CN107110342A - 无级变速器的夹压控制装置 - Google Patents

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Abstract

在无级变速器的夹压控制装置中，控制无级变速器TM的任意一方的轴要素(13、14)的夹压的夹压控制单元(U)根据输入轴(11)的转速的变动成分与输出轴(12)的转速的变动成分的振幅比(m)、对输入轴(11)的转速的变动成分与输出轴(12)的转速的变动成分的相位差进行指标化而得的相位延迟、以及输入轴(11)与输出轴(12)间的变速比(i)算出滑移状态矩阵({A})，并基于根据滑移状态矩阵{A}算出的特征值的数组来估计输入轴要素(13)、输出轴要素(14)以及动力传递要素(15)间的动力传递状态，并且基于动力传递状态控制夹压。由此，不需要特别的传感器而能够根据可测定的振幅比m、相位延迟以及变速比i高精度地判定动力传递要素的滑移状态，将夹压控制在摩擦传动界限的附近而得到高动力传递效率。

Description

无级变速器的夹压控制装置
技术领域
本发明涉及无级变速器的夹压控制装置，该夹压控制装置具有：输入轴，其被输入驱动源的驱动力；输入轴要素，其被设在所述输入轴上；输出轴，其将所述驱动源的驱动力变速后输出；输出轴要素，其被设在所述输出轴上；动力传递要素，其分别与所述输入输出轴要素接触，利用接触部分的摩擦从所述输入轴向所述输出轴传递驱动力；以及夹压控制单元，其控制所述输入输出轴要素中的任意一个轴要素的夹压。
背景技术
通过以下专利文献1公知：在设于输入轴的驱动带轮和设于输出轴的从动带轮上卷绕金属带并利用变速用油压使两带轮的槽宽变化而进行变速的带式无级变速器中，计算摩擦系数相对于金属带的滑移速度的变化率、即μ斜率，当μ斜率成为规定的阈值以下时判定为金属带发生了大的滑移。
而且通过以下专利文献2公知：带式无级变速器的动力传递效率与扭矩比r这样的参数紧密相关，该扭矩比r是用不使金属带发生滑移而能够传递的最大扭矩除以输入轴与输出轴间实际上传递的扭矩而得的，扭矩比r＝1的状态下得到最大的动力传递效率，因此着眼于输入轴与输出轴的旋转状态的变动成分(转速变动或者扭矩变动)间发生因金属带的滑移引起的振幅差或相位差，导入作为扭矩比r的指标的滑移识别符IDslip及相位延迟的参数，控制带轮推力，使得该滑移识别符IDslip及相位延迟与对应于扭矩比r＝1的滑移识别符的基准值IDslip′及相位延迟的基准值一致，从而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2006-2795号公报
专利文献2：日本特许第5246420号公报
发明内容
发明所要解决的课题
但是上述专利文献1中记载的技术存在如下的问题：不仅由于未考虑动力传递中作为弹簧发挥作用的金属带的刚性而使滑移判定的精度降低，而且为了计算μ斜率必须检测带轮推力及输入扭矩，特别是，为了检测输入扭矩而需要特别的传感器，基于成本、耐久性的观点，难以装配于实际车辆中。
而且上述专利文献2中记载的技术存在如下的问题：通过以目标扭矩比成为1的方式控制带轮推力，能够提高动力传递效率，但为了使得金属带不因从产生带轮推力的油压的脉动、驱动轮侧向带式无级变速器侧逆传递的扭矩这样的外部干扰而发生重大的滑移，或者为了即使带轮与金属带间的摩擦系数因带轮的V面的磨损或润滑油的劣化这样的历时变化而变化也不发生重大的滑移，实际上必须预计规定的安全率并将目标扭矩比设定为比1小的值，与该安全率相应地，带轮推力过大，从而使动力传递效率下降。
本发明是鉴于前述的情况而完成的，目的在于高精度地检测无级变速器的轴要素及动力传递要素间的滑移状态，利用所需最小限度的夹压抑制动力传递要素的滑移，从而实现动力传递效率的提高。
用于解决课题的手段
为了达到上述目的，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，其设在所述输入轴上；输出轴，其将所述驱动源的驱动力进行变速后输出；输出轴要素，其设在所述输出轴上；动力传递要素，其分别与所述输入输出轴要素接触，利用接触部分的摩擦从所述输入轴向所述输出轴传递驱动力；以及夹压控制单元，其控制所述输入输出轴要素中的任意一个轴要素的夹压，所述无级变速器的夹压控制装置的第一特征在于，所述夹压控制单元根据所述输入轴的转速的变动成分与所述输出轴的转速的变动成分之间的振幅比、对所述输入轴的转速的变动成分与所述输出轴的转速的变动成分之间的相位差进行指标化而得的相位延迟、以及所述输入轴与所述输出轴间的变速比，算出滑移状态矩阵，并基于根据所述滑移状态矩阵算出的特征值的数组估计所述输入轴要素、所述输出轴要素以及所述动力传递要素间的动力传递状态，并且基于所述动力传递状态控制夹压。
