CN103703285B - 无级变速器的夹压控制装置 - Google Patents

Abstract

在无级变速器的夹压控制装置中，在根据输入轴具有的任意的变动成分通过无端带传递到输出轴的传递特性，来估计实际的传递扭矩与无级变速器所能够传递的最大扭矩之比即扭矩比（Tr）时，使用将输入轴和输出轴的变动成分的振幅比进行指标化后的滑动标识符或者将所述变动成分的相位差进行指标化后的相位延迟。使用扭矩比（Tr）来估计受侧压控制的一侧的带轮与无端带之间的摩擦系数（μ），根据摩擦系数（μ）求出该带轮的必要轴推力（Q），根据必要轴推力（Q）控制该带轮的侧压，也就是说，使用直接支配侧压的摩擦系数（μ）对侧压进行前馈控制，因此，与对滑动标识符和相位延迟自身进行反馈的间接控制相比，能够实现控制响应性的提高和控制装置的运算负荷的减轻，既能防止带式无级变速器的无端带的打滑，又能提高动力传递效率。

Description

无级变速器的夹压控制装置

技术领域

本发明涉及如下夹压控制装置：在通过动力传递要素在设置于输入轴上的输入轴要素与设置于输出轴上的输出轴要素之间进行动力传递的无级变速器中，控制输入轴要素或者输出轴要素中的一方的夹压，来防止动力传递要素打滑，并实现动力传递效率的提高。

背景技术

根据下述专利文献1公知有：在将无端带卷绕于设置在输入轴上的主动带轮和设置在输出轴上的从动带轮、并通过变速用油压来改变两带轮的槽宽而进行变速的带式无级变速器中，着眼于由于无端带的打滑而在输入轴的变动成分与输出轴的变动成分之间产生振幅差和相位差的情况，导入滑动标识符IDslip和相位延迟Δφ这样的参数，根据这些参数，控制施加给带轮的带轮侧压，由此实现动力传递效率的提高。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2009－243683号公报

发明内容

发明要解决的问题

然而，带式无级变速器的动力传递效率与后述的扭矩比Tr这样的参数密切关联，上述现有的装置使用滑动标识符IDslip或者相位延迟Δφ作为参数来间接地控制扭矩比Tr，因此难以响应性良好地将扭矩比Tr控制为期望的值，不能够充分提高带式无级变速器的动力传递效率。

本发明是鉴于上述情况而完成的，目的在于既能防止无级变速器的动力传递要素的打滑，又能提高动力传递效率。

用于解决问题的手段

为了达成上述目的，根据本发明，提出一种无级变速器的夹压控制装置，其具有：输入轴，其被输入驱动源的驱动力；输入轴要素，其被设置在所述输入轴上；输出轴，所述驱动源的驱动力被变速后输出到该输出轴；输出轴要素，其被设置在所述输出轴上；动力传递要素，其与所述输入轴要素和输出轴要素分别接触，通过接触部分的摩擦，从所述输入轴向所述输出轴传递驱动力；扭矩比估计单元，其根据所述输入轴具有的任意的变动成分朝向所述输出轴传递的传递特性，估计作为实际的传递扭矩与能够传递的最大扭矩之比的扭矩比；夹压控制单元，其控制所述输入轴要素和输出轴要素中的任意一个轴要素的夹压；以及摩擦系数估计单元，其估计所述任意一个轴要素与所述动力传递要素之间的摩擦系数，所述无级变速器的夹压控制装置的第1特征在于，所述扭矩比估计单元根据将所述输入轴和所述输出轴的变动成分的振幅比进行指标化后的滑动标识符以及将所述输入轴和所述输出轴的变动成分的相位差进行指标化后的相位延迟中的至少一方，估计所述扭矩比，所述摩擦系数估计单元根据所述扭矩比，估计所述摩擦系数，所述夹压控制单元根据所述摩擦系数，求出所述任意一个轴要素的必要轴推力，根据该必要轴推力，控制所述任意一个轴要素的夹压。

此外，根据本发明，提出了除了所述第1特征以外、还具有如下第2特征的无级变速器的夹压控制装置：所述夹压控制装置具有估计所述驱动源的负荷扭矩的负荷扭矩估计单元，所述摩擦系数估计单元根据所述负荷扭矩和所述任意一个轴要素的轴推力，估计所述摩擦系数。

此外，根据本发明，提出了除了所述第1或者第2特征以外、还具有如下第3特征的无级变速器的夹压控制装置：所述夹压控制装置具有：巡航判定单元，其判定安装有所述驱动源和所述无级变速器的移动体是否处于巡航行驶；以及摩擦系数学习单元，其在所述移动体处于所述巡航状态时，按照所述移动体的每个行驶条件，学习所述摩擦系数。

此外，根据本发明，提出了除了所述第1～第3中的任意1项特征以外、还具有如下第4特征的无级变速器的夹压控制装置：所述夹压控制单元根据目标扭矩比，求出所述任意一个轴要素的必要轴推力，在由所述扭矩比估计单元求出的扭矩比的变化量为规定的范围以外的情况下，将所述目标扭矩比设定得低。

此外，根据本发明，提出了除了所述第1～第4中的任意1项特征以外、还具有如下第5特征的无级变速器的夹压控制装置：所述夹压控制装置具有检测油门开度的油门开度传感器，所述夹压控制单元根据目标扭矩比，求出所述任意一个轴要素的必要轴推力，在由所述油门开度传感器求出的油门开度的变化量为规定的范围以外的情况下，将所述目标扭矩比设定得低。

