JP6146290B2 - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
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Description
本発明は、ベルトやチェーンなどの無端伝動部材を用いた無段変速機の制御装置に関し、特にプーリによる無端伝動部材の挟圧力の制御に係る。 The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission using an endless transmission member such as a belt or a chain, and more particularly to control of a clamping pressure of an endless transmission member by a pulley.
従来より自動車などの車両において、動力源であるエンジンの出力を駆動輪に伝達する変速機として、そのエンジンから入力する回転を無段階に変速可能な無段変速機(CVT:Continuously Variable Transmission)が知られている。また、CVTとしては一般的に、駆動側および従動側のプーリ間に伝動ベルトを巻き掛けてなるベルト式のものが実用化されている。 2. Description of the Related Art Conventionally, in a vehicle such as an automobile, a continuously variable transmission (CVT) capable of continuously changing the rotation input from the engine as a transmission that transmits the output of an engine that is a power source to driving wheels. Are known. Further, as a CVT, a belt type in which a transmission belt is wound between pulleys on the driving side and the driven side is generally put into practical use.
このようなベルト式のCVTでは、各プーリの外周のV溝に大きな力で伝動ベルトを挟圧して、その滑りを抑制しなくてはならないが、挟圧力が大きいほど伝動ベルトとの間の摩擦損失が大きくなってしまうし、大きな挟圧力を維持するためには高い油圧も必要になるから、エンジンの燃費が悪化するきらいがある。 In such a belt-type CVT, the transmission belt must be clamped with a large force in the V groove on the outer periphery of each pulley to suppress the slippage, but the friction between the transmission belt and the transmission belt increases as the clamping pressure increases. The loss increases, and high oil pressure is also required to maintain a large clamping pressure, so the engine fuel efficiency tends to deteriorate.
この点について例えば特許文献1に記載のCVTでは、エンジンの出力するトルクを間接的に検出し、このエンジントルクから油圧ポンプの駆動ロス分を減算して、CVTへの入力トルクを算出し、この入力トルクに応じてベルトの挟圧力(同文献ではCVTの油圧制御回路のライン圧)を制御するようにしている。こうすれば、挟圧力が必要以上に大きくなることを抑制し、燃費の低減が図られる。 In this regard, for example, the CVT described in Patent Document 1 indirectly detects the torque output from the engine, subtracts the hydraulic pump drive loss from this engine torque, and calculates the input torque to the CVT. The belt clamping pressure (the line pressure of the hydraulic control circuit of the CVT in this document) is controlled according to the input torque. If it carries out like this, it will suppress that a pinching pressure becomes large more than needed, and reduction of a fuel consumption will be aimed at.
ところで、前記従来の技術では、油圧ポンプの駆動ロス分として、予めエンジン回転数と油圧(同文献では目標セカンダリ圧)とに対応する油圧ポンプの駆動負荷を実験などによって求めて、制御マップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数や油圧の検出値に基づいて、前記の制御マップを参照して算出した駆動負荷を、油圧ポンプの駆動ロスとしている。 By the way, in the conventional technique, as a hydraulic pump drive loss, a control map is created by experimentally determining the hydraulic pump drive load corresponding to the engine speed and hydraulic pressure (the target secondary pressure in the same document). Keep it. The drive load calculated by referring to the control map based on the detected engine speed and hydraulic pressure while the vehicle is running is used as the hydraulic pump drive loss.
しかしながら、前記のように制御マップに設定されているポンプ駆動負荷は、CVTの変速比が概ね一定に保たれている定常状態に対応したものであり、CVTの変速比が変化する変速動作中の過渡的なポンプ駆動負荷の変動について、従来技術には何ら考慮されていない。すなわち、一般に変速動作中は油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、その慣性抵抗および粘性抵抗が増大し、ポンプ駆動負荷が増大する。 However, the pump drive load set in the control map as described above corresponds to a steady state in which the CVT gear ratio is kept substantially constant, and during the speed change operation in which the CVT gear ratio changes. There is no consideration in the prior art regarding transient fluctuations in the pump drive load. That is, in general, during the speed change operation, the flow rate of the hydraulic oil flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit is increased, so that its inertial resistance and viscous resistance increase, and the pump driving load increases.
そうしてポンプ駆動負荷が増大すれば、その分はCVTへの入力トルクが低減されるので、ベルトの挟圧力を低下させることができるが、それにもかかわらず従来の技術では、そのようなCVTの変速動作の際のポンプ駆動負荷の変動について考慮されていない。よって、従来の技術では挟圧力をさらに低減し、CVTにおける動力損失を低減する余地が残されている。 If the pump driving load is increased, the input torque to the CVT is reduced accordingly, so that the belt clamping pressure can be lowered. The fluctuation of the pump drive load during the shifting operation is not taken into consideration. Therefore, in the conventional technique, there is still room for further reducing the clamping pressure and reducing the power loss in the CVT.
そこで、本発明の目的は、変速動作中にCVTに入力するトルクの大きさを従来よりも正確に推定することによって、無端伝動部材の挟圧力を低減し、さらなる損失低減を図ることにある。 Accordingly, an object of the present invention is to reduce the pinching pressure of the endless transmission member and further reduce the loss by estimating the magnitude of the torque input to the CVT during the shifting operation more accurately than before.
前記の目的を達成すべく本発明は、駆動側および従動側のプーリ間に無端伝動部材が巻き掛けられ、この無端伝動部材の挟圧力を制御するための油圧制御回路において油圧ポンプが、車両の走行用の動力源から前記駆動側のプーリへの動力伝達経路に介設されており、少なくとも当該油圧ポンプの駆動負荷による損失分を前記動力源の発生するトルクから減算して、前記駆動側のプーリに入力するトルクの大きさを算出し、これに応じて無端伝動部材の挟圧力を制御するように構成された無段変速機(以下、CVTという)の制御装置を前提とする。 In order to achieve the above object, the present invention provides an endless transmission member wound between pulleys on a driving side and a driven side. In a hydraulic control circuit for controlling the clamping pressure of the endless transmission member, a hydraulic pump A power transmission path from a traveling power source to the driving pulley is provided, and at least a loss due to the driving load of the hydraulic pump is subtracted from the torque generated by the power source , A control device for a continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) configured to calculate the magnitude of torque input to the pulley and control the clamping force of the endless transmission member in accordance with the magnitude of torque is assumed.
そして、前記CVTの変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作に伴う作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出し、この変動量も加味して前記無端伝動部材の挟圧力を制御するようにしたものである。 Then, when the shift operation speed ratio of the previous SL CVT is changed, seeking variation of inertia resistance and viscosity resistance of the working oil accompanying the speed change operation from the flow velocity distribution of the operating oil in the cross section of the oil passage, the hydraulic The fluctuation amount of the driving load of the pump is calculated, and the clamping force of the endless transmission member is controlled in consideration of the fluctuation amount.
