JP2004036715A - Belt clamping force determination device, belt speed estimation device, belt slip ratio estimation device, and belt slip detection device - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress a fuel economy from lowering by determining the optimum belt clamping force. <P>SOLUTION: A belt speed calculation circuit 26 calculates a belt speed by using, for a CVT torque transmission model, an engine torque, primary and secondary rotational speeds, primary and secondary applied diameters, and a tire rotating inertia torque. A belt slip ratio calculation circuit 28 calculates a belt slip ratio based on a belt speed and a sheave speed calculated by a sheave speed calculation circuit 27. A belt clamping force determination circuit 40 determines the belt clamping force by using the belt slip ratio and a belt μ max. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００５】
ここで、各パラメータは次の通りである。
Ｔ_ＩＮ：エンジン駆動トルク
μ_ＤＮ：セカンダリ側のベルトμ
Ｒ_ＤＮ：セカンダリ掛かり系
ＳＦ：安全率
α：シーブ傾き角
一方、ＣＶＴは、通常エンジンからの駆動トルクのほかに、タイヤから未知量の外乱トルクが加わる。外乱トルクをΔＴとすると、実際のベルト挟圧力Ｑ_ＤＮ２は次式となる。
【０００６】
【数２】

【０００７】
上記式によると、ベルト挟圧力_ＤＮ２は、外乱トルクΔＴの大きさに応じて増加しなければならない。これに対して、従来技術１では、外乱トルクΔＴの最大値を考慮して予め安全率ＳＦ（≧１）を設定することで、トルク外乱ΔＴの変動を考慮することなくベルト挟圧力Ｑ_ＤＮ１を求めている。
【０００８】
しかし、安全率ＳＦの許容範囲外の外乱トルクΔＴが加わった場合では、従来技術１は、加わった外乱トルクΔＴに対してベルト挟圧力Ｑ_ＤＮ１が不足し、ベルト滑りが生じてしまう問題があった。一方、外乱トルクΔＴがない場合では、安全率ＳＦによって過剰に大きな必要挟圧力Ｑ_ＤＮ１を算出してしまうので、定常的にポンプ損失が大きくなってしまい、燃費が低下してしまう問題があった。
【０００９】
外乱トルクΔＴを直接検出することができれば上記問題を解決することができるが、そのためには路面摩擦係数が必要になってしまい、外乱トルクΔＴを検出するのは困難である。
【００１０】
また、特開平２００１−３４９４１８号公報では、エンジン負荷を低減すると共にスリップを防止した無断変速機の油圧制御装置（以下「従来技術２」という。）が提案されている。
【００１１】
従来技術２の仮想変速比演算部２８は、同公報の図１に示すように、ＣＶＴ変速比検出部２２により検出される実際の変速比γに対して１次遅れフィルタ処理を施し、仮想減速比γｅを算出する。ここで、フィルタ時定数は、ベルト滑り時のγの変化に追従しないように十分大きな値に設定されている。
【００１２】
ベルトスリップ検出部２７は、ある一定時間ΔＴ内で、減速比γと仮想減速比γｅの偏差の符号が＋、−の両極性を示し、かつ偏差が閾値αを２回超えた時点で、ベルト滑りがあることを示すスリップ検出信号を生成する。加算器２５は、スリップ検出信号が生成されたときに、目標ライン圧演算部２３で演算された目標ライン圧に補正量演算部２６で演算された補正量を加算する。そして、ＰＩＤ演算部２４は、実際のライン圧と補正された目標ライン圧とが一致するように制御量（ベルト挟圧力）を演算する。
【００１３】
図２５は、従来技術２を用いたときの減速比γ（＝プライマリシーブ回転数／セカンダリシーブ回転数）の経時変化を示す図である。
【００１４】
低μ路では、図２５に示すように、アクセル操作時のセカンダリ回転数が大きく上昇し、減速比γが急激に変化する。その結果、減速比γと仮想減速比γｅの偏差が大きくなる。そこで、ベルト滑りの誤検出を防止するためには、閾値αを大きくする必要がある。
【００１５】
しかし、閾値αを大きく設定すると、実際にベルト滑りが生じたにも拘わらず、ベルト滑りを検出できなくなる場合があり、ベルト挟圧力を増圧することができずにベルトが損傷してしまう問題があった。
【００１６】
逆に、閾値αを小さく設定すると、ベルト滑りを検出することができるものの、ベルト滑りの誤検出が増加してしまう。その結果、不必要にベルト挟圧力を増圧してしまい燃費が低下する問題があった。
【００１７】
本発明は、上述した課題を解決するために提案されたものであり、最適なベルト挟圧力を決定して燃費の低下を抑制するベルト挟圧力決定装置、及び最適なベルト挟圧力を決定するために必要なパラメータとしてベルト速度を推定するベルト速度推定装置、ベルト滑り率を推定するベルト滑り率推定装置、さらにベルト滑りを検出するベルト滑り検出装置を提供することを目的とする。
【００１８】
また、本発明は、どのような路面状態であっても正確にベルト滑りを検出するベルト滑り検出装置、及びそれを用いたベルト挟圧力決定装置を提供することを目的とする。
【００１９】
【課題を解決するための手段】
上述した課題を解決するために、請求項１記載の発明は、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルトを備えた無段階変速機のベルト挟圧力決定装置であって、前記入力側シーブの回転数を検出する第１の回転数検出手段と、前記出力側シーブの回転数を検出する第２の回転数検出手段と、前記第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数に基づいて、前記入力側シーブ及び前記出力側シーブの各々の掛かり径を演算する掛かり径演算手段と、エンジントルクを推定するエンジントルク推定手段と、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルト間のトルク伝達モデルに対して、前記第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数と、前記掛かり径演算手段により演算された掛かり径と、前記エンジントルク推定手段により推定されたエンジントルクとを用いて、ベルト挟圧力を決定するベルト挟圧力決定手段と、を備えている。
【００２０】
入力側シーブ（プライマリシーブ）、出力側シーブ（セカンダリシーブ）及びベルトからなる無段階変速機に対して、第１の回転数検出手段は入力側シーブの回転数を検出し、第２の回転数検出手段は出力側シーブの回転数を検出する。掛かり径演算手段は、第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数に基づいて、前記入力側シーブ及び前記出力側シーブの各々の掛かり径を演算する。エンジントルク推定手段は、エンジンのスロットル開度や吸気圧に基づいて、入力側シーブを駆動させるエンジントルクを推定する。そして、ベルト挟圧力決定手段は、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルトを備えた無段階変速機のトルク伝達モデルに対して、入力側シーブ及び出力側シーブの各々の回転数、各々の掛かり径、エンジントルクを少なくとも用いて、ベルト挟圧力を決定する。ここにいうベルト挟圧力は、ベルト挟圧力の値そのものに限らず、例えば、ベルト挟圧力に対応するパラメータ、例えばシーブ圧であってもよい。これにより、請求項１記載の発明は、無段階変速機の動作状態に応じた最適なベルト挟圧力を決定することができる。
【００２１】
請求項２記載の発明は、請求項１記載の発明において、前記入力側シーブのシーブ圧を検出する第１のシーブ圧検出手段と、前記出力側シーブのシーブ圧を検出する第２のシーブ圧検出手段と、を更に備え、前記ベルト挟圧力決定手段は、前記第１及び第２のシーブ圧検出手段により各々検出されたシーブ圧を更に用いて、前記ベルト挟圧力を決定することを特徴とする。
【００２２】
前記ベルト挟圧力決定手段は、入力側シーブ及び出力側シーブの回転数、エンジントルクの他に、入力側シーブ及び出力側シーブの各々のシーブ圧を更に用いてベルト挟圧力を決定する。これにより、請求項２記載の発明は、無段階変速機の詳細な動作状態に応じた最適なベルト挟圧力を決定することができる。
【００２３】
請求項３記載の発明は、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルトを備えた無段階変速機のベルト速度推定装置であって、入力側シーブの回転数を検出する第１の回転数検出手段と、出力側シーブの回転数を検出する第２の回転数検出手段と、エンジントルクを推定するエンジントルク推定手段と、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルト間のトルク伝達を、ベルト摩擦特性を用いて表したトルク伝達モデルに対して、前記第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数と、前記エンジントルク推定手段により推定されたエンジントルクとを用いて、ベルト速度を推定するベルト速度推定手段と、を備えている。
【００２４】
ベルト速度推定手段は、入力側シーブ、出力側シーブ、ベルト間のトルク伝達をベルト摩擦特性を用いて構築されたトルク伝達モデルを用いる。トルク伝達モデルは、例えば、エンジン慣性、入力側シーブ慣性、出力側シーブ慣性、タイヤ慣性で構成され、各シーブとベルト間のトルク伝達を予め定めたベルト摩擦特性で表して構築されたものであり、未知要素としてベルト速度を含んでいる。そこで、ベルト速度推定手段は、トルク伝達モデルに対して、入力側シーブ及び出力側シーブの各々の回転数、エンジントルクを用いることで、未知要素であるベルト速度を同定することができる。
【００２５】
したがって、請求項３記載の発明によれば、ベルトと各シーブ間の摩擦を考慮したトルク伝達モデルに基づき、入力側シーブ及び出力側シーブの各々の回転数、エンジントルクにより、従来求めるのが非常に困難であったベルト速度を推定することができる。
【００２６】
請求項４記載の発明は、請求項３記載の発明において、前記入力側シーブのシーブ圧を検出する第１のシーブ圧検出手段と、前記出力側シーブのシーブ圧を検出する第２のシーブ圧検出手段と、を更に備え、前記ベルト速度推定手段は、前記各シーブとベルト間のトルク伝達を、非線形ベルト摩擦特性の任意の動作点における線形ベルト摩擦特性を用いて表したトルク伝達モデルに対して、前記第１及び第２のシーブ圧検出手段により各々検出されたシーブ圧を更に用いて、ベルト速度を推定することを特徴とする。
【００２７】
トルク伝達モデルは、各シーブとベルト間のトルク伝達を、非線形ベルト摩擦特性の任意の動作点における線形ベルト摩擦特性で表して構築されたものである。ここで、非線形ベルト摩擦特性は、例えば、ベルト摩擦係数が飽和するまでの過渡期を指数関数で表したベルト摩擦係数特性が好ましい。したがって、上記トルク伝達モデルは、ベルト摩擦特性が線形領域でも非線形領域であっても、各シーブとベルト間のトルク伝達を表すことができる。そこで、ベルト速度推定手段は、トルク伝達モデルに対して、入力側シーブ及び出力側シーブの各々の回転数、入力側シーブ及び出力側シーブの各々のシーブ圧、エンジントルクを用いることで、未知要素であるベルト速度を同定することができる。
【００２８】
したがって、請求項４記載の発明によれば、ベルト摩擦特性がどの様な状態であっても、従来求めるのが非常に困難であったベルト速度を推定することができる。
【００２９】
請求項５記載の発明は、請求項３記載の発明において、前記ベルト速度推定手段は、前記各シーブとベルト間のトルク伝達を、線形領域のベルト摩擦特性を用いて表したトルク伝達モデルを用いることを特徴とする。
【００３０】
トルク伝達モデルは、前記各シーブとベルト間のトルク伝達を線形領域のベルト摩擦特性で表して構築されたものである。線形領域のベルト摩擦特性、つまり原点近傍のベルト摩擦特性は、ほぼ直線で表されるので、所定の係数を用いて簡単に表される。
【００３１】
したがって、請求項５記載の発明によれば、ベルト摩擦特性を簡単に表してトルク伝達モデルを簡易な構成にしたので、演算負荷を低減しつつ、ベルト速度を推定することができる。
【００３２】
請求項６記載の発明は、請求項３から５のいずれか１項記載のベルト速度推定装置と、前記入力側シーブの掛かり径又は前記出力側シーブの掛かり径を演算する掛かり径演算手段と、前記掛かり径演算手段により演算された掛かり径と、当該掛かり径に対応する前記第１又は第２の回転数検出手段により検出された回転数とに基づいて、シーブ速度を演算するシーブ速度演算手段と、前記ベルト速度推定装置により推定されたベルト速度と、前記シーブ速度演算手段により演算されたシーブ速度とに基づいて、ベルト滑り率を推定するベルト滑り率推定手段と、を備えている。
【００３３】
掛かり径演算手段は、入力側シーブ及び出力側シーブの各々の回転数を用いて掛かり径を演算する。なお、掛かり径演算手段は、必要に応じて、入力側シーブ、出力側シーブのいずれの掛かり径を演算してもよい。シーブ速度演算手段は、演算された掛かり径と、当該掛かり径に対応するシーブの回転数とに基づいて、シーブ速度を演算する。ベルト滑り率推定手段は、推定されたベルト速度と演算されたシーブ速度とに基づいてベルト滑り率を推定する。したがって、請求項６記載の発明によれば、ベルト速度推定装置で高精度に推定されたベルト速度を用いることで、ベルト滑り率を精度よく推定することができる。
【００３４】
請求項７記載の発明は、請求項６記載のベルト滑り率推定装置と、前記ベルト速度推定装置により推定されたベルト滑り率が所定の閾値を超えたときにベルト滑りを検出するベルト滑り検出手段と、を備えている。
【００３５】
ベルト滑り率が所定の値になるとベルト摩擦力は最大になるが、ベルト滑り率がその値を超えて大きくなるに従ってベルト摩擦力は低下し、ベルト滑りが起きる。そこで、ベルト滑り検出手段は、ベルト速度推定装置により推定されたベルト滑り率が所定の閾値を超えたときにベルト滑りを検出する。したがって、請求項７記載の発明によれば、高精度に演算されたベルト滑り率を用いてベルト滑りを検出するので、ベルト滑りを確実に検出することができる。
【００３６】
請求項８記載の発明は、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルトを備えた無段階変速機のベルト滑り検出装置であって、入力側シーブの回転数を検出する第１の回転数検出手段と、出力側シーブの回転数を検出する第２の回転数検出手段と、前記第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数に基づいて、前記入力側シーブ及び前記出力側シーブの各々の掛かり径を演算する掛かり径演算手段と、エンジントルクを推定するエンジントルク推定手段と、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルト間のトルク伝達モデルに対して、前記第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数と、前記掛かり径演算手段により演算された掛かり径と、前記エンジントルク推定手段により推定されたエンジントルクとを用いて、ベルト滑りを検出するベルト滑り検出手段と、を備えている。
【００３７】
ベルト滑り検出手段は、無段階変速機の入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルト間のトルク伝達モデルと、入力側シーブ及び出力側シーブの各々の回転数、掛かり径、エンジントルクを少なくとも用いて、所定のパラメータを演算し、所定のパラメータとしきい値とを比較してベルト滑りを検出する。これにより、請求項８記載の発明は、ベルト滑りを確実に検出することができる。
【００３８】
請求項９記載の発明は、請求項８記載の発明において、前記ベルト滑り検出手段は、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルト間のトルク伝達を、入力側シーブと出力側シーブの各々の掛かり径位置におけるねじれ角に応じたばね力を用いて表したトルク伝達モデルに対して、前記第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数と、前記掛かり径演算手段により演算された掛かり径と、前記エンジントルク推定手段により推定されたエンジントルクとに基づいて、前記ばね力を表すばね定数を決定し、前記決定したばね定数が所定の閾値未満のときにベルト滑りを検出することを特徴とする。
【００３９】
トルク伝達モデルは、入力側シーブ、出力側シーブ、ベルト間のトルク伝達を、入力側シーブと出力側シーブの各々の掛かり径位置におけるねじれ角に応じたばね力を用いて構築されたものである。上記トルク伝達モデルは、ベルト速度を未知要素として含んでなく、非常に簡易な構成になる。さらに、ばね力を表すばね定数は、ベルト滑りが起きるときに低下する性質を有し、ベルト滑りを検出するためのパラメータとなる。
【００４０】
したがって、請求項９記載の発明によれば、前記トルク伝達モデルに対して、入力側シーブ及び出力側シーブの各々の回転数と、掛かり径と、エンジントルクとに基づいて、ばね力を表すばね定数を決定し、ばね定数が所定の閾値未満のときにベルト滑りを検出することにより、演算負荷を大きく低減しつつ、ベルト滑りを確実に検出することができる。
【００４１】
請求項１０記載の発明は、請求項７または８記載のベルト滑り検出装置と、前記ベルト滑り検出装置によりベルト滑りが検出されたときに、前記エンジントルク推定手段により推定されたエンジントルクと、ベルト最大摩擦係数とを用いて、ベルト挟圧力を決定するベルト挟圧力決定手段と、を備えている。
【００４２】
したがって、請求項１０記載の発明によれば、ベルト滑りが生じたときに必要な分だけのベルト挟圧力を求めるので、従来に比べて燃費の低下を抑制すると共に、従来のように常時必要以上にベルト挟圧力を上げてベルト損傷が生じるのを防止することができる。
【００４３】
請求項１１記載の発明は、請求項９記載のベルト滑り検出装置と、前記出力側シーブのタイヤ回転慣性トルクを演算するタイヤ回転慣性トルク演算手段と、前記ベルト滑り検出装置によりベルト滑りが検出されたときに、前記タイヤ回転慣性トルク演算手段により演算されたタイヤ回転慣性トルクと、ベルト最大摩擦係数とを少なくとも用いて、ベルト挟圧力を決定するベルト挟圧力決定手段と、を備えている。
【００４４】
したがって、請求項１１記載の発明によれば、ベルト滑りが生じたときに必要な分だけのベルト挟圧力を求めるので、従来に比べて燃費を抑制すると共に、従来のように常時必要以上にベルト挟圧力を上げてベルト損傷が生じるのを防止することができる。
【００４５】
請求項１２記載の発明は、請求項１０または１１記載の発明において、無段階変速機の所定の状態量毎に、前記ベルト挟圧力決定装置で使用されるベルト最大摩擦係数を記憶する記憶手段と、前記ベルト滑り検出装置により検出されたベルト滑りの回数を計数する計数手段と、前記計数手段により計数されたベルト滑りの回数の頻度が閾値を超えたときに、前記無段階変速機の現在の状態量に対応するベルト最大摩擦係数を前記ベルト滑りの回数の頻度に応じて低下するように、前記記憶手段に記憶されている最大摩擦係数を修正する修正手段と、を更に備えている。
【００４６】
無段階変速機のベルト摩擦特性は、無段階変速機の例えば減速比や出力側シーブの回転数等の様々な状態量によって異なっている。そこで、記憶手段は、無段階変速機の所定の状態量毎に、ベルト挟圧力決定装置で使用されるベルト最大摩擦係数を予め記憶している。一方、計数手段は、ベルト滑り検出装置により検出されたベルト滑りの回数を計数する。
【００４７】
ベルト最大摩擦係数は、ベルトが摩耗するに従って低下する。そして、実際のベルト最大摩擦係数が、記憶手段に記憶されているベルト最大摩擦係数に比べて低下すると、ベルト滑りを検出する頻度が高くなる。
【００４８】
そこで、修正手段は、計数手段により計数されたベルト滑りの回数の頻度を求め、滑り回数の頻度が閾値を超えたか否かを判定する。そして、滑り回数の頻度が閾値を超えたときに、無段階変速機の現在の状態量に対応するベルト最大摩擦係数を、ベルト滑りの回数の頻度に応じて低下するように、記憶手段に記憶されている最大摩擦係数を修正する。
【００４９】
したがって、請求項１２記載の発明によれば、ベルトが摩耗してベルト最大摩擦係数が変化したような場合であっても、常に最新のベルト最大摩擦係数を用いることができるので、正確にベルト挟圧力を決定することができる。
【００５０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好ましい実施の形態について図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各実施の形態では、最初に推定原理を説明し、次に具体的な実施形態について説明する。
【００５１】
［第１の実施の形態］
１．推定原理
ベルト滑り率を算出するためには、ベルト速度とシーブ速度が必要となる。シーブ速度は、プライマリシーブ（以下「プライマリ」と省略する。）、セカンダリシーブ（以下「セカンダリ」と省略する。）の回転数及び減速比に基づき算出したベルトの掛かり径から得ることができる。しかし、ベルト速度は検出することが困難である。
【００５２】
そこで、ＣＶＴトルク伝達モデルを用いてベルト速度を推定する。
【００５３】
（１）ベルト速度の推定に必要な信号
第１の実施の形態では、ベルト速度の推定に必要な信号として、プライマリ回転数、セカンダリ回転数、プライマリシーブ圧、セカンダリシーブ圧、エンジントルクの各々の信号を用いる。なお、エンジントルクは、スロットル開度と空気流量とに基づいて推定される。
【００５４】
（２）ベルト滑り率の定義
ベルト滑り率は、駆動時、非駆動時に応じて（１）式から（４）式で定義される。なお、ω１、ω２は（５）式及び（６）式の通りである。
【００５５】
【数３】

