の走行速度と駆動源の負荷とに基づき、車両が一定加速中で走行する安定加速走行状態にあるか否か判定し、安定加速走行状態にあると判定されるとき、第１余裕トルクと理論トルクを加算して得た保証トルクに基づいて第１、第２油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御する如く構成したので、安定走行状態にあると判定されるときは、理論トルクの大きさに応じて算出される値を第１余裕トルクとすることで、動力伝達要素の滑りを防止できると共に、増加分（余裕分）が不要に増加することがないので動力伝達要素とプーリ間の磨耗も防止できると共に、ベルトリングの寿命を向上させることができる。またプーリの小型・軽量化を図ることができる。
In the continuously variable transmission control device according to
請求項２に係る無断変速機の制御装置にあっては、少なくとも車両の走行速度と駆動源の負荷とに基づき、車両がクルーズ走行をするクルーズ走行状態にあるか否か判定し、クルーズ走行状態にあると判定されるとき、算出された理論トルクに所定の係数を乗じて得た積を第２余裕トルクとして算出すると共に、予め設定された余裕トルク下限値と第２余裕トルクのうち大きい方を第３の余裕トルクとして設定し、第１余裕トルクと第３余裕トルクのうちのうちの小さい方を選択し、選択された余裕トルクと理論トルクを加算して得た保証トルクに基づいて第１、第２油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御する如く構成したので、クルーズ走行状態にあると判定されるときは、予め設定された余裕トルク下限値と第２余裕トルクのうち大きい方を第３の余裕トルクとして設定し、第１余裕トルクと第３余裕トルクのうちの小さい方を選択し、選択された余裕トルクと理論トルクを加算して得た保証トルクに基づいて第１、第２油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御することで、動力伝達要素の滑りを確実に防止できると共に、より小さい余裕トルクとすることが可能なので、燃費を向上させることができる。 In the continuously variable transmission control device according to claim 2, it is determined whether or not the vehicle is in a cruise traveling state in which the vehicle is traveling on a cruise basis based on at least the traveling speed of the vehicle and the load of the drive source. Is determined, the product obtained by multiplying the calculated theoretical torque by a predetermined coefficient is calculated as the second margin torque, and the larger one of the preset margin torque lower limit value and the second margin torque Is set as the third margin torque, the smaller one of the first margin torque and the third margin torque is selected, and the first margin torque is calculated based on the guaranteed torque obtained by adding the margin torque and the theoretical torque. 1. Since it is configured to control the supply of hydraulic oil to the second hydraulic actuator, when it is determined that the vehicle is in a cruise traveling state, the preset margin torque lower limit value and the second margin torque The threshold is set as the third margin torque, the smaller one of the first margin torque and the third margin torque is selected, and the first margin torque is calculated based on the guaranteed torque obtained by adding the margin torque and the theoretical torque. By controlling the supply of hydraulic oil to the first and second hydraulic actuators, it is possible to reliably prevent the power transmission element from slipping and to reduce the margin torque, thereby improving the fuel efficiency.
請求項３に係る無段変速機の制御装置にあっては、安定加速走行状態およびクルーズ走行状態のいずれにもないと判定されるとき、複数個の定数のうちの最大値を選択して算出された第１余裕トルクと理論トルクとを加算して保証トルクを算出する如く構成したので、上記した効果に加え、入力トルクが不安定な場合などであっても、動力伝達要素の滑りを一層確実に防止することができる。 In the continuously variable transmission control device according to claim 3, when it is determined that neither the stable acceleration traveling state nor the cruise traveling state is present, the maximum value of a plurality of constants is selected and calculated. Since the guaranteed torque is calculated by adding the first marginal torque and the theoretical torque, the slip of the power transmission element is further reduced even when the input torque is unstable in addition to the above-described effects. It can be surely prevented.
以下、添付図面を参照してこの発明に係る無段変速機の制御装置を実施するための形態について説明する。 DESCRIPTION OF EXEMPLARY EMBODIMENTS Hereinafter, an embodiment for carrying out a continuously variable transmission control device according to the invention will be described with reference to the accompanying drawings.
図１は、この実施例に係る無段変速機の制御装置を概略的に示す全体図である。 FIG. 1 is an overall view schematically showing a control device for a continuously variable transmission according to this embodiment.
図１において符号１は車両を示し、車両１にはベルト式の無段変速機（ＣＶＴ。以下「ＣＶＴ」という）１０が搭載される。ＣＶＴ１０は駆動源（原動機）ＰＭの出力を変速し、ディファレンシャル機構Ｄを介して左右の駆動輪（前輪）ＷＬ，ＷＲに伝達する。
In FIG. 1,
駆動源ＰＭは、エンジン（内燃機関）Ｅとモータ（電動機）ＭＯＴからなる。モータＭＯＴはエンジンＥの出力軸（クランク軸）に同軸に連結され、エンジンＥを回転させる電動機とエンジンＥによって回転されて回生電力を生じる発電機として機能する。 The drive source PM includes an engine (internal combustion engine) E and a motor (electric motor) MOT. The motor MOT is coaxially connected to the output shaft (crank shaft) of the engine E, and functions as an electric motor that rotates the engine E and a generator that is rotated by the engine E and generates regenerative power.