此外，实施方式的主动带轮13对应于本发明的输入轴要素，实施方式的从动带轮14对应于本发明的输出轴要素，实施方式的无端带15对应于本发明的动力传递要素，实施方式的发动机E对应于本发明的驱动源，实施方式的侧压控制单元M2对应于本发明的夹压控制单元，实施方式的带式无级变速器TM对应于本发明的无级变速器，实施方式的带轮侧压对应于本发明的夹压。

发明效果

根据本发明的第1特征，根据输入轴具有的任意的变动成分通过动力传递要素传递到输出轴的传递特性，估计作为实际的传递扭矩与无级变速器所能够传递的最大扭矩之比的扭矩比时，使用将输入轴和输出轴的变动成分的振幅比进行指标化后的滑动标识符和将输入轴和输出轴的变动成分的相位差进行指标化后的相位延迟中的至少一方，因此，能够高精度地估计与无级变速器的动力传递效率极其密切关联的扭矩比，实现动力传递效率的提高。而且，由于根据滑动标识符或者相位延迟来估计扭矩比，因此，能够将为了估计扭矩比而需要的传感器的数量限制在最小限度内，实现成本的削减。此外，不仅能够通过直接指定作为目标的扭矩比来进行准确的控制，而且能够防止夹压的响应性因变动成分的频率而发生变化。

此外，摩擦系数估计单元估计任意一个轴要素与动力传递要素之间的摩擦系数，夹压控制单元根据摩擦系数求出任意一个轴要素的必要轴推力，根据该必要轴推力，控制任意一个轴要素的夹压，即，使用作为直接支配夹压的参数的摩擦系数来控制夹压，因此，与对滑动标识符或者相位延迟自身进行反馈的间接控制相比，能够提高控制响应性，并减轻控制装置的运算负荷。

根据本发明的第2特征，摩擦系数估计单元根据由负荷扭矩估计单元估计出的驱动源的负荷扭矩和任意一个轴要素的轴推力来估计摩擦系数，因此，能够高精度地估计摩擦系数。

根据本发明的第3特征，巡航判定单元判定安装有驱动源与无级变速器的移动体是否正进行巡航行驶，摩擦系数学习单元在移动体处于巡航状态时学习摩擦系数，因此，在因某些原因而暂时不能够估计摩擦系数的情况下，只要是不产生历时变化的较短时间，就能够高精度地持续进行夹压控制，不仅如此，与不进行学习的情况相比，能够提高朝向目标扭矩比的收敛性。

根据本发明的第4特征，夹压控制单元根据目标扭矩比求出任意一个轴要素的必要轴推力，在估计出的扭矩比的变化量为规定的范围以外的情况下，将目标扭矩比设定得较低，因此，当在坏道路上行驶时等因来自路面的负荷而有可能在无级变速器中发生打滑时，能够通过将目标扭矩比设定得较低来增大夹压，由此实现无级变速器的保护。

根据本发明的第5特征，夹压控制单元根据目标扭矩比求出任意一个轴要素的必要轴推力，在油门开度的变化量为规定的范围以外的情况下将目标扭矩比设定得较低，因此，在急剧操作油门踏板而有可能在无级变速器中发生打滑时，能够通过将目标扭矩比设定得较低来增大夹压，由此实现无级变速器的保护。

附图说明

图1是示出带式无级变速器的整体结构的图。（第1实施方式）

图2是带式无级变速器的变速控制和侧压控制的说明图。（第1实施方式）

图3是确定带轮的变速控制和侧压控制的流程图。（第1实施方式）

图4是示出带轮侧压与动力传递效率之间的关系的曲线图。（第1实施方式）

图5是示出扭矩比与动力传递效率之间的关系的曲线图。（第1实施方式）

图6是示出扭矩比与传动带打滑之间的关系的图。（第1实施方式）

图7是示出输入轴转速的变动波形和输出轴转速的变动波形的图。（第1实施方式）

图8是示出根据变动成分的频率和滑动标识符来检索扭矩比的映射图的图。（第1实施方式）

图9是示出根据变动成分的频率和相位延迟来检索扭矩比的映射图的图。（第1实施方式）

图10是带轮侧压的控制系统的框图。（第1实施方式）

图11是学习摩擦系数的流程图。（第1实施方式）

图12是示出目标扭矩比的设定的一例的图。（第1实施方式）

图13是示出目标扭矩比的设定的另一例的图。（第1实施方式）

图14是学习效果的说明图。（第1实施方式）

图15是扭矩比的估计方法的说明图。（第2实施方式）

图16是扭矩比的估计方法的说明图。（第3实施方式）

图17是说明系统的固有振动频率变化的原因的图。（第3实施方式）

图18是扭矩比的估计方法的说明图。（第4实施方式）

标号说明

11输入轴

12输出轴

13主动带轮（输入轴要素）

14从动带轮（输出轴要素）

15无端带（动力传递要素）

AP油门开度

E发动机（驱动源）

IDslip滑动标识符

M1扭矩比估计单元

M2侧压控制单元（夹压控制单元）

M3摩擦系数估计单元

M4摩擦系数学习单元

M7负荷扭矩估计单元

M9巡航判定单元

Q必要轴推力

Se油门开度传感器

STr目标扭矩比

T传递扭矩（负荷扭矩）

TM带式无级变速器（无级变速器）

Tmax能够传递的最大扭矩

Tr扭矩比

Δφ相位延迟

μ摩擦系数

具体实施方式

以下，根据图1～图14，说明本发明的第1实施方式。

[第1实施方式]

