CN115217968B - 无级变速机的控制装置及控制方法 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种无级变速机的控制装置以及控制方法，可防止带滑移而可靠地保护带并且避免行驶性能的降低。本发明为一种无级变速机的侧压控制，无级变速机通过使驱动滑轮与从动滑轮的槽宽度变化从而使变速比变化，使来自驱动源的驱动力传递至车轮，并且无级变速机的侧压控制具有对驱动滑轮及从动滑轮各自的侧压进行控制的控制部，控制部在无级变速机并非连齿轮状态的情况或档位与车辆的行进方向不一致的情况下，将驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第一侧压增大修正量，在无级变速机为连齿轮状态且档位与车辆的行进方向不一致的情况下，将驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第二侧压增大修正量，第二侧压增大修正量小于第一侧压增大修正量。

Description

无级变速机的控制装置及控制方法
技术领域
本发明涉及一种控制无级变速机中的滑轮(pulley)的侧压的、控制装置及控制方法，所述无级变速机包含在驱动滑轮(或主滑轮，drive pulley)与从动滑轮(或次滑轮，driven pulley)卷绕有带的结构。
背景技术
搭载有带式的无级变速机(Continuously Variable Transmission，CVT)的车辆中，若带滑移则使耐久性劣化，因而提出有各种防止所述滑移的技术。例如专利文献1所公开的动力传递装置中，以使设于驱动源与无级变速机之间的前进后退切换机构的离合器(clutch)较无级变速机的带滑移更先滑移的方式来调整离合器传递力矩，作为所谓力矩保险丝(torque fuse)发挥功能，由此防止带滑移。而且，专利文献2所公开的系统中，在档位(shift position)为前进(D)或后退(R)时车辆向相反方向移动的情况下，限制发动机输出或增大主滑轮的油压而防止带滑移。
根据专利文献2，指出下述可能性，即：带式CVT中，若在上坡中途保持换档杆(shift lever)为D(前进)档且在加速踏板和刹车踏板均未被踩下的状态下车辆后退，则主滑轮压与次滑轮压的油压平衡破坏，其结果为，主滑轮压降低而力矩容量(不使带滑移而可传递的最大力矩)减小，产生带滑移。专利文献2中，为了防止此种带滑移，采用限制发动机输出或增大主滑轮的油压的方法。
[现有技术文献]
[专利文献]
[专利文献1]日本专利第5480227号公报
[专利文献2]日本专利第3821764号公报
发明内容
[发明所要解决的问题]
然而，在如所述专利文献2那样将用以弥补主滑轮的油压降低的线压提高到最大的情况下，虽可防止带滑移，但主滑轮与次滑轮的油压平衡破坏，因而无法维持所需的变速比。以下，以车辆爬坡倒退的情况为一例进行说明。
如图1的(A)～图1的(D)所例示，在搭载有带式CVT的车辆10爬坡时，例如有相向车的情况下，需要进行下述动作，即：停止(图1的(A))，接着后退(图1的(B))，在后退的地点停止(图1的(C))，然后再次出发(图1的(D))等。此时，通常的回退(switch back)操作，也就是将档位设为N或R而后退，在后退的地点踩下刹车而停止，将档位由N/R切换为D后再次出发的操作的情况下，CVT比(CVT ratio)保持于低(LOW)，并无任何问题。
与此种回退操作不同，在保持档位为D(前进)而松开刹车使车辆后退的情况下(图1的(B))，也可不将车辆刹车而踩下加速踏板使车辆停止(图1的(C))。此时，若可保持踩下加速踏板的状态再次出发(图1的(D))，则不需要档位变更和刹车操作而可简化踏板操作，较为理想。
但是，所述专利文献2中认识到，若保持档位为D在不踩下刹车的状态下使车辆后退(图1的(B))，则主滑轮压与次滑轮压的油压平衡破坏，主滑轮压降低而产生带滑移，为了防止所述带滑移而进行增大主滑轮的侧压的控制。因此，若踩下加速踏板使后退车辆停止，并保持踩下加速踏板的状态再次出发，则CVT的变速比从低(LOW)偏离，无法顺利出发。
若这样保持档位为D(前进)而车辆后退，则油压平衡破坏而主滑轮压降低，因此为了防止由此所致的带滑移，需要使主滑轮的侧压增大。但是，若想要不将后退车辆刹车而踩下加速踏板使其停止，并保持踩下加速踏板的状态再次出发，则主滑轮的侧压增大控制反而导致CVT的变速比从低(LOW)偏离，妨碍顺利的出发而行驶性能降低。
因此，本发明的目的在于提供一种无级变速机的控制装置及控制方法，可防止带滑移而可靠地保护带并且避免行驶性能的降低。