ＣＶＴ１０は、互いに平行に設けられた入力軸１２と出力軸１４と中間軸１６を有し、ディファレンシャル機構Ｄと共にＣＶＴ１０のケース１０ａ内に収容される。入力軸１２は、駆動源ＰＭの出力軸ＯＳに（トルクコンバータなどの）カプリング機構ＣＰを介して連結される。
The CVT 10 has an
入力軸１２上にはＣＶＴ１０のドライブプーリ２０が設けられる。ドライブプーリ２０は、入力軸１２に相対回転自在で軸方向移動不能に設けられた固定プーリ半体２０ａと、入力軸１２に対して相対回転不能で固定プーリ半体２０ａに対して軸方向移動自在に設けられた可動プーリ半体２０ｂからなる。
A
可動プーリ半体２０ｂの側方には、供給された作動油の圧力に応じてドライブプーリ２０のプーリ幅を設定するドライブプーリ幅設定機構２２が設けられる。
A drive pulley
ドライブプーリ幅設定機構２２は、可動プーリ半体２０ｂの側方に設けられたシリンダ壁２２ａと、シリンダ壁２２ａと可動プーリ半体２０ｂとの間に形成されたシリンダ室２２ｂと、シリンダ室２２ｂ内に設けられて可動プーリ半体２０ｂを常時固定プーリ半体２０ａに近づける方向に付勢するリターンスプリング２２ｃとを有する。
The drive pulley
シリンダ室２２ｂ内の作動油の圧力（油圧）が上昇されると、可動プーリ半体２０ｂが固定プーリ半体２０ａに近づき、ドライブプーリ２０のプーリ幅が狭められる一方、作動油の圧力が低下されると、可動プーリ半体２０ｂが固定プーリ半体２０ａから離れてプーリ幅は広げられる。
When the hydraulic oil pressure (hydraulic pressure) in the
出力軸１４にはドリブンプーリ２４が設けられる。ドリブンプーリ２４は、出力軸１４に相対回転不能で軸方向移動不能に設けられた固定プーリ半体２４ａと、出力軸１４に対して相対回転不能で固定プーリ半体２４ａに対して軸方向移動自在に設けられた可動プーリ半体２４ｂからなる。
The
可動プーリ半体２４ｂの側方には、供給された作動油の圧力に応じてドリブンプーリ２４のプーリ幅を設定するドリブンプーリ幅設定機構２６が設けられる。
A driven pulley
ドリブンプーリ幅設定機構２６は、可動プーリ半体２４ｂの側方に設けられたシリンダ壁２６ａと、シリンダ壁２６ａと可動側ドリブンプーリ半体２４ｂとの間に形成されたシリンダ室２６ｂと、シリンダ室２６ｂ内に設けられて可動プーリ半体２４ｂを常時固定プーリ半体２４ａに近づける方向に付勢するリターンスプリング２６ｃとを有する。
The driven pulley
シリンダ室２６ｂ内の作動油の圧力が上昇されると、可動プーリ半体２４ｂが固定プーリ半体２４ａに近づき、ドリブンプーリ２４のプーリ幅が狭められる一方、低下されると、可動プーリ半体２４ｂが固定プーリ半体２４ａから離れてプーリ幅は広げられる。
When the pressure of the hydraulic oil in the
ドライブプーリ２０とドリブンプーリ２４との間には金属製のＶ字形状のベルト（動力伝達要素）３０が巻き掛けられる。ベルト３０は多数のエレメントが図示しないリング状部材により連結され、各エレメントに形成されたＶ字面がドライブプーリ２０とドリブンプーリ２４のプーリ面と接触し、両側から強く押圧された状態でエンジンＥなどの動力をドライブプーリ２０からドリブンプーリ２４に伝達する。
A metal V-shaped belt (power transmission element) 30 is wound between the
入力軸１２上には遊星歯車機構３２が設けられる。遊星歯車機構３２は、入力軸１２にスプライン嵌合されて入力軸１２と一体に回転するサンギヤ３４と、ドライブプーリ２０の固定プーリ半体２０ａと一体に形成されたリングギヤ３６と、入力軸１２に対して相対回転自在に設けられたプラネタリキャリヤ４０と、プラネタリキャリヤ４０に回転自在に支承された複数のプラネタリギヤ４２とを有する。
A
各プラネタリギヤ４２は、サンギヤ３４とリングギヤ３６の双方と常時噛合する。サンギヤ３４とリングギヤ３６との間にはＦＷＤ（前進）クラッチ４４が設けられ、プラネタリキャリヤ４０とケース１０ａとの間にはＲＶＳ（後進）ブレーキクラッチ４６が設けられる。
Each
ＦＷＤクラッチ４４は、シリンダ室４４ｂに作動油が供給されるとき、クラッチピストン４４ａをリターンスプリング４４ｃのばね力に抗して図１で左方に移動させることにより、サンギヤ３４側の摩擦板とリングギヤ３６側の摩擦板とを係合させてサンギヤ３４とリングギヤ３６とを結合することで係合（インギヤ）され、車両１を前進走行可能にする。
When the hydraulic oil is supplied to the cylinder chamber 44b, the FWD clutch 44 moves the
ＲＶＳブレーキクラッチ４６は、シリンダ室４６ｂに作動油が供給され、ブレーキピストン４６ａをリターンスプリング４６ｃのばね力に抗して図１で左方に移動させることにより、ケース１０ａ側の摩擦板とプラネタリキャリヤ４０側の摩擦板とを係合させてケース１０ａとプラネタリキャリヤ４０とを結合することで係合（インギヤ）され、車両１を後進走行可能にする。
The
出力軸１４には、中間軸ドライブギヤ５０と共に、発進クラッチ５２が設けられる。発進クラッチ５２はシリンダ室５２ｂに作動油が供給され、クラッチピストン５２ａをリターンスプリング５２ｃのばね力に抗して移動させることにより、出力軸１４側の摩擦板と中間軸ドライブギヤ５０側の摩擦板とを係合させて出力軸１４と中間軸ドライブギヤ５０とを結合する。
The
中間軸１６には、中間軸ドリブンギヤ５４とディファレンシャルドライブギヤ５６とが設けられる。中間軸ドリブンギヤ５４とディファレンシャルドライブギヤ５６は共に中間軸１６上に固定して設けられ、中間軸ドリブンギヤ５４は中間軸ドライブギヤ５０と常時噛合する。
The
ディファレンシャルドライブギヤ５６は、ディファレンシャル機構ＤのディファレンシャルケースＤｃに固定されたディファレンシャルドリブンギヤ６０と常時噛合する。
The
