JP5734122B2 - Clamping pressure control device for continuously variable transmission - Google Patents
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Description
本発明は、入力軸に設けた入力軸要素と出力軸に設けた出力軸要素との間で動力伝達要素を介して動力伝達を行う無段変速機において、動力伝達要素のスリップを防止しながら動力伝達効率の向上を図るために、入力軸要素または出力軸要素の一方の挟圧を制御する挟圧制御装置に関する。 The present invention provides a continuously variable transmission that transmits power via a power transmission element between an input shaft element provided on an input shaft and an output shaft element provided on an output shaft, while preventing slippage of the power transmission element. The present invention relates to a pinching control device that controls the pinching pressure of one of an input shaft element and an output shaft element in order to improve power transmission efficiency.
入力軸に設けたドライブプーリと出力軸に設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛け、両プーリの溝幅を変速用油圧で変化させて変速を行うベルト式無段変速機において、入力軸の変動成分と出力軸の変動成分との間に無端ベルトのスリップに起因する振幅差や位相差が発生することに着目して滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφというパラメータを導入し、これらのパラメータに基づいてプーリに加えるプーリ側圧を制御することで動力伝達効率の向上を図るものが、下記特許文献１により公知である。
In a belt-type continuously variable transmission in which an endless belt is wound around a drive pulley provided on an input shaft and a driven pulley provided on an output shaft, and the groove width of both pulleys is changed by a transmission hydraulic pressure. Focusing on the fact that an amplitude difference and a phase difference due to the slip of the endless belt are generated between the fluctuation component and the fluctuation component of the output shaft, parameters such as a slip identifier IDslip and a phase delay Δφ are introduced and based on these parameters.
ところで、ベルト式無段変速機の動力伝達効率は後述するトルク比Ｔｒというパラメータに密接に関連するが、上記従来のものは滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφをパラメータとしてトルク比Ｔｒを間接的に制御するため、トルク比Ｔｒを所望の値に応答性良く制御することが困難であり、ベルト式無段変速機の動力伝達効率を充分に高めることができなかった。 By the way, the power transmission efficiency of the belt-type continuously variable transmission is closely related to a parameter called torque ratio Tr, which will be described later, but the above-mentioned conventional one indirectly controls the torque ratio Tr using the slip identifier IDslip or the phase delay Δφ as a parameter. Therefore, it is difficult to control the torque ratio Tr to a desired value with good responsiveness, and the power transmission efficiency of the belt type continuously variable transmission cannot be sufficiently increased.
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機の動力伝達要素のスリップを防止しながら動力伝達効率の向上を図ることを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to improve power transmission efficiency while preventing slippage of a power transmission element of a continuously variable transmission.
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源の駆動力が入力される入力軸と、前記入力軸に設けられた入力軸要素と、前記駆動源の駆動力が変速して出力される出力軸と、前記出力軸に設けられた出力軸要素と、前記入出力軸要素にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸から前記出力軸に駆動力を伝達する動力伝達要素と、前記入力軸が有する任意の変動成分の前記出力軸への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を推定するトルク比推定手段と、前記入出力軸要素のうちの何れか一方の軸要素の挟圧を制御する挟圧制御手段とを備える無段変速機の挟圧制御装置であって、前記トルク比推定手段は、前記入力軸および前記出力軸の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子と、前記入力軸および前記出力軸の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの少なくとも一方から前記トルク比を推定し、前記挟圧制御手段は、前記何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、前記推定したトルク比と運転者のアクセル操作あるいは前記無段変速機の動力伝達状態により変化する目標トルク比との偏差に基づく補正係数により前記必要軸推力を補正し、前記補正した必要軸推力に基づいて前記何れか一方の軸要素の挟圧を制御することを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。 To achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, an input shaft to which a driving force of a driving source is input, an input shaft element provided on the input shaft, and driving of the driving source. An output shaft from which a force is shifted and output; an output shaft element provided on the output shaft; and a driving force from the input shaft to the output shaft by contact with the input / output shaft element and friction of the contact portion. Torque ratio estimation means for estimating a torque ratio that is a ratio of an actual transmission torque to a maximum torque that can be transmitted based on a transmission characteristic of a power transmission element to be transmitted and a transmission characteristic of an arbitrary fluctuation component of the input shaft to the output shaft And a clamping pressure control unit for controlling clamping pressure of any one of the input / output shaft elements, a clamping pressure control device for a continuously variable transmission, wherein the torque ratio estimation unit includes: Amplitude of fluctuation component of input shaft and output shaft The torque ratio is estimated from at least one of a slip identifier that is indexed and a phase delay that is indexed by a phase difference between fluctuation components of the input shaft and the output shaft. The required axial thrust of the shaft element is obtained, and the required axial thrust is calculated by a correction coefficient based on a deviation between the estimated torque ratio and a target torque ratio that changes depending on a driver's accelerator operation or a power transmission state of the continuously variable transmission. A clamping pressure control device for a continuously variable transmission is proposed in which the clamping pressure of any one of the shaft elements is controlled based on the corrected required axial thrust.
また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記駆動源の負荷トルクを推定する負荷トルク推定手段を備え、前記挟圧制御手段は、前記負荷トルクと、前記何れか一方の軸要素および前記動力伝達要素間の摩擦係数とに基づいて前記必要軸推力を求めることを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。
According to the invention described in
また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記駆動源および前記無段変速機を搭載した移動体がクルーズ走行しているか否かを判定するクルーズ判定手段と、前記移動体が前記クルーズ状態にあるときに前記補正係数を学習する学習処理手段とを備えることを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置が提案される。
According to the invention described in claim 3, in addition to the configuration of
尚、実施の形態のドライブプーリ１３は本発明の入力軸要素に対応し、実施の形態のドリブンプーリ１４は本発明の出力軸要素に対応し、実施の形態の無端ベルト１５は本発明の動力伝達要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の側圧制御手段Ｍ２は本発明の挟圧制御手段に対応し、実施の形態のプーリ側圧は本発明の挟圧に対応する。
The
請求項１の構成によれば、無段変速機の伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を、入力軸が有する任意の変動成分が動力伝達要素を介して出力軸に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸および出力軸の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子と、入力軸および出力軸の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの少なくとも一方を用いるので、無段変速機の動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比を精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子あるいは位相遅れからトルク比を推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。更に、目標とするトルク比を直接指定して的確な制御を行うことができるだけでなく、挟圧の応答性が変動成分の周波数によって変化するのを防止することができる。 According to the first aspect of the present invention, the torque ratio, which is the ratio of the actual transmission torque to the maximum torque that can be transmitted by the continuously variable transmission, is set so that any fluctuation component of the input shaft is applied to the output shaft via the power transmission element. When estimating based on the transmission characteristics to be transmitted, a slip identifier that indexes the amplitude ratio of the fluctuation component of the input shaft and the output shaft, and a phase delay that indexes the phase difference of the fluctuation component of the input shaft and the output shaft Therefore, it is possible to accurately estimate a torque ratio that is very closely related to the power transmission efficiency of the continuously variable transmission and improve the power transmission efficiency. In addition, since the torque ratio is estimated from the slip identifier or the phase delay, the number of sensors necessary for estimating the torque ratio can be minimized and the cost can be reduced. Furthermore, not only can the target torque ratio be directly specified for accurate control, but also the responsiveness of the clamping pressure can be prevented from changing depending on the frequency of the fluctuation component.
また挟圧制御手段は、動力伝達要素のスリップを防止するための入出力軸要素のうちの何れか一方の軸要素の必要軸推力を求め、推定したトルク比と運転者のアクセル操作あるいは前記無段変速機の動力伝達状態により変化する目標トルク比との偏差に基づく補正係数により必要軸推力を補正し、補正した必要軸推力に基づいて前記何れか一方の軸要素の挟圧を制御するので、無段変速機の定常運転時には、トルク比のフィードバックにより必要軸推力の推定値の誤差が吸収されて挟圧の制御精度が向上するだけでなく、無段変速機の伝達トルクの変化時のように挟圧を瞬時に応答させる必要が生じた場合には、フィードフォワード制御により必要軸推力が瞬時に応答することで動力伝達要素のスリップを防止することができ、制御精度および制御応答性の両立が可能になる。 The pinching control means obtains a required axial thrust force of any one of the input / output shaft elements for preventing the power transmission element from slipping, and determines the estimated torque ratio and the driver's accelerator operation or Because the required shaft thrust is corrected by a correction coefficient based on the deviation from the target torque ratio that changes depending on the power transmission state of the step transmission, and the clamping pressure of any one of the shaft elements is controlled based on the corrected required shaft thrust During steady-state operation of the continuously variable transmission, the error in the estimated value of the required shaft thrust is absorbed by the feedback of the torque ratio, and not only the control accuracy of the clamping pressure is improved, but also when the transmission torque of the continuously variable transmission changes Thus, when it becomes necessary to respond to the pinching pressure instantaneously, the required axial thrust responds instantaneously by feedforward control, so that slippage of the power transmission element can be prevented. Both of the control response becomes possible.