[解决问题的技术手段]
根据本发明的一实施例，为一种车辆的无级变速机的控制装置，所述车辆搭载有所述无级变速机，所述无级变速机包括驱动滑轮、从动滑轮、以及卷绕于所述驱动滑轮及所述从动滑轮的带，通过使所述驱动滑轮及所述从动滑轮的槽宽度变化从而使变速比变化，使来自驱动源的驱动力传递至车轮，并且所述车辆的无级变速机的控制装置包括：第一侧压产生回路，产生所述驱动滑轮的侧压；第二侧压产生回路，产生所述从动滑轮的侧压；以及控制部，控制所述第一侧压产生回路及第二侧压产生回路而控制所述驱动滑轮及所述从动滑轮各自的侧压，所述控制部在所述无级变速机并非连齿轮(in gear)状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第一侧压增大修正量，在所述无级变速机为连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第二侧压增大修正量，所述第二侧压增大修正量小于所述第一侧压增大修正量。
根据本发明的另一实施例，为一种车辆的无级变速机的控制方法，所述车辆搭载有所述无级变速机，所述无级变速机包括驱动滑轮、从动滑轮、以及卷绕于所述驱动滑轮及所述从动滑轮的带，通过使所述驱动滑轮及所述从动滑轮的槽宽度变化从而使变速比变化，使来自驱动源的驱动力传递至车轮，其中，对所述驱动滑轮及所述从动滑轮各自的侧压进行控制的控制部检测所述无级变速机的连齿轮状态及档位与所述车辆的行进方向，所述无级变速机并非连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第一侧压增大修正量，且在所述无级变速机为连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第二侧压增大修正量，所述第二侧压增大修正量小于所述第一侧压增大修正量。
根据本发明，所述控制部在所述无级变速机并非连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第一侧压增大修正量，在所述无级变速机为连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第二侧压增大修正量，所述第二侧压增大修正量设定为小于所述第一侧压增大修正量。由此，可扩大驱动滑轮的侧压与从动滑轮的侧压的差压，可将无级变速机的变速比保持于低(LOW)并且避免再次出发时的行驶性能的降低。
可还具有配置于所述驱动源的输出轴与所述无级变速机的输入轴之间的、变矩器，所述控制部在所述无级变速机为连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，算出所述变矩器的输入侧与输出侧的旋转差，按照所述旋转差来生成所述第二侧压增大修正量，所述旋转差越大，则越增大所述第二侧压增大修正量。由此，可在驱动轴力矩变动小的范围内减小第二侧压增大修正量，可有效率地扩大驱动滑轮的侧压与从动滑轮的侧压的差压。
也可还具有配置于所述变矩器与所述无级变速机的输入轴之间的、前进后退切换机构，可在将所述前进后退切换机构的离合器紧固的状态下实现所述连齿轮状态。
[发明的效果]
根据本发明，可防止带滑移而可靠地保护带并且避免行驶性能的降低。
附图说明
图1的(A)～图1的(D)为表示用于说明爬坡倒退时的停止及再次出发的、踏板及档位的操作顺序的示意图。
图2为示意性地表示适用本发明的一实施方式的侧压控制装置的、无级变速车辆的动力传递系统的一例的框图。
图3为表示图1的(A)～图1的(D)所示的油压供给机构的一例的油压回路图。
图4为表示本实施方式的侧压控制装置的功能结构的框图。
图5为表示本实施方式的侧压控制方法的一例的流程图。
图6为表示本实施方式的侧压控制方法所使用的、侧压增大修正量与变矩器滑移率的关系的图表。
图7为表示反转变矩器特性的一例的图表。
图8为用于说明驱动轴力矩变动的图表。
图9为用于说明使用本实施方式的侧压控制装置的无级变速车辆的、从爬坡倒退到再次出发的动作的时间图。
图10为针对驱动滑轮与从动滑轮的油压将以往例与本实施方式进行比较的柱形图。
[符号的说明]
24：变矩器
26：CVT
26a：驱动滑轮
26b：从动滑轮
26c：带
28：前进后退切换机构
44：档位选择器
46：油压供给机构
90：转换控制器
91：滑轮侧压控制部
92：侧压增大修正量计算部
93：油压指令值计算部
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施方式进行详细说明。然而，以下的实施方式所记载的结构元件为简单例示，且并非意指将本发明的技术范围仅限定于这些结构元件。