ディファレンシャル機構Ｄには左右のアクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲが固定されると共に、その端部には左右の駆動輪ＷＬ，ＷＲが取り付けられる。ディファレンシャルドリブンギヤ６０はディファレンシャルドライブギヤ５６と常時噛合し、中間軸１６の回転に伴ってディファレンシャルケースＤｃ全体が左右のアクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲまわりに回転する。
Left and right axle shafts ASL and ASR are fixed to the differential mechanism D, and left and right drive wheels WL and WR are attached to the ends thereof. The differential driven
上記したプーリの両シリンダ室２２ｂ，２６ｂに供給される作動油の圧力を制御し、ベルト３０の滑りが発生することのない押圧力をドライブプーリ２０のシリンダ室２２ｂとドリブンプーリ２４のシリンダ室２６ｂとに与えた状態で入力軸１２にエンジンＥなどの回転を入力すると、その回転は、入力軸１２→ドライブプーリ２０→ベルト３０→ドリブンプーリ２４→出力軸１４と伝達される。
The pressure of the hydraulic oil supplied to both the
このとき、ドライブプーリ２０とドリブンプーリ２４の両プーリの押圧力を増減させることによってプーリ幅を変化させ、ベルト３０の両プーリ２０，２４に対する巻き掛け半径を変化させることにより、巻き掛け半径の比（プーリ比）に応じた所望の変速比を無段階で得ることができる。
At this time, the pulley width is changed by increasing / decreasing the pressing force of both the
上記したドライブプーリ２０とドリブンプーリ２４のプーリ幅と、ＦＷＤクラッチ４４とＲＶＳブレーキクラッチ４６と発進クラッチ５２の係合・非係合とは、油圧供給機構６２を介してそれらのシリンダ室２２ｂ，２６ｂ，４４ｂ，４６ｂ，５２ｂに供給される作動油の圧力（油圧）を制御することで行われる。
The pulley widths of the
油圧供給機構６２は駆動源ＰＭの出力軸ＯＳで駆動されてリザーバ６２ａから作動油を汲み上げて油路６２ｂに吐出する油圧ポンプ６２ｃと、油路６２ｂに配置されて作動油の流れと圧力を切り替える一群の制御弁２２ｄを備える。
The
エンジンＥにはＤＢＷ機構６４が設けられる。即ち、エンジンＥのスロットルバルブ（図示せず）と車両運転席床面に配置されたアクセルペダル（図示せず）との機械的な連結は断たれ、スロットルバルブはＤＢＷ機構６４のアクチュエータ（電動モータなど。図示せず）によって開閉される。
The engine E is provided with a
エンジンＥのカム軸（図示せず）付近などにはクランク角センサ６６が設けられ、ピストンの所定クランク角度位置ごとにエンジン回転数ＮＥを示す信号を出力する。 A crank angle sensor 66 is provided in the vicinity of a cam shaft (not shown) of the engine E and outputs a signal indicating the engine speed NE for each predetermined crank angle position of the piston.
また吸気系においてスロットルバルブの下流には絶対圧センサ７０が設けられて吸気管内絶対圧（エンジン負荷）ＰＢＡに比例した信号を出力すると共に、ＤＢＷ機構６４のアクチュエータの付近にはスロットル開度センサ７２が設けられてスロットル開度ＴＨに比例した信号を出力する。またスロットルバルブの上流の適宜位置は吸気温センサ７４が設けられて吸気温に応じた出力を生じる。
In the intake system, an absolute pressure sensor 70 is provided downstream of the throttle valve to output a signal proportional to the intake pipe absolute pressure (engine load) PBA, and a
上記したクランク角センサ６６などの出力は、エンジンコントローラ７６に送られる。エンジンコントローラ７６はマイクロコンピュータを備え、センサ出力に基づいてＤＢＷ機構６４を介してのエンジンＥの出力の制御などを実行する。
The output of the crank angle sensor 66 and the like described above is sent to the engine controller 76. The engine controller 76 includes a microcomputer and executes control of the output of the engine E via the
ＣＶＴ１０においてドライブプーリ２０の付近の適宜位置にはＮＤＲセンサ８０が設けられてドライブプーリ２０の回転数、即ち、ＣＶＴの入力回転数ＮＤＲに応じたパルス信号を出力すると共に、ドリブンプーリ２４の付近の適宜位置にはＮＤＮセンサ８２が設けられ、ドリブンプーリ２４の回転数、即ち、ＣＶＴの出力回転数ＮＤＮを示すパルス信号を出力する。
An
中間軸１６の中間軸ドリブンギヤ５４の付近には車速センサ８４が設けられ、中間軸ドリブンギヤ５４の回転数を通じて車速（車両１の走行速度）Ｖを示すパルス信号を出力する。
A
また、セレクトレバー８６の付近にはセレクトレバーポジションセンサ９０が設けられ、運転者によって選択されたＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄ，Ｓの中のポジションに応じた信号を出力する。 A select lever position sensor 90 is provided in the vicinity of the select lever 86 and outputs a signal corresponding to the position among P, R, N, D, and S selected by the driver.
