CN103339416B - 无级变速器的变速控制装置及控制方法 - Google Patents

Abstract

无级变速器（4）具备卷挂于一对带轮（11）和（12）的环形转矩传递部件（13），至少一带轮根据所施加的带轮推力，使环形转矩传递部件（13）的卷绕半径发生变化。控制器（22）基于无级变速器（4）的运转状态，推定环形转矩传递部件（13）的伸长量，基于伸长量，设定滑动极限推力，基于滑动极限推力，控制至少一带轮的带轮推力。由此，实现与环形转矩传递部件（13）的有无伸长相对应的适当的带轮推力控制。

Description

无级变速器的变速控制装置及控制方法

技术领域

本发明涉及利用V型链等的环形转矩传递部件和一对带轮的无级变速器的带轮推力的控制。

背景技术

日本特许厅在2009年发行的专利文献JP2009－144751A提案有如下的技术，即、在将V型链等的环形转矩传递部件卷挂于由初级带轮和次级带轮构成的一对带轮的车辆用无级变速器（CVT）中，通过带轮刚性的设定，可提高变速响应性。

初级带轮和次级带轮分别根据施加于旋转轴方向的带轮推力，使V字形槽的宽度发生变化，使V型链的卷绕半径发生变化，由此，使带轮间的转速比即变速比发生变化。带轮推力通过以搭载于车辆的内燃机为动力源的油压泵的油压可得到。

在这种CVT中，如果在V型链和任一个带轮之间产生滑动，则在带轮间的转矩传递上就会产生障碍。为了不在V型链和带轮之间产生滑动，需要给带轮施加一定以上的推力。将该一定以上的推力称为滑动极限推力。滑动极限推力是初级带轮和次级带轮共用的值，依赖于向初级带轮的V型链的卷绕半径而确定。滑动极限推力用下式（1）进行计算。

$F\min =\frac{\mathrm{Tp}\·\cos \mathrm{\α}}{2\·\mathrm{\μ}\·\mathrm{Rp}}---\left(1\right)$

其中，Fmin＝滑动极限推力；

Tp＝初级带轮的输入转矩；

α＝滑轮角；

μ＝V型链与带轮的摩擦系数；

Rp＝向初级带轮的V型链的卷绕半径。

在此，滑轮角α是由初级带轮、次级带轮及V型链的形状和尺寸预确定的常数，摩擦系数μ是由初级带轮、次级带轮及V型链的材质预确定的常数。

参照图11，在经由V型链进行转矩传递的CVT中，当V型链产生伸长时，在同一变速比中，向带轮的卷绕半径发生变化。下式（2）表示的是变速比和卷绕半径的关系。

$\mathrm{ip}=\frac{\mathrm{Rs}1}{\mathrm{Rp}1}=\frac{\mathrm{Rs}2}{\mathrm{Rp}2}---\left(2\right)$

其中，ip＝变速比；

Rp1＝V型链的伸长较小时的向初级带轮的卷绕半径

Rs1＝V型链的伸长较小时的向次级带轮的卷绕半径

Rp2＝V型链的伸长较大时的向初级带轮的卷绕半径

Rs2＝V型链的伸长较大时的向次级带轮的卷绕半径。

由式（1）可知，如果V型链产生伸长，则V型链向带轮的卷绕半径就增大，结果是滑动极限推力变小。

因此，如果基于在不考虑V型链的伸长而计算出的滑动极限推力来控制带轮推力，则在V型链产生了伸长的情况下，带轮推力就会过大。其结果油压损失及摩擦损失增大，导致驱动油压泵的内燃机的燃料消耗增大。

发明内容

因此，本发明的目的在于，实现与环形转矩传递部件的有无伸长相对应的适当的带轮推力控制。

本发明的变速控制装置应用于无级变速器，所述无级变速器具备卷挂于一对带轮的环形转矩传递部件，至少一带轮根据所施加的带轮推力使可动滑轮沿轴方向位移，由此，使环形转矩传递部件卷绕半径发生变化。变速控制装置具备：检测无级变速器的运转状态的传感器、可编程控制器。可编程控制器以如下方式进行编程，即、基于无级变速器的运转状态，计算出环形转矩传递部件的伸长量、与伸长量相对应的滑动极限推力，基于滑动极限推力，控制至少一带轮的带轮推力。