1.动力传递系统
图2中，作为驱动源的发动机10搭载于包括驱动轮12的无级变速车辆14。配置于发动机10的吸气系统的节流阀(未图示)连接于包含电动马达等致动器的线控(Drive ByWire，DBW)机构16，由DBW机构16开闭。
经节流阀调量的吸气通过进气歧管(intake manifold)流动，在各气筒的吸气端口附近与从喷射器20(INJ)喷射的燃料混合而形成混合气，在吸气阀经开阀时，流入所述气筒的燃烧室。在燃烧室中，混合气由火花塞点火而燃烧，驱动活塞使曲柄轴22旋转后，成为排气而释出至发动机10的外部。
曲柄轴22的旋转经由变矩器24及前进后退切换机构28输入至CVT26。即，曲柄轴22连接于变矩器24的泵叶轮24a，另一方面，与其相向配置且承受流体(工作油)的涡轮机转轮(turbine runner)24b连接于主轴(输入轴)MS。
构成无级变速机的CVT26包含：主轴MS，更准确而言配置于其外周侧轴的驱动滑轮26a；与主轴MS平行的副轴(输出轴)CS，更准确而言配置于其外周侧轴的从动滑轮26b；以及卷绕于其间的包含环形可挠构件的动力传递元件，例如金属制的带26c。
驱动滑轮26a包含：固定滑轮半体26a1，在主轴MS的外周侧轴配置成无法相对旋转且无法在轴向移动；以及可动滑轮半体26a2，在主轴MS的外周侧轴无法相对旋转且相对于固定滑轮半体26a1在轴向可相对移动。
从动滑轮26b包含：固定滑轮半体26b1，在副轴CS的外周侧轴配置成无法相对旋转且无法在轴向移动；以及可动滑轮半体26b2，无法相对于副轴CS旋转且相对于固定滑轮半体26b1可在轴向相对移动。
前进后退切换机构28包含：前进离合器28a，可实现车辆14向前进方向的行驶；后退刹车28b，可实现向后退方向的行驶；以及行星齿轮机构28c，配置于所述前进离合器28a与后退刹车28b之间。CVT26经由前进离合器28a连接于发动机10。
前进离合器28a与后退刹车28b、更具体而言主要是前进离合器28a作为所谓力矩保险丝的离合器发挥功能。
行星齿轮机构28c中，太阳齿轮28c1固定于主轴MS，并且环齿轮28c2经由前进离合器28a固定于驱动滑轮26a的固定滑轮半体26a1。
在太阳齿轮28c1与环齿轮28c2之间配置有小齿轮28c3。小齿轮28c3由齿轮架(carrier)28c4连结于太阳齿轮28c1。若使后退刹车28b工作，则齿轮架28c4由此被固定(锁定)。
副轴CS的旋转经由齿轮从中间轴(secondary shaft)SS传至驱动轮12。即，副轴CS的旋转经由齿轮30a、齿轮30b传至中间轴SS，其旋转经由齿轮30c从差动机构32经由驱动轴(drive shaft)34传至左右的驱动轮(仅示出右侧)12。
在包含驱动轮(前轮)12及从动轮(后轮，未图示)的四个车轮的附近配置有碟刹36，并且在车辆驾驶座地面配置有刹车踏板40。
前进后退切换机构28中，前进离合器28a与后退刹车28b的切换是通过驾驶者操作设于车辆驾驶座的档位选择器(range selector)44选择例如P、R、N、D等档(档位)的任一个从而进行。驾驶者通过操作档位选择器44从而进行的档位选择传至后述的油压供给机构46的手动阀(manual valve)。
若经由档位选择器44选择例如D、S、L的档位，则与此相应地，手动阀的阀芯(spool)移动，从后退刹车28b的活塞室排出工作油(油压)，另一方面，对前进离合器28a的活塞室供给油压而将前进离合器28a紧固。
若将前进离合器28a紧固，则所有齿轮与主轴MS一体地旋转，驱动滑轮26a向与主轴MS相同的方向(前进方向)受到驱动，因此车辆14向前进方向行驶。
若选择R的档位，则从前进离合器28a的活塞室排出工作油，另一方面，对后退刹车28b的活塞室供给油压而后退刹车28b工作。因此，齿轮架28c4经固定，环齿轮28c2向与太阳齿轮28c1相反的方向受到驱动，驱动滑轮26a向与主轴MS相反的方向(后退方向)受到驱动，车辆14向后退方向行驶。以下，将前后切换机构28的前进离合器28a或后退刹车28b的任一个紧固的状态称为连齿轮状态。
若选择P或N的档位，则从两个活塞室排出工作油而前进离合器28a与后退刹车28b均开放，经由前进后退切换机构28的动力传递被阻断，发动机10与CVT26的驱动滑轮26a之间的动力传递被阻断。
2.油压供给机构
如图3所例示，在油压供给机构46设有油压泵46a。油压泵46a包含齿轮泵，由发动机(E)10驱动，汲取油罐(reservior)46b中蓄积的工作油并压送至PH控制阀(PH REG VLV)46c。