また車両１の運転席のアクセルペダル付近にはアクセル開度センサ９２が設けられ、運転者のアクセルペダル操作量に相当するアクセル開度ＡＰを示す信号を出力する。上記したセンサ出力はシフトコントローラ９４に送られる。
An accelerator opening sensor 92 is provided near the accelerator pedal in the driver's seat of the
シフトコントローラ９４もマイクロコンピュータを備え、エンジンコントローラ７６には信号線で接続され、相互に通信自在に構成される。
The
シフトコントローラ９４はセンサ出力に基づいてプーリ幅の制御における（余裕トルクなどからなる）押圧力基準トルクＴｘを算出し、油圧供給機構６２の一群の制御弁６２ｄの動作を制御してシリンダ室２２ｂ、２４ｂに供給される作動油の圧力（油圧）を調整してプーリ圧を制御する。またシフトコントローラ９４は、センサ出力に基づき、各種クラッチ４４，４６，５２の係合・非係合を制御する。
The
図２、図３はシフトコントローラ９４の動作のうちの上記した押圧力基準トルクＴｘの算出を示すフロー・チャートである。図示のプログラムはＤレンジが選択されて車両１が発進したとき、実行される。
2 and 3 are flowcharts showing the calculation of the above-mentioned pressing force reference torque Tx in the operation of the
以下説明すると、Ｓ１０において、検出されたブレーキ信号と、ＴＨ開度と、車速Ｖに基づいて車両１が加速中か否か判断し、否定されるときは以降の処理をスキップする一方、肯定されるときはＳ１２に進み、ＣＶＴに入力される理論トルクＴｉを算出する。理論トルクＴｉは、駆動源ＰＭのエンジントルク、モータトルク、慣性系のイナーシャトルク、油圧ポンプ６２ｃの負荷などから算出される。
In the following, in S10, it is determined whether or not the
次いでＳ１４に進み、算出された理論トルクＴｉが所定値１以下か否か判断し、否定されるときはＳ１６に進み、算出された論理トルクＴｉが所定値２（所定値１より大きい値）以上か否か判断する。
Next, the process proceeds to S14, where it is determined whether or not the calculated theoretical torque Ti is equal to or less than a
Ｓ１６で肯定されるときはＳ１８に進み、第１余裕トルクＴ１を所定トルク１（動力伝達要素のすべりを確実に防止するように設定された最大トルク）とし、否定されるときはＳ２０に進み、第１余裕トルクＴ１を所定トルク２（所定トルク１より小さく後述する所定トルク３より大きい値）とする。Ｓ１４で肯定されるときはＳ２２に進み、第１余裕トルクＴ１を所定トルク３（後述する余裕トルク下限値より大きい値）とする。
When the result in S16 is affirmative, the process proceeds to S18, and the first margin torque T1 is set to a predetermined torque 1 (maximum torque set so as to surely prevent slippage of the power transmission element), and when the result is negative, the process proceeds to S20. The first margin torque T1 is set to a predetermined torque 2 (a value smaller than the
図４は、この実施例におけるベルト３０に入力されるトルクに対する余裕トルクの特性を示す。この実施例で「余裕トルク」はベルト（動力伝達要素）３０の滑りを防止するために制御値の算出で加えられる増加分を意味し、「トルクマージンＴＭＡ」と総称する。
FIG. 4 shows the characteristics of the margin torque with respect to the torque input to the
前記した如く、特許文献１記載の技術のように余裕分を一律に大きな値に設定すると、ベルト３０の滑りは確実に防止できるものの、例えば図４においてハッチングで示される領域においてベルト３０とプーリ２０，２４の磨耗に対する耐久性を保証するためにベルト３０とプーリ２０，２４を必要以上の強度に設定する必要があり、重量、サイズが大きくなっていた。
As described above, if the margin is uniformly set to a large value as in the technique described in
この実施例においてはその点に鑑み、（車両１が所定以上の負荷で安定して走行する安定走行状態にある限り）ベルト入力トルク（理論トルクＴｉ）が所定の値（後述する所定値１）になるまでＴＭＡを比較的低く止めると共に、ベルト入力トルクがそれを超えて増加したときはＴＭＡを僅かに増加（後述する所定トルク２）し、よってベルト入力トルクが過大となるまで（後述する所定値２）ＴＭＡを低く設定（算出）するようにした。
In this embodiment, in view of this point, the belt input torque (theoretical torque Ti) is a predetermined value (predetermined
尚、上で触れたように、Ｓ１８からＳ２２で算出される所定トルク１，２，３からなる余裕トルクＴ１を「第１余裕トルク」、ベルト入力トルクが比較的低く、クルーズ走行状態にあるときに（後述のＳ３８で）算出される余裕トルクＴ２を「第２余裕トルク」という。 As mentioned above, when the margin torque T1 consisting of the predetermined torques 1, 2, and 3 calculated in S18 to S22 is the “first margin torque”, the belt input torque is relatively low, and the vehicle is in a cruise traveling state. The surplus torque T2 calculated in step S38 (described later) is referred to as “second surplus torque”.