而且根据本发明，提出一种无级变速器的夹压控制装置，除了所述第一特征外，还有如下的第二特征：所述夹压控制单元以使所述滑移状态矩阵的特征值的虚数部逐渐接近0的方式减小夹压，在所述特征值内只要有一个的绝对值超过1，就增大夹压。
而且根据本发明，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，其设在所述输入轴上；输出轴，其将所述驱动源的驱动力进行变速后输出；输出轴要素，其设在所述输出轴上；动力传递要素，其分别与所述输入输出轴要素接触，利用接触部分的摩擦从所述输入轴向所述输出轴传递驱动力；以及夹压控制单元，其控制所述输入输出轴要素中的任意一个轴要素的夹压，所述无级变速器的夹压控制装置的第三特征在于，所述夹压控制单元根据所述输入轴的转速的变动成分与所述输出轴的转速的变动成分之间的振幅比、对所述输入轴的转速的变动成分与所述输出轴的转速的变动成分之间的相位差进行指标化而得的相位延迟、以及所述输入轴与所述输出轴间的变速比，算出牵引比，并控制夹压，使得所述牵引比与目标牵引比一致。
而且根据本发明，提出一种无级变速器的夹压控制装置，除了所述第三特征外，还具有如下的第四特征：所述目标牵引比小于1。
另外，实施方式的驱动带轮13与本发明的输入轴要素对应，实施方式的从动带轮14与本发明的输出轴要素对应，实施方式的金属带15与本发明的动力传递要素对应，实施方式的发动机E与本发明的驱动源对应，实施方式的电子控制单元U与本发明的夹压控制单元对应，实施方式的带轮推力与本发明的夹压对应。
发明的效果
根据本发明的第一特征，控制无级变速器的任意一个轴要素的夹压的夹压控制单元根据输入轴的转速的变动成分与输出轴的转速的变动成分之间的振幅比、对输入轴的转速的变动成分与输出轴的转速的变动成分之间的相位差进行指标化而得的相位延迟、输入轴与输出轴间的变速比，算出滑移状态矩阵，并基于根据滑移状态矩阵算出的特征值的数组估计输入轴要素、输出轴要素以及动力传递要素间的动力传递状态，并且基于动力传递状态控制夹压，因此不需要特殊的传感器而能够根据可测定的振幅比、相位延迟以及变速比高精度地判定动力传递要素的滑移状态，以高精度将夹压控制在摩擦传动界限的附近，从而提高动力传递效率。
而且根据本发明的第二特征，夹压控制单元以使滑移状态矩阵的特征值的虚数部逐渐接近0的方式使夹压下降，在特征值内即使存在一个绝对值超过1的值的的情况下使夹压増大，因此不仅能够以高精度将夹压控制在摩擦传动界限的附近，在动力传递要素发生了宏观滑移的情况下，通过提高夹压，能够避免无级变速器的损伤。
而且根据本发明的第三特征，控制无级变速器的任意一个轴要素的夹压的夹压控制单元根据输入轴的转速的变动成分与输出轴的转速的变动成分的振幅比、对输入轴的转速的变动成分与输出轴的转速的变动成分之间的相位差进行指标化而得的相位延迟、以及输入轴与输出轴间的变速比，算出牵引比，并控制夹压，使得牵引比与目标牵引比一致，因此不需要特别的传感器而能够根据可测定的振幅比、相位延迟以及变速比高精度地判定动力传递要素的滑移状态，以高精度将夹压控制在摩擦传动界限的附近，从而提高动力传递效率。并且牵引比表示以摩擦传动界限为基准的、动力传递要素相对于外部干扰的滑移难度，因此即使在摩擦系数因轴要素及动力传递要素的磨损或工作油的劣化等历时变化而变化的情况下，也能够将夹压控制在适当的大小，可靠地防止动力传递要素的滑移。
而且根据本发明的第四特征，目标牵引比小于1，因此即使意外地发生大的外部干扰，牵引比也不会达到1，能够更可靠地防止动力传递要素的滑移。
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推力控制的说明图。(第1实施方式)
图3是确定带轮的变速控制和推力控制的流程图。(第1实施方式)
图4是示出带轮推力与动力传递效率之间的关系的曲线图。(第1实施方式)
图5是示出带式无级变速器的动力传递状态的简化模型的图。(第1实施方式)