本发明的详细内容以及其他特征或优点在说明书的下面的记载中进行说明，并且表示在附图中。

附图说明

图1是本发明实施方式的无级变速器的变速控制装置的概要构成图；

图2是无级变速器的水平剖面图；

图3是对本发明实施方式的变速控制器执行的变速控制程序进行说明的流程图；

图4是对变速控制器的滑动极限推力的收敛计算进行说明的块图；

图5A、图5B是对卷绕半径和滑动极限推力的收敛的情形进行说明的时间图；

图6是表示发明者们的模拟实现的无级变速器的初级带轮的输入转矩和V型链的张力之间的关系的图；

图7是表示发明者们的模拟实现的无级变速器的次级带轮的推力和V型链的张力之间的关系的图；

图8是表示发明者们的模拟实现的初级带轮的转速和V型链的张力之间的关系的图；

图9是表示发明者们的模拟实现的变速比和V型链的张力之间的关系的图；

图10A～图10D是对变速控制器的考虑到V型链的伸长后的滑动极限推力的设定情形进行说明的时间图；

图11是对V型链的伸长引起的卷绕半径的变化进行说明的卷挂于初级带轮和次级带轮的V型链的概要侧面图；

图12是说明变速控制器的滑动极限推力计算功能的变化的块图。

具体实施方式

参照附图的图1，车辆驱动系统具备内燃机1作为行驶用动力源。内燃机1的输出旋转经由液力变矩器2、第一齿轮组3、无级变速器（以下称为CVT）4、第二齿轮组5及终端减速装置6传递到驱动轮7。

CVT4由链式无级变速机构构成。

CVT4具备：初级带轮11、次级带轮12、卷挂于链轮11和12的作为环形转矩传递部件的V型链13。V型链13具有越向V型链13的中心方向其宽度越小的V字形截面。

参照图2，CVT4的初级带轮11具备固定滑轮11A和可动滑轮11B。固定滑轮11A具有带轮轴11C。可动滑轮11B沿轴方向滑动自如地指示于带轮轴11C的外周。可动滑轮11B通过油压缸15作用于轴方向的带轮推力，在带轮轴11C上使与固定滑轮11A的距离发生变化，从而使V型链13的卷绕半径发生变化。

次级带轮12具备固定滑轮12A和可动滑轮12B。固定滑轮12A具有带轮轴12C。可动滑轮12B沿轴方向滑动自如地指示于带轮轴12C的外周。可动滑轮12B通过油压缸16作用于轴方向的带轮推力，在带轮轴12C上使与固定滑轮12A的距离发生变化，从而使V型链13的卷绕半径发生变化。

CVT4这样使V型链13的向初级带轮11和次级带轮12的卷绕半径发生变化，由此，使变速比无级地变化。另外，“变速比”是CVT4的输入转速除以CVT4的输出转速所得的值。

在初级带轮11设有带轮限制器21A和21B。将可动滑轮11B的与V型链13抵接的部位称为前端，将相反侧的端部称为后端。带轮限制器21A设置于油压缸15的内侧，通过与可动滑轮11B的后端抵接，阻止可动滑轮11B的从固定滑轮11A向后退方向的一定以上的位移。带轮限制器21B台阶状地形成在固定滑轮11A的带轮轴12C的外周。在可动滑轮11B的内周形成对应的台阶。可动滑轮11B通过使该台阶与带轮限制器21B抵接，阻止向固定滑轮11A的向接近方向的一定以上的位移。