このように、第１余裕トルクＴ１は、理論トルクＴｉが増加するほど増加するように設定された３個の所定トルク（複数個の定数）のうちのいずれかを算出された理論トルクに基づいて選択することで算出される。 Thus, the first margin torque T1 is based on the theoretical torque calculated from any of the three predetermined torques (a plurality of constants) set to increase as the theoretical torque Ti increases. It is calculated by selecting.
次いでＳ２４に進み、加速中ＴＭＡ持ち替え入力回転数しきい値ＮＥＴＭＡ、加速中ＴＭＡ持ち替えトルクＴＱＴＭＡ、加速中ＴＭＡ持ち替えＴＨ開度しきい値ＴＨＴＭＡを算出すると共に、Ｓ２６に進み、クルーズ中ＴＭＡ算出入力回転数しきい値ＮＥＴＱＭ、クルーズ中ＴＭＡ持ち替えトルクＴＱＴＱＭ、クルーズ中ＴＭＡ算出ＴＨ開度しきい値ＴＨＴＱＭを算出する。図５から図７にそれらの特性の例を示す。 Next, in S24, the TMA change input speed threshold value NETMA during acceleration, the TMA change torque TQTMA during acceleration, and the TMA change TH opening threshold value THTMA during acceleration are calculated, and the TMA calculation input rotation during cruise is executed. A numerical threshold value NETQM, a TMA change torque TQTQM during cruise, and a TMA calculation TH opening threshold value THTQM during cruise are calculated. Examples of these characteristics are shown in FIGS.
入力回転数しきい値ＮＥＴＭＡは図５に示す如く、車速が所定車速に達するまで車速の増加に伴って増加すると共に、それに達した後は一定値に設定される。入力回転数は入力軸１２の回転数を意味し、具体的にはエンジン回転数ＮＥを意味する。
As shown in FIG. 5, the input rotational speed threshold value NETMA increases as the vehicle speed increases until the vehicle speed reaches a predetermined vehicle speed, and is set to a constant value after reaching the vehicle speed. The input rotational speed means the rotational speed of the
加速中ＴＭＡ持ち替えＴＨ開度しきい値ＴＨＴＭＡは図６に示す如く、車速の増加に伴って段階的に増加するように設定される。また、クルーズ中ＴＭＡ算出用のＴＨ開度しきい値ＴＨＴＱＭも図７に示される如く、同様の特性に設定される。 As shown in FIG. 6, the TMA change-over TH opening threshold value THTMA during acceleration is set so as to increase stepwise as the vehicle speed increases. Further, the TH opening threshold value THTQM for calculating the TMA during cruise is also set to the same characteristic as shown in FIG.
このように、加速中ＴＭＡ持ち替え用のしきい値とクルーズ中ＴＭＡ算出用のしきい値は、同じ傾向にあるが、加速中ＴＭＡ持ち替え用のしきい値よりクルーズ中ＴＭＡ算出用のしきい値は小さく設定され、加速中ＴＭＡ持ち替え用のしきい値は、車両が一定の加速の走行である安定加速走行状態を判定するためのしきい値として設定し、クルーズ中ＴＭＡ算出用のしきい値は、クルーズ走行をするクルーズ走行状態を判定するためのしきい値として設定される。 In this way, the threshold value for TMA change during acceleration and the threshold value for TMA calculation during cruise tend to be the same, but the threshold value for calculating TMA during cruise is higher than the threshold value for TMA change during acceleration. Is set to a small value, and the threshold value for changing the TMA during acceleration is set as a threshold value for determining a stable acceleration traveling state in which the vehicle is traveling at a constant acceleration. Is set as a threshold value for determining the cruise traveling state in which the cruise travels.
Ｓ２４，Ｓ２６では検出された車速から例えば、図５から図７に示す特性を検索してしきい値が算出される。尚、図５から図７において実線は図４のＴＭＡ低減制御に入るとき、破線はそれから抜けるときの値であり、それぞれのしきい値には、制御ハンチングを防止するためにヒステリシスを持たせることも可能である。 In S24 and S26, for example, the threshold values are calculated by searching the characteristics shown in FIGS. 5 to 7 from the detected vehicle speed. 5 to 7, the solid line is the value when entering the TMA reduction control of FIG. 4 and the broken line is the value when exiting from that, and each threshold value has hysteresis to prevent control hunting. Is also possible.