前記のCVTにおいては、まず、車両の走行用の動力源から駆動側のプーリに入力するトルクの大きさが、例えば、その動力源の出力するトルクから油圧ポンプの駆動ロスを減算し、動力伝達部材のイナーシャも考慮して求められる。勿論、動力伝達経路にトルクコンバータがあれば、これによるトルク増幅も考慮される。そして、この入力トルクの大きさに対して、無端伝動部材に滑りが発生しないように挟圧力の制御が行われる。 In the CVT described above, first, the magnitude of the torque input from the power source for driving the vehicle to the pulley on the driving side is obtained by, for example, subtracting the drive loss of the hydraulic pump from the torque output from the power source. It is determined in consideration of the inertia of the member. Of course, if there is a torque converter in the power transmission path, torque amplification by this is also considered. Then, the clamping pressure is controlled so that the endless transmission member does not slip with respect to the magnitude of the input torque.
これに加えてCVTの変速動作中には、そのために油圧ポンプの駆動負荷が増大することも加味して前記挟圧力の制御が行われる。すなわち、CVTの変速動作中には、油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなって、その慣性抵抗および粘性抵抗が増大することになるので、この慣性抵抗および粘性抵抗の増分を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出する。 In addition, during the CVT shift operation, the clamping pressure is controlled in consideration of the increase in the driving load of the hydraulic pump. That is, during the speed change operation of the CVT, the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit increases, and the inertial resistance and the viscous resistance increase. Therefore, the increment of the inertial resistance and the viscous resistance is increased. Is obtained from the flow velocity distribution of the hydraulic oil in the section of the oil passage, and the fluctuation amount of the driving load of the hydraulic pump is calculated.
そして、そのポンプ駆動負荷の増大によってCVTへの入力トルクが小さくなることを考慮して、その分、さらに無端伝動部材の挟圧力を小さく制御することができる。つまり、前記の特定事項によれば、CVTの変速動作によるポンプ駆動負荷の変動分まで反映させて、無端伝動部材の挟圧力を従来より一層、低減することができ、これにより、CVTにおける動力損失のさらなる低減が図られる。 Then, in consideration of the fact that the input torque to the CVT is reduced due to the increase in the pump driving load, it is possible to further control the pinching pressure of the endless transmission member accordingly. In other words, according to the specific matter described above, it is possible to further reduce the pinching pressure of the endless transmission member by reflecting even the fluctuation of the pump drive load due to the CVT speed change operation, thereby reducing the power loss in the CVT. Can be further reduced.
好ましくは、油圧制御回路において前記の変速動作中に作動油の流通する油路を、断面が一様で直線的に延びる油路とみなし、言い換えると、複雑な形状の油路を作動油の慣性抵抗および粘性抵抗について概ね等価な直線状の油路で置き換えて、変速動作に伴う流速の変化から慣性抵抗および粘性抵抗の変動を算出すればよい。この場合に作動油の流速の代表的な値、例えば油路の断面における最高値や平均値などは、油圧ポンプの吐出量を油路の断面積で除算して求めることができる。 Preferably, in the hydraulic control circuit, the oil passage through which the hydraulic oil flows during the speed change operation is regarded as an oil passage having a uniform cross section and extending linearly, in other words, an oil passage having a complicated shape is an inertia of the hydraulic oil. It is only necessary to replace the resistance and the viscous resistance with a substantially equivalent linear oil passage, and calculate the fluctuations of the inertia resistance and the viscous resistance from the change in the flow velocity accompanying the speed change operation. In this case, a typical value of the flow rate of the hydraulic oil, for example, the maximum value or the average value in the cross section of the oil passage can be obtained by dividing the discharge amount of the hydraulic pump by the cross sectional area of the oil passage.
また、好ましくは、前記油路の断面形状を円形として、作動油の流速が楕円面状に(油路の軸線を中心とする楕円体の表面状に)分布していると仮定すればよい。こうすれば、油路の周壁においては流速が零になり、ここから油路の断面中心に向かって徐々に流速が高くなる様子を好適に模擬することができる。 Preferably, the oil passage has a circular cross-sectional shape, and the flow velocity of the hydraulic oil may be assumed to be distributed in an elliptical shape (on an elliptical surface centered on the axis of the oil passage). By doing so, it is possible to suitably simulate a state in which the flow velocity becomes zero on the peripheral wall of the oil passage and gradually increases from here to the cross-sectional center of the oil passage.
そうして求めた作動油の流速分布に基づいて、その慣性抵抗および粘性抵抗を算出する場合には、油路の周壁から断面中心までを半径方向に複数の環状領域に分割し、これらの各環状領域においては流速が一定値であると仮定して、それぞれ慣性抵抗および粘性抵抗を算出すればよい。 When calculating the inertial resistance and viscous resistance based on the flow velocity distribution of the hydraulic fluid thus obtained, the oil passage is divided into a plurality of annular regions in the radial direction from the peripheral wall to the center of the cross section. In the annular region, assuming that the flow velocity is a constant value, the inertial resistance and the viscous resistance may be calculated respectively.
以上、説明したように本発明に係る無段変速機(CVT)の制御装置によると、車両の動力源からの入力トルクの大きさに応じて、ベルトなど無端伝動部材の挟圧力を制御する場合に、変速動作に伴う作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出する。そして、このポンプ負荷の変動も加味することによって、入力トルクを従来よりも正確に推定することができるようになり、ベルト挟圧力の低減によってCVTの動力損失を低減できる。 As described above, according to the control device for a continuously variable transmission (CVT) according to the present invention, the clamping pressure of an endless transmission member such as a belt is controlled in accordance with the magnitude of input torque from the power source of the vehicle. Further, the amount of change in the inertial resistance and the viscous resistance of the hydraulic oil accompanying the speed change operation is obtained from the flow velocity distribution of the hydraulic oil in the cross section of the oil passage, and the fluctuation amount of the driving load of the hydraulic pump is calculated. In consideration of the fluctuation of the pump load, the input torque can be estimated more accurately than before, and the power loss of the CVT can be reduced by reducing the belt clamping pressure.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。一例として本実施形態では、図1に概略を示すように車両に横置きに搭載されたパワートレインに本発明を適用した場合について説明する。なお、本実施形態の記載はあくまで例示に過ぎず、本発明の構成や用途などについても限定するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. As an example, in the present embodiment, a case will be described in which the present invention is applied to a power train mounted horizontally on a vehicle as schematically shown in FIG. Note that the description of the present embodiment is merely an example, and the configuration and application of the present invention are not limited.