也可以将带轮限制器21A和21B设置于次级带轮12。带轮限制器21A和21B发挥如下的功能。即，

（1）带轮限制器21A防止V型链13与带轮轴11C（12C）接触。

（2）带轮限制器21B防止V型链13脱离带轮11（12）的V形槽。

需要（1）的功能的理由是，在初级带轮11为最大变速比附近，在次级带轮12为最小变速比附近。

需要（2）的功能的理由是，在初级带轮11为最小变速比附近，在次级带轮12为最大变速比附近。

对将带轮限制器21A和21B设置于初级带轮11的情况进行说明。

在最大变速比附近，通过可动滑轮11B的后端与带轮限制器21A抵接，规定V型链13的向初级带轮11的卷绕半径的最小值。在可动滑轮11B的后端与带轮限制器21A抵接的状态下，通过以固定滑轮11A和可动滑轮11B形成的槽宽的最狭窄部位的宽度比V型链13的内周的宽度窄的方式设定带轮限制器21A的位置，防止V型链13的与带轮轴11C的接触。

在最小变速比附近，通过形成于可动滑轮11B的内周的台阶与形成于带轮轴11C的外周的台阶状的带轮限制器21B抵接，规定V型链13的向初级带轮11的卷绕半径的最大值。此时，先考虑到V型链13的伸长，再设计滑轮面的半径，以使V型链13即使产生伸长，也不会脱离固定滑轮11A和可动滑轮11B形成的槽。

对将带轮限制器21A和21B设置于次级带轮12的情况进行说明。

在最小变速比附近，通过可动滑轮12B的后端与带轮限制器21A抵接，规定V型链13的向次级带轮12的卷绕半径的最小值。在可动滑轮12B的后端与带轮限制器21A抵接的状态下，通过以固定滑轮12A和可动滑轮12B形成的槽宽的最狭窄部位的宽度比V型链13的内周的宽度窄的方式设定带轮限制器21A的位置，防止V型链13的与带轮轴12C的接触。

在最大变速比附近，通过形成于可动滑轮12B的内周的台阶与形成于带轮轴12C的外周的台阶状的带轮限制器21B抵接，规定V型链13的向次级带轮12的卷绕半径的最大值。此时，先考虑到V型链13的伸长，再设计滑轮面的半径，以使V型链13即使产生伸长，也不会脱离固定滑轮12A和可动滑轮12B形成的槽。

另外，带轮限制器21A和21B也可以设置于初级带轮11和次级带轮12中的任一个。在该实施方式中，在初级带轮11上设有带轮限制器21A和21B，在次级带轮12上未设置带轮限制器。

再次参照图1，CVT4的变速控制通过利用内燃机1的动力的一部分进行驱动的油压泵10、调节来自油压泵10的油压而供给到无级变速器4的油压缸15和16的油压控制回路21、控制油压控制回路21的变速控制器22来进行。

变速控制器22由具备中央运算装置（CPU）、只读存储器（ROM）、随机存取存储器（RAM）及输入输出接口（I／O接口）的微型计算机构成。也可由多个微型计算机构成控制器。

从作为内燃机1的负荷来检测车辆具备的加速踏板的开度APO的加速踏板开度传感器41、检测车辆具备的变速杆的变速位置的断路开关45、检测初级带轮11的转速Np的初级旋转传感器42及检测次级带轮12的转速Ns的次级旋转传感器43，向变速控制器22输入各自的检测数据信号。

参照图3对变速控制器22执行的CVT4的变速控制程序进行说明。另外，该程序在初级带轮11的旋转中，以例如10毫秒的一定间隔重复执行。

在步骤S1中，变速控制器22基于内燃机1的负荷和车速VSP，用公知的方法，确定目标变速比Dip。作为内燃机1的负荷，利用加速踏板开度传感器41检测的加速踏板开度APO。车速VSP根据次级带轮12的转速Ns和第二齿轮组5及终端减速装置6的传动比计算出。