また請求項２の構成によれば、挟圧制御手段は駆動源の負荷トルクと、何れか一方の軸要素および動力伝達要素間の摩擦係数とに基づいて必要軸推力を求めるので、必要軸推力を簡単に精度良く求めることができる。 According to the second aspect of the present invention, the pinching control means obtains the required shaft thrust based on the load torque of the drive source and the coefficient of friction between any one of the shaft elements and the power transmission element. Can be obtained easily and accurately.
また請求項３の構成によれば、クルーズ判定手段は駆動源および無段変速機を搭載した移動体がクルーズ走行しているか否かを判定し、学習処理手段は移動体がクルーズ状態にあるときに補正係数を学習するので、何らかの理由で一時的に補正係数が算出不能になった場合でも経年変化が生じない短時間であれば挟圧制御を精度良く継続することができるだけでなく、学習を行わない場合に比べて目標トルク比への収束性を高めることができる。 According to the third aspect of the present invention, the cruise determination means determines whether or not the mobile body equipped with the drive source and the continuously variable transmission is traveling on a cruise, and the learning processing means is when the mobile body is in the cruise state. Therefore, if the correction coefficient cannot be calculated temporarily for any reason, it is possible not only to continue the pinching control accurately but for a short period of time that does not change over time. Convergence to the target torque ratio can be improved compared to the case where it is not performed.
以下、図１〜図１８に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。 Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
図１に示すように、自動車に搭載されるベルト式無段変速機ＴＭは、エンジンＥに接続された入力軸１１と、入力軸１１と平行に配置された出力軸１２と、入力軸１１に設けられたドライブプーリ１３と、出力軸１２に設けられたドリブンプーリ１４と、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４に巻き掛けられた金属製の無端ベルト１５とを備える。ドライブプーリ１３は固定側プーリ半体１３ａと可動側プーリ半体１３ｂとで構成され、可動側プーリ半体１３ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１３ａに接近する方向に付勢される。同様に、ドリブンプーリ１４は固定側プーリ半体１４ａと可動側プーリ半体１４ｂとで構成され、可動側プーリ半体１４ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１４ａに接近する方向に付勢される。従って、ドライブプーリ１３の可動側プーリ半体１３ｂおよびドリブンプーリ１４の可動側プーリ半体１４ｂに作用させるプーリ側圧を制御し、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の一方の溝幅を増加させて他方の溝幅を減少させることで、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を任意に変更することができる。
As shown in FIG. 1, a belt type continuously variable transmission TM mounted on an automobile includes an
ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御する電子制御ユニットＵには、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸１１の回転数と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸１２の回転数と、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジンＥの回転数とに加えて、アクセル開度信号、車速信号等が入力される。電子制御ユニットＵは、アクセル開度信号および車速信号に基づいてベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を変化させる通常の変速比制御以外に、後述するトルク比Ｔｒを推定し、このトルク比Ｔｒを用いてベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高めるべくプーリ側圧を変化させる制御を行う。
The electronic control unit U that controls the gear ratio of the belt type continuously variable transmission TM includes the rotational speed of the
図２に示すように、ベルト式無段変速機ＴＭの入力トルクをＴDRとし、出力トルクをＴDNとし、最大伝達入力トルク、即ちドライブプーリ１３および無端ベルト１５間にスリップが発生する瞬間の入力トルクＴDRをＴｍａｘDRとし、最大伝達出力トルク、即ちドリブンプーリ１４および無端ベルト１５間にスリップが発生する瞬間の出力トルクＴDNをＴｍａｘDNとし、動力伝達効率をη、変速比をｉとすると、ベルト式無段変速機ＴＭの最大伝達トルクＴｍａｘは，ＴｍａｘDRあるいはＴｍａｘDN／ηｉの何れか小さい方となり、ＴDR＞Ｔｍａｘのときに、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の何れか一方がスリップする。
As shown in FIG. 2, the input torque of the belt type continuously variable transmission TM is TDR , the output torque is TDN , the maximum transmission input torque, that is, the moment when slip occurs between the
図３のフローチャートに示すように、例えば、ステップＳ１でＴｍａｘDR＞ＴｍａｘDN／ηｉの場合には、出力トルクＴDN＞最大伝達出力トルクＴｍａｘDNになった瞬間にドリブンプーリ１４にスリップが発生するため、ステップＳ２でベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御するためにドライブプーリ１３の側圧を制御し（変速制御）、ドリブンプーリ１４のスリップを防止するためにドリブンプーリ１４の側圧を制御する（側圧制御）．
逆に、前記ステップＳ１でＴｍａｘDR≦ＴｍａｘDN／ηｉの場合には、入力トルクＴDR＞最大伝達入力トルクＴｍａｘDRになった瞬間にドライブプーリ１３にスリップが発生するため、ステップＳ３でベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御するためにドリブンプーリ１４の側圧を変更し（変速制御）、ドライブプーリ１３のスリップを防止するためにドライブプーリ１３の側圧を制御する（側圧制御）。
As shown in the flowchart of FIG. 3, for example, when Tmax DR > Tmax DN / ηi in step S1, slip occurs in the driven
On the contrary, if Tmax DR ≦ Tmax DN / ηi in step S1, slip occurs in the
本願発明は、上述したドライブプーリ１３および無端ベルト１５間、あるいはドリブンプーリ１４および無端ベルト１５間のスリップを防止するための側圧制御に関するものである。
The present invention relates to a side pressure control for preventing the slip between the
ところで、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高める手段の一つとして、プーリに加えるプーリ側圧を低下させることが知られている。図４は、プーリ側圧に対する動力伝達効率および摩擦損失の関係を示すもので、プーリ側圧の減少に伴って、プーリおよび無端ベルト間のスリップが小さいミクロスリップ領域から、遷移領域を経て、プーリおよび無端ベルト間のスリップが大きいマクロスリップ領域に移行する。ミクロスリップ領域ではプーリ側圧の減少に応じて動力伝達効率が次第に向上するが、遷移領域で動力伝達効率が低下し始め、マクロスリップ領域で動力伝達効率が急激に低下する。 By the way, as one means for increasing the power transmission efficiency of the belt type continuously variable transmission TM, it is known to reduce the pulley side pressure applied to the pulley. FIG. 4 shows the relationship between the power transmission efficiency and the friction loss with respect to the pulley side pressure. As the pulley side pressure decreases, the slip between the pulley and the endless belt decreases from the micro slip region to the transition region and then the pulley and the endless belt. Transition to a macro slip region where slip between belts is large. In the micro slip region, the power transmission efficiency gradually increases as the pulley side pressure decreases. However, the power transmission efficiency starts to decrease in the transition region, and the power transmission efficiency rapidly decreases in the macro slip region.
その理由は、無端ベルトの金属エレメントの半径方向滑りと金属リングの滑りに起因する摩擦損失の和は、プーリ側圧の減少に伴ってミクロスリップ領域からマクロスリップ領域まで一定の比較的に大きい減少率Ａで減少するが、金属エレメントの接線方向滑りに起因する摩擦損失は、ミクロスリップ領域から遷移領域にかけて略一定の比較的に小さい増加率Ｂ（Ａ＞Ｂ）で増加し、マクロスリップ領域で急激に増加するためと考えられる。 The reason is that the sum of the friction loss due to the radial slip of the metal element of the endless belt and the slip of the metal ring is a constant and relatively large reduction rate from the micro slip region to the macro slip region as the pulley side pressure decreases. The friction loss due to the tangential slip of the metal element increases at a relatively small increase rate B (A> B) from the micro-slip region to the transition region, but decreases sharply in the macro-slip region. This is thought to increase.
最大の動力伝達効率を得るには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に制御することが望ましいが、プーリ側圧を過剰に減少させてしまうと、ミクロスリップ領域から遷移領域を通り越してマクロスリップ領域に入ってしまい、プーリに対して無端ベルトが大きくスリップして損傷する可能がある。従って、ベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保しながら動力伝達効率を高めるには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に精度良く制御することが必要となる。 In order to obtain the maximum power transmission efficiency, it is desirable to control the pulley side pressure to the micro slip region immediately before the transition region, but if the pulley side pressure is excessively reduced, the macro slip from the micro slip region to the transition region The endless belt may slip into the slip region, and the endless belt may slip and be damaged. Therefore, in order to increase the power transmission efficiency while ensuring the durability of the belt type continuously variable transmission TM, it is necessary to accurately control the pulley side pressure to the micro slip region immediately before the transition region.