如图1所示，安装在汽车上的带式无级变速器TM具有：输入轴11，其与发动机E连接；输出轴12，其与输入轴11平行地配置；主动带轮13，其设置在输入轴11上；从动带轮14，其设置在输出轴12上；以及金属制成的无端带15，其卷绕在主动带轮13以及从动带轮14上。主动带轮13由固定侧带轮半体13a和可动侧带轮半体13b构成，可动侧带轮半体13b借助带轮侧压向接近固定侧带轮半体13a的方向偏置。同样地，从动带轮14由固定侧带轮半体14a和可动侧带轮半体14b构成，可动侧带轮半体14b借助带轮侧压向接近固定侧带轮半体14a的方向偏置。因此，通过控制作用于主动带轮13的可动侧带轮半体13b和从动带轮14的可动侧带轮半体14b的带轮侧压，使主动带轮13和从动带轮14中的一方的槽宽增大而另一方的槽宽减小，由此，能够任意地变更带式无级变速器TM的变速比。

在控制带式无级变速器TM的变速比的电子控制单元U中除了输入有由输入轴转速传感器Sa检测到的输入轴11的转速、由输出轴转速传感器Sb检测到的输出轴12的转速以及由发动机转速传感器Sc检测到的发动机E的转速外，还输入有油门开度信号、车速信号等。电子控制单元U除了进行根据油门开度信号和车速信号来改变带式无级变速器TM的带轮侧压的通常的变速比控制以外、还估计后述的扭矩比Tr，并使用该扭矩比Tr来进行为了提高带式无级变速器TM的动力传递效率而改变带轮侧压的控制。

如图2所示，在设带式无级变速器TM的输入扭矩为T_DR，设输出扭矩为T_DN，设最大传递输入扭矩、即在主动带轮13与无端带15之间发生打滑的瞬间的输入扭矩T_DR为Tmax_DR，设最大传递输出扭矩、即在从动带轮14与无端带15之间发生打滑的瞬间的输出扭矩T_DN为Tmax_DN，设动力传递效率为η、变速比为i时，带式无级变速器TM的最大传递扭矩Tmax为Tmax_DR或者Tmax_DN/ηi中的较小一方，当T_DR＞Tmax时，在主动带轮13和从动带轮14中的任意一方发生打滑。

如图3的流程图所示，例如，在步骤S1中，在Tmax_DR＞Tmax_DN/ηi的情况下，在成为输出扭矩T_DN＞最大传递输出扭矩Tmax_DN的瞬间，在从动带轮14中发生打滑，因此，在步骤S2中，变更主动带轮13的侧压，以控制带式无级变速器TM的变速比（变速控制），控制从动带轮14的侧压，以防止从动带轮14的打滑（侧压控制）。

相反，在所述步骤S1中，在Tmax_DR≦Tmax_DN/ηi的情况下，在成为输入扭矩T_DR＞最大传递输入扭矩Tmax_DR的瞬间，在主动带轮13中发生打滑，因此，在步骤S3中，变更从动带轮14的侧压，以控制带式无级变速器TM的变速比（变速控制），控制主动带轮13的侧压，以防止主动带轮13的打滑（侧压控制）。

本申请的发明涉及用于防止在上述主动带轮13与无端带15之间、或者在从动带轮14与无端带15之间的打滑的侧压控制。

不过，作为提高带式无级变速器TM的动力传递效率的手段之一，已知使施加到带轮的带轮侧压下降。图4是示出动力传递效率以及摩擦损失相对于带轮侧压的关系的图，随着带轮侧压的减小，从带轮以及无端带之间的打滑较小的微打滑区域，经过渡区域，转移到带轮以及无端带之间的打滑大的大打滑区域。在微打滑区域中，对应于带轮侧压的减小，动力传递效率逐渐升高，在过渡区域中，动力传递效率开始下降，在大打滑区域中，动力传递效率急剧下降。

认为其原因是：由无端带的金属元件的半径方向打滑和金属环的打滑造成的摩擦损失之和，随着带轮侧压的减小，而从微打滑区域到大打滑区域以固定的比较大的减小率A减小，而由金属元件的接线方向打滑造成的摩擦损失，在从微打滑区域到过渡区域中以大致固定的比较小的增大率B（A>B）增大，在大打滑区域中急剧增大。

虽然为了获得最大的动力传递效率，希望将带轮侧压控制在接近过渡区域的微打滑区域，但是，如果使带轮侧压过度减小，则可能会从微打滑区域穿越过过渡区域而进入大打滑区域，从而无端带相对于带轮出现大的打滑而造成损伤。因此，为了既确保带式无级变速器TM的耐久性又提高动力传递效率，而需要将带轮侧压高精度地控制在接近过渡区域的微打滑区域。

为此，在本发明中引入了扭矩比Tr这个参数。扭矩比Tr被定义为

Tr＝T/Tmax…（1）

其中，T是带式无级变速器TM当前传递的扭矩（除了极端的发生打滑的情况以外，与输入扭矩T_DR一致），Tmax是带式无级变速器TM在当前的轴推力（即，带轮侧压×滑轮活塞的受压面积）下能够不打滑地传递的最大扭矩。扭矩比Tr=0对应于没有进行动力传递的状态，扭矩比Tr=1对应于当前传递的扭矩已饱和的状态，扭矩比Tr>1对应于发生了大打滑或者向其过渡的状态。

如图5所示，在变速比为高速变速比（OD：在带轮间能设定的最高变速比）的状态和变速比为中间变速比（MID：带轮间的变速比为1.0）的状态下，在扭矩比Tr为1.0时，得到最大的动力传递效率。另外可知，虽然在变速比为低速变速比（LOW：在带轮间能设定的最低变速比）的状态下，获得最大的动力传递效率的扭矩比Tr下降为0.9，不过，在扭矩比Tr为1.0时仍然能够获得高的动力传递效率。即，扭矩比Tr这个参数与动力传递效率具有极高的关联关系，通过控制带式无级变速器TM的带轮侧压，使得该扭矩比Tr成为接近1.0的值，由此，能够提高动力传递效率，并且能够防止发生大打滑，确保带式无级变速器TM的耐久性。