図２フロー・チャートの説明に戻ると、次いでＳ２８に進み、クランク角センサ６６で検出されたエンジン回転数ＮＥ（入力軸回転数）がＴＭＡ持ち替え入力回転数しきい値ＮＥＴＭＡ未満か否か判断し、肯定されるときはＳ３０に進み、Ｓ１２で求められた理論トルクＴｉがＴＭＡ持ち替えトルクＴＱＴＭＡ未満か否かを判断し、肯定されるときはＳ３２に進み、スロットル開度センサ７２で検出されたスロットル開度ＴＨがＴＭＡ持ち替えＴＨ開度しきい値ＴＨＴＭＡ未満か否か判断する。 Returning to the description of the flow chart in FIG. 2, the process then proceeds to S28, in which it is determined whether the engine speed NE (input shaft speed) detected by the crank angle sensor 66 is less than the TMA change input speed threshold value NETMA. When the result is affirmative, the routine proceeds to S30, where it is determined whether or not the theoretical torque Ti obtained at S12 is less than the TMA transfer torque TQTMA. It is determined whether or not the opening TH is less than the TMA transfer TH opening threshold value THTMA.
Ｓ２８からＳ３２までの処理は車両１が一定の加速の走行である安定加速走行状態にあるか否か判定することに相当し、それらの全てで肯定されるときは安定加速走行状態にあると判定されてＳ３４に進み、検出されたエンジン回転数ＮＥ（入力軸回転数）がＴＭＡ安全率算出入力回転数しきい値ＮＥＴＱＭ未満か否か判断し、肯定されるときはＳ３６に進み、理論トルクＴｉがＴＭＡ安全率算出トルクＴＱＴＱＭ未満か否かを判断し、肯定されるときはＳ３８に進み、検出されたスロットル開度ＴＨがＴＭＡ安全率算出用のＴＨ開度しきい値ＴＨＴＱＭ未満か否か再び判断する。
The processing from S28 to S32 corresponds to determining whether or not the
Ｓ３４からＳ３８までの処理は車両１がクルーズ走行をするクルーズ走行状態を判定することに相当し、それらの全てで肯定されるときはクルーズ走行状態にあると判定され（Ｂ）、図３のＳ４０に進み、タイマ１の値を所定量だけ減算し、Ｓ４２に進み、タイマ１の値が零に達したか否か判断し、肯定されるときはＳ４４に進み、（図２のＳ１２で算出された）理論トルクＴｉに所定の係数Ｋ２を乗じて得た積を第２余裕トルクＴ２として算出し、算出された第２余裕トルクＴ２を予め設定された余裕トルク下限値（最低限必要な余裕トルク）と比較し大きい方を第３余裕トルクＴ３とする。第２余裕トルクは、図３においてベルト入力トルク（理論トルクＴｉ）が比較的低く、１次関数で表わされるトルク増加分を意味する。尚、余裕トルク下限値は、図４において、余裕トルクＴ２の増加が始まる前の下限値を示す。
The processing from S34 to S38 corresponds to determining the cruise traveling state in which the
一方、Ｓ４２で否定されるときは、後述するＳ６０に進み、タイマ２の値が零に達したか否かを判断するが、Ｓ４２で否定されてＳ６０に進む場合、タイマ２は減算されないためＳ６０は否定されてＳ５４に進む。即ち、クルーズ走行状態の確定ができない間は不確定状態であるため第１余裕トルクＴ１を所定トルク１に変更する。
On the other hand, when the result in S42 is negative, the process proceeds to S60 to be described later, and it is determined whether or not the value of the timer 2 has reached zero. However, when the result in S42 is negative and the process proceeds to S60, the timer 2 is not subtracted. Is denied and the process proceeds to S54. That is, the first marginal torque T1 is changed to the
次いでＳ４６に進み、設定された第３余裕トルクＴ３が第１余裕トルクＴ１より小さいか否か判断し、否定されるときはＳ４８に進み、理論トルクＴｉに第１余裕トルクＴ１を加算した値を押圧力基準トルク（保証トルク）Ｔｘとする一方、肯定されるときはＳ５０に進み、理論トルクＴｉに第３余裕トルクＴ３を加算した値を押圧力基準トルクＴｘとする。 Next, the process proceeds to S46, where it is determined whether or not the set third margin torque T3 is smaller than the first margin torque T1, and when the result is negative, the routine proceeds to S48, where a value obtained by adding the first margin torque T1 to the theoretical torque Ti is obtained. On the other hand, if the determination is affirmative, the process proceeds to S50, and the value obtained by adding the third margin torque T3 to the theoretical torque Ti is set as the pressing force reference torque Tx.
即ち、第１余裕トルクＴ１と第３余裕トルクＴ３のうちの小さい方を選択し、選択された余裕トルクと理論トルクＴｉを加算して押圧力基準トルクＴｘ（保証トルク）を算出する。 That is, the smaller one of the first margin torque T1 and the third margin torque T3 is selected, and the pressing force reference torque Tx (guaranteed torque) is calculated by adding the selected margin torque and the theoretical torque Ti.