そのために、本発明ではトルク比Ｔｒというパラメータを導入している。トルク比Ｔｒは、
Ｔｒ＝Ｔ／Ｔｍａｘ …（１）
で定義されるもので、Ｔはベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルク（極端なスリップが発生している場合を除き、入力トルクＴDRに一致する）であり、Ｔｍａｘはベルト式無段変速機ＴＭが現在の軸推力（つまり、プーリ側圧×プーリピストンの受圧面積）でスリップせずに伝達可能な最大トルクである。トルク比Ｔｒ＝０は動力伝達が行われていない状態に対応し、トルク比Ｔｒ＝１は現在伝達しているトルクが飽和した状態に対応し、トルク比Ｔｒ＞１はマクロスリップが発生してしまったか、それに遷移している状態に対応する。
Therefore, in the present invention, a parameter called torque ratio Tr is introduced. Torque ratio Tr is
Tr = T / Tmax (1)
Where T is the torque that the belt type continuously variable transmission TM is currently transmitting (matches the input torque TDR unless an extreme slip occurs), and Tmax is the belt. This is the maximum torque that the continuously variable transmission TM can transmit without slipping with the current axial thrust (that is, pulley side pressure x pulley piston pressure receiving area). Torque ratio Tr = 0 corresponds to a state in which no power transmission is performed, torque ratio Tr = 1 corresponds to a state in which the torque currently being transmitted is saturated, and torque ratio Tr> 1 indicates that a macro slip has occurred. Corresponds to the state that has been or has transitioned.
図５に示すように、変速比がＯＤの状態および変速比がＭＩＤの状態では、トルク比Ｔｒが１．０で最大の動力伝達効率が得られる。また変速比がＬＯＷの状態では、最大の動力伝達効率が得られるトルク比Ｔｒは０．９に低下するが、トルク比Ｔｒが１．０でも依然として高い動力伝達効率が得られることが分かる。つまり、トルク比Ｔｒというパラメータは動力伝達効率と極めて高い相関関係があり、このトルク比Ｔｒが１．０に近い値になるようにベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を制御することで動力伝達効率を高めることができ、しかもマクロスリップの発生を防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保することができる。 As shown in FIG. 5, when the speed ratio is OD and the speed ratio is MID, the maximum power transmission efficiency is obtained when the torque ratio Tr is 1.0. In addition, in the state where the gear ratio is LOW, the torque ratio Tr at which the maximum power transmission efficiency can be obtained decreases to 0.9, but it can be seen that a high power transmission efficiency can still be obtained even if the torque ratio Tr is 1.0. That is, the parameter of the torque ratio Tr has a very high correlation with the power transmission efficiency, and the power is controlled by controlling the pulley side pressure of the belt type continuously variable transmission TM so that the torque ratio Tr becomes a value close to 1.0. The transmission efficiency can be increased, and the occurrence of macro slip can be prevented to ensure the durability of the belt type continuously variable transmission TM.
トルク比Ｔｒを算出する際に必要な最大伝達可能トルクＴｍａｘは、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合、即ちドライブプーリ１３がスリップする場合には、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ｃｏｓα …（２）
で与えられ、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合、即ちドリブンプーリ１４がスリップする場合には、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ηｉｃｏｓα …（３）
で与えられる。ここで、μは側圧制御される側のプーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、Ｑは側圧制御される側のプーリ１３，１４の軸推力、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは変速比である。
The maximum transmittable torque Tmax required when calculating the torque ratio Tr is set when the
Tmax = 2 μRQ / cos α (2)
When the driven
Tmax = 2 μRQ / ηicos α (3)
Given in. Here, μ is a coefficient of friction between the
このように、トルク比Ｔｒを算出するには最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出する必要があり、最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出するには、プーリ１３，１４および無端ベルト１５間の摩擦係数μ、プーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径Ｒおよびプーリ１３，１４の軸推力Ｑを検出する必要があるため、多くのセンサが必要になる。これらのセンサを実際の車両に搭載することは、コストの観点から実現することが困難である。
Thus, in order to calculate the torque ratio Tr, it is necessary to calculate the maximum transmittable torque Tmax. To calculate the maximum transmittable torque Tmax, the friction coefficient μ between the
本実施の形態は、トルク比Ｔｒを、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ0 （変動成分の周波数ｆ0 ）とから、あるいは位相遅れΔφと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ0 （変動成分の周波数ｆ0 ）とから推定するものである。入力軸１１の回転数変動はエンジンＥの回転数変動と同期することから、入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ0 はエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から算出可能であり、また後述するように、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφは入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数の変動と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数の変動とから算出可能であるため、トルク比Ｔｒを最小限の数のセンサで精度良く推定することができる。
This embodiment, the torque ratio Tr, since the slip identifier IDslip the frequency f 0 of the rotational speed fluctuation of the input shaft 11 (the frequency f 0 of the variation component), or the phase delay Δφ and the rotational speed fluctuation of the
次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφについて説明する。図６に示すように、トルク比Ｔｒが増加するのに伴い、ミクロスリップ領域ではベルトのスリップ量は僅かずつ増加し、マクロスリップ領域に入るとベルトのスリップ量は急激に増加する。入力軸１１に無端ベルト１５を介して接続された出力軸１２には、入力軸１１の回転数変動が無端ベルト１５を介して伝達されるため、出力軸１２にも同じ周波数の回転数変動が発生する。ベルトおよびプーリ間に全くスリップが存在しないとき、入力軸回転数の変動は減衰することなく出力軸に伝達されるが、トルク比Ｔｒの増加に伴ってスリップ量が増加すると、入力軸回転数の変動波形の振幅に対して出力軸回転数の変動波形の振幅が小さくなり、かつ入力軸回転数の変動波形の位相に対して出力軸回転数の変動波形の位相が遅れることになる。
Next, the slip identifier IDslip and the phase delay Δφ will be described. As shown in FIG. 6, as the torque ratio Tr increases, the slip amount of the belt gradually increases in the micro slip region, and the slip amount of the belt increases rapidly when entering the macro slip region. Since the rotational speed fluctuation of the
図６および図７において、実線で示す入力軸回転数の変動波形に対して鎖線で示す出力軸回転数の変動波形は、トルク比Ｔｒの増加に伴って振幅が次第に減少するとともに位相が次第に遅れていることが分かる。入力軸回転数の振動波形は、
Ｎｉｎ＝Ａｃｏｓ（ωｔ＋φｉｎ） …（４）
で与えられ、出力軸回転数の振動波形は、
Ｎｏｕｔ＝Ｂｃｏｓ（ωｔ＋φｏｕｔ） …（５）
で与えられる。
In FIGS. 6 and 7, the fluctuation waveform of the output shaft speed indicated by the chain line with respect to the fluctuation waveform of the input shaft speed indicated by the solid line gradually decreases as the torque ratio Tr increases and the phase gradually delays. I understand that The vibration waveform of the input shaft speed is
Nin = Acos (ωt + φin) (4)
The vibration waveform of the output shaft speed is given by
Nout = Bcos (ωt + φout) (5)
Given in.
つまり、入力軸回転数の振動波形に対して出力軸回転数の振動波形は、振幅がＡからＢに減少し、位相がφｉｎ−φｏｕｔだけ遅れることになる。 That is, with respect to the vibration waveform of the input shaft rotation speed, the amplitude of the vibration waveform of the output shaft rotation speed decreases from A to B, and the phase is delayed by φin−φout.
次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの算出の手法を説明する。 Next, a method for calculating the slip identifier IDslip will be described.
先ず、入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ0 を、エンジンＥの気筒数ｎと、エンジン回転数の直流成分Ｎｅとを用いて、次式により算出する。エンジン回転数の直流成分Ｎｅは、通常のエンジンＥに必ず備えられているエンジン回転数センサＳｃにより検出可能である。
First, the fluctuation frequency f 0 of the rotational speed of the
滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、変動周波数ｆ0 における入力軸１１と出力軸１２との間の振幅比Ｍを、ベルト式無段変速機ＴＭの幾何学的な応答、即ち滑りや励振の影響を受けない場合の振幅比Ｍｇにより標準化したものであり、次式により定義される。
In the slip identifier IDslip, the amplitude ratio M between the
入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ0 の関数である振幅比Ｍは次式で定義されるもので、変動周波数ｆ0 はエンジン回転数センサＳｃが出力するエンジン回転数から算出可能であり、Ｓｉｎ（ｆ0 ）は入力軸回転数の変動波形のパワスペクトルであって入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、またＳｏｕｔ（ｆ0 ）は出力軸転数の変動波形のパワスペクトルであって出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。
The amplitude ratio M as a function of the fluctuation frequency f 0 of the rotational speed of the
また幾何学条件における振幅比Ｍｇは、ベルト式無段変速機ＴＭで生じる滑りが小さい場合には、近似的に出力信号と入力信号との直流成分の比として表され、次式で定義される。 Further, the amplitude ratio Mg in the geometric condition is approximately expressed as a ratio of a direct current component between the output signal and the input signal when the slip generated in the belt type continuously variable transmission TM is small, and is defined by the following equation: .