−パワートレインの構成−
図1には概略的に示すように、本実施形態のパワートレインは、走行用の動力源であるエンジン1の他に、トルクコンバータ2、前後進切換機構3、無段変速機構4、減速歯車機構5、差動歯車機構6などを備えている。エンジン1のクランクシャフト11はトルクコンバータ2に連結されており、その出力がトルクコンバータ2から前後進切換機構3、無段変速機構4および減速歯車機構5を介して差動歯車機構6に伝達され、左右の駆動輪7へ分配される。
-Powertrain configuration-
As schematically shown in FIG. 1, the power train of the present embodiment includes a
エンジン1は一例として多気筒ガソリンエンジンであって、エンジン回転数neを算出するためのエンジン回転数センサ101を備えている。また、図示の例では、エンジン1のスロットルバルブ12はスロットルモータ13によって動作されるものであって、その開度(スロットル開度Th)は、目標吸気量が得られるようにECU(Electronic Control Unit)8によって制御される。なお、スロットル開度Thはスロットル開度センサ102によって検出される。
The engine 1 is a multi-cylinder gasoline engine as an example, and includes an
トルクコンバータ2は、エンジン1のクランクシャフト11に連結された入力側のポンプインペラ21と、タービンシャフト25を介して前後進切換機構3に連結された出力側のタービンランナ22と、トルク増幅機能を有するステータ23と、ワンウェイクラッチ24と、ロックアップクラッチ26とを備えている。このトルクコンバータ2は周知の構造であるから、その説明は省略する。
The
また、図示の例ではトルクコンバータ2に、ポンプインペラ21に連結されて駆動される機械式のオイルポンプ9(油圧ポンプ)が設けられている。このオイルポンプ9は、例えばギヤポンプ、ベーンポンプなどであり、ポンプインペラ21を介してエンジン1のクランクシャフト11によって駆動され(このためオイルポンプ9の回転数はエンジン回転数neになる)、後述するように油圧制御回路20にも作動油を供給する。
In the illustrated example, the
前後進切換機構3は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構30、前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1を備えている。遊星歯車機構30のサンギヤ31はトルクコンバータ2のタービンシャフト25に連結されており、前進用クラッチC1の近傍にはタービンシャフト25の回転数を検出するタービン回転数センサ104が配置されている。一方、遊星歯車機構30のキャリア33は無段変速機構4の入力軸40に連結されている。
The forward /
この前後進切換機構3の構造も周知なので、その説明は省略するが、前進用クラッチC1が係合され、かつ後進用ブレーキB1が解放されると、前後進切換機構3が一体に回転するようになって、前進方向の駆動力が無段変速機構4側へ伝達される。一方、後進用ブレーキB1が係合され、かつ前進用クラッチC1が解放されると、後進方向の駆動力が無段変速機構4側へ伝達される。また、前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1が共に解放されると、前後進切換機構3は動力伝達を遮断するニュートラル状態になる。
Since the structure of the forward /
−無段変速機構−
本実施形態の無段変速機構4は、前記のトルクコンバータ2および前後進切換機構3を介してエンジン1から入力する回転を、無段階に変速して出力軸44から出力可能なベルト式の無段変速機(CVT:Continuously Variable Transmission)であり、以下ではCVT4という。このCVT4は、入力側(駆動側)のプライマリプーリ41、出力側(従動側)のセカンダリプーリ42、および、これらプライマリプーリ41とセカンダリプーリ42との間に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト43(無端伝動部材:チェーン式ベルトも含む)などを備えている。
-Continuously variable transmission mechanism-
The continuously variable transmission mechanism 4 of the present embodiment is a belt-type variable transmission that can steplessly change the rotation input from the engine 1 via the
プライマリプーリ41の近傍にはプライマリプーリ回転数センサ105が配置されている。このプライマリプーリ回転数センサ105の出力信号から、CVT4の入力軸回転数Ninを算出することができる。また、セカンダリプーリ42の近傍にはセカンダリプーリ回転数センサ106が配置されており、その出力信号からCVT4の出力軸回転数Noutを算出することができる。この出力軸回転数Noutから車速spdを算出することができる。
A primary pulley
詳しくはプライマリプーリ41は、入力軸40に固定された固定シーブ411と、入力軸40に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ412とを備えている。そして、可動シーブ412側に配設された油圧アクチュエータ413によって、固定シーブ411と可動シーブ412との間のV溝幅を変更することで、伝動ベルト43の巻き掛け径(有効径)が変更されるようになっている。
Specifically, the
同様にセカンダリプーリ42も、出力軸44に固定された固定シーブ421と、出力軸44に軸方向に摺動可能に配設された可動シーブ422とを備えており、可動シーブ422側に配設された油圧アクチュエータ423によって固定シーブ421と可動シーブ422との間のV溝幅を変更することで、伝動ベルト43の巻き掛け径(有効径)が変更されるようになっている。
Similarly, the
そして、前記プライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413を制御して、プライマリプーリ41およびセカンダリプーリ42のそれぞれのV溝幅を変更することによって、両プーリ41,42の有効径を連続的に変化させて、変速比γを連続的に変化させることができる。なお、変速比γは、γ=入力軸回転数Nin/出力軸回転数Noutと定義され、例えばプライマリプーリ41の有効径が大きくなり、セカンダリプーリ42の有効形が小さくなるとき(アップシフト)に、変速比γは小さくなる。
Then, by controlling the
そうしてプライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413を制御して、プライマリプーリ41およびセカンダリプーリ42のそれぞれの有効径を変化させる際に、セカンダリプーリ42の油圧アクチュエータ423は、伝動ベルト43の滑りが発生しないように所定の挟圧力を発生する。すなわち、詳しくは後述するようにCVT4への入力トルクTinなどに応じてベルト挟圧力が決定され、このベルト挟圧力を発生するように油圧アクチュエータ423が制御される。
Thus, when the
−油圧制御回路−
次に、前記トルクコンバータ2、前後進切換機構3およびCVT4などを制御する油圧制御回路20について説明する。本実施形態の油圧制御回路20は、前記のようにCVT4の変速比γを変更する際に、主にプライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413の油圧を制御する変速比制御部20aと、主にセカンダリプーリ42の油圧アクチュエータ423の油圧を制御する挟圧力制御部20bとを備えている。なお、油圧制御回路20は、図1には示さないが、ライン圧の制御やロックアップクラッチ26の係合および解放のための油圧制御、および、前後進切換機構3の前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1の係合および解放のための油圧制御も行うように構成されている。
-Hydraulic control circuit-
Next, the
詳しくは図2に一例を示すように油圧制御回路20は、プライマリレギュレータバルブ201、セレクトバルブ202、ライン圧モジュレータバルブ203、ソレノイドモジュレータバルブ204、リニアソレノイドバルブ(SLP)205、リニアソレノイドバルブ(SLS)206、変速コントロールバルブ207、および、挟圧力コントロールバルブ208などを備えている。
Specifically, as shown in FIG. 2 as an example, the
この油圧制御回路20においては、まず、機械式オイルポンプ9により生成された油圧が、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ201により調圧されてライン圧PLとなる。このライン圧PLは、変速コントロールバルブ207および挟圧力コントロールバルブ208に供給されるとともに、ライン圧モジュレータバルブ203にも供給されて一段、低いモジュレートライン圧LPM2に調圧される。
In this hydraulic
こうして調圧されたモジュレートライン圧LPM2は、ソレノイドモジュレータバルブ204、リニアソレノイドバルブ(SLP)205、リニアソレノイドバルブ(SLS)206に供給される。ソレノイドモジュレータバルブ204は、モジュレートライン圧LPM2をさらに低圧のモジュレータ油圧PSMに調圧し、変速コントロールバルブ207および挟圧力コントロールバルブ208などに供給する。
The modulated line pressure LPM2 thus regulated is supplied to the
また、リニアソレノイドバルブ(SLP)205、リニアソレノイドバルブ(SLS)206はそれぞれ、ECU8から送信される制御信号のデューティ比に応じて動作され、モジュレートライン圧LPM2を元圧とする制御油圧を出力する。この制御油圧が以下に説明するように変速コントロールバルブ207に供給されて、CVT4の変速比制御に供されるとともに、挟圧力コントロールバルブ208に供給されて挟圧力制御に供される。