图6是示出带轮/金属带间的摩擦特性的曲线图。(第1实施方式)
图7是试验装置的示意图。(第1实施方式)
图8是示出ωDN、ζDN<->的实测值及估计值的曲线图(变速比i＝0.5)。(第1实施方式)
图9是示出基于特性乘数的滑移状态的稳定判断的曲线图(ap.DN＝0.3rad/s)。(第1实施方式)
图10是示出特性乘数相对于ζDN<->的变化的轨迹的曲线图(ap.DR＝0.3rad/s)(第1实施方式)
图11是示出牵引比与带滑移速度之间的关系的曲线图(变速比i＝0.5、驱动带轮扭矩TDR＝50Nm)。(第1实施方式)
图12是示出牵引比与动力传递效率之间的关系的曲线图(变速比i＝0.5、驱动带轮扭矩TDR＝50Nm)。(第1实施方式)
图13是根据弦部等效位移检索金属带的刚性的映射图。(第1实施方式)
标号说明
11：输入轴；
12：输出轴；
13：驱动带轮(输入轴要素)；
14：从动带轮(输出轴要素)；
15：金属带(动力传递要素)；
{A}：滑移状态矩阵；
E：发动机(驱动源)；
i：变速比；
m：振幅比；
U：电子控制单元(夹压控制单元)；
相位延迟；
ζc<->/ζDN<->：牵引比
具体实施方式
下面基于图1～图13，说明本发明的实施方式。
第1实施方式
首先，如图1所示，装配于汽车的带式无级变速器TM具有：与发动机E连接的输入轴11；与输入轴11平行地配置的输出轴12；设在输入轴11上的驱动带轮13；设在输出轴12上的从动带轮14；以及卷绕在驱动带轮13及从动带轮14上的环状的金属带15。驱动带轮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由带轮推力向接近固定侧带轮半体13a的方向施力。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由带轮推力向接近固定侧带轮半体14a的方向施力。因此，控制作用于驱动带轮13的可动侧带轮半体13b及从动带轮14的可动侧带轮半体14b的带轮推力，使驱动带轮13及从动带轮14中的一方的槽宽増大而使另一方的槽宽减小，由此能够任意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、由发动机转速传感器Sc检测到的发动机E的转速外，还被输入油门开度信号、车速信号等。电子控制单元U除了根据油门开度信号及车速信号使带式无级变速器TM的带轮推力变化的通常的变速比控制以外，还进行为提高带式无级变速器TM的动力传递效率而使带轮推力变化的控制。
如图2所示，将带式无级变速器TM的输入扭矩设为TDR、输出扭矩设为TDN、最大传递输入扭矩即驱动带轮13与金属带15间发生滑移的瞬间的输入扭矩TDR设为TmaxDR、最大传递输出扭矩即从动带轮14与金属带15间发生滑移的瞬间的输出扭矩TDN设为TmaxDN、动力传递效率设为λ、变速比设为i，则带式无级变速器TM的最大传递扭矩Tmax为TmaxDR或者TmaxDN/λi中的任意较小的一方，TDR>Tmax时，驱动带轮13及从动带轮14中的任意一方滑移。
如图3的流程图所示，例如在步骤S1中TmaxDR>TmaxDN/λi的情况下，在成为输出扭矩TDN>最大传递输出扭矩TmaxDN的瞬间，从动带轮14发生滑移，因此步骤S2中为了控制带式无级变速器TM的变速比而变更驱动带轮13的推力(变速控制)，为了防止从动带轮14的滑移而控制从动带轮14的推力(推力控制)。
反之，在所述步骤S1中TmaxDR≦TmaxDN/λi的情况下，在成为输入扭矩TDR>最大传递输入扭矩TmaxDR的瞬间，驱动带轮13发生滑移，因此步骤S3中为了控制带式无级变速器TM的变速比而变更从动带轮14的推力(变速控制)，为了防止驱动带轮13的滑移而控制驱动带轮13的推力(推力控制)。
本申请的发明涉及上述的用于防止驱动带轮13与金属带15间、或者从动带轮14与金属带15间的滑移的推力控制。
但是，作为提高带式无级变速器TM的动力传递效率的手段之一，公知使施加于带轮的带轮推力下降。图4示出动力传递效率及摩擦损失相对于带轮推力的关系，因此伴随带轮推力的减小，从带轮与金属带间的滑移小的微滑区域经由过渡区域，转移至带轮与金属带间的滑移大的宏观滑移区域。在微滑区域中，动力传递效率与带轮推力的减小相应地逐渐提高，但在过渡区域中动力传递效率开始下降，在宏观滑移区域中动力传递效率急剧下降。