PH控制阀46c的输出(PH压(线压))一方面从油路46d经由第一调节阀(DR REGVLV)46e、第二调节阀(DN REG VLV)46f连接于CVT26的驱动滑轮26a的可动滑轮半体26a2的活塞室(DR)26a21及从动滑轮26b的可动滑轮半体26b2的活塞室(DN)26b21，并且另一方面经由油路46g连接于CR阀(CR VLV)46h。
CR阀46h将PH压减压而生成CR压(控制压)，从油路46i供给于第一(电磁)线性螺线管阀46j(LS-DR)、第二(电磁)线性螺线管阀46k(LS-DN)及第三(电磁)线性螺线管阀46l(LS-CPC)。
第一线性螺线管阀46j、第二线性螺线管阀46k使根据此螺线管的励磁所决定的输出压作用于第一调节阀46e、第二调节阀46f，由此将从油路46d送来的PH压的工作油供给于可动滑轮半体26a2、可动滑轮半体26b2的活塞室26a21、活塞室26b21，与此相应地产生滑轮侧压。因此，第一线性螺线管阀46j、第一调节阀46e、活塞室26a21及这些的油压系统为产生驱动滑轮26a的侧压的第一侧压产生回路，第二线性螺线管阀46k、第二调节阀46f、活塞室26b21及这些的油压系统为产生从动滑轮26b的侧压的第二侧压产生回路。
因此，产生使可动滑轮半体26a2、可动滑轮半体26b2在轴向移动的滑轮侧压而驱动滑轮26a和从动滑轮26b的滑轮宽度变化，带26c的卷绕半径变化。由此，通过调整滑轮的侧压，从而可使将发动机10的输出传递至驱动轮12的比率(变速比)无级地变化。
CR阀46h的输出(CR压)由第三线性螺线管阀46l的螺线管的励磁进行调压，经由油路46m送至所述手动阀(MAN VLV)460，从所述手动阀(MAN VLV)460连接于前进后退切换机构28的前进离合器28a的活塞室(FWD)28a1及后退刹车28b的活塞室(RVS)28b1。
如上文所述，手动阀460根据由驾驶者所操作(选择)的档位选择器44的位置，将CR阀46h的输出连接于前进离合器28a与后退刹车28b的活塞室28a1、活塞室28b1的任一个。
而且，PH控制阀46c的输出经由油路46p送至TC调节阀(TC REG VLV)46q，TC调节阀46q的输出经由LC控制阀(LC CTL VLV)46r连接于LC转换阀(LC SFT VLV)46s。
LC转换阀46s的输出一方面连接于变矩器24的锁止离合器24c的活塞室24c1，并且另一方面连接于其背面侧的室24c2。
若经由LC转换阀46s将工作油供给于活塞室24c1，另一方面从背面侧的室24c2排出，则将锁止离合器24c卡合(on)，若将工作油供给于背面侧的室24c2，另一方面从活塞室24c1排出，则将锁止离合器24c解放(off)。锁止离合器24c的滑移量由供给于活塞室24c1及背面侧的室24c2的工作油的量决定。
CR阀46h的输出经由油路46t连接于LC控制阀46r及LC转换阀46s，并且在油路46t插入有第四线性螺线管阀(LS-LC)46u。锁止离合器24c的滑移量是通过第四线性螺线管阀46u的螺线管的励磁、非励磁来调整(控制)。
进而，在相当于油压泵46a的下游且PH控制阀46c的上游的位置，经由止回阀46x连接有电动油压泵(Electric Oil Pump，EOP)46w，此EOP46w连接于电动马达46v。
EOP46w也与油压泵46a同样地包含齿轮泵，由电动马达46v驱动，汲取油罐46b中蓄积的工作油并压送至PH控制阀(PH REG VLV)46c。
此外，包含变矩器24、CVT26及前进后退切换机构28的动力传递系统也可理解为具有变矩器24及前进后退切换机构28的无级变速机。
回到图2的说明，在发动机10的凸轮轴(未图示)附近等的适当位置设有曲柄角传感器50，针对活塞的每个规定曲柄角度输出表示发动机转速NE的信号。在吸气系统中在节流阀的下游的适当位置设有绝对压传感器52，输出与吸气管内绝对压(发动机负载)PBA成比例的信号。
在DBW机构16的致动器设有节流开度传感器54，根据致动器的旋转量输出与节流阀的开度TH成比例的信号。
而且，在所述加速踏板56的附近设有加速器开度传感器56a，输出与相当于驾驶者的加速踏板操作量的加速器开度AP成比例的信号，并且在刹车踏板40的附近设有刹车开关40a，根据驾驶者的刹车踏板40的操作而输出接通信号。
进而，在发动机10的冷却水通路(未图示)的附近设有水温传感器(未图示)，产生与发动机冷却水温TW、换言之发动机10的温度相应的输出。