他方、図２のＳ２８からＳ３２のいずれかで否定されて安定加速走行状態にないと判定されるとき（Ａ）は図３のＳ５２に進み、タイマ１、タイマ２（ダウンカウンタ）に所定値をセットして、Ｓ５４に進み、第１余裕トルクＴ１を前記した所定トルク１に変更する。
On the other hand, when it is determined in S28 to S32 in FIG. 2 that it is determined that the vehicle is not in the stable acceleration traveling state (A), the process proceeds to S52 in FIG. In step S54, the first marginal torque T1 is changed to the
即ち、安定加速走行状態にないと判定されるとき、図２のＳ１４からＳ２２の処理（第１余裕トルク算出手段）によって算出された第１余裕トルクＴ１を複数個の定数の中の最大値（所定トルク１）に変更する。次いでＳ４８に進む。 That is, when it is determined that the vehicle is not in the stable acceleration running state, the first margin torque T1 calculated by the processing from S14 to S22 (first margin torque calculation means) in FIG. The torque is changed to the predetermined torque 1). Next, the process proceeds to S48.
また、図２のＳ３４からＳ３８で否定されるとき（Ｃ）は図３のＳ５６に進み、タイマ１に所定値をセットして、次いでＳ５８に進み、タイマ２の値を所定量だけ減算し、Ｓ６０に進み、タイマ２の値が零に達したか否か判断し、否定されるときはＳ５４に進む。即ち、安定加速走行状態の確定ができない間は不確定状態であるため第１余裕トルクＴ１を所定トルク１に変更する。
When the result in S34 to S38 in FIG. 2 is negative (C), the process proceeds to S56 in FIG. 3, a predetermined value is set in the
一方、Ｓ６０で肯定されるときはＳ４８に進み、理論トルクＴｉに第１余裕トルクＴ１を加算した値を押圧力基準トルク（保証トルク）Ｔｘとする。従って、安定加速走行状態が所定時間継続し、確定した場合に、理論トルクＴｉが大きい領域の余裕トルクを理論トルクＴｉに応じて下げる（より具体的には、理論トルクＴｉに応じて所定トルク１，２，３のいずれかが余裕トルクとして選択される）ため、ベルトリングの寿命を向上させることに寄与することができる。
On the other hand, when the result in S60 is affirmative, the program proceeds to S48, and a value obtained by adding the first margin torque T1 to the theoretical torque Ti is set as the pressing force reference torque (guaranteed torque) Tx. Accordingly, when the stable acceleration running state continues for a predetermined time and is determined, the marginal torque in the region where the theoretical torque Ti is large is reduced according to the theoretical torque Ti (more specifically, the
次いでＳ６２に進み、算出された押圧力基準トルクＴｘ（保証トルク）に基づいて油圧供給機構６２の制御弁６２ｄを制御し、ドライブプーリ２０とドリブンプーリ２４のプーリ圧（プーリ幅）を制御する。
Next, in S62, the
図８はこの実施例の効果を示すシミュレーションデータ図である。 FIG. 8 is a simulation data diagram showing the effect of this embodiment.
特許文献１記載の技術のように余裕分を一律に大きな値に設定した場合を従来技術とすると、本願の実施例にあっては上記の如く構成したので、シミュレーションで確認したところ、リング寿命を６％程度延長することができた。これによって、ベルト３０の寿命を向上させることができる。
Assuming that the prior art is a case where the margin is uniformly set to a large value as in the technique described in
上記した如く、この実施例にあっては、車両１に搭載される駆動源ＰＭに接続されると共に、第１油圧アクチュエータ（ドライブプーリ幅設定機構２２のシリンダ室２２ｂ）に作動油を供給されるとき軸方向に移動自在なドライブプーリ２０と、駆動輪ＷＬ，ＷＲに接続されると共に、第２油圧アクチュエータ（ドリブンプーリ幅設定機構２６のシリンダ室２６ｂ）に作動油を供給されるとき軸方向に移動自在なドリブンプーリ２２と、前記ドライブプーリとドリブンプーリの間に掛け回される動力伝達要素（ベルト）３０とを備え、前記第１、第２油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御することで変速比を無段階に変更可能な無段変速機（ＣＶＴ）１０の制御装置（シフトコントローラ９４）において、前記無段変速機１０に入力される理論トルクＴｉを算出する理論トルク算出手段（Ｓ１２）と、前記理論トルクが増加するほど増加するように設定された複数個の定数（所定トルク１，２，３）のうちのいずれかを前記算出された理論トルクに基づいて選択することで第１余裕トルク（余裕トルクＴ１）を算出する第１余裕トルク算出手段（Ｓ１４からＳ２２）と、少なくとも前記車両１の走行速度（速度Ｖ）と前記駆動源の負荷（スロットル開度ＴＨ）とに基づき、前記車両が一定加速中で走行する安定加速走行状態にあるか否か判定する安定加速走行状態判定手段（Ｓ２８からＳ３２）と、前記安定加速走行状態にあると判定されるとき、前記第１余裕トルクと理論トルクを加算して保証トルク（押圧力基準トルク）Ｔｘを算出する保証トルク算出手段（Ｓ４６からＳ５０）と、前記算出された保証トルクに基づいて前記第１、第２油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御（プーリ圧を制御）する作動油供給制御手段（Ｓ６２）とを備える如く構成したので、車両１が安定走行状態にあると判定されるときは、理論トルクＴｉの大きさに応じて算出される値を第１余裕トルクＴ１とすることで、ベルト（動力伝達要素）３０の滑りを防止できると共に、増加分（余裕分）が不要に増加することがないので、動力伝達要素とプーリの摩耗も防止できると共に、ベルト３０のベルトリング寿命を向上させることができる。またプーリの小型・軽量化も図ることができる。