幾何学条件における振幅比Ｍｇは、入力軸１１および出力軸１２の変動成分として用いる物理量に依存する。本実施の形態では前記変動成分として回転数変動を用いているため、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比をｉとしたときに、Ｍｇ＝１／ｉで与えられる。入力軸１１および出力軸１２の変動成分として、トルク変動を用いた場合には、Ｍｇ＝ｉで与えられる。ベルト式無段変速機ＴＭの変速比ｉは、入力軸回転数センサＳａの出力と出力軸回転数センサＳｂの出力とから算出可能である。
The amplitude ratio Mg in the geometric condition depends on the physical quantity used as the fluctuation component of the
以上のことから、（７）式を書き換えると次式のようになり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、ベルト式無段変速機ＴＭに既存の入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力と、エンジンＥに既存のエンジン回転数センサＳｃの出力とから算出することができる。 From the above, when equation (7) is rewritten, the following equation is obtained, and the slip identifier IDslip is obtained from the outputs of the existing input shaft rotational speed sensor Sa and output shaft rotational speed sensor Sb in the belt type continuously variable transmission TM. The engine E can be calculated from the output of the engine speed sensor Sc existing in the engine E.
また位相遅れΔφは次式で定義されるもので、入力軸回転数の変動波形の位相φｉｎは入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、出力軸回転数の変動波形の位相φｏｕｔは出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。 The phase delay Δφ is defined by the following equation, and the phase φin of the fluctuation waveform of the input shaft rotational speed can be calculated from the output of the input shaft rotational speed sensor Sa, and the phase φout of the fluctuation waveform of the output shaft rotational speed is It can be calculated from the output of the output shaft speed sensor Sb.
図８は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ0 （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ0 と滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ0 の値がａであり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｂであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。 FIG. 8 is a map in which the horizontal axis represents the frequency f 0 (or engine speed Ne) of the fluctuation component of the input shaft rotational speed and the vertical axis represents the slip identifier IDslip, and the torque ratio Tr is set to 0.7, 0. .8, 0.9, 1.0 changes the characteristic line of the corresponding slip identifier IDslip. When this map determines the frequency f 0 of the fluctuation component of the belt type continuously variable transmission TM and the slip identifier IDslip at that time, the torque ratio Tr at that time can be estimated from these values. For example, when the value of the frequency f 0 of the fluctuation component is a and the value of the slip identifier IDslip is b, the torque ratio Tr is 0.9 of the line indicated by the alternate long and short dash line.
図９は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ0 （あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に位相遅れΔφをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する位相遅れΔφの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ0 と位相遅れΔφとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ0 の値がｃであり、位相遅れΔφの値がｄであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。 FIG. 9 is a map in which the horizontal axis represents the frequency f 0 (or engine speed Ne) of the fluctuation component of the input shaft rotational speed and the vertical axis represents the phase delay Δφ, and the torque ratio Tr is 0.7, 0. .8, 0.9, 1.0, the characteristic line of the corresponding phase delay Δφ changes. If the map determines the frequency f 0 and the phase delay Δφ of the fluctuation component of the belt type continuously variable transmission TM at that time, the torque ratio Tr at that time can be estimated from these values. For example, when the value of the frequency f 0 of the fluctuation component is c and the value of the phase delay Δφ is d, the torque ratio Tr is 0.9 of the line indicated by the alternate long and short dash line.
しかして、図１０に示すように、電子制御ユニットＵのトルク比推定手段Ｍ１は、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数に対応する変動成分の周波数ｆ0 を算出するとともに、入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力をフィルタ機能を有するロックインアンプを通過させて前記周波数ｆ0 に対応する振動波形を抽出し、それら入力側および出力側の振動波形から滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφを算出する。続いて滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφ（図１０の例では位相遅れΔφ）と変動成分の周波数ｆ0 とをパラメータとしてマップ検索することで、そのときのトルク比Ｔｒを推定する。 Thus, as shown in FIG. 10, the torque ratio estimation means M1 of the electronic control unit U calculates the frequency f 0 of the fluctuation component corresponding to the engine speed detected by the engine speed sensor Sc and also rotates the input shaft. The outputs of the number sensor Sa and the output shaft speed sensor Sb are passed through a lock-in amplifier having a filter function to extract a vibration waveform corresponding to the frequency f 0 , and a slip identifier IDslip is extracted from the vibration waveforms on the input side and the output side. And a phase delay Δφ is calculated. Subsequently, a map search is performed using the slip identifier IDslip or the phase delay Δφ (in the example of FIG. 10, the phase delay Δφ) and the frequency f 0 of the fluctuation component as parameters, thereby estimating the torque ratio Tr at that time.
そして電子制御ユニットＵの側圧制御手段Ｍ２のＰＩＤコントローラが、推定したトルク比Ｔｒと目標トルク比ＳＴｒとの偏差に基づき補正係数Ｋを算出する。 Then, the PID controller of the side pressure control means M2 of the electronic control unit U calculates the correction coefficient K based on the deviation between the estimated torque ratio Tr and the target torque ratio STr.
このとき、図１５フローチャートに示すように、ステップＳ３１でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が可能であるときには、ステップＳ３２でＰＩＤコントローラはＰＩＤ値をそのまま出力し、前記ステップＳ３１でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が何らかの理由で不能になった場合や、推定精度が低下した場合には、ステップＳ３３でＰＩＤコントローラはＰＩＤの結果を無効にしてゼロを出力する。 At this time, as shown in the flowchart of FIG. 15, when the torque ratio estimation means M1 can estimate the torque ratio Tr in step S31, the PID controller outputs the PID value as it is in step S32, and the torque ratio in step S31. If the estimation of the torque ratio Tr by the estimation means M1 becomes impossible for some reason or if the estimation accuracy is reduced, the PID controller invalidates the PID result and outputs zero in step S33.
更に、図１６のフローチャートに示すように、ステップＳ３４でクルーズ判定手段Ｍ４が車速、アクセル開度、操舵角等に基づいて車両がクルーズ状態にあることを判定すると、ステップＳ３５で学習処理手段Ｍ５が補正係数Ｋを学習し、前記ステップＳ３４でクルーズ判定手段Ｍ４が車両がクルーズ状態にないことを判定すると、ステップＳ３６で学習処理手段Ｍ５が前回学習した補正係数Ｋを保持する（初期値は１）。学習処理手段Ｍ５が学習した学習値からはＰＩＤコントローラが出力するＰＩＤ値（トルク比Ｔｒの推定が不能である場合にはゼロ）が減算され、その差分が補正係数Ｋとして出力される。トルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が不能になった場合等にはＰＩＤコントローラの出力値はゼロになるため、学習処理手段Ｍ５の学習値がそのまま補正係数Ｋとなる。また学習の結果が完全に正しいならば、推定したトルク比Ｔｒと目標トルク比ＳＴｒとの偏差がゼロになって調整の必要がないため、ＰＩＤコントローラが出力するＰＩＤ値はゼロになる。 Further, as shown in the flowchart of FIG. 16, when the cruise determination means M4 determines in step S34 that the vehicle is in a cruise state based on the vehicle speed, the accelerator opening, the steering angle, etc., the learning processing means M5 is determined in step S35. When the correction coefficient K is learned and the cruise determination means M4 determines in step S34 that the vehicle is not in the cruise state, the learning processing means M5 holds the correction coefficient K previously learned in step S36 (initial value is 1). . A PID value output by the PID controller (zero if the torque ratio Tr cannot be estimated) is subtracted from the learned value learned by the learning processing means M5, and the difference is output as the correction coefficient K. When the estimation of the torque ratio Tr by the torque ratio estimation means M1 becomes impossible, the output value of the PID controller becomes zero, so the learning value of the learning processing means M5 becomes the correction coefficient K as it is. If the learning result is completely correct, the deviation between the estimated torque ratio Tr and the target torque ratio STr becomes zero and no adjustment is necessary, and the PID value output from the PID controller becomes zero.
続くステップＳ３７でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が可能であるときには、ステップＳ３８で学習処理手段Ｍ５が前回学習した補正係数Ｋを保持し（初期値は１）、前記ステップＳ３７でトルク比推定手段Ｍ１によるトルク比Ｔｒの推定が不能であるときには、ステップＳ３９で学習値を更新する。その理由は、トルク比Ｔｒが推定されてフィードバック制御が行われているときに学習値を更新してしまうと、フィードバック制御と学習値の更新とが干渉してしまうため、フィードバック制御が行われないとき、つまりＰＩＤコントローラの出力値がゼロにされるときに学習値を更新すれば、前記干渉が回避されるからである。 When the torque ratio Tr can be estimated by the torque ratio estimating means M1 in the subsequent step S37, the correction coefficient K previously learned by the learning processing means M5 is held in step S38 (initial value is 1), and the torque is determined in step S37. When the torque ratio Tr cannot be estimated by the ratio estimating means M1, the learning value is updated in step S39. The reason is that if the learning value is updated when the torque ratio Tr is estimated and the feedback control is performed, the feedback control and the learning value update interfere with each other, and therefore the feedback control is not performed. This is because if the learning value is updated when the output value of the PID controller is set to zero, the interference is avoided.