在步骤S2中，通过基于目标变速比Dip和实际变速比ip的偏差的公知的变速比反馈控制，计算出初级带轮11的带轮推力Fp和次级带轮12的带轮推力Fs。

在步骤S3中，变速控制器22计算滑动极限推力Fmin。接着，对该处理进行详细说明。

如果使向油压缸15和16的供给油压发生变化，则通过油压缸15作用于可动滑轮11B的带轮推力，可动滑轮11B在带轮轴11C上使与固定滑轮11A的距离发生变化，从而使V型链13的卷绕半径Rp发生变化。另外，通过油压缸16作用于可动滑轮12B的带轮推力，可动滑轮12B在带轮轴12C上使与固定滑轮12A的距离发生变化，使V型链13的卷绕半径Rs发生变化。

在此，如果在V型链13和带轮11或12之间产生实质滑动，就会对转矩传递产生障碍。记载为实质滑动的理由是，在V型链13的情况下，即使在正常的转矩传递中，对于初级带轮11及次级带轮12也会分别产生微小的滑动。为了与这种微小的滑动区别开来，将给转矩传递带来障碍那样的V型链13的滑动称为实质滑动。

为了不在V型链13和带轮11或12之间产生实质滑动，只要提高给带轮11和12带来带轮推力的油压缸15和16的油压即可，但是，必须为此提高向油压缸15和16供给油压的油压泵10的排出压力，结果的油压供给系统内的油压损失及摩擦损失增大，导致驱动油压泵10的内燃机1的燃料消耗增大。

于是，在步骤S3中，变速控制器22计算出相对于实际变速比ip而不产生V型链13的滑动的带轮推力的最小值作为滑动极限推力Fmin。滑动极限推力Fmin是初级带轮11和次级带轮12共用的值。此时，变速控制器22通过考虑V型链13的伸长而计算滑动极限推力Fmin，可将CVT4的变速动作带来的能量消耗抑制到最小限度。

下面，对步骤S3的处理进行详细说明。

为了卷绕于带轮的V型链那样的环形转矩传递部件不对带轮产生实质滑动，需要给带轮施加滑动极限推力以上的推力。

接着，对滑动极限推力的计算的基本逻辑进行说明。

在不考虑V型链13的伸长的情况下，相对于实际变速比ip，可在几何学上计算出V型链13的向初级带轮11的卷绕半径Rp。因此，如果不考虑V型链13的伸长，则利用该值，通过式（1），能够直接计算出滑动极限推力Fmin。

但是，当将次级带轮12的带轮推力Fs设定为这样计算出的滑动极限推力Fmin以上时，就会产生下面的问题。

即，当V型链13产生伸长，则V型链13向初级带轮11的卷绕半径Rp就会增大，结果是滑动极限推力Fmin变小。

该情况下，当适用不考虑V型链13的伸长而计算出的滑动极限推力Fmin来设定次级带轮12的带轮推力Fs时，则带轮推力Fs就会过大。其结果是油压损失及摩擦损失增大，导致驱动油压泵10的内燃机1的燃料消耗增大。

在该实施方式中，考虑V型链13的伸长，进行滑动极限推力Fmin的计算。当V型链13有伸长，则V型链13的向初级带轮11的卷绕半径Rp就会增大。由式（1）可知，当卷绕半径Rp增大，则滑动极限推力Fmin就减小。滑动极限推力Fmin的减小会使V型链13的张力下降，结果使V型链13的伸长量减小。这样，在V型链13有伸长的情况下，如果不进行收敛计算，就不能计算出滑动极限推力Fmin。

变速控制器22通过图4所示的计算逻辑，进行滑动极限Fmin的收敛计算。

参照图4，变速控制器22具备：链张力计算单元B11、链长度计算单元B12、初级带轮卷绕半径计算单元B13及滑动极限推力计算单元B14。另外，该图所示的各块是作为假想单元来表示变速控制器22的滑动极限推力Fmin的计算功能的块，并不意味着物理存在。

向链张力计算单元B11输入：向初级带轮11的输入转矩Tp、实际变速比ip、初级带轮11的转速Np及滑动极限推力Fmin。

在此，向初级带轮11的输入转矩Tp可基于从图1所示的发动机控制单元（ECU）51输入的发动机转矩Teng、液力变矩器2的锁止状态及从内燃机1到初级带轮11的动力传递部件的惯性转矩，通过例如（日本）特开平8－200461号或（日本）特开2002－106705号公开的公知的方法计算出。