【００５６】
（１）式から（６）式において、Ｓｌｉｐ１はプライマリのベルト−シーブ間の滑り率、Ｓｌｉｐ２はセカンダリのベルト−シーブ間の滑り率、Ｖはベルト速度、Ｎｉｎはプライマリの回転数、Ｎｏｕｔはセカンダリの回転数、Ｒ１はプライマリのベルト掛かり径、Ｒ２はセカンダリのベルト掛かり径である。プライマリ及びセカンダリの掛かり径は、それぞれの回転数に基づいて算出することができる。
【００５７】
ここで、駆動時であるか非駆動時であるかについては、エンジントルクＴＴの符号に基づいて判別する。具体的には（７）式に基づいて判別する。
【００５８】
【数４】

【００５９】
（１）式から（４）式において得られていない状態量はベルト速度Ｖである。そこで、ＣＶＴトルク伝達モデルを構築し、トルク伝達モデルに基づくオブザーバを用いてベルト速度Ｖを推定する。
【００６０】
（３）ＣＶＴトルク伝達モデル
図１は、エンジンからタイヤまでのトルク伝達を表したＣＶＴトルク伝達モデルの構成を示す図である。ＣＶＴトルク伝達モデルは、エンジン慣性、プライマリシーブ慣性、セカンダリシーブ慣性、タイヤ慣性で構成され、ベルト−シーブ間の滑りによって発生する摩擦力によってトルク伝達を行っている。
【００６１】
（３−１）ベルトμ特性の定義
ＣＶＴトルク伝達モデルでは、ベルト摩擦力の表現方法が重要である。ここではベルト−シーブ間の平均摩擦係数（以下「ベルトμ」という。）を（８）式で表現する。
【００６２】
【数５】

【００６３】
（８）式において、μｍａｘはベルト−シーブ間の最大摩擦係数、αはベルトμ特性を決定するパラメータである。
【００６４】
図２は、μｍａｘ＝０．１２、α＝−４０としたときのベルトμ特性と、固定シーブ比のＣＶＴを用いて計測したベルトμ特性とを比較した図である。
【００６５】
固定シーブ比については、減速比γ＝２．０、入力回転数Ｎｉｎ＝１０００ｒｐｍに設定し、入力トルクを０〜４０Ｎｍまで数Ｎｍ毎に１点ずつ上げていった時の計測結果である。固定シーブ比におけるベルト滑り率は、無負荷時（＝０Ｎｍ）の出力回転数をベルト速度とみなして算出している。図２より、ベルトμの値は異なるが、滑り率に対して湾曲する特性は似ている。したがって、ベルトμ特性は上述した（８）式によって表すことができる。
【００６６】
（３−２）ベルトμ特性の線形化
図２に示すベルトμ特性は、非線形特性を持ち、図１のＣＶＴトルク伝達モデルで取り扱うのが困難である。そこで、ベルトμ特性を現時点の動作点で線形化する。
【００６７】
図３は、ベルトμ特性を現時点の動作点（滑り率Ｓｌｉｐ１）で線形化することを説明する図である。なお、μｋ１、μｐ０は、動作点Ｓｌｉｐ１における接線勾配と切片である。
【００６８】
動作点Ｓｌｉｐ１におけるベルトμを、図３、（１）式及び（２）式を用いて、（９）式及び（１０）式で表す。ここでは、駆動時の場合を示す。
【００６９】
【数６】

【００７０】
なお、μｋ１はプライマリの接線勾配、μｋ２はセカンダリの接線勾配、μｐ０はプライマリの切片、μｓ０はセカンダリの切片である。
【００７１】
ＣＶＴトルク伝達モデルは、（９）式及び（１０）式のベルトμ特性の線形パラメータμｋ１、μｋ２、μｐ０、μｓ０を用いて構築する。プライマリ側の接線勾配μｋ１は、（８）式を滑り率Ｓｌｉｐ１で偏微分して、（１１）式を得る。
【００７２】
【数７】

【００７３】
また、プライマリ側のμ切片μｐ０は、（９）式から（１２）式を得る。
【００７４】
【数８】

【００７５】
滑り率Ｓｌｉｐは、推定したベルト速度Ｖを（１）式から（４）式へ代入することによって得ることとする。（９）式及び（１０）式は分母に状態量を含み、後述するようにＣＶＴトルク伝達モデルでの取り扱いが複雑になる。そこで、次の（１３）式から（１６）式を用いて、滑り速度Ｓｖに対する接線勾配μｋｖに変換する。
【００７６】
【数９】

【００７７】
ここで、ｉは現時点のサンプリング刻みを表す。
【００７８】
以下では、（１３）式から（１６）式が成り立つこと、すなわち、滑り率に対する接線勾配を滑り速度に対する接線勾配に変換できることについて、駆動時及びプライマリ側について説明する。
【００７９】
プライマリ側における動作点近傍でのベルトμの微小変化量Δμｐを（１７）式で表す。
【００８０】
【数１０】

【００８１】
ΔＳｌｉｐ１は、（１）式を線形近似することで（１８）式で表される。
【００８２】
【数１１】

【００８３】
ただし、（１８）式の各偏微分項は（１９）式から（２１）式の通りである。
【００８４】
【数１２】

【００８５】
（１９）式から（２１）式をぞれぞれ（２０）式に代入すると（２２）式となる。
【００８６】
【数１３】

【００８７】
ミクロスリップ状態のベルト滑りは１〜２％と考えられるので、Ｖ［ｉ］≒ω１［ｉ］・Ｒ１［ｉ］が成り立つ。この関係を用いると、（２２）式は（２３）式となる。
【００８８】
【数１４】

【００８９】
一方、駆動時、プライマリ側の滑り速度Ｓｖは、（２４）式で表される。
【００９０】
【数１５】

【００９１】
滑り速度の微小変化量ΔＳｖ１は、（２４）式を線形近似して（２５）式で得られる。
【００９２】
【数１６】

【００９３】
ただし、（２５）式の各偏微分項は、（２６）式から（２８）式の通りである。
【００９４】
【数１７】

【００９５】
（２６）式から（２８）式をそれぞれ（２５）式へ代入すると、（２９）式となる。
【００９６】
【数１８】

【００９７】
（２９）式のΔＳｖ１を（ω１［ｉ］・Ｒ１［ｉ］）で除すると（３０）式となる。
【００９８】
【数１９】

【００９９】
（３０）式と（２３）式は同じであり、（１７）式から（３１）式が成り立つ。
【０１００】
【数２０】

【０１０１】
（３１）式を変形すると（３２）式が得られる。
【０１０２】
【数２１】

【０１０３】
（３２）式は滑り速度に対するベルトμの接線勾配であり、（１３）式と一致する。これにより、（１３）式が成り立つことが証明された。同様にして、（１４）式から（１６）式も成り立つことを証明することができる。
【０１０４】
（３−３）ＣＶＴトルク伝達モデルの構築
ベルトμ特性は、μｋｖを用いると、（９）式及び（１０）式と同様に、次の（３３）式から（３６）式で表される。
【０１０５】
【数２２】

【０１０６】
（３３）式から（３６）式の関係を用いると、図１に示すＣＶＴトルク伝達モデルは、（３７）式から（４２）式によって表される。
【０１０７】
【数２３】

【０１０８】
なお、（３７）式及び（４０）式はプライマリ側の関係式、（３８）式及び（４１）式はセカンダリ側の関係式、（３９）式及び（４２）式はベルトの関係式である。また、Ｊｅはエンジン慣性、Ｊｐはプライマリ慣性、Ｊｓはセカンダリ慣性、Ｍはベルト質量、Ｔｉはプライマリ入力トルク、Ｔｏはタイヤからの伝達トルク、Ｆ１はプライマリのベルト挟圧力、Ｆ２はセカンダリのベルト挟圧力である。プライマリ入力トルクＴｉは、エンジントルクＴＴ、ポンプトルクＰｕｍｐＴＲＱを用いると、（４３）式で表される。
【０１０９】
【数２４】

【０１１０】
また、（３８）式及び（４１）式におけるタイヤからの伝達トルクＴｏはタイヤ回転慣性トルクとし、（４４）式で算出される。
【０１１１】
【数２５】

【０１１２】
ただし、Ｊｔはタイヤ慣性、Ｇｅａｒはデフを含むＣＶＴ出力段ギア比である。（４４）式を（３８）式及び（４１）式へ代入すると、それぞれ（４５）式、（４６）式になる。
【０１１３】
【数２６】

【０１１４】
（３７）式、（４０）式、（４５）式、（４６）式において、プライマリ側、セカンダリ側の慣性を、（４７）式及び（４８）式のようにＪ１及びＪ２とする。
【０１１５】
【数２７】

【０１１６】
（３７）式から（４２）式、（４５）式から（４８）式に基づき、（４９）式及び（５０）式の状態方程式が得られる。
【０１１７】
【数２８】

【０１１８】
ただし、Ｘ＝［ω１　ω２　Ｖ］^Ｔ、Ｕ＝［ＴＴ　μｐ０・Ｆ１　μｓ０・Ｆ２］^Ｔ、Ｙ＝［ω１　ω２］^Ｔであり、Ｔは転置を表す。
【０１１９】
ｕ２＝μｐ０・Ｆ１、ｕ３＝μｓ０・Ｆ２は、次の（５１）式及び（５２）式に従ってフィルタ処理を行い、滑り率ノイズによる急激な変化を防ぐ。
【０１２０】
【数２９】

【０１２１】
ただし、Ｈｚ５ｆ１、Ｈｚ５ｆ２は、ローパスフィルタ係数である。また、（４９）式及び（５０）式において、Ａ，Ｂ，Ｃの各行列は、（５３）式から（５５）式の通りである。
【０１２２】
【数３０】

【０１２３】
ただし、（５４）式において、ｑは符号パラメータであり、駆動時はｑ＝１、非駆動時はｑ＝−１である。
【０１２４】
（４）オブザーバの設計
オブザーバは、推定誤差を補正する機能がある。そこで、オブザーバの機能を利用して、（４９）式、（５０）式、（５３）式から（５５）式に基づくオブザーバを構築する。同次元オブザーバは、（５６）式及び（５７）式で表される。
【０１２５】
【数３１】

【０１２６】
なお、＾は推定値であることを表す。また、（５６）式において、Ｋは次の（５８）式で表されるオブザーバゲインである。
【０１２７】
【数３２】

【０１２８】
ここで、オブザーバゲインＫは、下記のように設定する。（４９）式から（５６）式を差し引いた誤差方程式は（５９）式となる。
【０１２９】
【数３３】

【０１３０】
なお、（５９）式のｅは誤差偏差である。オブザーバは、誤差方程式の極を設定することで構築される。（５３）式、（５５）式、（５７）式より、（Ａ−Ｋ・Ｃ）は次の（６０）式となる。
【０１３１】
【数３４】

【０１３２】
（６０）式中、ａ１１〜ａ３３は、（５３）式のＡ行列の各要素を表す。（６０）式は３×３の行列であり、オブザーバゲインＫによって動かすことのできる極の数は２つである。（６０）式が次の（６１）式となるようにオブザーバゲインＫを設定する。
【０１３３】
【数３５】

【０１３４】
（６１）式のλは希望の極である。（５３）式より、ａ３３は負値（マクロスリップ時は近似的に−０）であり、λを安定な極に設定すれば、（５９）式の誤差方程式は安定となる。（６０）式及び（６１）式より、オブザーバゲインＫを（６２）式のように設定する。
【０１３５】
【数３６】