Each of the linear solenoid valve (SLP) 205 and the linear solenoid valve (SLS) 206 is operated according to the duty ratio of the control signal transmitted from the
なお、リニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧は、セレクトバルブ202を介してプライマリレギュレータバルブ201にも供給される。この制御油圧をパイロット圧としてプライマリレギュレータバルブ201が前記のように動作し、機械式オイルポンプ9からの油圧を調圧して、ライン圧PLを生成する。
Note that the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 is also supplied to the
−変速比制御部−
次に変速比制御部20aについて詳細に説明すると、図2示すようにプライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413には、スプール弁である変速コントロールバルブ207が接続されていて、そのスプール271の移動方向の一端側(図2の下端側)には、圧縮コイルばね272が配置されているとともに、リニアソレノイドバルブ(SLP)205から制御油圧の印加される制御油圧ポート273が設けられている。
-Gear ratio control unit-
Next, the gear
また、前記変速コントロールバルブ207には、ライン圧PLの供給される入力ポート274と、油圧アクチュエータ413に接続される出力ポート275とが設けられている。そして、変速コントロールバルブ207は、リニアソレノイドバルブ(SLP)205から出力される制御油圧をパイロット圧としてライン圧PLを調圧し、出力ポート275から油圧アクチュエータ413へ供給する。
The
つまり、リニアソレノイドバルブ(SLP)205からの制御油圧に応じて調圧された変速コントロールバルブ207の出力油圧が、油圧アクチュエータ413に供給されて、その油圧Pin(以下、プライマリシーブ油圧Pinともいう)が調圧され、CVT4の変速比γが制御されるようになっている。
That is, the output hydraulic pressure of the
具体的には、油圧アクチュエータ413に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ(SLP)205からの制御油圧が高くなると、変速コントロールバルブ207のスプール271が図2の上側に変位して出力油圧が増大し、プライマリシーブ油圧Pinも増大する。その結果、プライマリプーリ41のV溝幅が狭くなって、変速比γが小さくなる(アップシフト)。
Specifically, when the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 becomes high while a predetermined hydraulic pressure is supplied to the
反対にリニアソレノイドバルブ(SLP)205からの制御油圧が低下すれば、変速コントロールバルブ207のスプール271は図2の下側に変位して出力油圧が低下し、プライマリシーブ油圧Pinも低下する。これによりプライマリプーリ41のV溝幅が広くなって、変速比γが大きくなる(ダウンシフト)。
On the other hand, if the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 decreases, the
−挟圧力制御部−
次に、前記挟圧力制御部20bについても詳細に説明すると、セカンダリプーリ42の油圧アクチュエータ423に接続された挟圧力コントロールバルブ208も、前記の変速コントロールバルブ207と同じくスプール弁からなる。この挟圧力コントロールバルブ208におけるスプール281の移動方向の一端側(図2の下端側)には、圧縮コイルばね282が配置されているとともに、リニアソレノイドバルブ(SLS)206から制御油圧の印加される制御油圧ポート283が設けられている。
-Pinch pressure control part-
Next, the clamping
また、挟圧力コントロールバルブ208には、ライン圧PLの供給される入力ポート284と、油圧アクチュエータ423に接続される出力ポート285とが設けられている。そして、挟圧力コントロールバルブ208は、リニアソレノイドバルブ(SLS)206から出力される制御油圧をパイロット圧としてライン圧PLを調圧し、出力ポート285から油圧アクチュエータ423に供給する。
Further, the clamping
つまり、リニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧に応じて調圧された挟圧力コントロールバルブ208の出力油圧が、油圧アクチュエータ423に供給されて、その油圧Pd(以下、セカンダリシーブ油圧Pdともいう)が調圧され、CVT4のベルト挟圧力が制御されるようになっている。
In other words, the output hydraulic pressure of the clamping
具体的には、油圧アクチュエータ423に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧が増大すると、挟圧力コントロールバルブ208のスプール281が図2の上側に変位して出力油圧Pdが増大し、セカンダリシーブ油圧Pdも増大する。これによりベルト挟圧力も増大する。反対にリニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧が低下すれば、挟圧力コントロールバルブ208のスプール281は図2の下側に変位し、セカンダリシーブ油圧Pdが低下する結果としてベルト挟圧力が低減される。
Specifically, when the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 increases while a predetermined hydraulic pressure is supplied to the
前述した油圧制御回路20の変速比制御部20aおよび挟圧力制御部20bによる制御は、それぞれECU8からの制御信号を受けて各制御部20a,20bのリニアソレノイドバルブ207,208が動作し、CVT4の油圧アクチュエータ413,423などの油圧を好適に制御することで、実現する。つまり、本実施形態では、ECU8によって後述のように実行される所定のプログラムと、油圧制御回路20の挟圧力制御部20bとによって、本発明に係る無段変速機の制御装置が構成されている。
In the control by the gear
−ECU−
ECU8は、図示は省略するが、CPU(Central Processing Unit)、ROM(Read Only Memory)、RAM(Random Access Memory)およびバックアップRAMなどを備えた公知のものである。CPUは、ROMに記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて各種の演算処理を実行する。また、RAMは、CPUでの演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶し、バックアップRAMは、例えばエンジン1の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する。
-ECU-
Although not shown in the figure, the
そして、ECU8の入力インターフェースには、図1に表れているエンジン回転数センサ101、スロットル開度センサ102、タービン回転数センサ104、プライマリプーリ回転数センサ105、セカンダリプーリ回転数センサ106等が接続されている。一方、出力インターフェースには、図1に表れているスロットルモータ13や油圧制御回路20の他に、エンジン1の燃料噴射装置や点火装置などが接続されており、ECU8は、前記した各種のセンサの出力信号などに基づいて、エンジン1の制御、トルクコンバータ2の制御、前後進切換機構3の制御、CVT4の制御等を実行する。
1 is connected to the input interface of the
例えばエンジン1の運転制御としては、スロットルモータ13、燃料噴射装置、点火装置等に制御信号が出力されて、吸気量や燃料噴射量、点火時期などが制御される。トルクコンバータ2についてはロックアップクラッチ26の係合および解放が制御され、前後進切換機構3については前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1の係合および解放が制御される
また、CVT4の制御としてECU8は、一例として図3に示す変速比制御マップを参照して目標変速比を算出する。この変速比制御マップは、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Th(アクセル開度でもよい)および車速spdをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した変速比γを設定したものであって、ECU8のROMに記憶されている。車速spdは出力軸回転数Noutに対応するため、変速比制御マップにおいては目標変速比として、入力軸回転数Ninの目標値である目標回転数Nintを設定している。
For example, as operation control of the engine 1, control signals are output to the
そして、ECU8は、前記の目標回転数Nintと、プライマリプーリ回転数センサ105の出力信号から算出される実際の入力軸回転数Ninと、の偏差に応じて制御信号を生成し、これを油圧制御回路20に出力する。この制御信号を受けて油圧制御回路20の変速比制御部20aでは、上述の如くリニアソレノイドバルブ(SLP)205の制御油圧が調圧され、プライマリシーブ油圧Pinが調圧される。これによりCVT4の変速比γは、入力軸回転数Ninが前記目標回転数Nintになるように制御される。