一方、負荷トルク推定手段Ｍ３は、エンジンＥの負荷トルクＴ（ベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）を、エンジンＥの吸気負圧等の運転状態から算出し、側圧制御手段Ｍ２は、無端ベルト１５のスリップを防止するために必要な側圧制御される側のプーリ１３，１４の必要軸推力Ｑを、ドライブプーリ１３を側圧制御する場合、即ちドライブプーリ１３がスリップする場合には、
Ｑ＝Ｔｃｏｓα／２μＲＴｒ …（１２）
により算出し、ドリブンプーリ１４を側圧制御する場合、即ちドリブンプーリ１４がスリップする場合には、
Ｑ＝Ｔηｉｃｏｓα／２μＲＴｒ …（１３）
により算出する。ここで、αはプーリ１３，１４のＶ角の半分の角度、μは側圧制御される側のプーリ１３，１４と無端ベルト１５との接触面の摩擦係数、Ｒは側圧制御される側のプーリ１３，１４に対する無端ベルト１５の巻き付き半径、Ｔｒは前記トルク比、ηはベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率、ｉは速度比である。
On the other hand, the load torque estimating means M3 calculates the load torque T of the engine E (corresponding to the torque currently transmitted by the belt type continuously variable transmission TM) from the operating state such as the intake negative pressure of the engine E, and the side pressure. The control means M2 performs the side pressure control of the required shaft thrust Q of the
Q = T cos α / 2 μRTr (12)
When the driven
Q = Tηicos α / 2 μRTr (13)
Calculated by Here, α is half the V angle of the
但し、エンジンＥの負荷トルクＴには若干の推定誤差が存在し、また摩擦係数μはプーリ１３，１４および無端ベルト１５の材質等で決まる定数であるが、無端ベルト１５の劣化状態や潤滑状態によって変化するため、推定した必要軸推力Ｑにも所定の誤差が存在することが避けられない。ここで、動力伝達効率ηに関しては、車両走行中での算出自体が困難であるために代表的な定数として扱わざるを得ないが、他の変数と比べて生じる誤差は僅かである。
However, there is a slight estimation error in the load torque T of the engine E, and the friction coefficient μ is a constant determined by the materials of the
続いて、側圧制御手段Ｍ２は、推定した必要軸推力Ｑに補正係数Ｋを乗算することで補正した必要軸推力Ｑ′を算出し、この補正した必要軸推力Ｑ′を電流値に換算する。そして前記電流値でプーリ側圧を制御する油圧回路のリニアソレノイドを作動させることで、スリップ防止のためのプーリ側圧の制御が行われる。その結果、ベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧は、基本的にフィードフォワード項である必要軸推力Ｑに基づいて制御され、必要軸推力Ｑの誤差がフィードバック項である補正係数Ｋで補償されることで、プーリ側圧の制御の高い応答性および高い収束性を両立させることができる。よって、例えば目標トルク比ＳＴｒを１．０に設定すれば、動力伝達効率を最大限に高めながら、ベルトおよびプーリ間にマクロスリップが発生するのを防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を高めることができる。 Subsequently, the lateral pressure control means M2 calculates a corrected required shaft thrust Q ′ by multiplying the estimated required shaft thrust Q by the correction coefficient K, and converts the corrected required shaft thrust Q ′ into a current value. Then, by operating a linear solenoid of a hydraulic circuit that controls the pulley side pressure with the current value, the pulley side pressure is controlled for slip prevention. As a result, the pulley side pressure of the belt type continuously variable transmission TM is basically controlled based on the required shaft thrust Q that is a feedforward term, and the error of the required shaft thrust Q is compensated by the correction coefficient K that is a feedback term. This makes it possible to achieve both high responsiveness and high convergence in controlling the pulley side pressure. Therefore, for example, if the target torque ratio STr is set to 1.0, the macro-slip is prevented from occurring between the belt and the pulley while the power transmission efficiency is maximized, and the durability of the belt type continuously variable transmission TM is improved. Can increase the sex.
以上のように、クルーズ判定手段Ｍ４は車両がクルーズ走行しているか否かを判定し、学習処理手段Ｍ５は車両がクルーズ状態にあるときに補正係数Ｋを学習するので、何らかの理由で一時的に補正係数Ｋが算出不能になった場合でも、経年変化が生じない短時間であれば側圧制御を精度良く継続することができる。 As described above, the cruise determination unit M4 determines whether or not the vehicle is traveling on a cruise, and the learning processing unit M5 learns the correction coefficient K when the vehicle is in a cruise state. Even when the correction coefficient K cannot be calculated, the lateral pressure control can be continued with high accuracy for a short time when no secular change occurs.
図１８は補正係数Ｋの学習の効果を説明するもので、実線は学習を行わない場合、破線は学習を行う場合に対応する。学習を行わない場合には、トルク比Ｔｒを推定できなくなると実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒから大きく外れてしまい、トルク比Ｔｒを推定できるようになっても、実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒに収束するまでに時間が掛かるが、学習を行う場合には、トルク比Ｔｒを推定できなくっても実際のトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒから大きく外れることはなく、プーリ側圧の制御を精度良く継続することができる。 FIG. 18 illustrates the effect of learning of the correction coefficient K. The solid line corresponds to the case where learning is not performed, and the broken line corresponds to the case where learning is performed. When learning is not performed, if the torque ratio Tr cannot be estimated, the actual torque ratio Tr deviates greatly from the target torque ratio STr. Even if the torque ratio Tr can be estimated, the actual torque ratio Tr is Although it takes time to converge to the target torque ratio STr, when learning is performed, even if the torque ratio Tr cannot be estimated, the actual torque ratio Tr does not deviate significantly from the target torque ratio STr, and the pulley side pressure Control can be continued with high accuracy.
次に、図１１に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の一例を説明する。 Next, an example of setting the target torque ratio STr will be described based on FIG.
先ずステップＳ１１でアクセル開度ＡＰの変化率ｄＡＰを算出し、ステップＳ１２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲から外れることで、アクセルペダルが急激に踏み込まれたりアクセルペダルが急激に戻されたと判断された場合、ステップＳ１５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ１２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲に戻り、かつステップＳ１３でその状態が所定時間が継続すると、ステップＳ１４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。 First, the change rate dAP of the accelerator opening AP is calculated in step S11, and when the accelerator opening change rate dAP is out of the range of dAPL <dAP <dAPH in step S12, the accelerator pedal is stepped on suddenly or the accelerator pedal is suddenly changed. If it is determined that the target torque ratio STr has been returned to step S15, the target torque ratio STr is decreased to the low torque ratio STrL in step S15. When the accelerator opening change rate dAP returns to the range of dAPL <dAP <dAPH in step S12 and the state continues for a predetermined time in step S13, the target torque ratio STr is increased to the high torque ratio STrH in step S14.
これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、アクセルペダルが急激に操作されてベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５およびプーリ１３，１４間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ１３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。
As a result, normally, the target torque ratio STr is set high and the pulley side pressure is reduced to improve the power transmission efficiency, and the accelerator pedal is suddenly operated, and the
次に、図１２に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の他の例を説明する。 Next, another example of setting the target torque ratio STr will be described based on FIG.
先ずステップＳ２１で目標トルク比ＳＴｒに対する推定トルク比Ｔｒの偏差ｄＴｒを算出し、ステップＳ２２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲から外れることで、車両が悪路を走行して路面からベルト式無段変速機ＴＭに逆伝達される負荷が大きく変動していると判断された場合、ステップＳ２５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ２２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲に戻り、かつステップＳ２３でその状態が所定時間が継続すると、ステップＳ２４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。 First, in step S21, a deviation dTr of the estimated torque ratio Tr with respect to the target torque ratio STr is calculated. In step S22, the torque ratio deviation dTr is out of the range of dTrL <dTr <dTrH. If it is determined that the load reversely transmitted to the belt type continuously variable transmission TM has fluctuated greatly, the target torque ratio STr is decreased to the low torque ratio STrL in step S25. When the torque ratio deviation dTr returns to the range of dTrL <dTr <dTrH in step S22 and the state continues for a predetermined time in step S23, the target torque ratio STr is increased to the high torque ratio STrH in step S24.
これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、悪路走行時に路面からの負荷でベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５およびプーリ１３，１４間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ２３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。
As a result, the target torque ratio STr is normally set high to reduce the pulley side pressure to improve the power transmission efficiency, and the
ところで、上記特許文献１に記載された発明（以下、比較例という）は、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐを目標滑り識別子に収束させるようにプーリ側圧をフィードバック制御し、あるいは位相遅れΔφを目標位相遅れに収束させるようにプーリ側圧をフィードバック制御するものであるが、各変動成分の周波数ｆ0 において滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφはトルク比Ｔｒと対応関係にあるため、比較例であってもトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒに間接的に収束させることができる。しかしながら、比較例では変動成分の周波数ｆ0 が変化すると、トルク比Ｔｒの変動に対する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの変動率が異なるため、以下のような問題が発生する。 By the way, the invention described in Patent Document 1 (hereinafter referred to as a comparative example) feedback-controls the pulley side pressure so that the slip identifier IDslip converges to the target slip identifier, or converges the phase delay Δφ to the target phase delay. The pulley side pressure is feedback-controlled as described above, but the slip identifier IDslip or the phase delay Δφ has a corresponding relationship with the torque ratio Tr at the frequency f 0 of each fluctuation component. It can be indirectly converged to the torque ratio STr. However, in the comparative example, when the frequency f 0 of the fluctuation component is changed, the fluctuation rate of the slip identifier IDslip and the phase delay Δφ with respect to the fluctuation of the torque ratio Tr is different, which causes the following problem.
例えば、比較例において、図１３（Ａ）に示すように、トルク比Ｔｒを０．９から１．０に変更する指令を出力した場合を考えると、変動成分の周波数ｆ0 が比較的に小さいｆ0 １であるときには、トルク比Ｔｒ＝０．９に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとトルク比Ｔｒ＝１．０に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとの偏差ｅ１は比較的に大きくなるのに対し、変動成分の周波数ｆ0 が比較的に大きいｆ0 ２であるときには、トルク比Ｔｒ＝０．９に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとトルク比Ｔｒ＝１．０に対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとの偏差ｅ２は比較的に小さくなる。よって、前記偏差ｅ１，ｅ２に基づいてプーリ側圧をフィードバック制御した場合にトルク比Ｔｒの応答性が変化してしまい、エンジンＥの全回転数領域での速応性を確保できなくなる。
For example, in the comparative example, as shown in FIG. 13A, considering a case where a command to change the torque ratio Tr from 0.9 to 1.0 is output, the frequency f 0 of the fluctuation component is relatively small. When
即ち、目標トルク比ＳＴｒ（指令値）を０．７と０．８との間で矩形波状に変化させた場合、図１４（Ａ）に示すように変動成分の周波数ｆ0 が比較的に小さいｆ0 １＝１５．６Ｈｚであれば、推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒは比較的に高い応答性を有するのに対し、図１４（Ｂ）に示すように、変動成分の周波数ｆ0 が比較的に大きいｆ0 ２＝２２．２Ｈｚであれば、推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒの応答性は著しく低下する。
That is, when the target torque ratio STr (command value) is changed in a rectangular waveform between 0.7 and 0.8, the frequency f 0 of the fluctuation component is relatively small as shown in FIG. If
それに対して本実施の形態によれば、図１３（Ｂ）に示すように、トルク比自体が目標値ＳＴｒとなっているため、当然のことながら、変動成分の周波数ｆ0 が変化しても、目標トルク比ＳＴｒ（指令値）を０．７と０．８との間で変化させたときの偏差ｅは一定値の０．１であり、図１４（Ｃ）および図１４（Ｄ）に示すように、変動成分の周波数ｆ0 が１５．６Ｈｚの場合も２２．２Ｈｚの場合も推定したトルク比Ｔｒおよび実際のトルク比Ｔｒの応答性は共に高くなり、しかも図１４（Ａ）および図１４（Ｂ）に示す比較例の制御に比べて追従性も向上する。 On the other hand, according to the present embodiment, as shown in FIG. 13B, the torque ratio itself is the target value STr. Naturally, even if the frequency f 0 of the fluctuation component changes. When the target torque ratio STr (command value) is changed between 0.7 and 0.8, the deviation e is a constant value of 0.1, as shown in FIGS. 14 (C) and 14 (D). As shown, both the estimated torque ratio Tr and the actual torque ratio Tr have high responsiveness when the frequency f 0 of the fluctuation component is 15.6 Hz and 22.2 Hz, and FIG. 14 (A) and FIG. Compared to the control of the comparative example shown in FIG.
次に、図１７のタイムチャートに基づいて本実施の形態の作用の一例を説明する。 Next, an example of the operation of the present embodiment will be described based on the time chart of FIG.
時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけてアクセル開度が急激に増加すると、これに僅かに遅れて時刻ｔ２から時刻ｔ３にかけて無段変速機ＴＭが実際に伝達しているトルク（負荷トルク）Ｔが増加する。このとき、本実施の形態（フィードフォワードあり）ではプーリ側圧が時刻ｔ１に素早く立ち上がるのに対し、比較例（フィードフォワードなし）ではプーリ側圧の立ち上がりに遅れが生じる。本実施の形態では、時刻ｔ１にプーリ側圧が素早く立ち上がることで最大伝達トルクＴｍａｘが実際の伝達トルクＴに先立って素早く立ち上がるため、実トルク比Ｔｒ（＝Ｔ／Ｔｍａｘ）が目標トルク比ＳＴｒから一時的に落ち込み、そこから増加に転じて目標トルク比ＳＴｒに収束する。 When the accelerator opening increases rapidly from time t1 to time t2, the torque (load torque) T actually transmitted from the continuously variable transmission TM increases from time t2 to time t3 with a slight delay. At this time, in the present embodiment (with feed forward), the pulley side pressure rises quickly at time t1, whereas in the comparative example (without feed forward), the pulley side pressure rises with a delay. In the present embodiment, since the pulley side pressure quickly rises at time t1, the maximum transmission torque Tmax rises quickly prior to the actual transmission torque T. Therefore, the actual torque ratio Tr (= T / Tmax) is temporarily increased from the target torque ratio STr. Then, it falls and then increases to converge to the target torque ratio STr.
一方、比較例では、プーリ側圧が遅れて立ち上がることで最大伝達トルクＴｍａｘの立ち上がりも遅れるため、時刻ｔ２からの実際の伝達トルクＴの増加と共に実トルク比Ｔｒ（＝Ｔ／Ｔｍａｘ）が目標トルク比ＳＴｒを大幅に超えてしまい、プーリ１３，１４および無端ベルト１５間にマクロスリップが発生する可能性がある。
On the other hand, in the comparative example, the rise of the maximum transmission torque Tmax is delayed because the pulley side pressure rises with a delay, so the actual torque ratio Tr (= T / Tmax) becomes the target torque ratio as the actual transmission torque T increases from time t2. STr is greatly exceeded, and a macro slip may occur between the
以上のように、本実施の形態によれば、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒを、入力軸１１が有する変動成分が無端ベルト１５を介して出力軸１２に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の位相差を指標化した位相遅れΔφとの少なくとも一方を用いるので、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比Ｔｒを精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφからトルク比Ｔｒを推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。
As described above, according to the present embodiment, the torque ratio Tr of the belt-type continuously variable transmission TM is transferred to the transmission characteristic in which the fluctuation component of the
また定常運転時には、必要軸推力Ｑの推定誤差を、推定したトルク比Ｔｒと目標トルク比ＳＴｒとの偏差から求めた補正係数Ｋで補償するフィードバック制御を行うことで、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒに精度良く収束させることができる。一方、アクセルペダルを急激に踏み込んだような場合には、必要軸推力Ｑを瞬時に変化させるフィードフォワード制御を行うことで、制御応答性を高めて無端ベルト１５のスリップを確実に防止することができる。
Further, during steady operation, the belt type continuously variable transmission TM is performed by performing feedback control that compensates the estimation error of the required shaft thrust Q with the correction coefficient K obtained from the deviation between the estimated torque ratio Tr and the target torque ratio STr. The torque ratio Tr can be accurately converged to the target torque ratio STr. On the other hand, when the accelerator pedal is depressed suddenly, feedforward control that instantaneously changes the required axial thrust Q can improve control response and reliably prevent the
次に、図１９に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。 Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
変動成分の周波数ｆ0 および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップから明らかなように、変動成分の周波数ｆ0 の中間領域（ｆL ＜ｆ0 ＜ｆH ）では各トルク比Ｔｒの特性ラインの上下間隔が大きく、他の領域では前記間隔が狭くなっており、よってｆL ＜ｆ0 ＜ｆH の領域でトルク比Ｔｒの推定精度が向上する。また変動成分の周波数ｆ0 および位相遅れΔφに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップから明らかなように、変動成分の周波数ｆ0 の低い領域（ｆ0 ≦ｆL ）および高い領域（ｆ0 ≧ｆH ）では各トルク比Ｔｒの特性ラインの上下間隔が大きく、他の領域では前記間隔が狭くなっており、よってｆ0 ≦ｆL の領域およびｆ0 ≧ｆH の領域でトルク比Ｔｒの推定精度が向上する。 As is apparent from the map for retrieving the torque ratio Tr based on the frequency f 0 of the fluctuation component and the slip identifier IDslip, each torque ratio Tr is in the middle region (f L <f 0 <f H ) of the frequency f 0 of the fluctuation component. The distance between the characteristic lines is large and the distance is narrow in other regions, and therefore the accuracy of estimating the torque ratio Tr is improved in the region of f L <f 0 <f H. Further, as is clear from the map for searching the torque ratio Tr based on the frequency f 0 of the fluctuation component and the phase delay Δφ, the low area (f 0 ≦ f L ) and the high area (f 0 ≧) of the fluctuation component frequency f 0. In f H ), the vertical interval of the characteristic line of each torque ratio Tr is large, and in other regions, the interval is narrow. Therefore, the torque ratio Tr of the region of f 0 ≦ f L and the region of f 0 ≧ f H is The estimation accuracy is improved.