【０１３６】
オブザーバの極は、ω１，ω２の定常的な偏差と推定ノイズを考慮して、（６３）式のように設定した（重根）。
【０１３７】
【数３７】

【０１３８】
（５６）式は微分方程式であるので、次の（６４）式を用いて推定値Ｘを更新する。
【０１３９】
【数３８】

【０１４０】
（５）演算時の制限
上述のオブザーバは、推定した滑り率に基づいて現サンプリング時点のモデルを決定している。したがって、推定誤差が大きくなった場合、モデル誤差が拡大する可能性がある。そこで、モデル定数決定の際は制限を設けることで、モデル誤差の拡大を防止する必要がある。
【０１４１】
（５−１）μ切片の制限
μ切片の制限は、（６５）式及び（６６）式の通りである。
【０１４２】
【数３９】

【０１４３】
（５−２）ベルト速度Ｖの制限
ベルト速度Ｖの制限は、（６７）式から（７０）式の通りである。
【０１４４】
【数４０】

【０１４５】
（５−３）ベルト滑り率の制限
現サンプリング時点のベルトμ及び接線勾配μｖｋの算出では、（１）式から（４）式のベルト滑り率が必要となる。（１）式から（４）式は、モデル定数決定前に演算しなければならないため、ベルト速度推定値は１サンプリング前のＶ［ｉ−１］を用いる。演算したベルト滑り率に対して、次の（７１）式及び（７２）式の制約条件を与える。
【０１４６】
【数４１】

【０１４７】
（６）ベルト滑り率の算出方法
（６３）式で設定したオブザーバの極は比較的大きい値のため、推定値はノイズ成分が大きくなる。そこで、ベルト速度推定値Ｖに、（７３）式のローパスフィルタ処理を施す。
【０１４８】
【数４２】

【０１４９】
ここで、Ｈｚ３ｆ１，Ｈｚ３ｆ２は、ローパスフィルタ係数である。シーブ速度（ω１・Ｒ１），（ω２・Ｒ２）についても、ベルト速度と位相を揃えるため、（７３）式と同様のフィルタ処理を施す。
【０１５０】
ベルト滑り率については、（１）式から（４）式に従って、次の（７４）式から（７７）式で算出する。
【０１５１】
【数４３】

【０１５２】
ミクロスリップ状態を検出するためのベルト滑り率は、最終的には次の（７８）式及び（７９）式で算出する。
【０１５３】
【数４４】

【０１５４】
つぎに、このような推定原理を用いたベルト挟圧力決定装置の実施形態について説明する。
【０１５５】
２．具体的な実施形態
図４は、第１の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置の構成を示すブロック図である。
【０１５６】
ベルト挟圧力決定装置は、エンジンのスロットル開度を検出するスロットルポジションセンサ１１、エンジンの吸気圧を検出する吸気圧センサ１２と、プライマリシーブ（以下「プライマリ」と省略する。）のパルス信号を生成する第１のパルスピックアップ１３と、セカンダリシーブ（以下「セカンダリ」と省略する。）のパルス信号を生成する第２のパルスピックアップ１４と、プライマリのシーブ圧を検出する第１の油圧センサ１５と、セカンダリのシーブ圧を検出する第２の油圧センサ１６と、各センサからの信号に基づいてベルト挟圧力を演算する電子制御ユニット（以下「ＥＣＵ」という。）２０とを備えている。
【０１５７】
第１のパルスピックアップ１３は、プライマリの回転速度に応じた周波数のパルス信号を生成し、生成したパルス信号をＥＣＵ２０に供給する。第２のパルスピックアップ１４は、セカンダリの回転速度に応じた周波数のパルス信号を生成し、生成したパルス信号をＥＣＵ２０に供給する。
【０１５８】
第１の油圧センサ１５は、プライマリのシーブ圧Ｐｃ１を検出して、検出結果をＥＣＵ２０に供給する。第２の油圧センサ１６は、セカンダリのシーブ圧Ｐｃ２を検出して、検出結果をＥＣＵ２０に供給する。
【０１５９】
図５は、ＥＣＵ２０の機能的な構成を示すブロック図である。ＥＣＵ２０は、上述した推定原理を適用したＣＶＴトルク伝達モデルを用いて、ベルト速度、ベルト滑り率を演算して、そしてベルト挟圧力を決定するものである。
【０１６０】
ＥＣＵ２０は、エンジントルクを推定するエンジントルク推定回路２１と、パルス信号に基づいてプライマリの回転数を検出するプライマリ回転数検出回路２２と、パルス信号に基づいてセカンダリの回転数を検出するセカンダリ回転数検出回路２３と、プライマリ及びセカンダリの掛かり径を演算する掛かり径演算回路２４と、タイヤトルクを演算するタイヤトルク演算回路２５とを備えている。
【０１６１】
ＥＣＵ２０は、さらに、ＣＶＴトルク伝達モデルを用いてベルト速度を演算するベルト速度演算回路２６と、シーブ速度を演算するシーブ速度演算回路２７と、ベルト滑り率を演算するベルト滑り率演算回路２８と、ベルト挟圧力を決定するベルト挟圧力決定回路４０と、ベルト挟圧力決定回路４０内の後述するベルトμｍａｘマップを補正するベルトμｍａｘ補正回路５０とを備えている。
【０１６２】
エンジントルク推定回路２１は、スロットルポジションセンサ１１で検出されたスロットル開度と、吸気圧センサ１２で検出された吸気圧とに基づいてエンジントルクＴＴを推定し、推定したエンジントルクＴＴをベルト速度演算回路２６に供給する。
【０１６３】
プライマリ回転数検出回路２２は、第１のパルスピックアップ１３で検出されたパルス信号に基づいてプライマリ回転数Ｎｉｎを検出し、プライマリ回転数Ｎｉｎを掛かり径演算回路２４、ベルト速度演算回路２６及びシーブ速度演算回路２７に供給する。
【０１６４】
セカンダリ回転数検出回路２３は、第２のパルスピックアップ１４で検出されたパルス信号に基づいてセカンダリ回転数Ｎｏｕｔを検出し、セカンダリ回転数Ｎｏｕｔを掛かり径演算回路２４、タイヤトルク演算回路２５、ベルト速度演算回路２６及びシーブ速度演算回路２７に供給する。
【０１６５】
掛かり径演算回路２４は、プライマリ回転数Ｎｉｎ、セカンダリ回転数Ｎｏｕｔを用いて、（８０），（８１）式に従って、プライマリ及びセカンダリの掛かり径Ｒ１，Ｒ２を演算する。
【０１６６】
【数４５】

【０１６７】
ただし、減速比γ＝（Ｎｉｎ／Ｎｏｕｔ）であり、ａ，ｂ，ｃは定数である。そして、掛かり径演算回路２４は、掛かり径Ｒ１，Ｒ２をベルト速度演算回路２６及びシーブ速度演算回路２７に供給する。
【０１６８】
タイヤトルク演算回路２５は、セカンダリ回転数検出回路２３で検出されたセカンダリ回転数Ｎｏｕｔをセカンダリシーブ回転速度ω２に変換した後、これを微分してセカンダリシーブ回転加速度を演算する。さらに、セカンダリシーブ回転加速度、タイヤ慣性Ｊｔ、デフを含むＣＶＴ出力段ギア比Ｇｅａｒに基づいて、（８２）式に従ってタイヤ回転慣性トルクＴｏを演算する。
【０１６９】
【数４６】

【０１７０】
そして、タイヤトルク演算回路２５は、演算したタイヤ回転慣性トルクＴｏをベルト速度演算回路２６に供給する。
【０１７１】
ベルト速度演算回路２６は、（８３）式の非線形ベルトμ特性を用いて、以下のようにベルト速度を演算する。
【０１７２】
【数４７】

【０１７３】
ここで、αはμ特性を決定するパラメータであり、μｍａｘは後述するベルトμｍａｘマップ４１に記述されている値である。ベルト速度演算回路２６は、上記ベルトμ特性を線形化し、さらに各回路で逐次演算されたパラメータを用いてＣＶＴトルク伝達モデルによりベルト速度を演算する。
【０１７４】
図６は、ベルト速度演算回路２６の処理手順を示すフローチャートである。すなわち、ベルト速度演算回路２６は、各回路から供給されたパラメータを用いて、ステップＳＴ１からステップＳＴ６までの処理を実行することでベルト速度Ｖを推定する。
【０１７５】
ステップＳＴ１では、前回のサンプリング時点のベルト滑り率Ｓｌｉｐ１を上述した（８３）式に代入して、現在のベルトμｐを演算する。同様に、前回のサンプリング時点のベルト滑り率Ｓｌｉｐ２を上述した（８３）式に代入して、現在のベルトμｓを演算して、ステップＳＴ２に移行する。
【０１７６】
ステップＳＴ２では、ベルトμｐ，μｓ、前回のサンプリング時点のベルト滑り率Ｓｌｉｐ１，Ｓｌｉｐ２を用いて、プライマリ及びセカンダリの接線勾配μｋｖ１，μｋｖ２、切片μｐ０，μｓ０を演算する。
【０１７７】
例えばプライマリ側については、前回のベルト滑り率Ｓｌｉｐ１を用いて（８４）式に従って、接線勾配μｋ１を演算する。
【０１７８】
【数４８】

【０１７９】
そして、駆動時の場合には接線勾配μｋ１を（８５）式に代入し、非駆動時の場合には接線勾配μｋ１を（８６）式に代入して、接線勾配μｋｖ１を演算する。
【０１８０】
【数４９】

【０１８１】
ただし、非駆動時のＶ［ｉ］は前回のサンプリング時点のベルト速度である。一方、μ切片μｐ０については、ベルトμｐを用いて次の（８７）式に従ってμｐ０を演算する。
【０１８２】
【数５０】

【０１８３】
そして、セカンダリ側についても同様に、ベルトμｓ、前回のベルト滑り率Ｓｌｉｐ２を用いて、接線勾配μｋｖ２及びμ切片μｓ０を演算して、ステップＳＴ３に移行する。なお、切片μｐ０，μｓ０を演算する際には、（６５）式及び（６６）式の制限を適用する。
【０１８４】
ステップＳＴ３では、現在のプライマリシーブ圧Ｐｃ１に基づいてプライマリ側のベルト挟圧力Ｆ１（＝Ｐｃ１・プライマリシーブ受圧面積Ａ１）と、現在のセカンダリシーブ圧Ｐｃ２に基づいてセカンダリ側のベルト挟圧力Ｆ２（＝Ｐｃ２・セカンダリシーブ受圧面積Ａ２）とを演算して、ステップＳＴ４に移行する。
【０１８５】
ステップＳＴ４では、滑り率ノイズによる急激な変化を抑制すべく、ｕ２（＝μｐ０・Ｆ１）及びｕ３（＝μｓ０・Ｆ２）に対して、上述した（５１）式及び（５２）式に従ってフィルタ処理を行い、ステップＳＴ５に移行する。
【０１８６】
ステップＳＴ５では、ステップＳＴ２及び３で演算された各パラメータ、他の回路から逐次供給されるパラメータ、予め初期値として設定されたパラメータ（例えば、（４８）式のセカンダリ側の慣性Ｊ２等）を用いて、次の（８８）から（９４）式に従って、行列Ｘに含まれるベルト速度Ｖを同定する。
【０１８７】
【数５１】

【０１８８】
なお、行列Ａ，Ｂ，Ｃは、上述した（５３）から（５５）式の通りである。行列Ｕのパラメータ（μｐ０・Ｆ１）及び（μｓ０・Ｆ２）は、ステップＳＴ４でフィルタ処理されたものである。また、ベルト速度Ｖの演算では、（６７）式から（７０）式の制限を適用する。そして、ベルト速度Ｖを同定すると、ステップＳＴ６に移行する。
【０１８９】
ステップＳＴ６では、推定されたベルト速度Ｖに対して、上述した（７３）式に従ってローパスフィルタ処理を行って、再びステップＳＴ１にリターンする。そして、ベルト速度演算回路２６は、このような処理によって得られたベルト速度Ｖをベルト滑り率演算回路２８に供給する。
【０１９０】
以上のように、ベルト速度演算回路２６は、上述したＣＶＴトルク伝達モデルを用いてベルト速度Ｖを演算する。ここで、ＣＶＴトルク伝達モデルは、エンジン慣性、プライマリ慣性、セカンダリ慣性、タイヤ慣性で構成され、ＣＶＴベルトと各シーブ間の滑りによって発生する非線形ベルトμ特性を、ある動作点における線形ベルトμ特性で表したもの用いて構築されたモデルである。
【０１９１】
したがって、ベルト速度演算回路２６は、ベルトμ特性が線形領域だけでなく非線形領域にある場合でも、精度よくベルト速度を演算することができる。また、タイヤからの伝達トルクをタイヤ回転慣性モデルで表すことにより、タイヤ外乱があった場合でもその影響を考慮して、正確にベルト速度を演算することができる。
【０１９２】
シーブ速度演算回路２７は、プライマリ回転数検出回路２２で検出されたプライマリ回転数Ｎｉｎと、掛かり径演算回路２４で演算されたプライマリの掛かり径Ｒ１とに基づいて、プライマリシーブ速度（ω１・Ｒ１）を演算する。同様に、セカンダリ回転数検出回路２３で検出されたセカンダリ回転数Ｎｏｕｔと、掛かり径演算回路２４で演算されたセカンダリの掛かり径Ｒ２とに基づいて、セカンダリのシーブ速度（ω２・Ｒ２）を演算する。
【０１９３】
さらに、シーブ速度演算回路２７は、ベルト速度Ｖと位相を揃えるために、シーブ速度（ω１・Ｒ１），（ω２・Ｒ２）の各々に対して、（７３）式に従ってローパスフィルタ処理を行う。そして、ローパスフィルタ処理済みのシーブ速度（ω１・Ｒ１），（ω２・Ｒ２）をベルト滑り率演算回路２８に供給する。
【０１９４】
ベルト滑り率演算回路２８は、ベルト速度Ｖ、プライマリシーブ速度（ω１・Ｒ１）及びセカンダリシーブ速度（ω２・Ｒ２）に基づいて、ベルト滑り率を演算する。
【０１９５】
具体的に駆動時では、（７４）式及び（７５）式に従ってプライマリ側のベルト滑り率Ｓｌｉｐ１を演算する。非駆動時では、（７６）式及び（７７）式に従ってセカンダリ側のベルト滑り率Ｓｌｉｐ２を演算する。そして、ミクロスリップ状態を検出するために、（７８）式及び（７９）式に従ってフィルタ処理を行い、フィルタ処理済みのベルト滑り率Ｓｌｉｐ１，Ｓｌｉｐ２をベルト挟圧力決定回路４０に供給する。
【０１９６】
（ベルト挟圧力決定回路４０）
ベルト挟圧力決定回路４０は、ＣＶＴ状態量毎にベルトμｍａｘを記憶しているベルトμｍａｘマップ４１と、ベルトμｍａｘ及びベルト滑り率Ｓｌｉｐを用いてベルト挟圧力を演算する挟圧力演算回路４２とを備えている。
【０１９７】
ベルトμｍａｘマップ４１は、ＣＶＴ状態量（例えば、減速比γやセカンダリ回転数）毎に、セカンダリの最適なシーブ圧を演算するためのベルトμｍａｘを記憶している。そして、ベルトμｍａｘマップ４１は、現在のＣＶＴ状態量に対応するベルトμｍａｘを読み出して、挟圧力演算回路４２に供給する。
【０１９８】
挟圧力演算回路４２は、ベルト滑り率演算回路２８で演算されたセカンダリ側のベルト滑り率Ｓｌｉｐ２と所定の閾値とを比較し、ベルト滑り率Ｓｌｉｐ２が所定の閾値を超えたときにベルト滑りを検出する。
【０１９９】
そして、挟圧力演算回路４２は、ベルト滑りを検出したときに、ベルト滑り率演算回路２８から供給されたベルト滑り率Ｓｌｉｐ２と、ベルトμｍａｘマップ４１から読み出されたベルトμｍａｘを用いて、次の（９５）式から（９７）式に従ってセカンダリ側の最適なシーブ圧Ｐｃ２を演算する。
【０２００】
【数５２】