初级带轮11的转速Np是由初级旋转传感器42检测到的值。实际变速比ip作为初级旋转传感器42检测出的初级带轮11的转速Np和次级旋转传感器43检测出的次级带轮12的转速Ns之比而被计算。

滑动极限推力Fmin是滑动极限推力计算单元B14计算出的值。变速控制器22通过将滑动极限推力计算单元B14计算出的滑动极限推力Fmin再次输入到链张力计算单元B11，进行收敛计算。

滑动极限推力Fmin的初始值例如如下设定。即，根据未伸长的链长度L0和初级带轮11与次级带轮12的变速比计算出初级带轮11的卷绕半径Rp0，将根据卷绕半径Rp0和向初级带轮11的输入转矩Tp计算出的滑动极限推力作为滑动极限推力Fmin的初始值而使用。也可用其他方法设定滑动极限推力Fmin的初始值。

链张力计算单元B11根据向初级带轮11的输入转矩Tp、滑动极限推力Fmin、初级带轮11的带轮推力Fp、初级带轮11的转速Np及实际变速比ip，计算链张力Tn。

参照图6，具有如下的特性，即，当将初级带轮11和次级带轮12的实际变速比ip、次级带轮12的带轮推力及初级带轮11的转速Np设为一定时，V型链13的链张力Tn就随着初级带轮11的输入转矩Tp增大而逐渐增大。次级带轮12的推力Fs和初级带轮11的推力Fp处于基于实际变速比ip的一定的关系。

参照图7，当将初级带轮11的输入转矩Tp和转速Np、及初级带轮11和次级带轮12的实际变速比ip设为一定时，次级带轮12的带轮推力Fs越大，V型链13的链张力Tn就越大。

参照图8，当将向初级带轮11的输入转矩Tp、次级带轮12的带轮推力Fs、及实际变速比ip设为一定时，初级带轮11的转速Np越高，V型链13的链张力Tn就越大。

参照图9，当将次级带轮12的带轮推力Fs、初级带轮11的输入转矩、及初级带轮11的转速Np设为一定时，V型链13的链张力Tn具有随着初级带轮11和次级带轮12的实际变速比iP增大而下降许多的趋势。

基于以上的特性，能够生成表示CVT4的运转状态的以初级带轮11的输入转矩Tp、次级带轮12的带轮推力Fs、实际变速比ip、及初级带轮11的转速Np为参数的链张力Tn的四维图。在变速控制器22的ROM内，预存储有这样制作的链张力Tn的四维图。链张力计算单元B11根据输入数据，并参照存储于ROM的链张力Tn的四维图，求出链张力Tn。

链长度计算单元B12根据链张力Tn求出链伸长量，通过未伸长的链长度加上链伸长量，计算出链长度L。链张力Tn和链伸长量之间的关系预先实验确定。未伸长的链长度是已知的值。

初级带轮卷绕半径计算单元B13根据链长度L、带轮轴间距离dis及实际变速比ip，计算出V型链13的向初级带轮11的卷绕半径Rp（以下称为初级带轮卷绕半径Rp）。带轮轴间距离dis是表示初级带轮11的旋转轴和次级带轮12的旋转轴之间的距离的固定值。初级带轮卷绕半径计算单元B13通过几何学的计算，计算出初级带轮卷绕半径Rp。或者，预先将以链长度L和实际变速比ip为参数的初级带轮卷绕半径Rp的图存储于变速控制器22的ROM，然后根据链长度L和目标变速比Dip，并检索图，计算出初级带轮卷绕半径Rp。

在初级带轮11设有带轮限制器21A的情况下，最大变速比附近的初级带轮卷绕半径Rp不小于由带轮限制器21A的位置确定的最小值。在计算上计算出了比该最小值小的初级带轮卷绕半径Rp的情况下，初级带轮卷绕半径计算单元B13将初级带轮卷绕半径Rp修正为最小值。