在对主动带轮13进行侧压控制的情况下、即在主动带轮13打滑的情况下，计算扭矩比Tr时所需的能够传递的最大扭矩Tmax由

Tmax＝2μRQ/cosα…（2）

给出，在对从动带轮14进行侧压控制的情况下、即在从动带轮14发生打滑的情况下，最大扭矩Tmax由

Tmax＝2μRQ/ηicosα…（3）

给出。此处，μ是受侧压控制的一侧的带轮13、14与无端带15之间的摩擦系数，R是无端带15相对于受侧压控制的一侧的带轮13、14的卷绕半径，Q是受侧压控制的一侧的带轮13、14的轴推力，α是带轮13、14的V角的一半角度，η是带式无级变速器TM的动力传递效率，i是变速比。

这样，在计算扭矩比Tr时，需要计算能够传递的最大扭矩Tmax，在计算能够传递的最大扭矩Tmax时，需要检测带轮13、14与无端带之间的摩擦系数μ、无端带15相对于带轮13、14的卷绕半径R以及带轮13、14的轴推力Q，因此，需要多个传感器。尤其是，摩擦系数会随着历时变化而发生变化，此外，为了测量摩擦系数，需要产生一次大打滑，因此在实际车辆行驶中，通常难以测量摩擦系数。

本实施方式根据滑动标识符IDslip和输入轴11的转速变动的频率f₀（变动成分的频率f₀）或者根据相位延迟Δφ和输入轴11的转速变动的频率f₀（变动成分的频率f₀），来估计扭矩比Tr。由于输入轴11的转速变动与发动机E的转速变动同步，因此，输入轴11的转速变动的频率f₀能够根据由发动机转速传感器Sc检测出的发动机转速计算，另外，如后述那样，由于滑动标识符IDslip以及相位延迟Δφ能够根据由输入轴转速传感器Sa检测出的输入轴转速的变动和由输出轴转速传感器Sb检测出的输出轴转速的变动计算，因此，能够以最小限度的数量的传感器高精度地估计扭矩比Tr。

接着，对滑动标识符IDslip以及相位延迟Δφ进行说明。如图6所示，随着扭矩比Tr增大，在微打滑区域的带的打滑量缓慢地增大，在进入大打滑区域时，带的打滑量急剧增大。在通过无端带15与输入轴11连接的输出轴12上，由于输入轴11的转速变动通过无端带15被传递，因此，在输出轴12也产生相同频率的转速变动。在带与带轮之间完全不存在打滑时，输入轴转速的变动没有衰减地传递给输出轴，而在打滑量随着扭矩比Tr的增大而增大时，相对于输入轴转速的变动波形的振幅，输出轴转速的变动波形的振幅较小，并且相对于输入轴转速的变动波形的相位，输出轴转速的变动波形的相位发生滞后。

在图6和图7中，可以看出相对于实线表示的输入轴转速的变动波形，点划线表示的输出轴转速的变动波形随着扭矩比Tr的增大，振幅逐渐减小，并且相位逐渐滞后。输入轴转速的振动波形由

Nin＝Acos（ωt＋φin）…（4）

给出，输出轴转速的振动波形由

Nout＝Bcos（ωt＋φout）…（5）

给出。

即，相对于输入轴转速的振动波形，输出轴转速的振动波形的振幅从A减小为B，输出轴转速的振动波形的相位延迟φin-φout。

接着，对滑动标识符IDslip的计算方法进行说明。

首先，使用发动机E的气缸数n和发动机转速的直流分量Ne，通过下式计算输入轴11的转速的变动频率f₀。发动机转速的直流分量Ne可以由通常的发动机E必备的发动机转速传感器Sc检测。

$f_0=\frac{\mathrm{nNe}}{120}\left[\mathrm{Hz}\right]---\left(6\right)$

n：发动机的气缸数

Ne：发动机转速的直流分量[rpm]

滑动标识符IDslip是利用带式无级变速器TM的几何学的响应、即不受滑动或激振影响的情况下的振幅比Mg，对在变动频率f₀处的输入轴11和输出轴12间的振幅比M进行了指标化后的参数，滑动标识符IDslip通过下式来定义。

${\mathrm{ID}}_{\mathrm{slip}}={\left(\frac{M}{\mathrm{Mg}}\right)}^2---\left(7\right)$

M：振幅比

Mg：由几何条件决定的振幅比

振幅比M是输入轴11的转速的变动频率f₀的函数，振幅比M由下式定义，变动频率f₀可以根据发动机转速传感器Sc输出的发动机转速来计算，Sin（f₀）是输入轴转速的变动波形的功率谱，可以根据输入轴转速传感器Sa的输出来计算，此外，Sout（f₀）是输出轴转速的变动波形的功率谱，可以根据输出轴转速传感器Sb的输出来计算。

$M\left(f_0\right)=\sqrt{\frac{S_{\mathrm{out}}\left(f_0\right)}{S_{\mathrm{in}}\left(f_0\right)}}---\left(8\right)$

Sin：输入轴的变动所具有的功率谱

Sout：输出轴的变动所具有的功率谱

另外，在由带式无级变速器TM产生的打滑较小的情况下，几何条件下的振幅比Mg近似地表示为输出信号与输入信号的直流分量之比，并通过下式定义。

$\mathrm{Mg}=\sqrt{\frac{S_{\mathrm{out}}\left(0\right)}{S_{\mathrm{in}}\left(0\right)}}---\left(9\right)$