以上のことから、ステップＳ４１でｆL ＜ｆ0 ＜ｆH であれば、ステップＳ４２で変動成分の周波数ｆ0 および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索し、前記ステップＳ４１でｆ0 ≦ｆL またはｆ0 ≧ｆH であれば、ステップＳ４３で変動成分の周波数ｆ0 および位相遅れΔφをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索する。そしてステップＳ４４でトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒと比較し、ステップＳ４５でその偏差に基づいてプーリ側圧を制御することで、より精度の高い制御を可能にすることができる。 From the above, if f L <f 0 <f H in step S41, the torque ratio Tr is searched in step S42 based on the map using the frequency f 0 of the fluctuation component and the slip identifier IDslip as parameters. If f 0 ≤f L or f 0 ≥f H in S41, the torque ratio Tr is searched based on a map using the fluctuation component frequency f 0 and the phase delay Δφ as parameters in step S43. In step S44, the torque ratio Tr is compared with the target torque ratio STr, and in step S45, the pulley side pressure is controlled based on the deviation, thereby enabling more accurate control.
次に、図２０および図２１に基づいて本発明の第３の実施の形態を説明する。 Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
図２０において、変動成分の周波数ｆ0 および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐに基づいてトルク比Ｔｒを検索するマップの特性ラインは、システムの固有振動数ｆn が変化すると横軸方向に平行移動する。前記固有振動数ｆn はベルト式無段変速機ＴＭの入力トルクおよび変速比に応じて変化するため、トルク比Ｔｒを推定するためのマップを各固有振動数ｆn に応じて複数準備する必要があり、メモリの記憶容量の増加やコストアップの要因となる問題がある。システムの固有振動数ｆn が変化する理由は、図２１に示される。 In FIG. 20, the characteristic line of the map that searches for the torque ratio Tr based on the frequency f 0 of the fluctuation component and the slip identifier IDslip moves in the horizontal axis direction when the natural frequency f n of the system changes. Since the natural frequency f n changes according to the input torque and the gear ratio of the belt type continuously variable transmission TM, it is necessary to prepare a plurality of maps for estimating the torque ratio Tr according to each natural frequency f n. There is a problem that increases the storage capacity of the memory and increases the cost. The reason why the natural frequency f n of the system changes is shown in FIG.
図２１（Ａ）はベルト式無段変速機ＴＭを振動系としてモデル化したもので、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４にマスｍ１，ｍ２が接触し、マスｍ１，ｍ２がスプリングおよびダッシュポッドよりなる無端ベルト１５で接続される。ベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５は、複数枚の金属リングを積層した金属リング集合体に多数の金属エレメントを支持したもので、金属エレメントを相互に圧接することで駆動力を伝達する。入力トルク（ベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクに相当）が増加するのに応じて金属エレメント同士の接触面が圧縮変形して接触面積が増加することで、金属エレメントが次第に圧縮変形し難くなって前記モデルのスプリングのばね剛性が増加し（図２１（Ｂ）参照）、その結果として入力トルクの増加に応じてシステムの固有振動数ｆn が増加する（図２１（Ｃ）参照）。
FIG. 21A is a model of the belt type continuously variable transmission TM as a vibration system. The masses m1 and m2 are in contact with the
またベルト式無段変速機ＴＭの変速比がＬＯＷ側に変化すると、入力軸１１の回転数に対する出力軸１２の回転数が低くなるため、出力軸１２自体の慣性モーメントＪ２が減少したのと同じ効果が得られ、逆にベルト式無段変速機ＴＭの変速比がＯＤ側に変化すると、入力軸１１の回転数に対する出力軸１２の回転数が高くなるため、出力軸１２自体の慣性モーメントＪ２が増加したのと同じ効果が得られ、これにより変速比がＬＯＷ側に変化するとシステムの固有振動数ｆn が増加する（図２１（Ｄ）参照）。
Further, when the speed ratio of the belt type continuously variable transmission TM changes to the LOW side, the rotational speed of the
図２０のフローチャートのステップＳ５１で入力トルクＴDRと変速比とから固有振動数ｆn を算出する。入力トルクＴDRはエンジンＥの負荷トルクに一致するのでエンジンＥのＥＣＵで算出した値を使用することができ、変速比は入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数ＮＤＲおよび出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数ＮＤＮの比ＮＤＲ／ＮＤＮとして電子制御ユニットＵで算出可能である。 In step S51 of the flowchart of FIG. 20, the natural frequency f n is calculated from the input torque TDR and the gear ratio. Since the input torque TDR matches the load torque of the engine E, the value calculated by the ECU of the engine E can be used, and the transmission ratio is the input shaft rotational speed NDR detected by the input shaft rotational speed sensor Sa and the output shaft rotational speed. The electronic control unit U can calculate the ratio NDR / NDN of the output shaft rotation speed NDN detected by the number sensor Sb.
続くステップＳ５２で変動成分の周波数ｆ0 および上下の閾値ｆL ，ｆH を固有振動数ｆn で除算して正規化する。これにより、トルク比Ｔｒを検索するマップを各周波数領域毎に準備することなく、正規化した周波数をパラメータとする共通のマップを使用することが可能となり、メモリの記憶容量の節減およびコストの節減が可能となる。そして第２の実施の形態と同様に、ｆL ／ｆn ＜ｆ0 ／ｆn ＜ｆH ／ｆn であれば、ステップＳ５３で正規化した変動成分の周波数ｆ0 ／ｆn および滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索し、前記ステップＳ５２でｆ0 ／ｆn ≦ｆL ／ｆn またはｆ0 ／ｆn ≧ｆH ／ｆn であれば、ステップＳ５４で正規化した変動成分の周波数ｆ0 ／ｆn および位相遅れΔφをパラメータとするマップに基づいてトルク比Ｔｒを検索する。そしてステップＳ５５でトルク比Ｔｒを目標トルク比ＳＴｒと比較し、ステップＳ５６でプーリ側圧を制御することで、より精度の高い制御を可能にすることができる。 In the following step S52, the frequency f 0 of the fluctuation component and the upper and lower threshold values f L and f H are divided by the natural frequency f n and normalized. This makes it possible to use a common map using the normalized frequency as a parameter without preparing a map for searching the torque ratio Tr for each frequency region, thereby reducing memory storage capacity and cost. Is possible. Similarly to the second embodiment, if f L / f n <f 0 / f n <f H / f n , the frequency f 0 / f n of the fluctuation component normalized in step S53 and the slip identifier are used. A torque ratio Tr is searched based on a map using IDslip as a parameter. If f 0 / f n ≤f L / f n or f 0 / f n ≥f H / f n in step S52, step S54 is executed. The torque ratio Tr is searched based on a map using the normalized fluctuation component frequency f 0 / f n and phase delay Δφ as parameters. In step S55, the torque ratio Tr is compared with the target torque ratio STr, and the pulley side pressure is controlled in step S56, thereby enabling more accurate control.
次に、図２２に基づいて本発明の第４の実施の形態を説明する。 Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
上記各実施の形態では、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの二つのパラメータのうち、何れか一方のパラメータを用いてトルク比Ｔｒを推定しているが、第４の実施の形態は、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの両方のパラメータを用いてトルク比Ｔｒを推定するものである。 In each of the above embodiments, the torque ratio Tr is estimated using one of the two parameters of the slip identifier IDslip and the phase delay Δφ. However, in the fourth embodiment, the slip identifier IDslip is estimated. The torque ratio Tr is estimated using both the parameters of the phase delay Δφ.
図２２は、各トルク比Ｔｒの滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの特性を、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの平方根を動径とし、位相遅れΔφを偏角として極座標に表したマップである。例えば、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｒ2 であり、位相遅れΔφの値がθの場合には、そのときのトルク比Ｔｒは０．７であると推定することができる。この実施の形態によれば、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφの両方を用いてトルク比Ｔｒを推定するので、その推定精度を高めることができる。 FIG. 22 is a map showing the characteristics of the slip identifier IDslip and the phase delay Δφ of each torque ratio Tr in polar coordinates with the square root of the slip identifier IDslip as the radius and the phase delay Δφ as the declination. For example, when the value of the slip identifier IDslip is r 2 and the value of the phase delay Δφ is θ, it can be estimated that the torque ratio Tr at that time is 0.7. According to this embodiment, since the torque ratio Tr is estimated using both the slip identifier IDslip and the phase delay Δφ, the estimation accuracy can be increased.