所述曲柄角传感器50等的输出送至发动机控制器66。发动机控制器66包括包含中央处理器(Central Processing Unit，CPU)、只读存储器(Read Only Memory，ROM)、随机存取存储器(Random Access Memory，RAM)、输入输出(Input-Output，I/O)等的微计算机，基于这些传感器输出来决定目标节流开度而控制DBW机构16的动作，并且决定燃料喷射量而驱动喷射器20。
在主轴MS设有NT传感器(转速传感器)70，输出表示涡轮机转轮24b的转速、具体而言主轴MS的转速NT、更具体而言变速机输入轴转速(及前进离合器28a的输入轴转速)的脉冲信号。
在CVT26的驱动滑轮26a的附近的适当位置设有NDR传感器(转速传感器)72，输出与驱动滑轮26a的转速NDR、换言之前进离合器28a的输出轴转速相应的脉冲信号。
在从动滑轮26b的附近的适当位置设有NDN传感器(转速传感器)74，输出表示从动滑轮26b的转速NDN、具体而言副轴CS的转速、更具体而言变速机输出轴转速的脉冲信号。
而且，在中间轴SS的齿轮30b的附近设有V传感器(转速传感器)76，输出表示中间轴SS的转速及旋转方向的脉冲信号(具体而言为表示车速V的信号及表示行进方向的信号)。在包含驱动轮12及从动轮(未图示)的四个车轮的附近分别设有车轮速传感器80，输出与表示车轮的旋转速度的车轮速成比例的脉冲信号。
在所述档位选择器44的附近设有档位选择器开关44a，输出与由驾驶者所选择的R、N、D等档相应的信号。
如图3所示，油压供给机构46中，在通向CVT26的从动滑轮26b的油路中配置有油压传感器82，输出与对从动滑轮26b的可动滑轮半体26b2的活塞室26b21供给的油压相应的信号。在油罐46b配置有油温传感器84，输出与油温(工作油ATF的温度TATF)相应的信号。
所述NT传感器70等的输出也包含未图示的其他传感器的输出而送至转换控制器90。转换控制器90也包括包含CPU、ROM、RAM、I/O等的微计算机，并且构成为与发动机控制器66通信自如。
转换控制器90基于这些检测值，将包含油压供给机构46的线性螺线管阀46j、线性螺线管阀46k(LS-DR、LS-DN)的电磁螺线管励磁、非励磁而控制前进后退切换机构28、CVT26及变矩器24的动作，并且向油压供给机构46的电动马达46v通电而控制EOP46w的动作。
3.侧压增大控制
＜结构＞
如图4所示，本实施方式的CVT26的侧压控制方法(控制方法)可安装于转换控制器90。以下将述的滑轮侧压控制部91、侧压增大修正量计算部92及油压指令值计算部93的各功能可通过在CPU上执行保存于未图示的存储装置的程序从而实现。
图4中，滑轮侧压控制部91输入由档位选择器44所选择的档位的信号、是否选择档位D或R而前进后退切换机构28的离合器为连齿轮状态的连齿轮判定信号、由V传感器76检测的表示CVT26的输出轴的旋转方向是否为正转的行进方向的判定信号、以及向变矩器24输入的发动机转速NE及CVT26的输入转速Ni。滑轮侧压控制部91算出下文将述的变矩器24的滑移率ETR，从侧压增大修正量计算部92输入与针对滑移率ETR的变矩器24的特性相应的侧压增大修正量Δ。关于侧压增大修正量计算部92算出的侧压增大修正量Δ，将于后述。
滑轮侧压控制部91根据由曲柄角传感器50所检测的发动机转速NE(变矩器24的泵叶轮24a的转速)、由NT传感器70所检测的主轴MS的转速NT(变矩器24的涡轮机转轮24b的转速)或由NDR传感器72所检测的驱动滑轮26的转速NDR，算出变矩器24的滑移率。例如，变矩器(torque converter)的滑移率ETR可由式：ETR(％)＝(NDR/NE)×100求出。换言之，变矩器24的滑移率ETR为表示输入侧的泵叶轮24a与输出侧的涡轮机转轮24b的旋转差的指标的一例，也可使用旋转差或转速的绝对值。以下，当变矩器24的涡轮机转轮24b相对于泵叶轮24a向相同方向旋转时，将变矩器滑移率ETR设为正值，当反向旋转时设为负值。此外，涡轮机转轮24b相对于泵叶轮24a反向旋转时的发动机转速NE成为正的旋转方向，驱动滑轮26a的转速NDR成为负的旋转方向，因此变矩器滑移率的负值的数值越小，也就是越为接近-1的值，则旋转差的绝对值越增大。以下，将负的变矩器滑移率ETR适当称为反转变矩器滑移率ETR。变矩器24的反转是如下那样检测。
滑轮侧压控制部91可使用连齿轮判定信号、档位及行进方向判定信号，来判定变矩器24的涡轮机转轮24b是正转还是反转。参照图2，若为前进后退切换机构28的离合器紧固的连齿轮状态，则驱动轮12的旋转经由CVT26及前进后退切换机构28传递至主轴MS及涡轮机转轮24b。因此，例如若在选择了前进(D)档位的连齿轮状态下车辆后退，则变矩器24的涡轮机转轮24b相对于表示发动机10的旋转的泵叶轮24a而反转。这样，可监视连齿轮判定信号、档位及行进方向判定信号，在连齿轮状态下档位与车辆的行进方向不一致时，判定为变矩器24反转(例如参照日本专利特开2010-078024号公报)。