初级带轮卷绕半径计算单元B13将向初级带轮11的卷绕半径Rp限制为最小值以上，这在防止过大地计算出滑动极限推力Fmin的值方面被优选。

另外，在初级带轮11设有带轮限制器21B的情况下，最小变速比附近的向初级带轮11的卷绕半径Rp不大于由带轮限制器21B的位置确定的最大值。在计算上计算出了比该最大值大的向初级带轮11的卷绕半径Rp的情况下，初级带轮卷绕半径计算单元B13将向初级带轮11的卷绕半径Rp修正为最大值。

初级带轮卷绕半径计算单元B13将初级带轮卷绕半径Rp限制为最大值以下，这在防止过小地计算出滑动极限推力Fmin的值方面被优选。

另外，对向初级带轮11的卷绕半径Rp的最小值和最大值的限制也可通过预先对初级带轮卷绕半径Rp的图的图数值加以限制来实现。

滑动极限推力计算单元B14根据初级带轮11的输入转矩Tp、初级带轮卷绕半径计算单元B13计算出的初级带轮卷绕半径Rp、及固定值即摩擦系数μ和滑轮角α，并利用式（1），计算出滑动极限推力Fmin。

滑动极限推力计算单元B14计算出的滑动极限推力Fmin被再次输入到链张力计算单元B11，进行链张力Tn的再计算。另外，在链长度计算单元B12、初级带轮卷绕半径计算单元B13及滑动极限推力计算单元B14中，对链长度L、初级带轮卷绕半径Rp及滑动极限推力Fmin进行再计算。

变速控制器22通过重复块B11～B14的处理，进行收敛计算，最终计算出对应于实际变速比ip的滑动极限推力Fmin。

由式（1）可知，初级带轮卷绕半径Rp越大，滑动极限推力Fmin越小，滑动极限推力Fmin越小，初级带轮卷绕半径Rp越大。

参照图5A和5B，在上述收敛计算的收敛过程中，滑动极限推力Fmin和初级带轮卷绕半径Rp按照如果一方增大则另一方就减小的形式进行收敛。

另外，在初级带轮11的可动滑轮11B与带轮限制器21B抵接的情况下，只要抵接状态持续，就将滑动极限推力Fmin固定为初级带轮11与带轮限制器21B抵接的时刻的值，这在减轻计算负荷的意义上也被优选。同样地，在初级带轮11的可动滑轮11B与带轮限制器21A抵接的情况下，只要抵接状态持续，就将滑动极限推力Fmin固定为初级带轮11与带轮限制器21A抵接的时刻的值，这在减轻计算负荷的意义上也被优选。

再次参照图3，在步骤S4中，变速控制器22对由步骤S2计算出的初级带轮11的带轮推力Fp和次级带轮12的带轮推力Fs加以滑动极限推力Fmin的限制。另外，将与限制后的值对应的向油压缸15和16的供给油压指示给油压控制回路21。

下面，参照图10A～10D对该变速控制装置带来的作用进行具体说明。在实际变速比ip维持在最小变速比附近的状态下，考虑如下的情况：如图10A所示，CVT4的向初级带轮11的输入转矩Tp在时刻t1时增大，如图10B所示，初级带轮11的转速Np在时刻t2时增大。

在时刻t1，当向初级带轮11的输入转矩Tp增大时，则由式（1）计算的滑动极限推力Fmin就如图10D的实线所示地增大。当向初级带轮11的输入转矩Tp增大，则如图6所示，V型链13的链张力Tn也增大。如图10C所示，链张力Tn的增大会使链长度L增大。随着链长度L的增大，初级带轮卷绕半径Rp也增大。如式（1）所示，初级带轮卷绕半径Rp的增大会带来滑动极限推力Fmin的减小。