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。 As mentioned above, although embodiment of this invention was described, this invention can perform various design changes, without deviating from the summary.
例えば、本発明の入力軸１１および出力軸１２の変動成分は回転数に限定されず、トルクであっても良い。
For example, the fluctuation component of the
また本発明の入力軸１１は、それに結合されたエンジンＥのクランクシャフトであっても良い。
The
また実施の形態ではエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から変動成分の周波数ｆ0 を算出しているが、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数から、あるいはエンジンＥの点火時期信号から変動成分の周波数ｆ0 を算出しても良い。 In the embodiment, the frequency f 0 of the fluctuation component is calculated from the engine speed detected by the engine speed sensor Sc. However, the ignition frequency of the engine E is calculated from the input shaft speed detected by the input shaft speed sensor Sa. The frequency f 0 of the fluctuation component may be calculated from the timing signal.
尚、実施の形態では、プーリ側圧の制御にフィードバックおよびフィードフォワードを併用しているが、必要軸推力Ｑのフィードフォワードを廃止し、推定トルク比Ｔｒおよび目標トルク比ＳＴｒの偏差からＰＩＤコントローラでプーリ側圧の制御量（実施の形態の補正係数Ｋに相当）を算出し、この制御量に基づいてフィードバック制御を行うことも可能である。この場合、ＰＩＤコントローラで算出したプーリ側圧の制御量を、上述した補正係数Ｋと同様に学習して記憶すれば、何らかの理由で一時的に前記制御量が算出不能になった場合に、学習値を用いて側圧制御を継続することができる。 In the embodiment, feedback and feedforward are used in combination for controlling the pulley side pressure. However, the feedforward of the required shaft thrust Q is abolished, and the pulley is driven by the PID controller from the deviation of the estimated torque ratio Tr and the target torque ratio STr. It is also possible to calculate a control amount of the side pressure (corresponding to the correction coefficient K in the embodiment) and perform feedback control based on this control amount. In this case, if the control amount of the pulley side pressure calculated by the PID controller is learned and stored in the same manner as the correction coefficient K described above, if the control amount cannot be calculated temporarily for some reason, the learning value The side pressure control can be continued using.
また実施の形態では無端ベルト１５を有するベルト式無段変速機ＴＭについて説明したが、本発明の無段変速機はチェーンベルト式無段変速機やトロイダル無段変速機であっても良い。トロイダル無段変速機の場合、入力軸に設けられた入力ディスクが本発明の入力軸要素に対応し、出力軸に設けられた出力ディスクが本発明の出力軸要素に対応し、入力ディスクおよび出力ディスク間に挟持されて駆動力を伝達するパワーローラが本発明の動力伝達要素に対応し、入力ディスクおよび出力ディスク間にパワーローラを挟持する圧力が本発明の挟圧に対応する。
In the embodiment, the belt type continuously variable transmission TM having the
１１ 入力軸
１２ 出力軸
１３ ドライブプーリ（入力軸要素）
１４ ドリブンプーリ（出力軸要素）
１５ 無端ベルト（動力伝達要素）
Ｅ エンジン（駆動源）
ｉ 速度比
ＩＤｓｌｉｐ 滑り識別子
Ｋ 補正係数
Ｍ１ トルク比推定手段
Ｍ２ 側圧制御手段（挟圧制御手段）
Ｍ３ 負荷トルク推定手段
Ｍ４ クルーズ判定手段
Ｍ５ 学習処理手段
Ｑ 必要軸推力
Ｑ′ 補正した必要軸推力
Ｒ 無端ベルトの巻き付き半径
ＳＴｒ 目標トルク比
Ｔ 実際の伝達トルク
ＴＭ ベルト式無段変速機
Ｔｍａｘ 伝達可能な最大トルク
Ｔｒ トルク比
Δφ 位相遅れ
η 動力伝達効率
μ 摩擦係数
11
14 Driven pulley (output shaft element)
15 Endless belt (power transmission element)
E Engine (drive source)
i Speed ratio IDslip Slip identifier K Correction coefficient M1 Torque ratio estimation means M2 Side pressure control means (clamping pressure control means)
M3 Load torque estimating means M4 Cruise determining means M5 Learning processing means Q Required shaft thrust Q 'Corrected required shaft thrust R Endless belt winding radius STr Target torque ratio T Actual transmission torque TM Belt type continuously variable transmission Tmax Transmission possible Maximum torque Tr Torque ratio Δφ Phase delay η Power transmission efficiency μ Friction coefficient
Claims (3)
前記入力軸（１１）に設けられた入力軸要素（１３）と、
前記駆動源（Ｅ）の駆動力が変速して出力される出力軸（１２）と、
前記出力軸（１２）に設けられた出力軸要素（１４）と、
前記入出力軸要素（１３，１４）にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸（１１）から前記出力軸（１２）に駆動力を伝達する動力伝達要素（１５）と、
前記入力軸（１１）が有する任意の変動成分の前記出力軸（１２）への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルク（Ｔｍａｘ）に対する実際の伝達トルク（Ｔ）の比であるトルク比（Ｔｒ）を推定するトルク比推定手段（Ｍ１）と、
前記入出力軸要素（１３，１４）のうちの何れか一方の軸要素（１３，１４）の挟圧を制御する挟圧制御手段（Ｍ２）と、
を備える無段変速機の挟圧制御装置であって、
前記トルク比推定手段（Ｍ１）は、前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）の変動成分の振幅比を指標化した滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）と、前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）の変動成分の位相差を指標化した位相遅れ（Δφ）との少なくとも一方から前記トルク比（Ｔｒ）を推定し、
前記挟圧制御手段（Ｍ２）は、前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の必要軸推力（Ｑ）を求め、前記推定したトルク比（Ｔｒ）と運転者のアクセル操作あるいは前記無段変速機（ＴＭ）の動力伝達状態により変化する目標トルク比（ＳＴｒ）との偏差に基づく補正係数（Ｋ）により前記必要軸推力（Ｑ）を補正し、前記補正した必要軸推力（Ｑ′）に基づいて前記何れか一方の軸要素（１３，１４）の挟圧を制御することを特徴とする無段変速機の挟圧制御装置。 An input shaft (11) to which the driving force of the driving source (E) is input;
An input shaft element (13) provided on the input shaft (11);
An output shaft (12) from which the driving force of the drive source (E) is shifted and output;
An output shaft element (14) provided on the output shaft (12);
A power transmission element (15) that contacts the input / output shaft elements (13, 14) and transmits a driving force from the input shaft (11) to the output shaft (12) by friction of a contact portion;
A torque ratio (Tr) that is a ratio of an actual transmission torque (T) to a maximum torque (Tmax) that can be transmitted based on a transmission characteristic of an arbitrary fluctuation component of the input shaft (11) to the output shaft (12). ) Torque ratio estimating means (M1) for estimating
Clamping pressure control means (M2) for controlling the clamping pressure of any one of the input / output shaft elements (13, 14);
A clamping pressure control device for a continuously variable transmission comprising:
The torque ratio estimation means (M1) includes a slip identifier (IDslip) that indexes the amplitude ratio of the fluctuation components of the input shaft (11) and the output shaft (12), the input shaft (11), and the output shaft. Estimating the torque ratio (Tr) from at least one of the phase lag (Δφ) obtained by indexing the phase difference of the fluctuation component of (12),
The clamping pressure control means (M2) obtains a required axial thrust (Q) of any one of the shaft elements (13, 14), and calculates the estimated torque ratio (Tr) and the driver's accelerator operation or the steplessly. The required shaft thrust (Q) is corrected by a correction coefficient (K) based on a deviation from a target torque ratio (STr) that changes depending on the power transmission state of the transmission (TM), and the corrected required shaft thrust (Q ′). The clamping pressure control device for a continuously variable transmission is characterized in that the clamping pressure of any one of the shaft elements (13, 14) is controlled based on the above.
前記挟圧制御手段（Ｍ２）は、前記負荷トルクと、前記何れか一方の軸要素（１３，１４）および前記動力伝達要素（１５）間の摩擦係数（μ）とに基づいて前記必要軸推力（Ｑ）を求めることを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機の挟圧制御装置。 Load torque estimating means (M3) for estimating the load torque of the drive source (E),
The clamping pressure control means (M2) is configured to generate the necessary axial thrust based on the load torque and a coefficient of friction (μ) between any one of the shaft elements (13, 14) and the power transmission element (15). The clamping pressure control device for a continuously variable transmission according to claim 1, wherein (Q) is obtained.
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