认为其理由在于，金属带的因金属元件的半径方向滑移和金属环的滑移引起的摩擦损失之和伴随带轮推力的减小，从微滑区域至宏观滑移区域以固定的比较大的减少率A减少，但因金属元件的切线方向滑移引起的摩擦损失从微滑区域至过渡区域以大致固定的比较小的増加率B(A>B)増加，在宏观滑移区域内急剧増加。
为了得到最大的动力传递效率，期望将带轮推力控制在过渡区域的紧前的微滑区域，但若使带轮推力过度减小，则从微滑区域通过过渡区域进入宏观滑移区域，金属带可能相对于带轮大幅度地滑移，从而损伤。因此，为了确保带式无级变速器TM的耐久性并提高动力传递效率，需要将带轮推力高精度地控制在过渡区域的紧前的微滑区域。
本发明以增加滑移速度的观点来定义摩擦传动界限，构建能够判别当前的滑移状态相对于摩擦传动界限的余量度的方法，如果能观测这样的余量度，则能够通过预测对外部干扰的最低限度的安全率来实现适合实用的带轮推力控制。
<基础方程式>
实际设备中的带式无级变速器被发动机驱动。此时，输入扭矩具有因发动机的缸内压力变动引起的扭矩变动。因此，必须动态地考虑带轮/金属带间的滑移。报告如下情况：进行同步带传动的动态分析时，将带长度方向上的刚性作为弹性要素处理，分析金属带的纵振动，由此能够计算带轮的旋转角变动。公知金属带与橡胶带、链条不同，主要利用金属元件间的压缩力来进行动力传递。因此，考虑图5所示的以一维弹性要素代表金属带的压缩刚性的简易模型。
假定当前负载扭矩作用于驱动带轮及从动带轮，且存在平衡点{θ0}。将驱动带轮及从动带轮的该平衡点起的旋转角扰动分别设为θp.DR、θp.DN。若将卷绕于驱动带轮及从动带轮的金属元件组分别考虑为一个质点，同样将平衡点起的旋转角扰动设为θb.DR、θb.DN，则带轮及金属带的运动方程式为以下算式。
此处，Ip为带轮的转动惯量，Ib为卷绕于带轮的部分带的转动惯量，F为作用于带轮与金属带间的摩擦力，k为金属带的压缩刚性，R为带节距半径，r为摩擦有效半径。下标的DR、DN分别表示驱动侧、从动侧。
另外，本说明书及附图中，存在算式中的符号与文章中的表述不同的情况，其对应关系如表1所示。此外，算式中的粗体字表示矢量或者矩阵，但本说明书的文章中的{*}表述示出*为矢量或者矩阵。
[表1]
表1标号的记载
作用于带轮/金属带间的摩擦力表示为摩擦系数μ<～>与作用于带V面的法向力N之积。
摩擦系数μ<～>是平均摩擦系数，通过以下算式定义。
T为带轮的负载扭矩，Q为带轮推力，Ψ为V角的1/2。
由于未约束金属元件和金属环，因此在带轮中，各个金属元件一边独立地产生微小滑移一边传递动力。公知此时随着摩擦传动接近于饱和，在带轮中传递动力的金属元件的个数増加，因此引起宏观上金属带/带轮间的滑移速度増加。
将带轮/金属带间的平均滑移速度设为s<～·>，则摩擦系数μ<～>将平均滑移速度表示为s<～·>的函数。因此，将平衡点的平均滑移速度在s0<～·>周边通过Taylor展开以二阶近似式表示(参照图6)。
根据平衡点的定义，为{f({θ0})}＝0、{f}t＝(f1，f2，f3，f4)，因此算式(1)结果为：
伴随滑移的带轮及金属带的运动记述为非线性联立微分方程式。
算式(5)的主要参数如表2所示。在本实施方式中，如表2所示，定义主要参数能否测定。尤其是，为了把握摩擦系数μ<～>的界限值，必须有意地使得产生宏观滑移，导致带式无级变速器的损失，因此除非测定本身是目的，否则实际设备中的测定是困难的。
[表2]
表2主要参数的定义和性质
<滑移状态>
在使用了金属带的动力传递中，直至达到宏观滑移为止，微小滑移随着接近于摩擦传动界限而逐渐增加。因此在使用了金属带的动力传递中，如库仑摩擦所代表的方式那样，没有以滑移这样的现象的有无来明确地确定摩擦传动界限。因此，为了预测摩擦传动界限而必须明确定义该摩擦传动界限，为此必须定义针对用于定量地处理摩擦传动界限的滑移的状态。
对于算式(5)，驱动带轮的旋转角扰动θp.DR为已知，因此若将驱动带轮的旋转角扰动θp.DR看作对系统赋予的输入来进行变量转换，则算式(5)通过以下的非独立体系表达。
在这里，
xp.DR＝θp.DR，xb.DR＝θb.DR
xb.DN＝iθb.DN，xp.DN＝iθp.DN
vDR＝rDR/RDR，vDN＝rDN/RDN
εDR＝c2.DRRDR，εDN＝c2.DNRDR
i＝RDN/RDR