【０２０１】
ここで、Ｄはベルト滑り率偏差に対する油圧補正係数、Ｓｌｉｐ＿ｄはベルトの最大摩擦力μｍａｘを発生させるための目標ベルト滑り率（２％程度）、１１°はシーブ面傾角である。また、シーブ圧Ｐｃ２_０は、必要最低限の値である。つまり、（９５）式は、シーブ圧Ｐｃ２_０に［Ｄ（Ｓｌｉｐ２−Ｓｌｉｐ＿ｄ）］を加算することで、必要最低限の値に若干余裕を持たせたシーブ圧Ｐｃ２を求めることを示している。
【０２０２】
さらに、挟圧力演算回路４２は、（９５）式により演算されたシーブ圧Ｐｃ２とセカンダリシーブ受圧面積Ａ２とに基づいて、セカンダリの最適なベルト挟圧力Ｆ２（＝Ｐｃ２・Ａ２）を演算する。
【０２０３】
（ベルトμｍａｘ補正回路５０）
図７は、ベルトμｍａｘ補正回路５０の機能的な構成を示すブロック図である。ベルトμｍａｘ補正回路５０は、ＣＶＴベルトの経時劣化によって実際のベルトμｍａｘが低下した場合に、低下量に応じてベルトμｍａｘマップ４１を補正するものである。
【０２０４】
ベルトμｍａｘ補正回路５０は、ベルト滑りを検出するベルト滑り検出回路５１と、ベルト滑りの有無に応じてタイマＯＮ信号又はタイマＯＦＦ信号を発生するタイマＯＮ−ＯＦＦ回路５２と、時間カウントを行うタイマ回路５３と、滑り回数をカウントする滑り回数カウンタ回路５４と、滑り回数カウント値と所定の閾値とを比較するしきい値比較回路５５と、ベルトμｍａｘの低下量を決定するμｍａｘ低下量決定回路５６と、ベルトμｍａｘマップ４１を修正するベルトμｍａｘマップ修正回路５７とを備えている。
【０２０５】
ベルト滑り検出回路５１は、ベルト滑り率演算回路２８から供給されたセカンダリのベルト滑り率Ｓｌｉｐ２と所定の閾値とを比較する。そして、ベルト滑り率Ｓｌｉｐ２が所定の閾値を超えたときにベルト滑りを検出し、検出結果をタイマＯＮ−ＯＦＦ回路５２及びタイマ回路５３に供給する。
【０２０６】
タイマＯＮ−ＯＦＦ回路５２は、ベルト滑り検出回路５１によってベルト滑りが検出されていないときはタイマＯＦＦ信号を生成し、ベルト滑りが検出されているときにタイマＯＮ信号を生成し、生成した信号をタイマ回路５３及び滑り回数カウンタ回路５４に供給する。
【０２０７】
タイマ回路５３は、タイマＯＮ−ＯＦＦ回路５２からタイマＯＮ信号が供給されると時間カウントを開始し、時間カウント値をタイマＯＮ−ＯＦＦ回路５２及びμｍａｘ低下量決定回路５６に供給する。なお、タイマＯＦＦ信号が供給されると時間カウントを停止する。
【０２０８】
ところで、タイマＯＮ−ＯＦＦ回路５２は、タイマ回路５３でカウントされた時間カウント値が所定の閾値以下の場合では、タイマＯＮ信号を発生し続けてタイマ回路５３を動作させる。一方、時間カウント値が所定の閾値を超えた場合では、タイマＯＦＦ信号してタイマ回路５３を停止（＝カウント値ゼロ）させる。
【０２０９】
滑り回数カウンタ回路５４は、タイマＯＮ−ＯＦＦ回路５２からタイマＯＮ信号が供給されている間、ベルト滑り検出回路５１で検出された滑り回数をカウントアップして、滑り回数カウント値をしきい値比較回路５５に供給する。なお、滑り回数カウンタ回路５４は、タイマＯＮ−ＯＦＦ回路５２からタイマＯＦＦ信号が供給されると、滑り回数カウント値をゼロにする。
【０２１０】
しきい値比較回路５５は、滑り回数カウンタ回路５４でカウントされた滑り回数カウント値と所定の閾値とを比較する。滑り回数カウント値が所定の閾値を超えた場合、当該滑り回数カウント値をμｍａｘ低下量決定回路５６に供給する。
【０２１１】
μｍａｘ低下量決定回路５６は、タイマ回路５３でカウントされた時間カウント値と、しきい値比較回路５５から供給された滑り回数カウント値とに基づいて、滑り頻度（＝滑り回数カウント値／時間カウント値）を演算する。そして、滑り頻度に基づいてベルトμｍａｘ低下量を演算する。ここで、ベルトμｍａｘ低下量は、滑り頻度が大きくなるに従って大きくなる。そして、μｍａｘ低下量決定回路５６は、演算したベルトμｍａｘ低下量をベルトμｍａｘマップ修正回路５７に供給する。
【０２１２】
ベルトμｍａｘマップ修正回路５７は、ベルトμｍａｘマップ４１に記述されている現在のＣＶＴ状態量に対応するベルトμｍａｘを修正することを決定する。そして、μｍａｘ低下量決定回路５６で決定されたベルトμｍａｘ低下量に従って、ベルトμｍａｘマップ４１のベルトμｍａｘの値を下げる修正を行う。
【０２１３】
このように、ベルトμｍａｘ補正回路５０は、ベルト滑りの頻度が高くなった場合には、ＣＶＴベルトが摩耗してベルトμｍａｘが低下したと判定して、ベルト滑りの頻度の大きさに応じてベルトμｍａｘを低下させる。
【０２１４】
この結果、ベルト挟圧力決定回路４０は、常に最新のベルトμｍａｘを用いることができるので、ＣＶＴベルトが摩耗してベルトμｍａｘが変化したような場合であっても、正確にベルト挟圧力を決定することができる。
【０２１５】
図８は、低μ路でのアクセル操作によりタイヤ空転後、高μ路に進入してタイヤ回転慣性によりベルト滑りを起こした場合のミクロスリップ推定結果を示す図である。（Ａ）は減速比γ及びスロットル開度、（Ｂ）は入力推定トルクＴｉ及びドライブシャフトトルク、（Ｃ）はプライマリシーブ圧及びセカンダリシーブ圧、（Ｄ）はプライマリ回転数、（Ｅ）はセカンダリ回転数、（Ｆ）はセカンダリシーブ速度、（Ｇ）はプライマリのベルト滑り率の経時変化を示す図である。
【０２１６】
同図（Ｇ）に示すように、ベルト滑り率の推定値は１〜２％程度になり、妥当な推定結果を得ることができた。また、低μ路でのアクセル操作後、高μ路へ進入した時点でタイヤ慣性トルクによりベルト滑りを起こしたときは、ベルト滑り率の大きさが２％を超え、ベルト滑りを検出することができた。
【０２１７】
図９は、車速１００ｋｍ／ｈの定常走行時のミクロスリップ推定結果を示す図である。（Ａ）から（Ｇ）は図８と同様である。図９（Ｇ）に示すように、ベルト滑り率の推定値は１〜２％程度になり、妥当な推定結果を得ることができた。
【０２１８】
以上のように、第１の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置は、エンジン慣性、プライマリ慣性、セカンダリ慣性、タイヤ慣性で構成され、ＣＶＴベルトと各シーブ間の滑りによって発生する非線形ベルトμ特性を介して構築されたＣＶＴトルク伝達モデルを用いることで、ベルトμ特性が線形領域だけでなく非線形領域にある場合でも、ベルト速度やベルト滑り率を精度よく演算することができる。また、タイヤからの伝達トルクをタイヤ回転慣性モデルで表すことにより、タイヤ外乱があった場合でもその影響を考慮して、ベルト速度やベルト滑り率を正確に演算することができる。
【０２１９】
そして、ベルト挟圧力決定装置は、このようなベルト滑り率を用いてベルト滑りを検出するので、タイヤ外乱の影響によってベルト滑りが起きたときでも、正確に検出することができる。さらに、ベルト滑りが生じていないときはベルト挟圧力を上げる必要がなく、ベルト滑りを検出したときに必要な分だけベルト挟圧力（シーブ圧）を上げるので、従来に比べて燃費を抑制すると共に、従来のように常時必要以上にベルト挟圧力を上げてベルト損傷が生じるのを防止することができる。
【０２２０】
［第２の実施の形態］
１．推定原理
（１）ベルト速度の推定に必要な信号
第２の実施の形態では、ベルト速度の推定に必要な信号として、プライマリ回転数、セカンダリ回転数、エンジントルクの各々の信号を用いる。
【０２２１】
（２）ＣＶＴトルク伝達モデル
図１０は、ベルト式ＣＶＴをモデル化した第２の実施の形態に係るＣＶＴトルク伝達モデルを示す図である。上記ＣＶＴトルク伝達モデルは、ベルト摩擦力によってプライマリからセカンダリへエンジントルクを伝達し、ギアを介してタイヤを駆動する様子を表すモデルである。このＣＶＴトルク伝達モデルにおいては、ベルト摩擦力は、線形領域ではベルト滑り速度に比例するので、ばね定数ｋ１，ｋ２を持つばね力を用いて表現できる。
【０２２２】
図１１は、ベルト滑り速度（＝ベルト速度−シーブ速度）に対するベルト摩擦力特性の実験結果を示す図である。図１１によると、ベルト摩擦力は、ベルト滑り域に達するまでほぼ線形である。第２の実施の形態では、ベルト滑り域のベルト摩擦力は扱わないので、ベルト摩擦力は、ばね定数ｋとベルト滑り速度の積で表現できる。
【０２２３】
図１０に示すＣＶＴトルク伝達モデルに対し、下記の（１０１）から（１０４）式までの運動方程式が成り立つ。
【０２２４】
【数５３】

【０２２５】
（１０１）式はプライマリ、（１０２）式はセカンダリ、（１０３）式はベルト、（１０４）式はタイヤ慣性の運動方程式である。ただし、各記号は次の通りである。
【０２２６】
Ｊ１，Ｊ２：プライマリ慣性，セカンダリ慣性［ｋｇ・ｍ^２］
ＭＢ：ベルト質量［ｋｇ］
ＶＢ：ベルト速度［ｍ／ｓ］
ω１，ω２：プライマリ回転速度、セカンダリ回転速度［ｒａｄ／ｓ］
Ｒ１：プライマリのベルト掛かり径［ｍ］
Ｒ２：プライマリのベルト掛かり径［ｍ］
ｋ１：プライマリ側の摩擦力勾配［Ｎ・ｓ／ｒａｄ］
ｋ２：セカンダリ側の摩擦力勾配［Ｎ・ｓ／ｒａｄ］
Ｆ１：プライマリ側のベルト摩擦力切片［Ｎ］
Ｆ２：セカンダリ側のベルト摩擦力切片［Ｎ］
ＴＴ：エンジントルク［Ｎｍ］
Ｔｏｕｔ：タイヤ外乱トルク［Ｎｍ］
Ｊｔ：タイヤ慣性［ｋｇ・ｍ^２］
Ｇｅａｒ：デフ等のギア比
ωｔ：タイヤ回転速度（＝ω１／Ｇｅａｒ）［ｒａｄ／ｓ］
Ｒ１，Ｒ２は、減速比γ（＝ω１／ω２）を用いて、次の（１０５）式及び（１０６）式の近似式により算出する。
【０２２７】
【数５４】

【０２２８】
ただし、ａ，ｂ，ｃは定数である。
【０２２９】
（３）ベルト加速度の推定
（１０１）式から（１０４）式までを微分してまとめると、（１０７）から（１０９）式が得られる。
【０２３０】
【数５５】

【０２３１】
図１１より、摩擦力切片は、ベルト滑り近傍までほぼ固定値として扱えるため、微分によって消去される。また、微小時間内の掛かり径の変化は、ＣＶＴの応答が数Ｈｚ程度であることから無視できる。
【０２３２】
（１０７）から（１０９）式より、次の（１１０）から（１１４）式の状態方程式が得られる。
【０２３３】
【数５６】

【０２３４】
ただし、行列Ａ，Ｂ，Ｃは次の（１１５）から（１１７）式の通りである。
【０２３５】
【数５７】

【０２３６】
（４）オブザーバの設計
（１１０）から（１１７）式に基づきベルト加速度を推定するオブザーバを設計する。同次元オブザーバは、次の（１１８）から（１２１）式で表すことができる。ただし、式中の“＾”は推定値であることを表す。
【０２３７】
【数５８】

【０２３８】
（１１８）式におけるＫがオブザーバゲインであり、ベルト加速度の推定精度を左右する。オブザーバゲインＫは、（１１０）式から（１１８）式を差し引いた誤差方程式の極が希望の極となるように設定する。誤差方程式は（１２２）式となる。
【０２３９】
【数５９】

【０２４０】
［Ａ−Ｋ・Ｃ］を希望の極に設定する最も簡単な方法は、［Ａ−Ｋ・Ｃ］を対角行列にすることである。オブザーバゲインＫによって動かせる要素は第１列及び第２列であり、第１列及び第２列が対角となるようにオブザーバゲインＫを決定する。ここで、見やすくするために、行列Ａを（１２３）式で記述し、オブザーバゲインＫを（１２４）式で記述する。
【０２４１】
【数６０】

【０２４２】
（１１７），（１２３），（１２４）式より、［Ａ−Ｋ・Ｃ］は（１２５）から（１３１）式となる。
【０２４３】
【数６１】

【０２４４】
ただし、（１２６），（１２９）式におけるλは希望の極である。（１２５）から（１３１）式によると、オブザーバゲインＫは次の（１３２）式となる。
【０２４５】
【数６２】

【０２４６】
（１２５），（１３２）式より、（１２５）式の［Ａ−Ｋ・Ｃ］は（１３３）式となる。
【０２４７】
【数６３】

【０２４８】
（１３３）式のλは負の値となるように設計する。また、ａ３３は、（１１５）式から明らかなように、必ず負の値である。以上の結果から、（１１５）から（１２１），（１３２）式を用いてベルト加速度を推定することができる。
【０２４９】
（５）ベルト速度の推定
（１１８）式をＴｕｓｔｉｎｅ変換により離散化し、離散化したモデルからベルト加速度が得られる。ベルト速度は、ベルト加速度の積分により、（１３４）式のように算出される。
【０２５０】
【数６４】

【０２５１】
ただし、サンプリングの刻みをｉで表し、ｉは現在のサンプリング時点を表す。
【０２５２】
ベルト滑り率Ｓｌｉｐを（１３５）式に従って算出する。
【０２５３】
【数６５】

【０２５４】
上述したように、オブザーバの基本である運動方程式は、微小時間内でのベルト摩擦力切片及び掛かり径の時間的変化を無視している。ただし、実際にはこれらの値はゼロではない。また、掛かり径は近似式で算出するために誤差が生じ、（１３４）式は定常的な積分誤差が生じる可能性がある。
【０２５５】
そこで、（１３５）式で演算される滑り率に対し、次の（１３６）式によるハイパスフィルタ処理を施し、定常的な滑り率誤差を除去する。つまり、（１３６）式は、ベルト滑りが生じて過渡的に滑り率誤差が大きくなった場合に値を持つ。
【０２５６】
【数６６】

【０２５７】
ただし、ＡＨ，ＢＨはハイパスフィルタ係数である。
【０２５８】
（６）トラクションタイプのＣＶＴの場合
ここまでベルト式ＣＶＴを例に挙げて説明したが、トラクションタイプのＣＶＴについても同様に適用することができる。トラクションタイプの場合、（１０１）から（１０３）式の代わりに、次の（１３７）から（１４０）式の運動方程式を用いればよい。
【０２５９】
【数６７】