几何条件下的振幅比Mg取决于作为输入轴11以及输出轴12的变动成分而使用的物理量。在本实施方式中，由于使用转速变动作为所述变动成分，因此当使带式无级变速器TM的变速比为i时，得到Mg=1/i。当使用了扭矩变动作为输入轴11以及输出轴12的变动成分时，则得到Mg=i。带式无级变速器TM的变速比i可以根据输入轴转速传感器Sa的输出和输出轴转速传感器Sb的输出计算。

根据以上内容，如果将式（7）进行改写，则如下式那样，滑动标识符IDslip可以根据带式无级变速器TM中现有的输入轴转速传感器Sa以及输出轴转速传感器Sb的输出和发动机E中现有的发动机转速传感器Sc的输出来计算。

${\mathrm{ID}}_{\mathrm{slip}}=\frac{S_{\mathrm{out}}\left(f_0\right)S_{\mathrm{in}}\left(0\right)}{S_{\mathrm{in}}\left(f_0\right)S_{\mathrm{out}}\left(0\right)}---\left(10\right)$

另外，相位延迟Δφ通过下式定义，输入轴转速的变动波形的相位φin可以根据输入轴转速传感器Sa的输出计算，输出轴转速的变动波形的相位φout可以根据输出轴转速传感器Sb的输出来计算。

Δφ＝φ_in(f₀)-φ_out(f₀)...(11)

Φin：输入轴具有的变动的相位

Φout：输出轴具有的变动的相位

图8是将输入轴转速的变动成分的频率f₀（或者发动机转速Ne）作为横轴、将滑动标识符IDslip作为纵轴的映射图，当使扭矩比Tr变化为0.7、0.8、0.9、1.0时，对应的滑动标识符IDslip的特性曲线也变化。如果确定了此时的带式无级变速器TM的变动成分的频率f₀和滑动标识符IDslip，则能够通过该映射图，根据这些值估计此时的扭矩比Tr。例如，当变动成分的频率f₀的值为a，滑动标识符IDslip的值为b时，扭矩比Tr为用单点划线表示的Tr=0.9的曲线。

图9是将输入轴转速的变动成分的频率f₀（或者发动机转速Ne）作为横轴、将相位延迟Δφ作为纵轴的映射图，当使扭矩比Tr变化为0.7、0.8、0.9、1.0时，对应的相位延迟Δφ的特性曲线也变化。如果确定了此时的带式无级变速器TM的变动成分的频率f₀和相位延迟Δφ，则能够通过该映射图，根据这些值估计此时的扭矩比Tr。例如，当变动成分的频率f₀的值为c，相位延迟Δφ的值为d时，扭矩比Tr为用单点划线表示的Tr=0.9的曲线。

但是，如图10所示，电子控制单元U的扭矩比估计单元M1计算与由发动机转速传感器Sc检测出的发动机转速对应的变动成分的频率f₀，并且，使输入轴转速传感器Sa和输出轴转速传感器Sb的输出通过具有滤波功能的锁相放大器，提取与所述频率f₀对应的振动波形，根据这些输入侧和输出侧的振动波形来计算滑动标识符IDslip和相位延迟Δφ。接下来，通过将滑动标识符IDslip或者相位延迟Δφ（在图10的例子中为相位延迟Δφ）以及变动成分的频率f₀作为参数来检索映射图，由此估计此时的扭矩比Tr。

接下来，电子控制单元U的侧压控制单元M2根据由扭矩比估计单元M1估计出的扭矩比Tr，控制主动带轮13或者从动带轮14的带轮侧压。以下，对电子控制单元U的侧压控制单元M2的结构和功能进行说明。

如图10所示，侧压控制单元M2具有摩擦系数估计单元M3、摩擦系数学习单元M4、必要轴推力计算单元M5、电流值换算单元M6、负荷扭矩估计单元M7、轴推力换算单元M8、巡航判定单元M9以及扭矩比变动监视单元M10。

摩擦系数估计单元M3根据由扭矩比估计单元M1估计出的扭矩比Tr、由负荷扭矩估计单元M7估计出的负荷扭矩T（相当于发动机E的负荷扭矩或者带式无级变速器TM当前传递的扭矩）以及由轴推力换算单元M8换算后的受侧压控制的一侧的带轮13、14的轴推力，来估计受侧压控制的一侧的带轮13、14与无端带15之间的摩擦系数μ。

即，负荷扭矩估计单元M7根据发动机E的进气负压等运转状态计算发动机E的负荷扭矩T（相当于带式无级变速器TM当前传递的扭矩），轴推力换算单元M8将由油压传感器Sd（参照图10）检测出的受侧压控制的一侧的带轮13、14的油压换算为与其对应的轴推力Q。接下来，摩擦系数估计单元M3将由负荷扭矩估计单元M7估计出的负荷扭矩T和由轴推力换算单元M8换算后的轴推力Q应用于下式，由此估计受侧压控制的一侧的带轮13、14与无端带15之间的摩擦系数μ。

μ＝Tcosα/2RQTr…（12）

μ＝Tηicosα/2RQTr…（13）

此外，在对主动带轮13进行侧压控制时使用（12）式，在对从动带轮14进行侧压控制时使用（13）式。此外，在（12）式和（13）式中，α是带轮13、14的V角的一半的角度，R是无端带15相对于受侧压控制的一侧的带轮13、14的卷绕半径，η是带式无级变速器TM的动力传递效率，i是速度比。

接下来，通过摩擦系数学习单元M4学习由摩擦系数估计单元M3估计出的摩擦系数μ。

即，当在图11的流程图的步骤S11中，能够进行由扭矩比估计单元M1实现的扭矩比Tr的估计时，在步骤S12中，巡航判定单元M9根据车速、油门开度、操舵角等，判定车辆是否处于巡航状态。在判定结果是车辆处于巡航状态的情况下，在步骤S13中，对由摩擦系数估计单元M3估计出的摩擦系数μ进行平滑化，在步骤S14中，与带式无级变速器TM的运转状态、即变速比i、输入轴转速N_DR和负荷扭矩T对应地，将摩擦系数μ记入映射图中。