滑轮侧压控制部91若从侧压增大修正量计算部92接收侧压增大修正量Δ，则如后述那样，以除了通常行驶时的带滑移保证压以外还确保可与驱动轴变动力矩对应的侧压的方式进行加上侧压增大修正量Δ的侧压增大控制，并向油压指令值计算部93输出其结果。油压指令值计算部93根据从滑轮侧压控制部91输入的侧压增大结果算出油压指令值，向油压供给机构46的线性螺线管阀46j、线性螺线管阀46k(LS-DR、LS-DN)分别输出。
＜动作＞
图5中，滑轮侧压控制部91输入档位选择器44的档位、车辆的行进方向(V传感器76的旋转方向检测信号)、表示前进后退切换机构28的离合器是否紧固的连齿轮判定信号、发动机转速NE、主轴MS的转速NT及驱动滑轮26a的转速NDR(动作101)。
接下来，滑轮侧压控制部91判断档位与行进方向是否一致(动作102)。例如，前进(D)档位时若车辆前进则判断为一致(是(YES))，若后退则判断为不一致(否(NO))，后退(R)档位时若车辆后退则判断为一致(是(YES))，若前进则判断为不一致(否(NO))。若档位与行进方向不一致(动作102的否(NO))，则判断是否为连齿轮状态(动作103)。此处所谓连齿轮状态，如上文所述，为将前后切换机构28的前进离合器或后退刹车的任一个紧固的状态。若档位与行进方向一致(动作102的是(YES))，则结束侧压增大控制。
若并非连齿轮状态(动作103的否(NO))，则滑轮侧压控制部91判断是否正进行回退操作(动作104)，若为回退(动作104的是(YES))，则算出与离合器传递力矩对应的侧压增大修正量Δ1(第一侧压增大修正量)(动作105)。若并非回退(动作104的否(NO))，则结束侧压增大控制。
若为连齿轮状态(动作103的是(YES))，则滑轮侧压控制部91检测变矩器24的反转，算出变矩器滑移率ETR(动作106)。侧压增大修正量计算部92使用所算出的变矩器滑移率ETR及变矩器24的反转特性来算出侧压增大修正量Δ2(第二侧压增大修正量)(动作107)。所述侧压增大修正量Δ2如后述那样，根据变矩器24的反转时的特性而设定为较离合器传递力矩的侧压增大修正量Δ1更小的值。其原因在于，在连齿轮状态下，并无如回退那样前进后退切换机构28的紧固(连齿轮)时的、急剧的惯性力增大，因而只要如后述那样为可与驱动轴力矩变动对应的程度的侧压即可。
这样算出驱动滑轮26a及从动滑轮26b的侧压增大修正量Δ后，滑轮侧压控制部91通过油压指令值计算部93来控制油压供给机构46的线性螺线管阀46j、线性螺线管阀46k(LS-DR、LS-DN)，执行驱动滑轮26a及从动滑轮26b的侧压增大控制(动作108)。
例如若尽管档位为前进(D)但在连齿轮状态下车辆后退(动作102的否(NO)及动作103的是(YES))，则得知如图1的(B)所示那样为爬坡倒退状态。若为爬坡倒退状态，则侧压增大修正量Δ2根据变矩器24的反转特性而设定为小于离合器传递力矩的值(动作107)。由此，CVT26的驱动滑轮26a的侧压变得小于离合器传递力矩，可充分增大使从动滑轮26b的侧压增大至规定值的情况下的差压，CVT26可将变速比保持于低(LOW)。以下，对侧压增大修正量Δ2的计算方法进行说明。
＜侧压增大修正量Δ2＞
如图6所例示，侧压增大修正量计算部92在反转变矩器滑移率ETR的规定范围R(本例中为-70％～0％之间)内，随着反转变矩器滑移率ETR变大而使侧压增大修正量Δ2的大小减小。本例中，若反转变矩器滑移率ETR为规定值ETR(1)＝-70％以下，则侧压增大修正量Δ2固定于最高值Δ2(H)，随着从ETR(1)＝-70％上升而降低，在规定值ETR(2)降低至最低值Δ2(L)并固定。侧压增大修正量计算部92具有将与滑轮侧压控制部91所给予的反转变矩器滑移率ETR对应的侧压增大修正量Δ2送回滑轮侧压控制部91的功能，可将图6所例示的关系以表的形式保持，也可以数式的形式保持。
如后述，侧压增大修正量Δ2以如下方式变化，即：对照变矩器24的反转特性中传递力矩的变动(驱动轴力矩变动)开始变大的点而设定规定值ETR(2)及最低值Δ2(L)，而且对照驱动轴力矩变动的最大振幅来设定规定值ETR(1)及最高值Δ2(H)，在规定范围R内确保与驱动轴变动力矩对应的侧压。这样，根据本实施方式，在为连齿轮状态且档位与行进方向不一致的情况(例如在爬坡倒退时变矩器滑移率ETR为负的情况)下，在反转变矩器滑移率ETR的规定范围R内，使侧压增大修正量Δ2如图6那样变化。以下，设规定的反转变矩器滑移率ETR(1)＝-70％，对侧压增大修正量Δ2的设定进行说明。