【０２６０】
ただし、各記号は次の通りである。
【０２６１】
Ｊ１：プライマリパワーローラ慣性［ｋｇ・ｍ^２］
Ｊ２：セカンダリパワーローラ慣性［ｋｇ・ｍ^２］
ω１，ω２：プライマリ回転速度、セカンダリ回転速度［ｒａｄ／ｓ］
ＶＢ：ディスク回転速度［ｍ／ｓ］
ＭＢ：ベルト質量［ｋｇ］
Ｒ１：プライマリのディスク掛かり径［ｍ］
Ｒ２：プライマリのディスク掛かり径［ｍ］
ｋ１：プライマリ側の摩擦力勾配［Ｎ・ｓ／ｒａｄ］
ｋ２：セカンダリ側の摩擦力勾配［Ｎ・ｓ／ｒａｄ］
Ｆ１：プライマリ側のディスク摩擦力切片［Ｎ］
Ｆ２：セカンダリ側のディスク摩擦力切片［Ｎ］
ＴＴ：エンジントルク［Ｎｍ］
Ｔｏｕｔ：タイヤ外乱トルク［Ｎｍ］
Ｊｔ：タイヤ慣性［ｋｇ・ｍ^２］
Ｇｅａｒ：デフ等のギア比
ωｔ：タイヤ回転速度（＝ω１／Ｇｅａｒ）［ｒａｄ／ｓ］
以上より、常に最適なベルト挟圧力でＣＶＴを運転することが可能となる。つぎに、このような推定原理を用いたベルト挟圧力決定装置の実施形態について説明する。
【０２６２】
２．具体的な実施形態
図１２は、第２の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置の構成を示すブロック図である。なお、第１の実施の形態と同一の回路には同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。
【０２６３】
ベルト挟圧力決定装置は、エンジンのスロットル開度を検出するスロットルポジションセンサ１１、エンジンの吸気圧を検出する吸気圧センサ１２と、プライマリのパルス信号を生成する第１のパルスピックアップ１３と、セカンダリのパルス信号を生成する第２のパルスピックアップ１４と、各センサからの信号に基づいてベルト挟圧力を演算するＥＣＵ２０とを備えている。
【０２６４】
図１３は、ＥＣＵ２０の機能的な構成を示すブロック図である。
【０２６５】
ＥＣＵ２０は、エンジントルクを推定するエンジントルク推定回路２１と、パルス信号に基づいてプライマリの回転数を検出するプライマリ回転数検出回路２２と、パルス信号に基づいてセカンダリの回転数を検出するセカンダリ回転数検出回路２３と、プライマリ及びセカンダリの掛かり径を演算する掛かり径演算回路２４と、タイヤトルクを演算するタイヤトルク演算回路２５とを備えている。
【０２６６】
ＥＣＵ２０は、さらに、ベルト加速度を演算するベルト加速度演算回路２９と、ベルト加速度を積分してベルト速度を演算するベルト速度演算回路３０と、シーブ速度を演算するシーブ速度演算回路２７と、ベルト滑り率を演算するベルト滑り率演算回路２８と、ベルト挟圧力を決定するベルト挟圧力決定回路４０と、ベルト挟圧力決定回路３０内の後述するベルトμｍａｘマップを補正するベルトμｍａｘ補正回路５０とを備えている。
【０２６７】
エンジントルク推定回路２１は、推定したエンジントルクＴＴをベルト加速度演算回路２９に供給する。
【０２６８】
プライマリ回転数検出回路２２は、プライマリ回転数Ｎｉｎを検出し、掛かり径演算回路２４、シーブ速度演算回路２７及びベルト加速度演算回路２９に供給する。セカンダリ回転数検出回路２３は、セカンダリ回転数Ｎｏｕｔを検出し、掛かり径演算回路２４、タイヤトルク演算回路２５、シーブ速度演算回路２７及びベルト加速度演算回路２９に供給する。
【０２６９】
掛かり径演算回路２４は、プライマリ及びセカンダリの掛かり径Ｒ１，Ｒ２を演算し、シーブ速度演算回路２７及びベルト加速度演算回路２９に供給する。
【０２７０】
タイヤトルク演算回路２５は、セカンダリ回転数検出回路２３で検出されたセカンダリ回転数Ｎｏｕｔからセカンダリシーブ回転速度ω２を演算した後、これを微分する。そして、セカンダリシーブ回転加速度、タイヤ慣性Ｊｔ、デフを含むＣＶＴ出力段ギア比Ｇｅａｒに基づいて、（１４１）式に従ってタイヤ外乱トルクＴｏｕｔを演算する。
【０２７１】
【数６８】

【０２７２】
そして、タイヤトルク演算回路２５は、演算したタイヤ外乱トルクＴｏｕｔをベルト加速度演算回路２９に供給する。
【０２７３】
ベルト加速度演算回路２９は、プライマリ回転数Ｎｉｎから回転速度ω１を、セカンダリ回転数Ｎｏｕｔから回転速度ω２を演算し、これらの微分値であるプライマリ及びセカンダリの回転加速度を演算する。
【０２７４】
そして、上記プライマリ及びセカンダリの回転加速度、プライマリ及びセカンダリの掛かり径Ｒ１，Ｒ２、タイヤ外乱トルクＴｏｕｔ、さらに予め設定されたパラメータである摩擦力勾配ｋ１，ｋ２、ベルト質量ＭＢ、プライマリ慣性Ｊ１、セカンダリ慣性Ｊ２を用いて、次の（１４２）から（１５０）式に従って、行列Ｘに含まれるベルト加速度を同定する。
【０２７５】
【数６９】

【０２７６】
ベルト速度演算回路３０は、ベルト加速度演算回路２９で同定されたベルト加速度について、上述した（１３４）式に従って積分してベルト速度ＶＢを求め、ベルト滑り率演算回路２８に供給する。
【０２７７】
ベルト滑り率演算回路２８は、ベルト速度ＶＢと、シーブ速度演算回路２７から供給されたプライマリシーブ速度（ω１・Ｒ１）とに基づいて、上述した（１３５）式に従ってプライマリ側のベルト滑り率Ｓｌｉｐ１を演算する。同様に、ベルト速度ＶＢとセカンダリシーブ速度（ω２・Ｒ２）とに基づいて、セカンダリ側のベルト滑り率Ｓｌｉｐ２を演算する。
【０２７８】
さらに、ベルト滑り率演算回路２８は、演算したベルト滑り率Ｓｌｉｐ１，Ｓｌｉｐ２に対して、上述した（１３６）式に従ってハイパスフィルタ処理を施し、処理済みのベルト滑り率Ｓｌｉｐ＿Ｈをベルト挟圧力決定回路４０に供給する。なお、ベルト滑り率演算回路２８は、第１の実施の形態と同様にベルト滑り率Ｓｌｉｐ１，Ｓｌｉｐ２を演算してもよい。
【０２７９】
ベルト挟圧力決定回路４０は、第１の実施の形態と同様に構成されており、ＣＶＴ状態量毎にベルトμｍａｘを記憶しているベルトμｍａｘマップ４１と、ベルト挟圧力を演算する挟圧力演算回路４２とを備えている。
【０２８０】
挟圧力演算回路４２は、ベルト滑りを検出したときに、ベルト滑り率演算回路２８から供給されたベルト滑り率Ｓｌｉｐ２と、ベルトμｍａｘマップ４１から読み出されたベルトμｍａｘとを用いて、上述した（９５）式から（９７）式に従ってセカンダリ側の最適なシーブ圧Ｐｃ２を演算する。さらに、シーブ圧Ｐｃ２とセカンダリシーブ受圧面積Ａ２とに基づいて、セカンダリの最適なベルト挟圧力Ｆ２（＝Ｐｃ２・Ａ２）を演算する。
【０２８１】
ベルトμｍａｘ補正回路５０は、第１の実施の形態と同様に図７に示すように構成されている。したがって、ベルトμｍａｘ補正回路５０は、ＣＶＴベルトの経時劣化によって実際のベルトμｍａｘが低下した場合に、低下量に応じてベルトμｍａｘマップ４１を補正することができる。
【０２８２】
図１４は、実車データを用いたベルト滑り率Ｓｌｉｐ＿Ｈの推定結果を示す図である。（Ａ）はプライマリ回転数及びセカンダリ回転数、（Ｂ）はスロットル開度、エンジントルク及び前後加速度、（Ｃ）はドライブシャフトトルク、（Ｄ）はシーブ速度及びベルト速度推定値、（Ｅ）はベルト滑り率推定値のそれぞれの経時変化を示す図である。
【０２８３】
ここでは、低μ路でのアクセルによりタイヤが空転し、空転状態で高μ路に進入したためにベルト滑りを起こした。同図（Ｃ）及び（Ｅ）によると、インパルス的なドライブシャフトトルクの増加時にベルト滑りが生じていると考えられ、その時点に対応して滑り率が大きくなった。つまり、ベルト滑りが起きたときに、ベルト滑りを正確に検出することができた。
【０２８４】
以上のように、第２の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置は、エンジン慣性、プライマリ慣性、セカンダリ慣性、タイヤ慣性で構成され、かつＣＶＴベルトと各シーブ間の滑りによって発生する線形領域のベルトμ特性を介して構築されたＣＶＴトルク伝達モデルを用いることで、ベルト速度やベルト滑り率を精度よく演算することができる。特に、線形領域のベルトμ特性をばね定数とベルト滑り速度の積で表すことで、演算負荷を低減することができる。
【０２８５】
また、タイヤからの伝達トルクをタイヤ回転慣性モデルで表すことにより、タイヤ外乱があった場合でもその影響を考慮して、ベルト速度やベルト滑り率を正確に演算することができる。
【０２８６】
したがって、第２の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置は、第１の実施の形態と同様に、タイヤ外乱の影響によってベルト滑りが起きたときでも、正確にベルト滑りを検出し、さらに、必要な分だけベルト挟圧力を上げることができるので、必要以上にベルト挟圧力を上げてベルトに損傷が生じるのを防止することができる。
【０２８７】
［第３の実施の形態］
１．推定原理
第３の実施の形態では、プライマリ、セカンダリのトルク伝達をばね力による伝達とみなし、未知はね定数を持つモデルと回転数およびエンジントルクに基づきばね定数を同定し、同定したばね定数の低下時にベルト滑り検出（以下「マクロスリップ検出」という。）する方法を用いる。以下に、ばね定数の同定に必要な信号、トルク伝達モデル、ばね定数同定方法、マクロスリップ検出方法について述べる。
【０２８８】
（１）ばね定数の同定に必要な信号
第３の実施の形態では、ばね定数の同定に必要な信号として、第２の実施の形態と同様にプライマリ回転数、セカンダリ回転数、エンジントルクの各々の信号を用いる。
【０２８９】
（２）トルク伝達モデル
図１５は、第３の実施の形態に係るＣＶＴトルク伝達モデルを示す図である。
【０２９０】
ＣＶＴトルク伝達モデルは、エンジン慣性Ｊｅ、プライマリ慣性Ｊｐ、セカンダリ慣性Ｊｓ、タイヤ慣性Ｊｔで構成されている。プライマリ、セカンダリ間のトルク伝達は、両者間の掛かり径位置でのねじれ角に応じたばね力と掛かり径で表現する。そして、ＣＶＴトルク伝達モデルでは、プライマリ−セカンダリ間のばね定数ｋが所定値より小さくなったときにベルト滑りが生じたとみなし、マクロスリップを検出する。
【０２９１】
Ｒ１，Ｒ２はプライマリ、セカンダリの掛かり径であり、次の（２０１）式から（２０３）式の近似式で算出される。
【０２９２】
【数７０】

【０２９３】
（２０１）式のａ，ｂ，ｃは係数、（２０２）式のγは減速比、（２０３）式のＮｉｎはプライマリ回転数［ｒｐｍ］、Ｎｏｕｔはセカンダリ回転数［ｒｐｍ］である。
【０２９４】
図１５のＣＶＴトルク伝達モデルについて、次の（２０４）式から（２０７）式が成り立つ。
【０２９５】
【数７１】

【０２９６】
ｋは、ばね定数で未知パラメータであり後述の方法で同定する。Ｔｉｎはプライマリシーブヘの入力トルク、Ｔｏｕｔはセカンダリシーブでの負荷トルク、θ１はプライマリシーブにおける回転角、θ２はセカンダリシーブにおける回転角である。（２０６）式のＰｕｍｐＴＲＱはＣＶＴ内のポンプを駆動するのに必要なポンプ駆動トルク、（２０７）式のＴｔはタイヤからの外乱トルクである。なお、外乱トルクＴｔは、タイヤ−路面間の摩擦力の影響を受けるが、路面摩擦係数は検出できない物理量である。そこで、タイヤ−路面間の摩擦力を無視し、外乱トルクＴｔは（２０８）式のようにタイヤ回転慣性トルクで表わされるとする。
【０２９７】
【数７２】

【０２９８】
ただし、ωｔはタイヤ回転速度［ｒａｄ／ｓ］、ω２はセカンダリシーブ回転速度［ｒａｄ／ｓ］である。（２０７）式及び（２０８）式を用いると、（２０５）式は次の（２０９）式のように表わされる。
【０２９９】
【数７３】

【０３００】
（２０４），（２０９）式は、プライマリ、セカンダリのシーブ回転角θ１，θ２が必要である。θ１，θ２は計測不能な信号であるので、（２０４），（２０９）式を微分すると、（２１０），（２１１）式を得る。
【０３０１】
【数７４】

【０３０２】
ただし、Ｊ１＝Ｊｅ＋Ｊｐ，Ｊ２＝Ｊｓ＋Ｊｔ／（Ｇｅａｒ）^２である。ばね定数ｋにはプライマリ、セカンダリ間のトルク伝達を表わす係数、すなわち、ベルト−シーブ間の摩擦力特性を表わす係数であり、微分値
【０３０３】
【数７５】

【０３０４】
が存在する。しかし、ばね定数ｋの微分値を考慮すると入力変数が多くなり、ばね定数の同定精度が低下するため、上記積分値は省略する。
【０３０５】
（３）ばね定数の同定方法
（２１０），（２１１）式に基づき、最小自乗法を用いてばね定数ｋをオンライン同定する。（２１０），（２１１）式について、サンプリング刻みｉを用いて次の（２１２），（２１３）式のように表わす。なお、（２１２），（２１３）式では、（２１４）式から（２１７）式を満たしている。
【０３０６】
【数７６】

【０３０７】
なお、ω１はプライマリシーブ回転速度［ｒａｄ／ｓ］である。（２１２），（２１３）式の右辺では、プライマリ、セカンダリの各々について、相手側の回転角、回転速度および掛かり径を１サンプリング刻みづつずらせた。刻みをずらせた理由は、第１に、同じサンプリング時点の回転速度、掛かり径を用いると（２０２），（２０３）式から（２１２），（２１３）式右辺第１項の値が０となってしまうためである。第２に、プライマリからセカンダリヘのトルク伝達はブロック圧縮によって生じ、若干のロスタイムがあると考えられるためである。
【０３０８】
最小自乗法では、計測可能な入力信号ξおよび出力信号ｙの間に次の線形式が成り立つとしてパラメータτを同定する。
【０３０９】
【数７７】

【０３１０】
（２１８）式中、Ｔは転置を表わす。プライマリ側のｙ、ξ、およびτは、（２１２）式に基づいて、次の（２１９）から（２２１）式で表される。
【０３１１】
【数７８】

【０３１２】
同様にセカンダリ側のｙ、ξ、τは、（２１３）式を変形すると、次の（２２２）式から（２２４）式で表される。
【０３１３】
【数７９】

【０３１４】
（２１９），（２２０），（２２２），（２２３）式のｙ，ξを用いてτをオンライン同定する。最小自乗同定法として、次の（２２５），（２２６）式の重み付け同定法を用いる。
【０３１５】
【数８０】

【０３１６】
Ｐは３×３の対角行列であり、パラメータ同定の収束を早くするため、各要素は大きな値に設定する。λは重みである。
【０３１７】
上述では、１つの出力信号に基づいて３つのパラメータを同定しなければならない。また、エンジントルク信号は、誤差を持つ信号である。なお、後述では、同定の確からしさについて、プライマリ、セカンダリ側の同定値の比較して検証する。
【０３１８】
３つのパラメータ同定は、演算量が多く実用的ではない。掛かり径の時間的変化項
【０３１９】
【数８１】

【０３２０】
を無視すると、（２１２），（２１３）式の第３行目が省略できる。その結果、行列Ｐ、ベクトルξ、τは全てスカラとなり、演算量の低減を図ることができる。後述では、３つのパラメータを同定した場合と１つのパラメータを同定した場合とを比較し、最終的には、１つのパラメータを同定した場合の結果を示す。その場合、プライマリ側の（２１９）〜（２２１）式は、次の（２２７）〜（２２９）式となる。
【０３２１】
【数８２】