并且，在步骤S15，将表示此时的带式无级变速器TM的运转状态的变速比i、输入轴转速N_DR和负荷扭矩T作为参数，从映射图中检索已经学习到的摩擦系数μ′。

接下来，必要轴推力计算单元M5根据摩擦系数学习单元M4输出的、学习到的摩擦系数μ′，计算出为了防止无端带15的打滑所需的、受侧压控制的一侧的带轮13、14的必要轴推力Q。

必要轴推力Q在对主动带轮13进行侧压控制的情况下和在对从动带轮14进行侧压控制的情况下，是不同的，在对主动带轮13进行侧压控制的情况下、即在主动带轮13发生打滑的情况下，

通过Q＝Tcosα/2μ′RSTr…（14）

来计算，在对从动带轮14进行侧压控制的情况下、即在从动带轮14发生打滑的情况下，

通过Q＝Tηicosα/2μ′RSTr…（15）

来计算。此处，α是带轮13、14的V角的一半的角度，μ′是受侧压控制的一侧的带轮13、14与无端带15之间的接触面的摩擦系数的学习值，R是无端带15相对于受侧压控制的一侧的带轮13、14的卷绕半径，T是负荷扭矩，STr是目标扭矩比，η是带式无级变速器TM的动力传递效率，i是速度比。

接下来，根据图12，说明目标扭矩比STr的设定的一例。

如根据图5所说明的那样，带式无级变速器TM的动力传递效率在扭矩比Tr为1.0以下且接近1.0的值时为最大，因此，将该值设定为目标扭矩比STr。

在必要轴推力计算单元M5计算必要轴推力Q时，通过扭矩比变动监视单元M10，根据估计出的扭矩比Tr的变动，对目标扭矩比STr进行校正。即，在图12的流程图的步骤S21中，从扭矩比Tr的本次值中减去前次值，来计算扭矩比Tr的偏差dTr，当在步骤S22中根据扭矩比偏差dTr离开dTrL＜dTr＜dTrH的范围而判断为车辆在坏道路上行驶而从路面反向传递到带式无级变速器TM的负荷大幅地变动的情况下，在步骤S25中，将目标扭矩比STr降低为低扭矩比STrL。当在所述步骤S22中扭矩比偏差dTr返回到dTrL＜dTr＜dTrH的范围内、并且在步骤S23中该状态持续了规定的时间时，在步骤S24中，将目标扭矩比STr增大为高扭矩比STrH。

由此，在通常时，将目标扭矩比STr设定得较高来减小带轮侧压，由此实现动力传递效率的提高，当在坏道路上行驶时由于来自路面的负荷而有可能在带式无级变速器TM的无端带15与带轮13、14之间发生打滑时，能够将目标扭矩比STr设定得较低来增大带轮侧压，由此实现带式无级变速器TM的保护。此外，通过在所述步骤S23中设置延迟，能够防止频繁地切换目标扭矩比STr。

接下来，根据图13，说明目标扭矩比STr的设定的另一例。

在必要轴推力计算单元M5计算必要轴推力Q时，通过扭矩比变动监视单元M10，根据由油门开度传感器Se（参照图10）检测出的油门开度AP的变动，对目标扭矩比STr进行校正。即，在图13的流程图的步骤S31中，从油门开度AP的本次值中减去前次值，来计算油门开度AP的变化率dAP，当在步骤S32中根据油门开度变化率dAP离开dAPL＜dAP＜dAPH的范围而判断为油门踏板被急剧踏下或者油门踏板急剧返回的情况下，在步骤S35中，将目标扭矩比STr降低为低扭矩比STrL。当在所述步骤S32中油门开度变化率dAP返回到dAPL＜dAP＜dAPH的范围内、并且在步骤S33中该状态持续了规定的时间时，在步骤S34中，将目标扭矩比STr增大为高扭矩比STrH。

由此，在通常时，通过将目标扭矩比STr设定得较高来减小带轮侧压，由此实现动力传递效率的提高，在急剧操作油门踏板而有可能在带式无级变速器TM的无端带15与带轮13、14间发生打滑时，能够将目标扭矩比STr设定得较低来增大带轮侧压，由此实现带式无级变速器TM的保护。此外，通过在所述步骤S33中设置延迟，能够防止频繁地切换目标扭矩比STr。

这样，在必要轴推力计算单元M5计算受侧压控制的一侧的带轮13、14的必要轴推力Q时，电流值换算单元M6将必要轴推力Q换算为油压电路的线性电磁阀的电流值，并以该电流值使线性电磁阀动作，由此能够进行侧压控制，使受侧压控制的一侧的带轮13、14产生必要轴推力Q。

如以上所述，根据本实施方式，在根据通过无端带15向输出轴12传递输入轴11所具有的变动成分的传递特性，估计带式无级变速器TM的扭矩比Tr时，由于使用将输入轴11以及输出轴12的变动成分的振幅比指标化后的滑动标识符IDslip和将输入轴11以及输出轴12的变动成分的相位差指标化后的相位延迟Δφ中的至少一方，所以，能够高精度地估计与带式无级变速器TM的动力传递效率极其密切关联的扭矩比Tr，提高动力传递效率。而且，由于根据滑动标识符IDslip或者相位延迟Δφ估计扭矩比Tr，因此，能够将为了估计扭矩比Tr而需要的传感器的数量限制在最小限度内，可以削减成本。