如图7所例示，在变矩器24的泵叶轮24a与涡轮机转轮24b向相反方向旋转的情况下，反转变矩器特性具有随着反转变矩器滑移率ETR的绝对值变大而力矩比的降低比率增大的负斜率区域。而且，在变矩器24的泵叶轮24a与涡轮机转轮24b向相同方向旋转的情况下，反之而具有随着变矩器滑移率ETR的绝对值变大而力矩比的降低比率减小的正斜率区域。即，变矩器具有下述特性：无论变矩器滑移率ETR是正值还是负值，变矩器滑移率ETR的绝对值越小，则变矩器24的力矩的增加率越变大。
例如，若车辆爬坡倒退至负斜率区域，则如图8所例示，开始产生由变矩器抖动所致的驱动轴力矩变动。在爬坡倒退时，变矩器24的涡轮机与泵向相反方向转动，因而若车速提高则旋转差变大，若车速降低则旋转差变小。因此，驱动轴力矩变动显示下述倾向，即：若车速提高则变大，若车速降低则变小。此处，从反转变矩器滑移率ETR变得小于-70％的附近开始，驱动轴力矩变动变大，但在大于-70％的规定范围R内，从变矩器24传递的传递力矩也相对较小，变矩器变动也小。因此，如图6所例示，可在大于-70％的规定范围R内使侧压增大修正量Δ2对应驱动轴力矩变动而减小。这样，在连齿轮状态下，并无前进后退切换机构28的离合器紧固时的、急剧的惯性力增大，因而只要产生可与驱动轴力矩变动对应的程度的侧压即可。由此，如后述那样，即便使驱动滑轮26a的侧压相对较小也可充分保证带滑移，并且可将CVT26的变速比保持于低(LOW)。
4.动作例
一边参照图9，一边以将档位维持于D而从爬坡倒退进行再次出发的情况(图1的(A)～图1的(D))作为一例，对本实施方式的驱动系统的动作进行说明。
设搭载有CVT26的车辆14以档位D(前进)爬坡时踩下刹车而停止，然后保持档位为D(前进)而松开刹车，在时间点t1车辆14开始后退(图9的a、图9的b)。此时，CVT26的滑轮比为低(LOW)(图9的e)。由于在连齿轮状态下车辆14向与档位D相反的方向后退，因而滑轮侧压控制部91判定为变矩器24反转，对从动滑轮26b的侧压进行增大控制，并且使用根据反转变矩器滑移率ETR及图6所示的关系所算出的侧压增大修正量Δ2，进行施加于驱动滑轮26a的侧压的增大控制。
侧压增大修正量Δ2如上文所述，为较回退时的侧压增大修正量Δ1更小的值，因而如图9的f所示，可使从动滑轮26b的油压(DN压)与驱动滑轮26a的油压(DR压)之差(DN-DR差压)较以往的DN-DR差压进一步增大。
车辆14从松开刹车的时间点t1起逐渐使车速V增大而后退(图9的b)。若此时在时间点t2踩下加速器(图9的c)而发动机10的转速NE上升(图9的d)，则由于为档位D且处于连齿轮状态，因而前进方向的驱动力增大。由此，车辆14停止(时间点t3)后开始前进(爬坡)，但此时的驱动滑轮26a的侧压已加上相对较小的侧压增大修正量Δ2，因而即便使从动滑轮26b的侧压增大至最大压，也可使驱动滑轮26a与从动滑轮26b之间的油压差较以往进一步增大(图9的f)。因此，CVT26的变速比保持于低(LOW)附近(图9的e)，可获得良好的爬坡加速(图9的b)。
5.效果
如上文所述，根据本实施方式，在车辆为连齿轮状态且向与档位相反的方向行进(倒退)的情况下，可优化驱动滑轮26a与从动滑轮26b之间的侧压差，并且同时实现防止带滑移与防止变速比从低(LOW)偏离。以下，一边参照图10一边对本实施方式的效果进行说明。
如图10所示，在以往例的回退操作中，并非连齿轮状态，因而通过对驱动滑轮给予离合器紧固时的急剧的惯性力增大所具备的侧压，从而保证倒退中的带滑移。因此，在使从动滑轮的侧压增大至上限的情况下，若处于对驱动滑轮施加高的侧压的状态，则有可能驱动滑轮与从动滑轮之间的油压差(DN-DR差压)不充分，在如图1的(A)～图1的(D)所说明那样在连齿轮状态下保持档位为前进(D)而通过加速器操作使后退车辆停止并再次出发的情况下，无法将CVT的变速比保持于低(LOW)。其结果为，有爬坡倒退起的再加速时的爬坡性能降低等难点。