As described above, in this embodiment, the hydraulic oil is connected to the drive source PM mounted on the
また、前記算出された理論トルクに所定の係数（Ｋ２）を乗じて得た積を第２余裕トルク（Ｔ２）として算出する第２余裕トルク算出手段（Ｓ４４）と、少なくとも前記車両１の走行速度（速度Ｖ）と前記駆動源の負荷（スロットル開度ＴＨ）とに基づき、前記車両がクルーズ走行をするクルーズ走行状態にあるか否か判定するクルーズ走行状態判定手段（Ｓ３４からＳ３８）と、前記クルーズ走行状態にあると判定されるとき、予め設定された余裕トルク下限値（所定トルク４）と前記第２余裕トルクＴ２のうち大きい方を第３の余裕トルク（余裕トルクＴ３）として設定（Ｓ４４）し、前記第１余裕トルクＴ１と第３余裕トルクＴ３のうちの小さい方を選択する余裕トルク選択手段（Ｓ４６）とを備え、前記保証トルク算出手段は、前記選択された余裕トルクと理論トルクを加算して保証トルクを算出する如く構成したので、クルーズ走行状態にあると判定されるときは、予め設定された余裕トルク下限値と第２余裕トルクのうち大きい方を第３の余裕トルクとして設定し、第１余裕トルクと第３余裕トルクのうちのうちの小さい方を選択し、選択された余裕トルクと理論トルクを加算して得た保証トルクに基づいて第１、第２油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御することで、動力伝達要素の滑りを確実に防止できると共に、より小さい余裕トルクとすることが可能なので、燃費を向上させることができる。
A second margin torque calculating means (S44) for calculating a product obtained by multiplying the calculated theoretical torque by a predetermined coefficient (K2) as a second margin torque (T2); and at least the traveling speed of the
また、前記保証トルク算出手段は、前記安定加速走行状態および前記クルーズ走行状態のいずれにもないと判定されるとき、前記複数個の定数のうちの最大値（所定トルク１）を選択して算出された前記第１余裕トルクＴ１（Ｓ５４）と前記理論トルクＴｉとを加算して保証トルクを算出する（Ｓ４８）如く構成したので、上記した効果に加え、入力トルクが不安定な場合などであっても、ベルト（動力伝達要素）３０の滑りを確実に防止することができる。 Further, the guaranteed torque calculation means selects and calculates the maximum value (predetermined torque 1) among the plurality of constants when it is determined that neither the stable acceleration traveling state nor the cruise traveling state exists. Since the guaranteed torque is calculated by adding the first margin torque T1 (S54) and the theoretical torque Ti (S48), in addition to the above effects, the input torque is unstable. However, the slippage of the belt (power transmission element) 30 can be reliably prevented.
尚、上記において駆動源ＰＭがエンジンＥと電動機ＭＯＴからなる構成を示したが、この発明はそれに限られるものではなく、駆動源ＰＭはエンジンＥのみであっても良く、あるいは電動機のみであっても良い。 In the above description, the drive source PM is composed of the engine E and the motor MOT. However, the present invention is not limited to this, and the drive source PM may be only the engine E or only the motor. Also good.
また、ＣＶＴ１０の動力伝達要素としてベルト３０を用いたが、チェーンであっても良い。
Further, although the
さらに、ＣＶＴ１０の構造も図示のものに限られるものではない。例えば発進クラッチ５２を除去しても良い。
Further, the structure of the
１ 車両、１０ ＣＶＴ（無段変速機）、１２ 入力軸、１４ 出力軸、１６ 中間軸、２０ ドライブプーリ、２２ ドライブプーリ幅設定機構、２２ｂ シリンダ室、２４ ドリブンプーリ、２６ ドリブンプーリ幅設定機構、２６ｂ シリンダ室、３０ ベルト、４４ ＦＷＤクラッチ、４４ｂ シリンダ室、４６ ＲＶＳブレーキクラッチ、５２ 発進クラッチ、５２ｂ シリンダ室、６２ 油圧供給機構、６２ｄ 制御弁、６４ ＤＢＷ機構、６６ クランク角センサ、７０ 絶対圧センサ、７２ 吸気温センサ、７６ エンジンコントローラ、８０ ＮＤＲセンサ、８２ ＮＤＮセンサ、８４ 車速センサ、９２ アクセル開度センサ、９４ シフトコントローラ、ＰＭ 駆動源、Ｅ 内燃機関（エンジン）、ＭＯＴ 電動機、ＷＬ，ＷＲ 駆動輪 1 vehicle, 10 CVT (continuously variable transmission), 12 input shaft, 14 output shaft, 16 intermediate shaft, 20 drive pulley, 22 drive pulley width setting mechanism, 22b cylinder chamber, 24 driven pulley, 26 driven pulley width setting mechanism, 26b Cylinder chamber, 30 belt, 44 FWD clutch, 44b Cylinder chamber, 46 RVS brake clutch, 52 Start clutch, 52b Cylinder chamber, 62 Hydraulic supply mechanism, 62d Control valve, 64 DBW mechanism, 66 Crank angle sensor, 70 Absolute pressure sensor , 72 Intake air temperature sensor, 76 Engine controller, 80 NDR sensor, 82 NDN sensor, 84 Vehicle speed sensor, 92 Accelerator opening sensor, 94 Shift controller, PM drive source, E Internal combustion engine (engine), MOT motor, WL, WR drive ring
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