Then, the
−ベルト挟圧力の制御−
前記のような変速比の制御とともにECU8は、以下に説明するように、CVT4への入力トルクTinなどに応じて、所要のベルト挟圧力を得るためのセカンダリシーブ油圧Pdの目標値(ベルト挟圧指示値Pdi)を算出し、このベルト挟圧指示値Pdiに対応する制御信号を油圧制御回路20に出力する。
−Control of belt clamping pressure−
As described below, the
この制御信号を受けて油圧制御回路20の挟圧力制御部20bでは、上述の如くリニアソレノイドバルブ(SLS)206の制御油圧が調圧され、セカンダリシーブ油圧Pdが調圧される。これによりCVT4においてベルト挟圧力は伝動ベルト43の滑りを抑制するように制御される。具体的にはECU8は、入力トルクTinに所定の安全率SFを加えた上で、以下の(式1)によりベルト挟圧指示値Pdiを算出する。
In response to this control signal, the clamping
Pdi = (Tin+SF)×cosα/(2×μ×Rin×Aout) … (式1)
なお、(式1)においてRinは、プライマリプーリ41の有効径(伝動ベルト43の巻き掛け半径)であって、変速比γの関数である。また、αは、プライマリプーリ41およびセダンダリプーリ42のシーブ角であり、μはプーリ41,42と伝動ベルト43との間の摩擦係数であり、Aoutは油圧アクチュエータ423の受圧面積である。
Pdi = (Tin + SF) × cos α / (2 × μ × Rin × Aout) (Formula 1)
In (Expression 1), Rin is the effective diameter of the primary pulley 41 (the winding radius of the transmission belt 43), and is a function of the speed ratio γ. Α is a sheave angle of the
ここで、前記の演算に用いる入力トルクTinの大きさは、エンジン1の発生するトルク(以下、エンジントルクTeという)からオルタネータなどの補機やオイルポンプ9の駆動ロス分を減算した上で、前後進切換機構3などのイナーシャやトルクコンバータ2によるトルク増幅も考慮して推定される。すなわち、エンジントルクTeは、スロットル開度Thおよびエンジン回転数neに基づいてエンジン制御マップから算出される。
Here, the magnitude of the input torque Tin used for the above calculation is obtained by subtracting the driving loss of the auxiliary machine such as the alternator and the
なお、エンジン制御マップは周知のものであり、図示は省略するが、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Th(アクセル開度でもよい)およびエンジン回転数neをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した目標エンジントルクを設定したものであって、ECU8のROMに記憶されている。
The engine control map is well known and is not shown in the drawings, but experiments and simulations are performed in advance using the throttle opening degree Th (accelerator opening degree) and the engine speed ne corresponding to the driver's output request as parameters. The target engine torque that is more suitable is set, and is stored in the ROM of the
また、エンジン1の補機やオイルポンプ9の駆動ロスについても、予めエンジン1やトルクコンバータ2、CVT4などの動作状態に対応する駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションなどにより求めてマップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数neや油圧制御回路20のライン圧PLなどに基づいて、前記のマップを参照して駆動ロスを算出する。
In addition, for the driving loss of the auxiliary machine of the engine 1 and the
例えばオイルポンプ9の駆動ロスの大きさはその駆動負荷によって決まり、油圧制御回路20を流れる作動油にかかっている力(以下、説明する慣性抵抗および粘性抵抗)から算出できるが、本実施形態では一例として図4に示すように、油圧制御回路20におけるライン圧PLとエンジン回転数neとに対応するポンプ駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションによって調べて、駆動ロスのマップとして設定しておく。
For example, the magnitude of the driving loss of the
図4に示す例では、ポンプ駆動ロスTlossが、エンジン回転数neの上昇に連れて緩やかに増大するとともに、ライン圧PLの上昇に対してはより急な増大変化を示している。なお、オイルポンプ9の駆動負荷は、ライン圧PLおよびエンジン回転数neの他に油温によっても変化するので、図4のようなポンプ駆動ロスのマップは少なくとも未暖機および暖機後の二つ以上、用意している。
In the example shown in FIG. 4, the pump drive loss T loss gradually increases as the engine speed ne increases, and more rapidly changes as the line pressure PL increases. Since the drive load of the
−変速動作中のポンプ駆動負荷の変動−
ところで、前記図4のようなマップに設定してあるポンプ駆動ロスTlossは、CVT4の変速比γが概ね一定の定常状態に対応するものである。これに対し、CVT4の変速比γが変化する変速動作中には、油圧制御回路20の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、慣性抵抗や粘性抵抗が増大することになり、その分、オイルポンプ9の駆動負荷は増大する。
-Fluctuations in pump drive load during gear shifting-
Incidentally, the pump drive loss T loss set in the map as shown in FIG. 4 corresponds to a steady state in which the speed ratio γ of the CVT 4 is substantially constant. On the other hand, during the speed change operation in which the speed ratio γ of the CVT 4 changes, the flow speed of the hydraulic oil flowing through the oil passage of the
こうして変速動作中にポンプ駆動負荷が増大すれば、その分はCVT4への入力トルクが小さくなるので、伝動ベルト43の滑りを抑えるために必要なベルト挟圧力も小さくなる。このことに着目して本実施形態では、変速動作中のオイルポンプ9の駆動負荷の変動も加味して、より正確に入力トルクTinを推定し、これに基づいて、より好適にベルト挟圧指示値Pdiを算出するようにしている。
If the pump drive load increases during the shifting operation in this way, the input torque to the CVT 4 decreases accordingly, and the belt clamping pressure necessary to suppress slippage of the
以下に、まず、前記のポンプ駆動負荷の変動について説明すると、図5に模式的に示すように、油路を流れる作動油(非圧縮性の粘性流体)にかかっている力Fは、同図(a)に示す定常流れの場合は、流体を押し流そうとする動圧f1(慣性抵抗分)と、これに対する摩擦抵抗f2(粘性抵抗分)とに分けて考えることができ、作動油の密度をρとし、油路の断面積をSとすれば以下の(式2)のように表される。 In the following, first, the fluctuation of the pump drive load will be described. As schematically shown in FIG. 5, the force F applied to the hydraulic oil (incompressible viscous fluid) flowing through the oil passage is shown in FIG. In the case of the steady flow shown in (a), it can be divided into a dynamic pressure f 1 (inertia resistance component) to push the fluid and a frictional resistance f 2 (viscosity component component) against this, If the oil density is ρ and the cross-sectional area of the oil passage is S, the following equation (2) is obtained.