相对于此，根据本实施方式，若在连齿轮状态下检测到倒退，则使驱动滑轮26a的侧压以考虑到驱动轴力矩变动的侧压增大修正量Δ2增大，此侧压增大修正量Δ2设定为较以回退为前提的侧压增大修正量Δ1更小。其原因在于，在连齿轮状态下，并无如回退那样将前进后退切换机构28的离合器紧固时的、急剧的惯性力增大，只要为可与驱动轴力矩变动对应的程度的侧压即可。即，针对在倒退中产生的驱动轴力矩变动，可通过较侧压增大修正量Δ1更小的侧压增大修正量Δ2来保证带滑移。由此，如图9所示，在使从动滑轮26b的侧压增大至上限的情况下，可增大驱动滑轮26a与从动滑轮26b之间的油压差(DN-DR差压)。因此，即便在如图1的(A)～图1的(D)所说明那样在连齿轮状态下保持档位为前进(D)而通过加速器操作使后退车辆停止并再次出发的情况下，也可保证带滑移并且将CVT26的变速比保持于低(LOW)。即，可靠地进行CVT26的带26c的保护并且不使行驶性能降低，可消除驾驶者的不适感。
根据本实施方式，在连齿轮状态下的倒退时基于变矩器24的反转变矩器特性来算出侧压增大修正量Δ2。例如，在反转变矩器特性的变矩器滑移率ETR大于规定值(-70％)的规定范围R内，驱动轴力矩变动变小，在小于规定值(-70％)的范围内驱动轴力矩变动变大。通过利用所述现象，从而可在规定范围R内，反转滑移率ETR越大则将侧压增大修正量Δ2设定为越小于回退时的侧压增大修正量Δ1。由此，驱动滑轮26a与从动滑轮26b之间的油压差(DN-DR差压)变大，在如上文所述那样从连齿轮状态的倒退再次出发的情况下，也可保证带滑移并且将CVT26的变速比保持于低(LOW)。

Claims (6)

1.一种无级变速机的控制装置，为搭载有无级变速机的车辆的、所述无级变速机的侧压控制装置，所述无级变速机包括驱动滑轮、从动滑轮、以及卷绕于所述驱动滑轮及所述从动滑轮的带，通过使所述驱动滑轮及所述从动滑轮的槽宽度变化从而使变速比变化，使来自驱动源的驱动力传递至车轮，且所述无级变速机的控制装置的特征在于包括：
第一侧压产生回路，产生所述驱动滑轮的侧压；
第二侧压产生回路，产生所述从动滑轮的侧压；以及
控制部，控制所述第一侧压产生回路及第二侧压产生回路而控制所述驱动滑轮及所述从动滑轮各自的侧压，
所述控制部在所述无级变速机并非连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第一侧压增大修正量，
在所述无级变速机为连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第二侧压增大修正量，
所述第二侧压增大修正量小于所述第一侧压增大修正量。
2.根据权利要求1所述的无级变速机的控制装置，其特征在于，还包括：
变矩器，配置于所述驱动源的输出轴与所述无级变速机的输入轴之间，
所述控制部在所述无级变速机为连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，算出所述变矩器的输入侧与输出侧的旋转差，
按照所述旋转差来生成所述第二侧压增大修正量，
所述旋转差越大，则越增大所述第二侧压增大修正量。
3.根据权利要求2所述的无级变速机的控制装置，其特征在于，还包括：
前进后退切换机构，配置于所述变矩器与所述无级变速机的输入轴之间，所述连齿轮状态为将所述前进后退切换机构的离合器紧固的状态。
4.一种无级变速机的控制方法，为搭载有无级变速机的车辆的、所述无级变速机的侧压控制方法，所述无级变速机包括驱动滑轮、从动滑轮、以及卷绕于所述驱动滑轮及所述从动滑轮的带，通过使所述驱动滑轮及所述从动滑轮的槽宽度变化从而使变速比变化，使来自驱动源的驱动力传递至车轮，且所述无级变速机的控制方法的特征在于，
对所述驱动滑轮及所述从动滑轮各自的侧压进行控制的控制部检测所述无级变速机的连齿轮状态及档位与所述车辆的行进方向，
在所述无级变速机并非连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第一侧压增大修正量，
在所述无级变速机为连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，将所述驱动滑轮的侧压的增大修正量设定为第二侧压增大修正量，
所述第二侧压增大修正量小于所述第一侧压增大修正量。
5.根据权利要求4所述的无级变速机的控制方法，其特征在于，
所述车辆还包括：变矩器，配置于所述驱动源的输出轴与所述无级变速机的输入轴之间，
所述控制部在所述无级变速机为连齿轮状态且档位与所述车辆的行进方向不一致的情况下，算出所述变矩器的输入侧与输出侧的旋转差，
按照所述旋转差来生成所述第二侧压增大修正量，
所述旋转差越大，则越增大所述第二侧压增大修正量。
6.根据权利要求5所述的无级变速机的控制方法，其特征在于，
所述车辆还包括：前进后退切换机构，配置于所述变矩器与所述无级变速机的输入轴之间，所述连齿轮状态为将所述前进后退切换机构的离合器紧固的状态。
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