【０３２２】
また、セカンダリ側の（２２２）〜（２２４）式は、次の（２３０）〜（２３２）式となる。
【０３２３】
【数８３】

【０３２４】
（４）マクロスリップ検出方法
マクロスリップのような大きなベルト滑りを起した場合、プライマリ回転数が急激に上昇し、ＣＶＴは不安定状態となる。一方、（２１０），（２１１）式においてｋが負の値を持つ場合、不安定系となる。したがって、（２２９），（２３２）式で同定したパラメータτが負となった場合、マクロスリップ検出できる。
【０３２５】
しかし、プライマリ側は誤差を含むエンジントルクを用いている問題があり、セカンダリ側はタイヤからの伝達トルクにタイヤ−路面間の摩擦力が考慮されていない問題がある。また、定常走行時、（２１９）〜（２２４）式の各値が先全に０となった場合、ばね定数同定値の信頼性が低下する。路面の凸凹によるランダムな振動を持つセカンダリ回転速度と比べ、プライマリ側は特に信頼性の低下が大きくなる。
【０３２６】
そこで、下記の（２２３），（２２４）式の条件を満足した場合に、マクロスリップを検出する。
【０３２７】
プライマリ回転数５００ｒｐｍ以上において、
１）ｋｐ＜０成立後、１秒以内にｋｓ＜０成立時　　　　　　　…（２３３）
２）ｋｓ＜０成立後、１秒以内にｋＰ＜０成立時　　　　　　　…（２３４）
（２３３），（２３４）式において、ｋｐ，ｋｓは各々プライマリ、セカンダリ側のばね定数ｋの同定値である。１秒間の余裕を持たせた理由は、エンジントルクの推定誤差等の影響によりマクロスリップ検出に位相ずれを起す可能性があるためである。
【０３２８】
つぎに、上述のような原理を用いたベルト挟圧力決定装置について説明する。
【０３２９】
２．具体的な実施形態
第３の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置は、図１２と同様に構成されている。なお、以下の説明では、上述した実施の形態と同一の回路には同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。
【０３３０】
図１６は、第３の実施の形態に係るＥＣＵ２０の機能的な構成を示すブロック図である。
【０３３１】
ＥＣＵ２０は、第１の実施の形態と同様に、エンジントルク推定回路２１と、プライマリ回転数検出回路２２と、セカンダリ回転数検出回路２３と、掛かり径演算回路２４と、タイヤトルク演算回路２５とを備えている。
【０３３２】
ＥＣＵ２０は、さらに、ばね定数を同定するばね定数同定回路３１と、ばね定数に基づいてベルト滑りを検出するベルト滑り検出回路３２と、ベルト挟圧力を決定するベルト挟圧力決定回路４０と、ベルト挟圧力決定回路４０内の後述するベルトμｍａｘマップを補正するベルトμｍａｘ補正回路５０とを備えている。
【０３３３】
エンジントルク推定回路２１は、推定したエンジントルクＴＴをばね定数同定回路３１に供給する。
【０３３４】
プライマリ回転数検出回路２２は、プライマリ回転数Ｎｉｎを検出して、掛かり径演算回路２４、シーブ速度演算回路２７及びばね定数同定回路３１に供給する。セカンダリ回転数検出回路２３は、セカンダリ回転数Ｎｏｕｔを検出し、掛かり径演算回路２４、タイヤトルク演算回路２５、シーブ速度演算回路２７及びばね定数同定回路３１に供給する。
【０３３５】
掛かり径演算回路２４は、プライマリ及びセカンダリの掛かり径Ｒ１，Ｒ２を演算し、シーブ速度演算回路２７及びばね定数同定回路３１に供給する。
【０３３６】
タイヤトルク演算回路２５は、セカンダリ回転数検出回路２３から供給されるセカンダリ回転数Ｎｏｕｔを用いて、上述した（２０８）式に従って外乱トルクＴｔを演算し、ばね定数同定回路３１に供給する。
【０３３７】
ばね定数同定回路３１は、エンジントルクを用いて、プライマリシーブへの入力トルクＴｉｎ（＝ＴＴ−ＰｕｍｐＴＱＲ）を演算する。さらに、プライマリ回転数Ｎｉｎから回転速度ω１を、セカンダリ回転数Ｎｏｕｔから回転速度ω２を演算する。
【０３３８】
そして、上記各パラメータ、プライマリ及びセカンダリの掛かり径Ｒ１，Ｒ２、予め設定されたパラメータであるプライマリ側の慣性Ｊ１、セカンダリ側の慣性Ｊ２を用いて、次の（２３５）から（２４０）式に従って、ばね定数ｋを同定する。
【０３３９】
【数８４】

【０３４０】
そして、ばね定数同定回路３１は、同定されたばね定数ｋｐ，ｋｓをベルト滑り検出回路３２に供給する。
【０３４１】
ベルト滑り検出回路３２は、ばね定数同定回路３１で同定されたプライマリ側のばね定数ｋｐ、セカンダリ側のばね定数ｋｓに基づいて、主にタイヤから過剰な伝達トルクが加わった場合に生じるマクロスリップを検出する。具体的には、プライマリ回転数Ｎｉｎ＝５００［ｒｐｍ］以上において、
ｋｐ＜０成立後、１秒以内にｋｓ＜０、かつ
ｋｓ＜０成立後、１秒以内にｋｐ＜０
が成立したときに、マクロスリップを検出する。そして、ベルト滑り検出回路３２は、検出結果をベルト挟圧力決定回路４０に供給する。
【０３４２】
（同定の検証）
ここで、プライマリ側とセカンダリ側で同定したばね定数ｋｐ，ｋｓがどの程度一致するかを検証する。
【０３４３】
プライマリ側及びセカンダリから同一対象であるばね定数を同定しているため、基本的には同定結果は一致しなければならない。検証のため、セカンダリ側のタイヤからの伝達トルクは、上述のタイヤ回転慣性トルクではなく、計測用に用意したドライブシャフトトルクセンサの信号を用いた。これに伴い、（２１９）〜（２２４）式において、（２２２）式として次の（２４１）式を用いた。
【０３４４】
【数８５】

【０３４５】
ただし、Ｔｏｕｔはセカンダリシーブにおけるタイヤ伝達トルクであり、片輪のドライブシャフトトルクＤｒｉｖｅＴＲＱを用いて、次の（２４２）式で示される。
【０３４６】
【数８６】

【０３４７】
図１７は、車速６０ｋｍ／ｈ定常走行、段差乗り越しの実車データを用いて、プライマリ側とセカンダリ側のばね定数同定結果を比較検証した結果を示す図である。（Ａ）はプライマリ回転数、セカンダリ回転数及び減速比γ、（Ｂ）はセカンダリ圧及びスロットル開度、（Ｃ）はエンジントルクから算出されたセカンダリトルク及びドライブシャフトトルクから算出されたセカンダリトルク、（Ｄ）はプライマリ側で算出されたばね定数ｋｐ及びセカンダリ側で算出されたばね定数ｋｓの経時変化を示す図である。
【０３４８】
同図（Ｄ）によると、１０秒当りまでの定常状態では、プライマリ、セカンダリ側各々から同定したばね定数ｋは比較的一致した。１０〜２０秒間の加速時はドライブシャフトトルク、エンジントルクの各々から算出したセカンダリトルクの過渡的な波形が異なるため、同定結果に違いが出た。２０秒以降では、ばね定数は約２倍程度異なっている。その原因としては、エンジントルクの推定誤差、タイヤからの伝達トルクの推定誤差、減速比から算出した掛かり径の実際値とのずれの可能性、ばね定数ｋの微分項を無視したことによる影響等が考えられる。
【０３４９】
ただし、段差乗り越し時にマクロスリップを起したと見られる２２秒付近では、プライマリ側、セカンダリ側ともにばね定数ｋが０以下になった。したがって、同定されたばね定数ｋは、マクロスリップ検出に使用可能な精度を有していることが判別できた。
【０３５０】
図１８は、掛かり径の時間的変化を無視し、同定するパラメータ数を３つから１つに減らした場合の結果を示す図である。（Ａ）はプライマリ回転数、セカンダリ回転数及び減速比γ、（Ｂ）は同定パラメータが３つの場合及び１つの場合におけるばね定数ｋｐ、（Ｃ）は同定パラメータが３つの場合及び１つの場合におけるばね定数ｋｓの経時変化を示す図である。実車データは、図１７と同じである。セカンダリ側のばね定数ｋｓを算出した際、パラメータ数３つの場合のｙ［ｉ］として上述した（２２２）式を用いた。
【０３５１】
同図（Ｂ）及び（Ｃ）によると、同定パラメータの数の違いにより同定結果に違いが見られる。しかし、２２秒付近のマクロスリップ時は、同定パラメータ１つの場合についても、プライマリ、セカンダリともにばね定数ｋｐ，ｋｓ＜０となっており、マクロスリップを検出することができた。
【０３５２】
以上のことから、マクロスリップを検出するためには、プライマリ側、セカンダリ側のばね定数ｋｐ，ｋｓのいずれを同定してもよく、また同定パラメータは１つでも３つでもよいことが判断できた。
【０３５３】
（挟圧力決定）
ベルト挟圧力決定回路４０は、ＣＶＴ状態量毎にベルトμｍａｘを記憶しているベルトμｍａｘマップ４１と、セカンダリシーブの負荷トルクＴｏｕｔを用いてベルト挟圧力を演算する挟圧力演算回路４３とを備えている。
【０３５４】
ベルトμｍａｘマップ４１は、第１の実施の形態と同様に構成されており、現在のＣＶＴ状態量に対応するベルトμｍａｘを読み出して、挟圧力演算回路４３に供給する。
【０３５５】
挟圧力演算回路４３は、ベルト滑り検出回路３２がベルト滑りを検出したときに、（２０７）式の負荷トルクＴｏｕｔと、ベルトμｍａｘマップ４１から読み出されたベルトμｍａｘを用いて、次の（２４３），（２４４）式に従ってセカンダリ側の最適なシーブ圧Ｐｃ２を演算する。
【０３５６】
【数８７】