F = (f1 − f2)×S
={(1/2)ρu2 − μ(∂u/∂y)}×S … (式2)
そして、CVT4の変速動作中に流速uが高くなってu'になるときには、図5(b)に示すように動圧f1も摩擦抵抗f2も増大するので(f1→f'1、f2→f'2)、作動油にかかっている力の増分dFは、以下の(式3)によって表される。
F = (f 1 −f 2 ) × S
= {(1/2) ρu 2 −μ (∂u / ∂y)} × S (Formula 2)
When the flow velocity u becomes high and becomes u ′ during the shift operation of the CVT 4, both the dynamic pressure f 1 and the frictional resistance f 2 increase as shown in FIG. 5B (f 1 → f ′ 1 , f 2 → f ′ 2 ), the increment dF of the force applied to the hydraulic oil is expressed by the following (Equation 3).
dF = [(1/2)(ρu'2 −ρu2)+
μ{(∂u'/∂y)−(∂u/∂y)}]×S … (式3)
この(式3)のdFを油圧制御回路20内の各所において算出して、油路全体に亘って合算すれば、オイルポンプ9の駆動負荷の増分を求めることができるが、そもそも油圧制御回路20の各部位における流速u,u'や油路の摩擦抵抗μおよび断面積Sを全て求めることは困難であり、CVT4の変速動作中に前記の計算を行うことは現実的でないと考えられていた。
dF = [(1/2) (ρu ′ 2 −ρu 2 ) +
μ {(∂u ′ / ∂y) − (∂u / ∂y)}] × S (Formula 3)
If the dF of (Equation 3) is calculated at various points in the
この点について本願の発明者は、計算を簡略化してポンプ駆動負荷の増分を見積もるために、以下の方法を考えた。すなわち、まず、油圧制御回路20において変速動作中に作動油が流通する油路を、一様な円形断面を有し直線的に延びる油路(以下、等価油路ともいう)とみなし、かつ、この等価油路の任意の断面において作動油の流速が楕円面状に、即ち楕円体の表面状に分布していると仮定する。
In this regard, the inventor of the present application considered the following method in order to simplify the calculation and estimate the increment of the pump driving load. That is, first, an oil passage through which hydraulic oil flows during a speed change operation in the
具体的には、一例を図6に示すように二次元の流れ場で表すと、等価油路の壁面において流速は零(u=0)であり、ここから油路の断面中心に向かって徐々に高くなってゆくので、この流速uと、流れに直行する方向の位置(y座標)とを変数として、以下の(式4)のような二次元の楕円の方程式が満たされるとする。 Specifically, when an example is represented by a two-dimensional flow field as shown in FIG. 6, the flow velocity is zero (u = 0) on the wall surface of the equivalent oil passage, and gradually from here to the center of the cross section of the oil passage. Assuming that the flow velocity u and the position (y coordinate) in the direction orthogonal to the flow are variables, the following two-dimensional ellipse equation (Equation 4) is satisfied.
u2/umax 2 + (y−renkan)/renkan 2 = 1 … (式4)
なお、(式4)においてumaxは、油路の断面中心における流速であって、この断面における流速の最高値であり、オイルポンプ9の1回転当たりの吐出量Q(cc)と、エンジン回転数ne(rpm)と、油路の断面積Sとを用いて、umax=Q×ne/60/S/100 として算出できる。また、renkanは油路の半径を表している。
u 2 / u max 2 + (y−r enkan ) / r enkan 2 = 1 (Formula 4)
In (Equation 4), u max is a flow velocity at the center of the cross section of the oil passage, and is the maximum value of the flow velocity in this cross section. The discharge amount Q (cc) per one rotation of the
この(式4)を用いて(式2)や(式3)を計算すれば、作動油にかかっている力Fやその増分dFを求めることができる。すなわち、前記のようにオイルポンプ9の吐出量Qなどから流速umax,u'maxが求まり、(式4)からu,u' が求まれば、(式3)の右辺第1項、即ち慣性抵抗の増分を計算できる。また、(式4)からは∂u/∂y,∂u'/∂yも求まるので、(式3)の右辺第2項、即ち粘性抵抗の増分も計算できる。
By calculating (Equation 2) and (Equation 3) using this (Equation 4), the force F applied to the hydraulic oil and its increment dF can be obtained. That is, as described above, when the flow rates u max and u ′ max are obtained from the discharge amount Q of the
但し、図6に表れているように流速u(破線),u'(実線)は油路の断面において一様ではなく、その周壁から離れるに連れて高くなるので、本実施形態では図6に模式的に示すように油路の断面を輪切りにして、それぞれ力の増分dFを求めるようにしている。すなわち、油路の断面を複数の環状領域Ri(i=1〜n)に分割し、これら各環状領域Ri内では流速uは一定値uiであるとすれば、それら各環状領域Riの面積をΔSiとして、(式3)から各環状領域Riにおける力の増分dFi は以下の(式5)のように表される。 However, as shown in FIG. 6, the flow velocities u (broken lines) and u ′ (solid lines) are not uniform in the cross section of the oil passage, and become higher as the distance from the peripheral wall increases. As schematically shown, the cross section of the oil passage is cut into circles, and the force increment dF is obtained for each. That is, if the cross section of the oil passage is divided into a plurality of annular regions R i (i = 1 to n) and the flow velocity u is a constant value u i in each of these annular regions R i , each of these annular regions R i . Assuming that the area of i is ΔS i , the force increment dF i in each annular region R i is expressed as (Expression 5) below from (Expression 3).
dFi = [(1/2)(ρu'2 i −ρu2 i)+
μ{(∂u'i/∂y)−(∂ui/∂y)}]×ΔSi … (式5)
また、前記のように作動油にかかっている力Fの増大に伴い増大するオイルポンプ9の駆動負荷が、オイルポンプ9を駆動する軸(本実施形態ではクランクシャフト11)の駆動ロスであることを考慮して、変速動作中のポンプ駆動ロスの増分(以下、ロストルクともいう)dTloss は、前記の力の増分dFにこの力による作動油の流動距離ΔLを掛け合わせて、 dTloss = dF×ΔL と表される。
dF i = [(1/2) (ρu ′ 2 i −ρu 2 i ) +
μ {(∂u ′ i / ∂y) − (∂u i / ∂y)}] × ΔS i (Formula 5)
Further, the driving load of the
そこで、ロストルクdTloss をその慣性抵抗分dTloss1 と粘性抵抗分dTloss2 とに分けて書き直すと、前記(式5)から以下の(式6)(式7)が導き出される。なお、これらの式においてΣは、ui ,ΔSi などの変数の添え字iをi=1〜nのように変化させて総和をとることを意味する。
Therefore, when the loss torque dT loss is rewritten by dividing it into the inertial resistance component dT loss 1 and the viscous
dTloss1 = Σ[{μ(∂u'i/∂y)−μ(∂ui/∂y)}×ΔSi]×ΔL
…(式6)
dTloss2 = Σ[{(1/2)(ρu'2 i −ρu2 i)×ΔSi}×ΔL
…(式7)
また、(式6)(式7)において環状領域Riの面積ΔSiは、その外周の円の半径riを用いて、 ΔS = π×(r2 i−r2 i-1 ) と表される。但しr0=0である。さらに、作動油の流動距離ΔLは、変速動作にかかる時間Δtと、変速時の流れの加速度αとを用いて、 ΔL = u×Δt+1/2(α×Δt2 ) と表される。
dT loss 1 = Σ [{μ (∂u ′ i / ∂y) −μ (∂u i / ∂y)} × ΔS i ] × ΔL
... (Formula 6)
... (Formula 7)
In (Expression 6) and (Expression 7), the area ΔS i of the annular region R i is expressed as follows: ΔS = π × (r 2 i −r 2 i−1 ) using the radius r i of the outer circumference of the circle. Is done. However, r 0 = 0. Further, the hydraulic oil flow distance ΔL is expressed as ΔL = u × Δt + 1/2 (α × Δt 2 ) using the time Δt required for the speed change operation and the flow acceleration α during the speed change.