在不考虑V型链13的伸长的情况下，如图10D的实线所示，滑动极限推力Fmin保持一定值。

另外，在时刻t2，当初级带轮11的转速Np上升时，则如图8所示，V型链13的链张力Tn也增大。如图10C所示，链张力Tn的增大会使链长度L进一步增大。链长度L的进一步的增大会使初级带轮卷绕半径Rp进一步增大。如式（1）所示，初级带轮卷绕半径Rp的进一步的增大会带来滑动极限推力Fmin的进一步的减小。

另一方面，在不考虑V型链13的伸长的情况下，如图10D的实线所示，在时刻t2之后，滑动极限推力Fmin也保持一定值。

次级带轮12的带轮推力Fs设定为与滑动极限推力Fmin相等，基于此，计算出初级推力Fp。在时刻t1之后，由于考虑V型链13的伸长而计算出的滑动极限推力Fmin比不考虑V型链13的伸长而计算出的滑动极限推力Fmin小，因此，基于滑动极限推力Fmin确定的次级推力Fs成为考虑了V型链13的伸长的值，与不考虑V型链13的伸长的情况相比，被抑制得较小。

因此，将对次级带轮12作用带轮推力的向油压缸16的供给油压抑制得较低。基于次级推力Fs计算出的初级推力Fp与不考虑V型链13的伸长的情况相比，也抑制得较小。因此，对初级带轮11作用推力的向油压缸15的供给油压也抑制得较低。其结果是，伴随这些油压供给带来的油压损失及摩擦损失也减小，能够降低驱动油压泵10的内燃机1的燃料消耗。

另外，在图10A～10D中，为了便于说明，向初级带轮11的输入转矩Tp及初级带轮11的转速Np以阶跃上升的方式进行描绘，但它们实际上不是瞬时增大，而是在某时间范围内进行上升。

在以上的实施方式中，根据表示CVT4的运转状态的参数，计算出链长度L，然后根据链长度L，计算出初级带轮卷绕半径Rp。但是，将规定表示CVT4的运转状态的参数和初级带轮卷绕半径Rp之间的关系的图存储于变速控制器22的ROM，也可以根据参数直接计算出初级带轮卷绕半径Rp。

如上所述，当链长度L增大时，则向初级带轮11的V型链13的卷绕半径Rp就增大，滑动极限推力Fmin就减小。因此，如图4所示，变速控制器22通过如下这种过程的反复，来进行收敛计算，即，利用减小后的滑动极限推力Fmin，再次计算链长度L，然后基于新的链长度L，进一步计算出滑动极限推力Fmin。

为了降低该收敛计算引起的变速控制器22的运算负荷，通过预先通过图4的反复计算，对向初级带轮11的输入转矩Tp、实际变速比ip及初级带轮11的转速Np的组合进行计算，并作为初级带轮卷绕半径R’，且将计算结果的图作为图而存储于变速控制器22的ROM。

参照图12，通过预先制作这种图，如图所示，能够用单一的初级带轮卷绕半径计算单元B21来替换图4的变速控制器22的链张力计算单元B11、链长度计算单元B12、初级带轮卷绕半径计算单元B13。滑动极限推力计算单元B14与图4的情况相同，利用从图检索出的初级带轮卷绕半径R’和向初级带轮11的输入转矩Tp，计算出滑动极限推力Fmin。

通过制作这种初级带轮卷绕半径R’的图，能够省略收敛计算。因此，能够减轻变速控制器22的运算负荷。

在该实施方式中，对在初级带轮11设有带轮限制器21A和21B，且在次级带轮12未设置带轮限制器的情况进行了说明，但关于在次级带轮12设置带轮限制器21A和21B，且在初级带轮11上未设置带轮限制器的情况，也通过本发明，可得到优选的结果。即，在这种情况下，有可能确保最小变速比附近的次级带轮12的带轮推力Fs，另一方面，在最大变速比附近，初级带轮11的带轮推力有可能小于滑动极限推力Fmin。在这种情况下，变速控制器22用滑动极限推力Fmin来限制初级带轮11的带轮推力Fp，但当V型链13产生伸长时，则初级带轮11的卷绕半径Rp就增大，作为结果，滑动极限推力Fmin减小。但是，通过变速控制器22正确地计算出与V型链13的伸长相对应而减小的滑动极限推力Fmin，这种情况也既能够防止V型链13的实质滑动，又能够抑制带轮推力过剩。