此外，在没有产生大打滑的状态下，估计受侧压控制的一侧的带轮13、14与无端带15之间的摩擦系数μ，根据该摩擦系数μ求出该带轮13、14的必要轴推力Q，根据该必要轴推力Q控制该带轮13、14的侧压，也就是说，使用作为直接支配侧压的参数的摩擦系数μ对侧压进行前馈控制，因此，与对滑动标识符IDslip或者相位延迟Δφ自身进行反馈的间接控制相比，能够提高控制响应性，并减轻控制装置的运算负荷。

此外，巡航判定单元M9判定车辆是否进行巡航行驶，摩擦系数学习单元M4在车辆处于巡航状态时学习摩擦系数μ，因此，即使在由于某些原因而暂时不能计算摩擦系数μ的情况下，只要是不产生历时变化的较短时间，就能够高精度地持续进行侧压控制。

图14是说明摩擦系数μ的学习的效果的图，实线对应于不进行学习的情况，虚线对应于进行学习的情况。在不进行学习的情况下，当不能估计扭矩比Tr时，实际的扭矩比Tr大幅偏离目标扭矩比STr，即使变为能够估计扭矩比Tr，到实际的扭矩比Tr收敛到目标扭矩比STr为止，也需要较长时间，而在进行学习的情况下，即使不能够估计扭矩比Tr，实际的扭矩比Tr也不会大幅偏离目标扭矩比STr，能够高精度地持续进行带轮侧压的控制。

接下来，根据图15，说明本发明的第2实施方式。

[第2实施方式]

从根据变动成分的频率f₀和滑动标识符IDslip来检索扭矩比Tr的映射图中可知，在变动成分的频率f₀的中间区域（f_L＜f₀＜f_H），各扭矩比Tr的特性线的上下间隔较大，在其它区域，所述间隔较小，因此，在f_L＜f₀＜f_H的区域中，扭矩比Tr的估计精度提高。此外，从根据变动成分的频率f₀和相位延迟Δφ来检索扭矩比Tr的映射图可知，在变动成分的频率f₀较低的区域（f₀≦f_L）和较高的区域（f₀≧f_H），各扭矩比Tr的特性线的上下间隔较大，在其它区域所述间隔较小，因此，在f₀≦f_L的区域和f₀≧f_H的区域中，扭矩比Tr的估计精度提高。

根据以上情况，如果在步骤S41中f_L＜f₀＜f_H，则在步骤S42中，根据以变动成分的频率f₀和滑动标识符IDslip为参数的映射图来检索扭矩比Tr，如果在所述步骤S41中f₀≦f_L或者f₀≧f_H，则在步骤S43中，根据以变动成分的频率f₀和相位延迟Δφ为参数的映射图来检索扭矩比Tr。由此，能够进一步提高扭矩比Tr的估计精度。

接下来，根据图16和图17，说明本发明的第3实施方式。

[第3实施方式]

在图16中，当系统的固有振动频率f_n发生变化时，根据变动成分的频率f₀和滑动标识符IDslip来检索扭矩比Tr的映射图的特性线在横轴方向上平行移动。由于所述固有振动频率f_n随着带式无级变速器TM的输入扭矩和变速比而变化，因此，存在这样的问题：需要与各固有振动频率f_n对应地，准备多个用于估计扭矩比Tr的映射图，成为存储器的存储容量的增加和成本提高的因素。图17示出系统的固有振动频率f_n发生变化的原因。

图17的（A）是将带式无级变速器TM作为振动系统进行模型化的图，质量块m1、m2与主动带轮13和从动带轮14接触、质量块m1、m2通过由弹簧和缓冲筒构成的无端带15连接。带式无级变速器TM的无端带15在层叠多个金属环而成的金属环集合体上支承有多个金属元件，通过使金属元件相互压接来传递驱动力。随着输入扭矩（相当于带式无级变速器TM当前传递的扭矩）增大，金属元件彼此的接触面压缩变形而使接触面积增大，由此，金属元件的压缩变形逐渐变得困难，所述模型的弹簧的刚性增大（参照图17的（B）），其结果是，随着输入扭矩的增大，系统的固有振动频率f_n增大（参照图17的（C））。

另外，当带式无级变速器TM的变速比向低速变速比（LOW）侧变化时，由于输出轴12的转速相对于输入轴11的转速变低，因此，获得与输出轴12自身的惯性力矩J2减小的情形相同的效果，相反，当带式无级变速器TM的变速比向高速变速比（OD）侧变化时，由于输出轴12的转速相对于输入轴11的转速变高，因此，获得与输出轴12自身的惯性力矩J2增大的情形相同的效果，由此，当变速比向低速变速比（LOW）侧变化时，系统的固有振动频率f_n增大（参照图17（D））。

在图16的流程图的步骤S51中，根据输入扭矩T_DR和变速比，计算固有振动频率f_n。由于输入扭矩T_DR与发动机E的负荷扭矩一致，因此可以使用由发动机E的ECU计算出的值，变速比作为由输入轴转速传感器Sa检测出的输入轴转速N_DR与由输出轴转速传感器Sb检测出的输出轴转速N_DN之比即N_DR/N_DN，可以通过电子控制单元U来计算。

接下来，在步骤S52中，将变动成分的频率f₀和上下的阈值f_L、f_H除以固有振动频率f_n来进行指标化。由此，无需针对各个频率区域准备检索扭矩比Tr的映射图，能够使用以指标化的频率为参数的通用的映射图，能够实现存储器的存储容量的缩减和成本的降低。并且，与第2实施方式相同地，如果f_L/f_n＜f₀/f_n＜f_H/f_n，则在步骤S53中，根据以指标化的变动成分的频率f₀/f_n和滑动标识符IDslip为参数的映射图来检索扭矩比Tr，如果在所述步骤S52中f₀/f_n≦f_L/f_n或者f₀/f_n≧f_H/f_n，则在步骤S54中，根据以指标化后的变动成分的频率f₀/f_n和相位延迟Δφ为参数的映射图来检索扭矩比Tr。由此，能够进一步提高扭矩比Tr的估计精度。