前記したように(式3)の右辺第1項(慣性抵抗増分)および第2項(粘性抵抗増分)は(式4)から計算できるので、前記の(式6)(式7)も計算できる。そして、これらの式からロストルクの慣性抵抗分dTloss1 および粘性抵抗分dTloss2 を算出して、合算することによって、変速動作中のロストルク、即ち過渡的なポンプ駆動ロスの増分dTloss を算出することができる。
As described above, since the first term (inertia resistance increment) and the second term (increase in viscous resistance) on the right side of (Equation 3) can be calculated from (Equation 4), the above (Equation 6) and (Equation 7) can also be calculated. . Then, the inertial resistance component dT loss 1 and the viscous
一例としてダウンシフト変速によってエンジ回転数neが上昇する場合の計算結果について説明すると、図7(a)は、変速前のエンジン回転数ne1(例えばne=1500rpm)におけるポンプ駆動ロス慣性抵抗分および粘性抵抗分をそれぞれ前記(式6)(式7)によって計算したものである。同図に示すように、慣性抵抗は流速の高い油路の断面中心で大きくなっており、一方、粘性抵抗は油路の周壁付近で大きくなっている。 As an example, the calculation result when the engine speed ne increases due to the downshift will be described. FIG. 7A shows the pump drive loss inertial resistance and viscosity at the engine speed ne1 (for example, ne = 1500 rpm) before the shift. The resistance components are calculated by the above (formula 6) and (formula 7), respectively. As shown in the figure, the inertial resistance increases at the center of the cross section of the oil passage having a high flow velocity, while the viscous resistance increases near the peripheral wall of the oil passage.
同様に、変速後のエンジン回転数ne2(例えばne=2000rpm)の場合については、図7(b)に実線で示すようになっていて、慣性抵抗が油路の断面中心で大きく、粘性抵抗が油路の周壁付近で大きいという傾向は変速前と同じである。しかし、同図に破線で示す変速前の状態(図7(a)と同じ)と比較すると、慣性抵抗が油路の断面全体で増大しているのに対し、粘性抵抗は、油路の周壁付近では増大する一方、油路の断面中心ではむしろ小さくなっていることが分かる。 Similarly, in the case of the engine speed ne2 after shifting (for example, ne = 2000 rpm), it is as shown by a solid line in FIG. 7B, the inertial resistance is large at the center of the cross section of the oil passage, and the viscous resistance is The tendency of being large near the peripheral wall of the oil passage is the same as before shifting. However, when compared with the state before the shift (shown in FIG. 7A) indicated by a broken line in the figure, the inertial resistance increases in the entire cross section of the oil passage, whereas the viscous resistance is the peripheral wall of the oil passage. It can be seen that it increases in the vicinity, but rather becomes smaller at the center of the cross section of the oil passage.
−変速動作中の挟圧力の制御−
以下に、前述のようにして変速動作中のポンプ駆動ロスの増分dTloss を算出し、これを反映することによってCVT4への入力トルクTinを推定するようにしたベルト挟圧力制御の流れを、図8を参照して具体的に説明する。なお、図8のフローチャートに示すルーチンは、ECU8において所定のタイミングで繰り返し実行される。
-Control of clamping pressure during shifting operation-
In the following, the flow of the belt clamping pressure control in which the increment dT loss of the pump drive loss during the shifting operation is calculated as described above and the input torque Tin to the CVT 4 is estimated by reflecting this is shown in FIG. This will be specifically described with reference to FIG. Note that the routine shown in the flowchart of FIG. 8 is repeatedly executed by the
図8のフローにおけるスタート後のステップST1では、まず、エンジントルクTeなど必要なデータを読み込む。前述したようにエンジントルクTeは、スロットル開度Thおよびエンジン回転数neに基づいてエンジン制御マップから算出され、ECU8のRAMに記憶されている。また、エンジン補機やオイルポンプ9の駆動ロスはマップを参照して算出される。これらのデータは、後述する入力トルクTinの算出に用いられる。
In step ST1 after the start in the flow of FIG. 8, first, necessary data such as the engine torque Te is read. As described above, the engine torque Te is calculated from the engine control map based on the throttle opening degree Th and the engine speed ne, and is stored in the RAM of the
続いてステップST2において、入力トルクTinに含まれるポンプ負荷変動項を算出する。例えば、前述したようにエンジン回転数ne1においてCVT4のダウンシフト変速動作が開始され、エンジン回転数がne2まで上昇する場合に、これによって生じるポンプ駆動負荷の変動分(ポンプ負荷変動項)を、(式6)(式7)などを用いて算出する。これにより、変速動作によりエンジン回転数が上昇するときのポンプ駆動負荷の変動量(増分)が算出される。
Subsequently, in step ST2, a pump load fluctuation term included in the input torque Tin is calculated. For example, when the CVT4 downshift operation is started at the engine speed ne1 as described above and the engine speed increases to ne2, the pump drive load fluctuation (pump load fluctuation term) caused by this is expressed as ( Calculation is performed using Equation 6),
前記のステップST2に続いてステップST3では、例えば変速比制御部20aに出力する制御信号に基づいて、CVT4の変速動作がアップシフト変速か否か判定し、否定判定(NO)であれば後述のステップST7に進む一方、肯定判定(YES)であればステップST4に進んで、安全率SFを変更するか否か判定する。この判定については例えば車種によって予め変更するか否かが設定され、ECU8のROMに記憶されている。
In step ST3 following step ST2, for example, based on a control signal output to the gear
そして、安全率SFを変更する車種であればステップST5に進んで、予め設定されている小さめの安全率SFdownに変更した後に、後述のステップST9に進んでCVT4への入力トルクTinを算出する。一方、安全率SFを変更しない車種であればステップST6に進んで、ポンプ負荷変動項の値を零(0)にした上で、後述のステップST9に進む。 And if it is a vehicle type which changes safety factor SF, it will progress to step ST5, and after changing to the small safety factor SFdown set beforehand, it will progress to below-mentioned step ST9 and will calculate input torque Tin to CVT4. On the other hand, if the vehicle type does not change the safety factor SF, the process proceeds to step ST6, the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0), and then the process proceeds to step ST9 described later.
一方、前記のステップST3でアップシフトではない、と否定判定(NO)して進んだステップST7では、今度はCVT4の変速動作がダウンシフト変速か否か判定する。そして否定判定(NO)であれば変速動作中ではないので、ポンプ負荷変動項の値を零(0)にしてステップST9に進む一方、肯定判定(YES)であれば、そのままでステップST9に進む。 On the other hand, in step ST7, which is determined as a negative determination (NO) that the shift is not an upshift in step ST3, it is determined whether or not the shift operation of the CVT 4 is a downshift. If the determination is negative (NO), the gear shifting operation is not in progress, so the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0) and the process proceeds to step ST9. If the determination is affirmative (YES), the process proceeds to step ST9. .