【０３５７】
（２４３）式におけるＫはタイヤ回転慣性トルクに対する１以上の係数、（２４４）式における１１°はセカンダリのシーブ面傾角、Ａ２はセカンダリシーブ受圧面積である。また、シーブ圧Ｐｃ２_０は、必要最低限の値である。つまり、（２４３）式は、シーブ圧Ｐｃ２_０にＫ・Ｔｏｕｔを加算することで、必要最低限の値に若干余裕を持たせたシーブ圧Ｐｃ２を求めることを示している。
【０３５８】
さらに、挟圧力演算回路４３は、演算されたシーブ圧Ｐｃ２とセカンダリシーブ受圧面積Ａ２とに基づいて、セカンダリの最適なベルト挟圧力Ｆ２（＝Ｐｃ２・Ａ２）を演算する。
【０３５９】
（ベルトμｍａｘ補正回路６０）
ベルトμｍａｘ補正回路６０は、負荷トルクＴｏｕｔ＜Ｔ＿ｂの成立時において、マクロスリップ検出回数が所定回数以上になったときに、実際のベルトμｍａｘがベルトμｍａｘマップ４１に記述されているベルトμｍａｘよりも低下したと判定して、ベルトμｍａｘマップ４１を補正する。
【０３６０】
ここで、Ｔ＿ｂは負荷トルクの閾値である。上記条件を満たす場合は、タイヤ回転慣性トルクが小さい状況にも拘わらずマクロスリップを生じている。これは、エンジントルクに対するベルト挟圧力が低下している状況を示している。そこで、ベルトμｍａｘ補正回路６０は、ベルトμｍａｘマップ４１のベルトμｍａｘが低下しているとみなして、μｍａｘ値を下方修正する。
【０３６１】
これにより、ベルト挟圧力決定回路４０は、ＣＶＴベルトが摩耗してベルトμｍａｘが変化したような場合であっても、常に最新のベルトμｍａｘを用いて正確にベルト挟圧力を決定することができる。
【０３６２】
図１９は、従来のマクロスリップ検出性能の結果を示す図である。（Ａ）はプライマリ回転数及びセカンダリ回転数、（Ｂ）は減速比γ及びそのフィルタ値、（Ｃ）は減速比偏差、（Ｄ）はドライブシャフトトルクの経時変化を示す図である。ここでは、低μ路でのアクセル操作によりタイヤ空転後、高μ路へ進入してタイヤ回転慣性によりマクロスリップを起して、低μ路、高μ路の進入を繰り返した。（Ｂ）では、仮想減速比γｅを算出するために、一次遅れフィルタのカットオフ周波数は０．５Ｈｚとした。
【０３６３】
同図（Ｃ）に示すように、従来は、減速比偏差の絶対値がしきい値以上になったときにマクロスリップを検出した。なお、マクロスリップ検出のためのしきい値は、５秒付近の減速比偏差の値に基づいて設定した。一方、（Ｄ）に示すように、ドライブシャフトトルクが大きい時点で何度もベルト滑りが起きている。したがって、（Ｃ）によると、従来は、高μ路進入後の第１回目のベルト滑りは検出できているが、それ以降のベルト滑りを検出できなかった。
【０３６４】
図２０は、図１９と同じ走行データを用いたものであり、第３の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置（以下「本願」という。）のマクロスリップ検出結果を示す図である。（Ａ）はプライマリ回転数、セカンダリ回転数及び減速比γ、（Ｂ）はセカンダリ圧（シーブ圧）及びスロットル開度、（Ｃ）はエンジントルク及びドライブシャフトトルク、（Ｄ）は同定されたプライマリ側のばね定数ｋｐ、（Ｅ）は同定されたセカンダリ側のばね定数ｋｓ、（Ｆ）はマクロスリップ検出結果（マクロスリップ検出時に“１”）の経時変化を示す図である。（Ｆ）によると、（Ａ）から（Ｃ）の各マクロスリップ時点で、マクロスリップを検出することができた。
【０３６５】
図２１は、車速６０ｋｍ／ｈの定常走行時に段差を乗り越した場合の本願のマクロスリップ検出結果を示す図である。（Ａ）から（Ｆ）はそれぞれ図２０と同様である。段差を乗り越したときにタイヤトルク外乱が入り、マクロスリップが起きた場合でも、（Ｆ）によるとそのマクロスリップを検出することができた。
【０３６６】
図２２は、セカンダリ圧を下げた状態でアクセルを吹かし強制的にマクロスリップを起した場合の本願のマクロスリップ検出結果を示す図である。（Ａ）から（Ｆ）はそれぞれ図２０と同様である。セカンダリ圧を下げて強制的にマクロスリップを複数回起こした場合でも、（Ｆ）によると全部のマクロスリップを検出することができた。
【０３６７】
図２３は、急加減速時の本願のマクロスリップ検出結果を示す図である。（Ａ）から（Ｆ）はそれぞれ図２０と同様である。急加減速時ではマクロスリップは発生せず、（Ｆ）によるとマクロスリップを検出していない。つまり、誤検出することはなかった。
【０３６８】
図２４は、マクロスリップ検出時間を調べるため、図２０の第１回目のマクロスリップ検出時の各状態を拡大した結果を示す図である。（Ａ）はプライマリ回転数、セカンダリ回転数及び減速比γ、（Ｂ）はドライブシャフトトルク及び前後加速度（前後Ｇ）、（Ｃ）はプライマリ側同定値（ばね定数ｋｐ）及びセカンダリ側同定値（ばね定数ｋｓ）、（Ｄ）はマクロスリップ検出結果及びタイヤ回転慣性トルクの経時変化を示す図である。（Ｄ）によると、マクロスリップ発生後１０ｍｓでマクロスリップを検出することができた。
【０３６９】
図２１から図２４のマクロスリップ検出結果によると、本願は、誤検出することなく、マクロスリップが起きた場合には正確にマクロスリップを検出できることが分かった。そこで、マクロスリップ検出時にセカンダリ側のシーブ圧を増圧すれば、ベルトの損傷を回避することができる。
【０３７０】
以上のように、第３の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置は、エンジン慣性、プライマリ慣性、セカンダリ慣性、タイヤ慣性で構成され、かつプライマリ−セカンダリ間のトルク伝達を両者の掛かり径位置でのねじれ角に応じたばね力で表したＣＶＴトルク伝達モデルを用いることで、ばね力の低下をベルト滑りとみなすことで、ベルト滑りを正確に検出することができる。
【０３７１】
特に、本実施の形態に係るＣＶＴトルク伝達モデルでは、ばね定数ｋのみを同定すればよく、また、プライマリ側、セカンダリ側のいずれのばね定数ｋを同定してもよいので、演算負荷を大幅に低減しつつ、ベルト滑りを検出することができる。また、タイヤからの伝達トルクをタイヤ回転慣性モデルで表すことにより、タイヤ外乱があった場合でもその影響を考慮して、ベルト滑り率を検出し、そしてベルト挟圧力を決定することができる。
【０３７２】
したがって、第３の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置は、第１の実施の形態と同様に、タイヤ外乱の影響によってベルト滑りが起きたときでも、正確にベルト滑りを検出し、さらに、必要な分だけベルト挟圧力を上げることができるので、必要以上にベルト挟圧力を上げてベルトに損傷が生じるのを防止することができる。
【０３７３】
なお、上述した実施の形態ではベルト式ＣＶＴについて記述したが、本発明はトロイダル式ＣＶＴについても同様に適用可能である。また、本実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置は、１つのパラメータを同定する演算を行ったが、３つのパラメータを同定してもよい。
【０３７４】
さらに、ベルトμｍａｘ補正回路６０の代わりに、第１の実施の形態で説明したベルトμｍａｘ補正回路５０を用いてもよい。このとき、ベルトμｍａｘ補正回路５０は、ベルト滑り検出回路５１の代わりにベルト滑り検出回路３２を用いればよい。
【０３７５】
【発明の効果】
本発明に係るベルト挟圧力決定装置は、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルト間のトルク伝達モデルと、第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数と、前記掛かり径演算手段により演算された掛かり径と、エンジントルク推定手段により推定されたエンジントルクとを用いて、ベルト挟圧力を決定することにより、無段階変速機の動作状態に応じた最適なベルト挟圧力を決定することができる。
【０３７６】
本発明に係るベルト速度推定装置は、入力側シーブ、出力側シーブ、及びベルト間のトルク伝達をベルト摩擦特性を用いて表したトルク伝達モデルに対して、第１及び第２の回転数検出手段により各々検出された回転数と、エンジントルク推定手段により推定されたエンジントルクとを用いて、ベルト速度を推定することにより、従来演算するのが非常に困難であったベルト速度を精度よく推定することができる。
【０３７７】
本発明に係るベルト滑り率推定装置は、掛かり径と当該掛かり径に対応する回転数とに基づいてシーブ速度を演算し、ベルト速度推定装置により推定されたベルト速度とシーブ速度とに基づいてベルト滑り率を推定することにより、ベルト滑り率を精度よく推定することができる。
【０３７８】
本発明に係るベルト滑り検出装置は、ベルト速度推定装置により推定されたベルト滑り率が所定の閾値を超えたときにベルト滑りを検出することにより、ベルト滑りを確実に検出することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】エンジンからタイヤまでのトルク伝達を表したＣＶＴトルク伝達モデルの構成を示す図である。
【図２】μｍａｘ＝０．１２、α＝−４０としたときのベルトμ特性と、固定シーブ比のＣＶＴを用いて計測したベルトμ特性とを比較した図である。
【図３】ベルトμ特性を現時点の動作点で線形化することを説明する図である。
【図４】第１の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置の構成を示すブロック図である。
【図５】ＥＣＵの機能的な構成を示すブロック図である。
【図６】ベルト速度演算回路の処理手順を示すフローチャートである。
【図７】ベルトμｍａｘ補正回路の機能的な構成を示すブロック図である。
【図８】低μ路でのアクセル操作によりタイヤ空転後、高μ路に進入してタイヤ回転慣性によりベルト滑りを起こした場合のミクロスリップ推定結果を示す図である。
【図９】車速１００ｋｍ／ｈの定常走行時のミクロスリップ推定結果を示す図である。
【図１０】ベルト式ＣＶＴをモデル化した第２の実施の形態に係るＣＶＴトルク伝達モデルを示す図である。
【図１１】ベルト滑り速度に対するベルト摩擦力特性の実験結果を示す図である。
【図１２】第２の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置の構成を示すブロック図である。
【図１３】ＥＣＵの機能的な構成を示すブロック図である。
【図１４】実車データを用いたベルト滑り率Ｓｌｉｐ＿Ｈの推定結果を示す図である。
【図１５】第３の実施の形態に係るＣＶＴトルク伝達モデルを示す図である。
【図１６】第３の実施の形態に係るＥＣＵの機能的な構成を示すブロック図である。
【図１７】車速６０ｋｍ／ｈ定常走行、段差乗り越しの実車データを用いて、プライマリ側とセカンダリ側のばね定数同定結果を比較検証した結果を示す図である。
【図１８】掛かり径の時間的変化を無視し、同定するパラメータ数を３つから１つに減らした場合の結果を示す図である。
【図１９】従来のマクロスリップ検出性能の結果を示す図である。
【図２０】第３の実施の形態に係るベルト挟圧力決定装置のマクロスリップ検出結果を示す図である。
【図２１】車速６０ｋｍ／ｈの定常走行時に段差を乗り越した場合の本願のマクロスリップ検出結果を示す図である。
【図２２】セカンダリ圧を下げた状態でアクセルを吹かし強制的にマクロスリップを起した場合の本願のマクロスリップ検出結果を示す図である。
【図２３】急加減速時の本願のマクロスリップ検出結果を示す図である。
【図２４】図２０の第１回目のマクロスリップ検出時の各状態を拡大した結果を示す図である。
【図２５】従来技術を用いたときの減速比γの経時変化を示す図である。
【符号の説明】
２０　ＥＣＵ
２１　エンジントルク推定回路
２２　プライマリ回転数検出回路
２３　セカンダリ回転数検出回路
２４　掛かり径演算回路
２５　タイヤトルク演算回路
２６　ベルト速度演算回路
２７　シーブ速度演算回路
２８　ベルト滑り率演算回路
２９　ベルト加速度演算回路
３０　ベルト速度演算回路
３１　ばね定数同定回路
３２　ベルト滑り検出回路
４０　ベルト挟圧力決定回路
５０，６０　ベルトμｍａｘ補正回路[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a belt squeezing pressure determining device, a belt speed estimating device, a belt slip rate estimating device, and a belt slip detecting device, and is particularly suitable for use in a continuously variable transmission including an input sheave, an output sheave, and a V belt. The present invention relates to a belt squeezing pressure determining device, a belt speed estimating device, a belt slip rate estimating device, and a belt slip detecting device.
[0002]
Problems to be solved by the prior art and the invention
In Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-89429, the shaft driving force of a driven sheave of a continuously variable transmission (hereinafter referred to as "CVT"), that is, an optimum belt clamping pressure Q _DN1 (Hereinafter, referred to as “prior art 1”) has been proposed.
[0003]
Prior art 1 models each relationship between a belt flock and a hoop, a frictional force between a belt block and a sheave, a block pressing force and a belt tension in a steady operation state, and calculates a friction coefficient between a block and a sheave based on an input signal. Estimate a certain belt μ. Then, using the estimated belt μ, the belt clamping pressure Q is calculated according to the following equation. _DN1 Is calculated.
[0004]
(Equation 1)

[0005]
Here, each parameter is as follows.
T _IN : Engine drive torque
μ _DN ： Secondary belt μ
R _DN : Secondary system
SF: Safety factor
α: Sheave tilt angle
On the other hand, in the CVT, an unknown amount of disturbance torque is applied from tires in addition to the drive torque from the normal engine. If the disturbance torque is ΔT, the actual belt clamping pressure Q _DN2 Is given by
[0006]
(Equation 2)