算式(6)分别处理驱动带轮/金属带间产生的滑移和从动带轮/金属带间产生的滑移，但通常驱动侧或者从动侧中的任意一方先达到摩擦传动界限而产生宏观滑移。即，驱动侧或者从动侧中的任意一方相对于摩擦传动界限点附近的带轮/金属带间的滑移为支配性的，通常是摩擦有效半径较小的那个带轮。
因此忽略非支配性的一方的带轮/金属带间的滑移，如下进行处理。
1.驱动带轮/金属带间的滑移为支配性的时：
θp.DN＝θb.DN
2.从动带轮/金属带间的滑移为支配性的时：
θp.DR＝θb.DR
以下，以对燃料效率影响大的OD变速比(变速比i<1)的情况为重点，考虑从动带轮/金属带间的滑移为支配性的情况。
此时xp.DR为已知的输入，若考虑到xp.DN的初始值具有任意性，则使用状态变量{x}＝t(xb.DN，xb.DN<·>，xp.DN<·>)如下书写算式(6)。
考虑到实际设备的运转，则因发动机的缸内压力变动引起的旋转变动被输入至驱动带轮。因此，对系统的输入由
得到，通过傅立叶级数展开如下表示算式(7)的周期解{x<^>}。
关于τ，在周期2π期间内，假设看作算式(9)的各系数{a0}、{an}、{bn}固定，则{x<^>}在周期2π内的平均值为{a0}/2。考虑到来自该平均值{a0}/2的变分{ξ}，则变分方程式为
{A({a0}/2)}为雅可比矩阵，
其中，
本实施方式中，将算式(10)所表示的状态特别称作滑移状态。雅可比矩阵{A}为平均值{a0}/2的函数，并取决于滑移状态，如果理解雅可比矩阵{A({a0}/2)}，则能够估计滑移状态。将这样的雅可比矩阵(状态矩阵){A({a0}/2)}特别称作滑移状态矩阵。
ρ、vDN、Ω为表示运转条件的已知参数，ζDN<->在算式(12)中包含非线性项，因此支配滑移状态矩阵{A({a0}/2)}的参数为(ωDN，ζDN<->)。但是，由于不能测定(ωDN，ζDN<->)，考虑变量向能够测定的参数转换。即，存在{A(ωDN，ζDN<->)}＝{A(a，b)}且能够测定(a，b)即可。
<滑移状态矩阵的估计方法>
如果考虑能够测定从动带轮的转速，则未知数是xb.DN、ωDN、ζDN<->这三个，通过解算式(10)能够求出ωDN、ζDN<->。
假定算式(10)的周期解{ξ}为
则从
代入算式(10)，基于伽辽金法求解，得到下式。
其中，m＝ap.DN/ap.DR。驱动带轮及从动带轮的转速能够测定，因此从动带轮转速相对于驱动带轮转速的振幅比m及相位延迟也能够算出。计算振幅比m及相位延迟时必须参照特定的扰动，但在此能够利用发动机的缸内压力变动。即，将发动机的点火频率设为Ω而计算振幅比m及相位延迟由此能够求出ωDN、ζDN<->，从而能够用表示滑移状态矩阵。
<试验方法>
以上对通过用置换滑移状态矩阵{A}的支配参数(ωDN，ζDN<->)来估计滑移状态矩阵的方法进行了说明，但为了验证该方法的可靠性，进行实际设备试验，对由所述方法求出的参数与通过试验测定参数进行了比较。图7示出试验装置。由A/C电机施加的动力被输入至驱动带轮，经由金属带传递至从动带轮。对驱动带轮输入模拟了发动机的扭矩外部干扰。测力计对从动带轮施加负载扭矩。驱动带轮及从动带轮的活塞室中被供给油压，产生轴向推力。将该油压与由带轮的旋转产生的离心油压相加，计算带轮推力。带轮推力Q与算式(2)的金属带压紧负荷N之间存在以下的关系。
此处，Ψ为V角的1/2，本实施方式中使用Ψ＝11度的带轮及金属带。
<ωDN的测定>
若在算式(13)中设为则m>0，因此成为
通常，与金属带的转动惯量相比，带轮的转动惯量足够小，1/ρ2＜＜1，因此成为
因此，使振频率Ω变化，将相位延迟时的加振频率Ω作为ωDN的测定值。在变更加振频率Ω的期间使变速比、负载扭矩、带轮推力固定。带轮推力不同的四种水准的条件下进行同样的测定。试验条件如表3所示。
[表3]
表3试验条件
Speed ratio 0.5
Drive pulley torque 50Nm
Driven pulley thrust 3661，4061，4561，5203 N
<ζDN<->的测定>
ζDN<->为无量纲量，不能直接测定，因此必须通过测定实维参数进行计算来求出。根据ζDN的定义和算式(12)，
为了根据算式(18)求出ζDN<->，必须测定驱动带轮/金属带间的滑移速度。通过测定带轮冲程求出几何学上确定的变速比。滑移速度能够通过由驱动带轮与从动带轮之间的转速比表示的表观变速比与几何学变速比之差来评估。