ステップST9では、前述のステップST1で読み込んだエンジントルクTeから補機の駆動ロスや定常状態でのポンプ駆動ロス(図4のマップを参照して算出)を減算して、トルクコンバータ2によるトルク増幅や前後進切換機構3などのイナーシャも考慮した上で、ステップST2で算出したポンプ負荷変動項も含めてCVT4への入力トルクTinを算出する。なお、変速動作中はトルクコンバータ2のロックアップクラッチ26が係合状態になっており、トルク比は1になる。また、イナーシャについては、CVT4への入力回転速度Ninの時間あたりの変化量、即ち加減速度から算出される。
In step ST9, the auxiliary motor drive loss and the steady state pump drive loss (calculated with reference to the map of FIG. 4) are subtracted from the engine torque Te read in step ST1, and torque amplification by the
つまり、CVT4の変速動作中にはオイルポンプ9の駆動ロスが変動することも加味して、CVT4への入力トルクTinを従来よりも正確に推定することができる。そうして推定した入力トルクTinを用いて、ステップST10においては、前述した(式1)により、伝動ベルト43の滑りを好適に抑制できるようなベルト挟圧指示値Pdiを算出する。
In other words, the input torque Tin to the CVT 4 can be estimated more accurately than before, taking into account that the drive loss of the
したがって、本実施形態に係るCVT4においては、ダウンシフト変速の際に油圧制御回路20における作動油の流速が高くなって、オイルポンプ9の駆動負荷が増大する分、入力トルクTinが小さくなることを好適に反映させて、その分、ベルト挟圧力を小さく制御することができる。これによって、CVT4における動力損失を従来よりも低減し、その分、エンジントルクTeを低下させることによって燃費の低減が図られる。
Therefore, in the CVT 4 according to the present embodiment, the hydraulic oil flow rate in the
また、アップシフト変速の際には計算上、オイルポンプ9の駆動負荷が低減されることになるので、図8のフローのステップST6のようにポンプ負荷変動項の値を零(0)にするか、或いは同ステップST5のように、安全率SFを小さめの値に変更する。安全率SFはもともと、CVT4の変速動作中も伝動ベルト43の滑りが発生しないよう大きめの値に設定しているので、前記のように計算上、オイルポンプ9の駆動負荷が低減されてその分、入力トルクTinの値が大きくなっても、ベルト挟圧指示値Pdiは小さくすることができる。
Further, since the driving load of the
図9は、本実施形態のパワートレインを搭載した車両で行った走行試験(JC08モード)の一部を示しており、実線のグラフで示すような車速の変化と、CVT4における動力損失(ロストルク)との対応を調べたものである。図に白い三角でプロットした点が、本実施形態のロストルクを示しており、黒い四角でプロットした点は、安全率の大きめな比較例を示している。 FIG. 9 shows a part of a running test (JC08 mode) performed on a vehicle equipped with the power train of this embodiment, and the change in vehicle speed as shown by the solid line graph and the power loss (loss torque) in CVT4. The correspondence with was investigated. The points plotted with white triangles in the figure indicate the loss torque of the present embodiment, and the points plotted with black squares indicate comparative examples with a large safety factor.
図には符号Sとして囲んで示すように車速の変化が小さく、CVT4は定常状態であると考えられる場合、ロストルクは本実施形態(三角)と比較例(四角)とで大きな違いは見られない。一方で、符号Tとして破線で囲んで示すようにCVT4が変速動作中であると考えられる場合は、本実施形態におけるロストルク(三角)が比較例(四角)に比べて低減されていることが分かる。 In the figure, when the change in the vehicle speed is small and the CVT 4 is considered to be in a steady state as shown by being surrounded by a symbol S, the loss torque is not greatly different between this embodiment (triangle) and the comparative example (square). . On the other hand, when it is considered that the CVT 4 is performing a speed change operation as indicated by a broken line as the symbol T, it can be seen that the loss torque (triangle) in the present embodiment is reduced compared to the comparative example (square). .
−他の実施形態−
以上、説明した実施形態では、ガソリンエンジンを搭載した車両のパワートレインに本発明を適用した例を示したが、本発明はこれに限られることなく、ディーゼルエンジン等の他のエンジンを搭載した車両にも適用可能である。また、車両の動力源についてはエンジンの他に電動モータ、あるいはエンジンと電動モータの両方を備えたハイブリッド形動力源であってもよい。
-Other embodiments-
As mentioned above, although the example which applied this invention to the power train of the vehicle carrying a gasoline engine was shown in embodiment described above, this invention is not restricted to this, The vehicle carrying other engines, such as a diesel engine, is shown. It is also applicable to. In addition to the engine, the vehicle power source may be an electric motor or a hybrid power source including both the engine and the electric motor.
さらに、本発明は前記実施形態のようなベルト式のCVT4にも限定されず、例えばトロイダル式の無段変速機にも適用できるし、無段変速機にも限定されず、動力源からの入力によって油圧ポンプを駆動するものであれば、多段式の自動変速機に適用することも可能である。 Further, the present invention is not limited to the belt-type CVT 4 as in the above-described embodiment, and can be applied to, for example, a toroidal-type continuously variable transmission. As long as the hydraulic pump is driven by this, it can be applied to a multi-stage automatic transmission.
また、前記実施形態では、CVT4のアップシフトおよびダウンシフトの両方の変速動作中において、入力トルクTinの算出の際にオイルポンプ9の負荷変動項を含めるようにしているが、これにも限定されず、例えば、ダウンシフト変速のときにだけ負荷変動項を含めるようにしてもよい。
In the above-described embodiment, the load variation term of the
本発明は、例えば車両に搭載されるベルト式のCVTに適用可能であり、特に変速動作中のベルト挟圧力を小さくすることによって、燃費の低減が図られるものであるから、乗用車などにおいて高い効果を奏する。 The present invention can be applied to, for example, a belt-type CVT mounted on a vehicle. In particular, since the fuel consumption can be reduced by reducing the belt clamping pressure during the shifting operation, it is highly effective in passenger cars and the like. Play.
1 エンジン(走行用の動力源)
4 無段変速機構(CVT:無段変速機)
41 プライマリプーリ(駆動側のプーリ)
42 セカンダリプーリ(従動側のプーリ)
43 伝動ベルト(無端伝動部材)
8 ECU(制御装置)
9 オイルポンプ(油圧ポンプ)
20 油圧制御回路(制御装置)
1 Engine (Power source for driving)
4. Continuously variable transmission mechanism (CVT: continuously variable transmission)
41 Primary pulley (drive pulley)
42 Secondary pulley (pulley on the driven side)
43 Transmission belt (endless transmission member)
8 ECU (control device)
9 Oil pump (hydraulic pump)
20 Hydraulic control circuit (control device)
Claims (1)
前記無段変速機の変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作に伴う作動油の慣性抵抗および粘性抵抗の変化量を油路の断面における作動油の流速分布から求めて、前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出し、この変動量も加味して前記無端伝動部材の挟圧力を制御する構成とした、ことを特徴とする無段変速機の制御装置。 Between the drive side and the driven side pulley endless transmission member wound around et al is the hydraulic pump in the hydraulic control circuit for controlling the clamping force of the endless transmission member, from the power source for running of the vehicle of the drive-side It is installed in the power transmission path to the pulley, and at least the loss due to the driving load of the hydraulic pump is subtracted from the torque generated by the power source to calculate the magnitude of the torque input to the driving pulley. and, in the control device for a continuously variable transmission that is configured to control the clamping pressure before Kimutan transmission member according to this,
During a speed change operation in which the transmission ratio of the continuously variable transmission changes, the amount of change in the inertial resistance and viscosity resistance of the hydraulic oil accompanying the speed change operation is obtained from the flow velocity distribution of the hydraulic oil in the cross section of the oil passage, A control device for a continuously variable transmission, wherein a variation amount of a driving load of a pump is calculated, and the clamping force of the endless transmission member is controlled in consideration of the variation amount.
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