关于以上的说明，通过在此引用以2011年2月15日为申请日的日本国的特愿2011－030066号的内容，而进行合并。

以上，通过几个特定的实施例对本发明进行了说明，但本发明不局限于上述各实施例。对于本领域技术人员来说，可在本发明请求的技术范围内对这些实施例加以各种各样的修正或变更。

产业上的可利用性

通过将本发明的无级变速器的变速控制装置及控制方法应用于车辆驱动系统，能够实现不受环形转矩传递部件的有无伸长的影响的正确的变速比控制，在车辆的驱动性能的提高上，可得到令人满意的效果。

本发明的实施例包括的排他性质或特点如本发明请求的技术范围所述。

Claims (6)

1.一种变速控制装置，控制无级变速器(4)的变速比，所述无级变速器(4)具备卷挂于一对带轮(11、12)的环形转矩传递部件(13)，至少一带轮(11、12)根据所施加的带轮推力使可动滑轮(11B、12B)沿轴方向位移，由此，使环形转矩传递部件(13)的卷绕半径发生变化，其中，该变速控制装置具备：

检测无级变速器(4)的运转状态的传感器(21、42、43)、

可编程控制器(22)，

所述可编程控制器(22)如下进行编程：

基于无级变速器(4)的运转状态，计算出环形转矩传递部件(13)的伸长量、与伸长量相对应的滑动极限推力，

基于滑动极限推力控制至少一带轮的带轮推力。

2.如权利要求1所述的变速控制装置，其中，

控制器(22)按如下方式进一步被编程，即、以滑动极限推力随着伸长量增大而减小的方式计算出滑动极限推力。

3.如权利要求1所述的变速控制装置，其中，

一对带轮(11、12)由从外部输入转矩的初级带轮(11)和向外部输出转矩的次级带轮(12)构成，运转状态包括向初级带轮(11)的输入转矩、施加于次级带轮(12)的带轮推力、初级带轮(11)的转速、初级带轮(11)和次级带轮(12)的实际变速比中的至少一个。

4.如权利要求3所述的变速控制装置，其中，

控制器(22)按如下方式进一步被编程，即、通过重复计算包括环形转矩传递部件(13)的伸长量在内的环形转矩传递部件(13)的长度、根据环形转矩传递部件(13)的长度计算滑动极限推力、利用计算出的滑动极限推力再计算环形转矩传递部件(13)的长度、然后根据再计算出的环形转矩传递部件(13)的长度再计算滑动极限推力的过程，进行滑动极限推力的收敛计算。

5.如权利要求2～4中任一项所述的变速控制装置，其中，

一对带轮(11、12)分别以根据所施加的带轮推力使可动滑轮(11B、12B)沿轴方向位移的方式构成，一带轮(11、12)具备限制器(21B)，该限制器(21B)相对于所施加的带轮推力来限制可动滑轮(11B、12B)在轴方向一定以上的位移，控制器(22)按如下方式进一步被编程，即、将在可动滑轮(11B、12B)的位移被限制器(21B)限制时计算出的滑动极限推力设定为，与可动滑轮(11B、12B)的位移到达限制器(21B)时刻的滑动极限推力相等。

6.一种变速控制方法，控制无级变速器(4)的变速比，所述无级变速器(4)具备卷挂于一对带轮(11、12)的环形转矩传递部件(13)，至少一带轮(11、12)根据所施加的带轮推力使可动滑轮(11B、12B)沿轴方向位移，由此，使环形转矩传递部件(13)的卷绕半径发生变化，该变速控制方法的特征在于，

检测无级变速器(4)的运转状态；

基于运转状态，计算出环形转矩传递部件(13)的伸长量、与伸长量相对应的滑动极限推力，

基于滑动极限推力，控制至少一带轮的带轮推力。