<滑移状态矩阵的估计>
首先，估计滑移状态矩阵时，确认了本实施方式的方法的有效性。图8中示出ωDN，ζDN<->的测定结果和使用此时的旋转变动通过本方法估计出的估计值。根据图8，显示出测定值与估计值良好地一致，能确认所提出的方法的有效性。
显示出如下倾向：伴随减少带轮推力，即随着接近摩擦传动界限，ωDN及ζDN<->一同减少。认为ωDN变化的理由在于，由于RDN及Ip.DN固定，因此压缩刚性k变化。因减小带轮推力，金属环张力也减小。在带弦部中，金属环张力抵抗金属元件压缩力产生的压曲负荷，因此金属环张力的减小引起带弦部中的横位移増加。因而，伴随金属环张力的减小，表面上的压缩刚性k减少，由此认为ωDN减少。
根据ζDN<->的定义，
Mp.DN为从动带轮的相对于带并进方向的质量。摩擦斜率Ffric′随着接近于摩擦传动界限而减小，因此随着减小带轮推力，ζDN<->减小。压缩刚性k意味着相对于输入而作用于金属带的复原力斜率。根据算式(19)，ζDN<->与摩擦斜率Ffric′相对于复原力斜率的大小相关，其中，所述复原力作用于金属带。
<滑移状态的稳定性>
为了使用振幅比m及相位延迟来估计滑移状态矩阵算式(10)的周期解{x<^>}至少必须在实用的摩擦传动区域内稳定。通过求出特性指数或特性乘数，能够判别振动模式间的对相互移动的稳定性。考虑对算式(6)的周期解{x<^>}的微小变分η，通过下式得到变分方程式。
根据弗洛凯定理(Floquet′s theorem)，算式(20)具有以下形式的基本解
pj(τ+2π)＝pj(τ)
φj(τ+2π)＝σjφj(τ) …(21)
此处，μj为特性指数，σj为特性乘数。由于特性指数μj与特性乘数σj能够彼此变换，因此在本实施方式中使用特性乘数σj进行稳定性的研究。
本实施方式中，着眼于使用频度高的OD变速比，如表4所示假设了作为带式无级变速器实际能使用的参数范围。针对表4的参数范围计算特性乘数σj的结果如图9所示。但是，仅示出求出的特性乘数σj中的|σj|达到最大的值。
[表4]
表4根据实用条件设定的参数范围(Speed ratio＝0.5)
根据图9，ζDN<->≧0时，对于所有的特性乘数σj，为|σj|<1，因此周期解{x<^>}逐渐稳定。ζDN<-><0是根据算式(19)摩擦力斜率Ffric′为负的情况，该情况下的解无论大范围还是局部，都不稳定，这是显而易见的。物理上，ζDN<-><0的情况与卷绕于带轮中的所有的金属元件一样地产生滑移的状态(宏观滑移)对应。
因此，如果至少在实用条件下，只要不产生宏观滑移，就可知，则能唯一地估计滑移状态矩阵{A}。发生了宏观滑移的情况下不限于此，发生宏观滑移时m→0，因此至少能够判别宏观滑移的发生。宏观滑移是应避免的状态，因此知晓发生宏观滑移时的滑移状态并不重要，如果能判别发生宏观滑移，则实用性即足够。
此外根据图9，在ζDN<->＝0.3附近，|σj|极小，启示出滑移状态在该点存在变化。
ζDN<->→0时的σj的轨迹如图10所示。根据图10可知，在ζDN<->约比0.3小的区域内，所有的σj在实轴上移动。这意味着解轨道相对于周期解{x<^>}产生偏差的情况下，变分η不发生扰动，能够视为向周期解{x<^>}的收敛性钝化。所谓摩擦传动界限，能够认为摩擦力对作用于金属带的复原力的变化的响应跟不上的状态，因此将该滑移状态定义为摩擦传动界限。此时滑移状态矩阵{A}的特征值(特征根)均为实根。
<摩擦传动界限的予测>
根据以上结果，滑移状态处于摩擦传动界限内的条件在于滑移状态矩阵{A}具有至少一个虚根。若考虑到算式(10)的线性近似，则滑移状态矩阵{A}具有虚根的条件为
根据算式(20)，临界值ζc<->是vDN和ρ的函数，仅取决于速度比。因而，不求出滑移状态矩阵{A}，以ζDN<->为指标也能够表示当前的滑移状态相对于摩擦传动界限的接近状况。因此，将ζc<->/ζDN<->定义为牵引比(traction ratio)。
图11中示出牵引比与滑移速度之间的关系，图12中示出牵引比与动力传递效率之间的关系。根据图11能够确认牵引比ζc<->/ζDN<->为1时，带轮/金属带间的滑移速度急剧地増加。而且根据图12能够确认牵引比ζc<->/ζDN<->为1时，动力传递效率大概最大。