接下来，根据图18，说明本发明的第4实施方式。

[第4实施方式]

在上述各实施方式中，使用滑动标识符IDslip和相位延迟Δφ这两个参数中的任意一个参数来估计扭矩比Tr，但是在第4实施方式中，使用滑动标识符IDslip和相位延迟Δφ这两个参数来估计扭矩比Tr。

图18是以滑动标识符IDslip的平方根为矢径，以相位延迟Δφ为夹角，将各扭矩比Tr的滑动标识符IDslip和相位延迟的特性表示在极坐标的映射图。例如，在滑动标识符IDslip的值为r₂、相位延迟Δφ的值为θ的情况下，此时的扭矩比Tr可以估计为0.7。根据该实施方式，使用滑动标识符IDslip和相位延迟Δφ双方来估计扭矩比Tr，因此能够提高其估计精度。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但是本发明在不脱离其主旨的情况下，可以进行各种设计变更。

例如，本发明的输入轴11和输出轴12的变动成分不限于转速，也可以是扭矩。

此外，本发明的输入轴11可以是与其结合的发动机E的曲轴。

另外，在实施方式中，根据发动机转速传感器Sc检测出的发动机转速来计算变动成分的频率f₀，不过，也可以根据输入轴转速传感器Sa检测出的输入轴转速或者根据发动机E的点火正时信号来计算变动成分的频率f₀。

此外，在实施方式中，通过油压传感器Sd来检测带轮13、14的油压，但是也可以根据线性电磁阀的电流值来换算。

此外，在实施方式中，对具有无端带15的带式无级变速器TM进行进行了说明，但是，本发明的无级变速器也可以是链带式无级变速器和环形无级变速器。在为环形无级变速器的情况下，设置在输入轴上的输入盘对应于本发明的输入轴要素，设置在输出轴上的输出盘对应于本发明的输出轴要素，被夹持于输入盘和输出盘之间而传递驱动力的动力辊对应于本发明的动力传递要素，在输入盘和输出盘之间夹持动力辊的压力对应于本发明的夹压。

Claims (5)

1.一种无级变速器的夹压控制装置，其具有：

输入轴（11），其被输入驱动源（E）的驱动力；

输入轴要素（13），其被设置在所述输入轴（11）上；

输出轴（12），所述驱动源（E）的驱动力被变速后输出到该输出轴（12）；

输出轴要素（14），其被设置在所述输出轴（12）上；

动力传递要素（15），其与所述输入轴要素（13）和所述输出轴要素（14）分别接触，通过接触部分的摩擦，从所述输入轴（11）向所述输出轴（12）传递驱动力；

扭矩比估计单元（M1），其根据所述输入轴（11）具有的任意的变动成分朝向所述输出轴（12）传递的传递特性，估计作为实际的传递扭矩（T）与能够传递的最大扭矩（Tmax）之比的扭矩比（Tr）；

夹压控制单元（M2），其控制所述输入轴要素（13）和所述输出轴要素（14）中的任意一个轴要素（13，14）的夹压；以及

摩擦系数估计单元（M3），其估计所述任意一个轴要素（13，14）与所述动力传递要素（15）之间的摩擦系数（μ），

所述无级变速器的夹压控制装置的特征在于，

所述扭矩比估计单元（M1）根据将所述输入轴（11）和所述输出轴（12）的变动成分的振幅比进行指标化后的滑动标识符（IDslip）以及将所述输入轴（11）和所述输出轴（12）的变动成分的相位差进行指标化后的相位延迟（Δφ）中的至少一方，估计所述扭矩比（Tr），

所述摩擦系数估计单元（M3）根据所述扭矩比（Tr），估计所述摩擦系数（μ），

所述夹压控制单元（M2）根据所述摩擦系数（μ），求出所述任意一个轴要素（13，14）的必要轴推力（Q），根据该必要轴推力（Q）控制所述任意一个轴要素（13，14）的夹压。

2.根据权利要求1所述的无级变速器的夹压控制装置，其特征在于，

所述夹压控制装置具有估计所述驱动源（E）的负荷扭矩（T）的负荷扭矩估计单元（M7），所述摩擦系数估计单元（M3）根据所述负荷扭矩（T）和所述任意一个轴要素（13，14）的轴推力，估计所述摩擦系数（μ）。

3.根据权利要求1所述的无级变速器的夹压控制装置，其特征在于，

所述夹压控制装置具有：

巡航判定单元（M9），其判定安装有所述驱动源（E）和所述无级变速器（TM）的移动体是否处于巡航行驶；以及

摩擦系数学习单元（M4），其在所述移动体处于所述巡航状态时，按照所述移动体的每个行驶条件，学习所述摩擦系数（μ）。

4.根据权利要求1所述的无级变速器的夹压控制装置，其特征在于，

所述夹压控制单元（M2）根据目标扭矩比（STr），求出所述任意一个轴要素（13，14）的必要轴推力（Q），在由所述扭矩比估计单元（M1）求出的扭矩比（Tr）的变化量为规定的范围以外的情况下，将所述目标扭矩比（STr）设定得低。

5.根据权利要求1所述的无级变速器的夹压控制装置，其特征在于，

所述夹压控制装置具有检测油门开度（AP）的油门开度传感器（Se），

所述夹压控制单元（M2）根据目标扭矩比（STr），求出所述任意一个轴要素（13，14）的必要轴推力（Q），在由所述油门开度传感器（Se）求出的油门开度（AP）的变化量为规定的范围以外的情况下，将所述目标扭矩比（STr）设定得低。