因此，能够确认着眼于滑移状态矩阵{A}的特征值的摩擦动力界限的定义是恰当的，通过根据驱动带轮及从动带轮的旋转变动算出牵引比，能够预测摩擦动力界限。
如上所述，驱动带轮的旋转变动经由金属带向从动带轮传递时，随着摩擦力接近于饱和状态，向从动带轮传递的旋转变动衰减。本实施方式中，将驱动带轮及从动带轮看作经由弹性体连接的一维振动系统，着眼于作为所述旋转变动的变化的振幅比m及相位延迟将金属带的滑移状态作为滑移状态矩阵{A}进行指标化。作为滑移状态矩阵{A}的特性，能够得到如下的结果。
1.滑移状态矩阵{A}的所有的特征值为实根时，带轮/金属带间的滑移速度急剧地増加。
2.在滑移状态矩阵{A}的特征值中，如果至少存在一个绝对值为1以上的根，则滑移状态处于宏观滑移状态，不能进行动力传递，系统发散。
此外，如果将成为上述1.的边界的滑移状态定义为摩擦传动界限，则能够通过从振幅比m和相位延迟求出的牵引比表现当前的滑移状态。通过使用牵引比，能够判别当前的滑移状态相对于摩擦传动界限的余量度，能够预测摩擦传动界限。
并且，通过控制带轮推力，使得带轮/金属带间的滑移状态不成为宏观滑移状态，由此，不仅既能够将带轮推力抑制在最小限度而提高动力传递效率又能防止金属带的滑移于未然，而且万一滑移状态成为宏观滑移状态的情况下，通过使带轮推力立刻増加，能够防止带式无级变速器的损伤。
为了提高动力传递效率而使带轮/金属带间的滑移状态接近于摩擦驱动界限，只要以滑移状态矩阵{A}的特征值的虚数部逐渐接近0，即滑移状态矩阵{A}的特征值为实根的方式控制带轮推力即可。
而且，若对滑移状态矩阵{A}的特征值的配置进行指标化而得的牵引比为1，则金属带的滑移状态处于摩擦驱动界限，若牵引比相对于1充分增大，则金属带的滑移状态变为宏观滑移，因此通过控制带轮推力使得该牵引比与规定的目标牵引比一致，能够准确地控制带轮推力。
牵引比表示以摩擦传动界限为基准的相对于外部干扰的滑移难度，因此即使摩擦系数因带轮及金属带的接触面的磨损、工作油的劣化这样的历时变化而变化的情况下，通过控制成使得牵引比固定，能够自动确保针对外部干扰的稳定性，能够将带轮推力抑制为最小并将金属带因外部干扰而滑动的情况防止于未然。此时，通过预先将目标牵引比设定为比1小的值，能够更可靠地防止金属带意外地因外部干扰而滑移的情况。
另外，作为上述外部干扰的例子，存在使得产生带轮推力的油压的脉动、从雪路或冻结路脱离时由于驱动轮的抓地力急剧恢复而从驱动轮侧逆传递的扭矩、行驶于有凹凸的路面时由于冲击施加于驱动轮而从驱动轮侧逆传递的扭矩、因发动机的失火而向输入轴传递的扭矩等。
而且滑移状态矩阵{A}及牵引比ζc<->/ζDN<->所含的未知数是输入轴及输出轴的旋转变动的振幅比m及相位延迟和从动带轮的带节距半径RDN，但如前所述，振幅比m及相位延迟能够根据输入轴转速及输出轴转速算出，而且从动带轮的带节距半径RDN由变速比i决定，变速比i能够根据输入轴转速及输出轴转速算出，因此不需要特别的传感器而能够根据输入轴转速传感器及输出轴转速传感器的输出算出滑移状态矩阵{A}及牵引比ζc<->/ζDN<->。
另外，带式无级变速器的金属带是通过将多个金属元件支承于两个金属环而形成的，金属环通过层叠多片薄的环带状的环单体而构成。在带式无级变速器的运转中，若金属环的多片环单体中的一片断裂，则可能剩余的环单体可能会相继断裂而给动力传递带来障碍，因此必须尽早检测环单体的断裂。
本实施方式中，若金属环的多片环单体中的一片断裂，则金属环整体的刚性相应地下降，着目于该情况，电子控制单元U检测环单体的断裂，从而保护金属带。以下说明该方法。
根据算式(13)和算式(6)中的ωDN的定义，得到
若对金属带的压缩刚性k解算式(23)，则得到
金属带的压缩刚性k包括振幅比m、相位延迟及从动带轮的带节距半径RDN作为未知数，但如上所述，这些未知数能够根据输入轴转速及输出轴转速算出，因此不需要特别的传感器。
因此，对由算式(24)得到的金属带的压缩刚性k与预先学习而得的正常(未断裂的)金属带的压缩刚性的学习值进行比较，当学习值-压缩刚性>阈值成立时，能够尽早且确实地判定构成金属环的任意环单体已断裂。
本实施方式中，金属带的压缩刚性k取决于金属元件间按压力E1和金属环张力T1，因此使用以金属环张力T1对金属元件间按压力E1进行标准化正而得的值E1/T1来判定环单体的断裂，由此即使带式无级变速器的运转状态进行各种变化，也能容易且可靠地进行断裂的判定。
图13是示出E1/T1相对于金属带的弦部的等效位移的关系的映射图。弧状的实线是根据使带轮推力及带轮转速不同的各种运转状态得到的实测值，对弧状的实线进行近似而得的直线状的虚线作为表示E1/T1相对于金属带的弦部的等效位移的关系的学习值而事先被存储。并且通过与下述学习值进行比较，能够判定金属环的环单体的断裂，其中，上述学习值是通过从映射图检索对由算式(24)给出的金属带的压缩刚性k进行了换算后的E1/T1而得到的。
如果这样判定金属环的环单体的断裂，则电子控制单元U限制发动机的节气门开度，限制车速，限制带轮推力，将金属环的负载抑制得较低，而且点亮警告灯，向驾驶员发出警报，由此能够阻止金属环的断裂扩大，并能够进行去往修理车间的避让行驶。
以上说明了本发明的实施方式，但本发明能够不脱离其主旨地进行各种设计变更。
例如，实施方式中对具有金属带15的带式无级变速器TM进行了说明，但本发明的无级变速器也可以是链条带式无级变速器或环型无级变速器。在环型无级变速器的情况下，设在输入轴上的输入盘与本发明的输入轴要素对应，设在输出轴上的输出盘与本发明的输出轴要素对应，夹持于输入盘与输出盘间来传递驱动力的动力辊与本发明的动力传递要素对应，在输入盘与输出盘间夹持动力辊的压力与本发明的夹压对应。

Claims (4)

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)，其被设在所述输入轴(11)上；
输出轴(12)，其将所述驱动源(E)的驱动力进行变速后输出；
输出轴要素(14)，其被设在所述输出轴(12)上；
动力传递要素(15)，其分别与所述输入轴要素(13)和所述输出轴要素(14)接触，利用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；以及
夹压控制单元(U)，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，
所述无级变速器的夹压控制装置的特征在于，
所述夹压控制单元(U)根据所述输入轴(11)的转速的变动成分与所述输出轴(12)的转速的变动成分之间的振幅比(m)、对所述输入轴(11)的转速的变动成分与所述输出轴(12)的转速的变动成分之间的相位差进行指标化而得的相位延迟以及所述输入轴(11)与所述输出轴(12)之间的变速比(i)，算出滑移状态矩阵({A})，并基于根据所述滑移状态矩阵({A})算出的特征值的数组估计所述输入轴要素(13)、所述输出轴要素(14)以及所述动力传递要素(15)之间的动力传递状态，并且基于所述动力传递状态控制夹压。
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，
所述夹压控制单元(U)以使所述滑移状态矩阵({A})的特征值的虚数部逐渐接近0的方式减小夹压，在所述特征值内只要有一个的绝对值超过1，就增大夹压。
3.一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)，其被设在所述输入轴(11)上；
输出轴(12)，其将所述驱动源(E)的驱动力进行变速后输出；
输出轴要素(14)，其被设在所述输出轴(12)上；
动力传递要素(15)，其分别与所述输入轴要素(13)和所述输出轴要素(14)接触，利用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；以及
夹压控制单元(U)，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，
所述无级变速器的夹压控制装置的特征在于，
所述夹压控制单元(U)根据所述输入轴(11)的转速的变动成分与所述输出轴(12)的转速的变动成分之间的振幅比(m)、对所述输入轴(11)的转速的变动成分与所述输出轴(12)的转速的变动成分之间的相位差进行指标化而得的相位延迟以及所述输入轴(11)与所述输出轴(13)之间的变速比(i)，算出牵引比(ζc<->/ζDN<->)，并控制夹压，使得所述牵引比(ζc<->/ζDN<->)与目标牵引比一致。
4.根据权利要求3所述的无级变速器的夹压控制装置，其特征在于，
所述目标牵引比小于1。
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