[0007]
According to the above equation, the belt clamping pressure _DN2 Must increase according to the magnitude of the disturbance torque ΔT. On the other hand, in the prior art 1, by setting the safety factor SF (≧ 1) in advance in consideration of the maximum value of the disturbance torque ΔT, the belt clamping pressure Q can be reduced without considering the fluctuation of the torque disturbance ΔT. _DN1 Seeking.
[0008]
However, in the case where a disturbance torque ΔT outside the allowable range of the safety factor SF is applied, the prior art 1 uses the belt clamping pressure Q with respect to the applied disturbance torque ΔT. _DN1 And there was a problem that belt slippage occurred. On the other hand, when there is no disturbance torque ΔT, an excessively large required clamping pressure Q is determined by the safety factor SF. _DN1 , The pump loss is steadily increased, and the fuel efficiency is reduced.
[0009]
If the disturbance torque ΔT can be directly detected, the above problem can be solved. However, for that purpose, a road surface friction coefficient is required, and it is difficult to detect the disturbance torque ΔT.
[0010]
Also, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-349418 proposes a hydraulic control device for a continuously variable transmission (hereinafter, referred to as "prior art 2") that reduces engine load and prevents slippage.
[0011]
As shown in FIG. 1 of the publication, the virtual speed ratio calculating unit 28 of the prior art 2 performs a first-order lag filter process on the actual speed ratio γ detected by the CVT speed ratio detecting unit 22, and performs virtual deceleration. The ratio γe is calculated. Here, the filter time constant is set to a sufficiently large value so as not to follow the change in γ during belt slippage.
[0012]
The belt slip detection unit 27 detects that the belt between the speed reduction ratio γ and the virtual speed reduction ratio γe has a positive or negative polarity within a certain fixed time ΔT and that the deviation exceeds the threshold α twice twice. Generate a slip detection signal indicating that there is slippage. The adder 25 adds the correction amount calculated by the correction amount calculation unit 26 to the target line pressure calculated by the target line pressure calculation unit 23 when the slip detection signal is generated. Then, the PID calculation unit 24 calculates the control amount (belt clamping pressure) so that the actual line pressure matches the corrected target line pressure.
[0013]
FIG. 25 is a diagram showing a change with time of the reduction ratio γ (= primary sheave rotation speed / secondary sheave rotation speed) when the related art 2 is used.
[0014]
On a low μ road, as shown in FIG. 25, the secondary rotation speed at the time of operating the accelerator greatly increases, and the reduction ratio γ changes rapidly. As a result, the deviation between the reduction ratio γ and the virtual reduction ratio γe increases. Therefore, in order to prevent erroneous detection of belt slippage, it is necessary to increase the threshold value α.
[0015]
However, if the threshold α is set to a large value, the belt slip may not be detected in spite of the fact that the belt has actually slipped, and the belt may be damaged because the belt clamping pressure cannot be increased. there were.
[0016]
Conversely, if the threshold value α is set small, belt slippage can be detected, but erroneous detection of belt slippage increases. As a result, there has been a problem that the belt squeezing pressure is unnecessarily increased and fuel efficiency is reduced.
[0017]
The present invention has been proposed in order to solve the above-described problems, and a belt clamping pressure determination device that determines an optimal belt clamping pressure and suppresses a decrease in fuel efficiency, and a method for determining an optimal belt clamping pressure. It is an object of the present invention to provide a belt speed estimating device for estimating a belt speed, a belt slip ratio estimating device for estimating a belt slip ratio, and a belt slip detecting device for detecting a belt slip as parameters necessary for the operation.
[0018]
Another object of the present invention is to provide a belt slip detecting device that accurately detects a belt slip even on any road surface condition, and a belt clamping pressure determining device using the same.
[0019]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problem, an invention according to claim 1 is a belt clamping pressure determination device for a continuously variable transmission including an input sheave, an output sheave, and a belt, wherein the rotation of the input sheave is changed. First rotation number detection means for detecting the number of rotations, second rotation number detection means for detecting the rotation number of the output sheave, and rotation numbers respectively detected by the first and second rotation number detection means. Based on the input side sheave and the output side sheave, and calculates a hanging diameter of each of the input side sheave and the output side sheave; an engine torque estimating means for estimating engine torque; and an input sheave, an output side sheave, and a belt For the torque transmission model, the rotational speeds respectively detected by the first and second rotational speed detecting means, the hanging diameter calculated by the hanging diameter calculating means, and the engine torque estimating means. Ri by using the estimated engine torque comprises a belt clamping pressure determining means for determining the belt clamping pressure, the.
[0020]
For a continuously variable transmission including an input sheave (primary sheave), an output sheave (secondary sheave), and a belt, the first rotation speed detecting means detects the rotation speed of the input sheave and the second rotation speed. The detecting means detects the rotation speed of the output sheave. The hanging diameter calculation means calculates the hanging diameter of each of the input sheave and the output sheave based on the rotation speeds detected by the first and second rotation speed detection means, respectively. The engine torque estimating means estimates the engine torque for driving the input sheave based on the throttle opening of the engine and the intake pressure. The belt squeezing pressure determining means is configured to determine the rotational speed of each of the input sheave and the output sheave, The belt clamping pressure is determined using at least the diameter and the engine torque. The belt clamping pressure here is not limited to the value of the belt clamping pressure itself, and may be, for example, a parameter corresponding to the belt clamping pressure, for example, a sheave pressure. Thus, according to the first aspect of the present invention, it is possible to determine an optimum belt clamping pressure according to the operation state of the continuously variable transmission.
[0021]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, first sheave pressure detecting means for detecting the sheave pressure of the input sheave, and second sheave pressure for detecting the sheave pressure of the output sheave. Detecting means, wherein the belt squeezing pressure determining means further determines the belt squeezing pressure by further using the sheave pressures detected by the first and second sheave pressure detecting means. I do.
[0022]
The belt squeezing pressure determination means determines the belt squeezing pressure by further using the sheave pressures of the input sheave and the output sheave in addition to the rotational speeds and engine torque of the input sheave and the output sheave. Thus, according to the second aspect of the invention, it is possible to determine an optimum belt clamping pressure according to the detailed operation state of the continuously variable transmission.
[0023]
According to a third aspect of the present invention, there is provided a belt speed estimating device for a continuously variable transmission including an input-side sheave, an output-side sheave, and a belt, wherein the first rotation-speed detecting means detects a rotation speed of the input-side sheave. A second rotational speed detecting means for detecting the rotational speed of the output sheave, an engine torque estimating means for estimating the engine torque, and transmitting the torque between the input sheave, the output sheave and the belt to a belt friction characteristic. The belt speed is calculated by using the rotational speeds detected by the first and second rotational speed detecting means and the engine torque estimated by the engine torque estimating means for a torque transmission model expressed by And a belt speed estimating means for estimating the belt speed.
[0024]
The belt speed estimating means uses a torque transmission model constructed by using a belt friction characteristic for torque transmission between the input sheave, the output sheave, and the belt. The torque transmission model includes, for example, engine inertia, input-side sheave inertia, output-side sheave inertia, and tire inertia, and is constructed by expressing torque transmission between each sheave and the belt by a predetermined belt friction characteristic. , Including belt speed as an unknown factor. Therefore, the belt speed estimating means can identify the belt speed, which is an unknown element, by using the rotation speed and the engine torque of each of the input sheave and the output sheave with respect to the torque transmission model.
[0025]
Therefore, according to the third aspect of the present invention, it is extremely difficult to obtain the conventional values from the rotational speed and the engine torque of the input sheave and the output sheave based on the torque transmission model in which the friction between the belt and each sheave is considered. It is possible to estimate the belt speed, which has been difficult.
[0026]
According to a fourth aspect of the present invention, in the invention of the third aspect, first sheave pressure detecting means for detecting the sheave pressure of the input sheave, and second sheave pressure for detecting the sheave pressure of the output sheave. Detecting means, the belt speed estimating means, the torque transmission between each of the sheaves and the belt, a torque transmission model represented by using a linear belt friction characteristic at an arbitrary operating point of the nonlinear belt friction characteristic. The belt speed is estimated by further using the sheave pressures detected by the first and second sheave pressure detection means.
[0027]
The torque transmission model is constructed by expressing the torque transmission between each sheave and the belt by a linear belt friction characteristic at an arbitrary operating point of the non-linear belt friction characteristic. Here, as the non-linear belt friction characteristic, for example, a belt friction coefficient characteristic in which a transition period until the belt friction coefficient is saturated is represented by an exponential function is preferable. Therefore, the torque transmission model can express the torque transmission between each sheave and the belt regardless of whether the belt friction characteristic is in the linear region or the nonlinear region. Therefore, the belt speed estimating means uses the rotation speed of each of the input side sheave and the output side sheave, the respective sheave pressures of the input side sheave and the output side sheave, and the engine torque with respect to the torque transmission model to obtain the unknown element. Can be identified.
[0028]
Therefore, according to the fourth aspect of the present invention, it is possible to estimate the belt speed, which has conventionally been very difficult to determine, regardless of the state of the belt friction characteristics.
[0029]
According to a fifth aspect of the present invention, in the third aspect of the present invention, the belt speed estimating means uses a torque transmission model expressing torque transmission between each of the sheaves and the belt using a belt friction characteristic in a linear region. It is characterized by the following.
[0030]
The torque transmission model is constructed by expressing the torque transmission between each of the sheaves and the belt by a belt friction characteristic in a linear region. Since the belt friction characteristic in the linear region, that is, the belt friction characteristic near the origin, is represented by a substantially straight line, it is easily represented using a predetermined coefficient.
[0031]
Therefore, according to the fifth aspect of the present invention, since the belt friction characteristics are simply represented and the torque transmission model has a simple configuration, it is possible to estimate the belt speed while reducing the calculation load.
[0032]
According to a sixth aspect of the present invention, there is provided a belt speed estimating apparatus according to any one of the third to fifth aspects, and a hook diameter calculating means for calculating a hook diameter of the input sheave or a hook diameter of the output sheave. Sheave speed calculating means for calculating a sheave speed based on the hanging diameter calculated by the hanging diameter calculating means and the rotation speed detected by the first or second rotation speed detecting means corresponding to the hanging diameter. And a belt slip rate estimating means for estimating a belt slip rate based on the belt speed estimated by the belt speed estimating device and the sheave speed calculated by the sheave speed calculating means.
[0033]
The hanging diameter calculating means calculates the hanging diameter by using the rotation speed of each of the input sheave and the output sheave. The hanging diameter calculating means may calculate any hanging diameter of the input sheave or the output sheave as necessary. The sheave speed calculating means calculates the sheave speed based on the calculated hook diameter and the sheave rotation speed corresponding to the hook diameter. The belt slip ratio estimating means estimates the belt slip ratio based on the estimated belt speed and the calculated sheave speed. Therefore, according to the invention, the belt slip ratio can be accurately estimated by using the belt speed estimated with high accuracy by the belt speed estimation device.
[0034]
According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a belt slip rate estimating apparatus according to the sixth aspect, and belt slip detecting means for detecting a belt slip when the belt slip rate estimated by the belt speed estimating apparatus exceeds a predetermined threshold value. And
[0035]
When the belt slip ratio reaches a predetermined value, the belt friction force becomes maximum. However, as the belt slip ratio increases beyond the value, the belt friction force decreases and belt slip occurs. Therefore, the belt slip detecting means detects the belt slip when the belt slip rate estimated by the belt speed estimating device exceeds a predetermined threshold. Therefore, according to the seventh aspect of the present invention, the belt slip is detected using the belt slip rate calculated with high accuracy, so that the belt slip can be reliably detected.
[0036]
The invention according to claim 8 is a belt slip detecting device of a continuously variable transmission including an input side sheave, an output side sheave, and a belt, wherein the first number of rotations detecting means detects the number of rotations of the input side sheave. A second rotational speed detecting means for detecting the rotational speed of the output sheave; and the input sheave and the output side based on the rotational speeds detected by the first and second rotational speed detecting means, respectively. The first and the second are described with respect to a hook diameter calculating means for calculating a hanging diameter of each sheave, an engine torque estimating means for estimating an engine torque, and a torque transmission model between an input sheave, an output sheave and a belt. 2 using the number of revolutions detected by the number of revolutions detecting means, the hanging diameter calculated by the hanging diameter calculating means, and the engine torque estimated by the engine torque estimating means. Comprises a belt slippage detecting means for detecting the belt slip, the.
[0037]
The belt slip detecting means uses at least the input side sheave, the output side sheave, and the torque transmission model between the belts of the continuously variable transmission, and the rotation speed, the hanging diameter, and the engine torque of each of the input side sheave and the output side sheave. , A predetermined parameter is calculated, and the predetermined parameter is compared with a threshold to detect belt slippage. Thus, the invention according to claim 8 can reliably detect belt slippage.
[0038]
According to a ninth aspect of the present invention, in the invention according to the eighth aspect, the belt slip detecting means transmits the torque between the input side sheave, the output side sheave, and the belt to each of the input side sheave and the output side sheave. For the torque transmission model represented by using the spring force corresponding to the torsion angle at the radial position, the rotational speeds respectively detected by the first and second rotational speed detecting means and calculated by the hanging diameter calculating means. Determining a spring constant representing the spring force based on the hanging diameter and the engine torque estimated by the engine torque estimating means, and detecting belt slip when the determined spring constant is less than a predetermined threshold. It is characterized by.
[0039]
In the torque transmission model, the torque transmission between the input sheave, the output sheave, and the belt is constructed using a spring force corresponding to the torsion angle at each hook diameter position of the input sheave and the output sheave. The torque transmission model does not include the belt speed as an unknown element and has a very simple configuration. Further, the spring constant representing the spring force has a property of decreasing when belt slip occurs, and is a parameter for detecting belt slip.
[0040]
Therefore, according to the ninth aspect of the present invention, a spring representing a spring force based on the rotational speed of each of the input side sheave and the output side sheave, the hanging diameter, and the engine torque with respect to the torque transmission model. By determining the constant and detecting the belt slip when the spring constant is less than the predetermined threshold, the belt slip can be reliably detected while greatly reducing the calculation load.
[0041]
According to a tenth aspect of the present invention, there is provided a belt slip detecting device according to the seventh or eighth aspect, and an engine torque estimated by the engine torque estimating means when the belt slip is detected by the belt slip detecting device. Belt squeezing pressure determining means for determining the belt squeezing pressure using the maximum friction coefficient.
[0042]
Therefore, according to the tenth aspect of the present invention, the required amount of belt squeezing pressure is obtained when belt slippage occurs, so that a reduction in fuel consumption can be suppressed as compared with the related art, and at the same time, the required amount is always more than necessary. Thus, it is possible to prevent the belt from being damaged by increasing the belt clamping pressure.
[0043]
According to an eleventh aspect of the present invention, a belt slip is detected by the belt slip detecting device, a tire turning inertia torque calculating means for calculating a tire turning inertia torque of the output sheave, and the belt slip detecting device. And a belt clamping pressure determining means for determining a belt clamping pressure using at least the tire rotational inertia torque calculated by the tire rotational inertia torque calculating means and the belt maximum friction coefficient.
[0044]
Therefore, according to the eleventh aspect of the present invention, only the necessary belt clamping pressure is obtained when the belt slips, so that the fuel consumption is suppressed as compared with the related art, and the belt is always unnecessarily increased as in the related art. The clamping pressure can be increased to prevent belt damage.
[0045]
According to a twelfth aspect of the present invention, in accordance with the tenth or eleventh aspect, a storage means for storing a belt maximum friction coefficient used in the belt squeezing pressure determination device for each predetermined state quantity of the continuously variable transmission. Counting means for counting the number of belt slippages detected by the belt slippage detection device, and when the frequency of the number of belt slippages counted by the counting means exceeds a threshold value, Correction means for correcting the maximum friction coefficient stored in the storage means so that the belt maximum friction coefficient corresponding to the state quantity decreases in accordance with the frequency of the number of belt slips.
[0046]
The belt friction characteristics of the continuously variable transmission vary depending on various state quantities of the continuously variable transmission, such as the reduction ratio and the rotation speed of the output sheave. Therefore, the storage means stores in advance the maximum belt friction coefficient used in the belt clamping pressure determination device for each predetermined state quantity of the continuously variable transmission. On the other hand, the counting means counts the number of belt slips detected by the belt slip detecting device.
[0047]
The belt maximum coefficient of friction decreases as the belt wears. When the actual maximum belt friction coefficient is lower than the maximum belt friction coefficient stored in the storage means, the frequency of detecting belt slip increases.
[0048]
Therefore, the correction unit obtains the frequency of the number of belt slips counted by the counting unit, and determines whether the frequency of the number of slips exceeds a threshold. Then, when the frequency of the number of slips exceeds the threshold, the belt maximum friction coefficient corresponding to the current state quantity of the continuously variable transmission is stored in the storage means so as to decrease in accordance with the frequency of the number of belt slips. Correct the maximum coefficient of friction that has been set.
[0049]
Therefore, according to the twelfth aspect of the invention, even when the belt is worn and the belt maximum friction coefficient changes, the latest belt maximum friction coefficient can always be used, so that the belt can be pinched accurately. The pressure can be determined.
[0050]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In each embodiment, the principle of estimation will be described first, and then specific embodiments will be described.
[0051]
[First Embodiment]
1. Estimation principle
To calculate the belt slip ratio, the belt speed and the sheave speed are required. The sheave speed can be obtained from the belt diameter calculated based on the rotation speed and the reduction ratio of the primary sheave (hereinafter abbreviated as “primary”) and the secondary sheave (hereinafter abbreviated as “secondary”). However, belt speed is difficult to detect.
[0052]
Therefore, the belt speed is estimated using the CVT torque transmission model.
[0053]
(1) Signals required for estimating belt speed
In the first embodiment, signals of primary rotation speed, secondary rotation speed, primary sheave pressure, secondary sheave pressure, and engine torque are used as signals necessary for estimating the belt speed. Note that the engine torque is estimated based on the throttle opening and the air flow rate.
[0054]
(2) Definition of belt slip ratio
The belt slip ratio is defined by equations (1) to (4) according to whether the belt is driven or not. Note that ω1 and ω2 are as shown in equations (5) and (6).
[0055]
[Equation 3]

[0056]
In Equations (1) to (6), Slip1 is the slip rate between the primary belt and sheave, Slip2 is the slip rate between the secondary belt and sheave, V is the belt speed, Nin is the primary rotation speed, and Nout is the secondary speed. , R1 is a primary belt hanging diameter, and R2 is a secondary belt hanging diameter. The primary and secondary hanging diameters can be calculated based on the respective rotation speeds.
[0057]
Here, whether the vehicle is driven or not is determined based on the sign of the engine torque TT. Specifically, the determination is made based on equation (7).
[0058]
(Equation 4)

[0059]
The state quantity not obtained in the equations (1) to (4) is the belt speed V. Therefore, a CVT torque transmission model is constructed, and the belt speed V is estimated using an observer based on the torque transmission model.
[0060]
(3) CVT torque transmission model
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of a CVT torque transmission model representing torque transmission from an engine to a tire. The CVT torque transmission model includes an engine inertia, a primary sheave inertia, a secondary sheave inertia, and a tire inertia, and performs torque transmission by a frictional force generated by a slip between a belt and a sheave.
[0061]
(3-1) Definition of belt μ characteristics
In the CVT torque transmission model, the method of expressing the belt frictional force is important. Here, the average friction coefficient between the belt and the sheave (hereinafter, referred to as “belt μ”) is expressed by equation (8).
[0062]
(Equation 5)

[0063]
In the expression (8), μmax is the maximum friction coefficient between the belt and the sheave, and α is a parameter for determining the belt μ characteristic.
[0064]
FIG. 2 is a diagram comparing a belt μ characteristic when μmax = 0.12 and α = −40 with a belt μ characteristic measured using a CVT having a fixed sheave ratio.
[0065]
The fixed sheave ratio is a measurement result when the reduction ratio γ = 2.0, the input rotation speed Nin = 1000 rpm, and the input torque is increased by one point every several Nm from 0 to 40 Nm. The belt slip ratio at the fixed sheave ratio is calculated by regarding the output rotation speed at no load (= 0 Nm) as the belt speed. As shown in FIG. 2, although the value of the belt μ is different, the characteristic of bending with respect to the slip ratio is similar. Therefore, the belt μ characteristic can be expressed by the above-described equation (8).
[0066]
(3-2) Linearization of belt μ characteristic
The belt μ characteristic shown in FIG. 2 has a non-linear characteristic and is difficult to handle with the CVT torque transmission model of FIG. Therefore, the belt μ characteristic is linearized at the current operating point.
[0067]
FIG. 3 is a diagram illustrating that the belt μ characteristic is linearized at the current operating point (slip ratio Slip1). Note that μk1 and μp0 are the tangent gradient and intercept at the operating point Slip1.
[0068]
The belt μ at the operating point Slip1 is expressed by Expressions (9) and (10) using Expressions (1) and (2) in FIG. Here, the case of driving is shown.
[0069]
(Equation 6)

[0070]
Note that μk1 is the primary tangent gradient, μk2 is the secondary tangent gradient, μp0 is the primary intercept, and μs0 is the secondary intercept.
[0071]
The CVT torque transmission model is constructed using the linear parameters μk1, μk2, μp0, and μs0 of the belt μ characteristic in Expressions (9) and (10). The tangent gradient μk1 on the primary side is obtained by partially differentiating Expression (8) with the slip ratio Slip1 to obtain Expression (11).
[0072]
(Equation 7)

[0073]
The μ-intercept μp0 on the primary side is obtained from Expression (9) from Expression (9).
[0074]
(Equation 8)

[0075]
The slip ratio Slip is obtained by substituting the estimated belt speed V from equation (1) into equation (4). Equations (9) and (10) include a state quantity in the denominator, which complicates the handling in the CVT torque transmission model as described later. Therefore, the tangent gradient μkv with respect to the sliding speed Sv is converted using the following equations (13) to (16).
[0076]
(Equation 9)

[0077]
Here, i represents the current sampling interval.
[0078]
Hereinafter, the fact that the expressions (13) to (16) are satisfied, that is, the fact that the tangential gradient for the slip ratio can be converted into the tangential gradient for the slip speed, will be described on the driving side and the primary side.
[0079]
The small change amount Δμp of the belt μ near the operating point on the primary side is expressed by Expression (17).
[0080]
(Equation 10)

[0081]
ΔSlip1 is expressed by equation (18) by linearly approximating equation (1).
[0082]
[Equation 11]

[0083]
However, each partial differential term in the equation (18) is as shown in the equations (19) to (21).
[0084]
(Equation 12)

[0085]
By substituting equation (21) from equation (19) into equation (20), equation (22) is obtained.
[0086]
(Equation 13)

[0087]
Since the belt slip in the microslip state is considered to be 1 to 2%, V [i] ≒ ω1 [i] · R1 [i] holds. Using this relationship, equation (22) becomes equation (23).
[0088]
[Equation 14]

[0089]
On the other hand, at the time of driving, the sliding speed Sv on the primary side is expressed by equation (24).
[0090]
[Equation 15]

[0091]
The small change amount ΔSv1 of the sliding speed is obtained by equation (25) by linearly approximating equation (24).
[0092]
(Equation 16)

[0093]
However, each partial differential term in the equation (25) is as shown in the equations (26) to (28).
[0094]
[Equation 17]

[0095]
When the equations (26) to (28) are respectively substituted into the equation (25), the equation (29) is obtained.
[0096]
(Equation 18)

[0097]
Dividing ΔSv1 in equation (29) by (ω1 [i] · R1 [i]) yields equation (30).
[0098]
[Equation 19]

[0099]
Equations (30) and (23) are the same, and equation (31) holds from equation (17).
[0100]
(Equation 20)

[0101]
By transforming equation (31), equation (32) is obtained.
[0102]
(Equation 21)

[0103]
Equation (32) is the tangential gradient of the belt μ with respect to the sliding speed, which is consistent with Equation (13). Thereby, it was proved that the expression (13) was satisfied. Similarly, it can be proved that the expressions (14) to (16) also hold.
[0104]
(3-3) Construction of CVT torque transmission model
When μkv is used, the belt μ characteristic is expressed by the following equations (33) to (36), similarly to equations (9) and (10).
[0105]
(Equation 22)

[0106]
Using the relationship from Expressions (33) to (36), the CVT torque transmission model shown in FIG. 1 is represented by Expressions (37) to (42).
[0107]
(Equation 23)

[0108]
Equations (37) and (40) are relational equations on the primary side, equations (38) and (41) are relational equations on the secondary side, and equations (39) and (42) are relational equations for the belt. . Je is the engine inertia, Jp is the primary inertia, Js is the secondary inertia, M is the belt mass, Ti is the primary input torque, To is the transmission torque from the tire, F1 is the primary belt clamping pressure, and F2 is the secondary belt clamping. Pressure. Using the engine torque TT and the pump torque PumpTRQ, the primary input torque Ti is expressed by Expression (43).
[0109]
[Equation 24]

[0110]
Further, the transmission torque To from the tire in the equations (38) and (41) is the tire rotational inertia torque and is calculated by the equation (44).
[0111]
(Equation 25)

[0112]
Here, Jt is the tire inertia, and Gear is the CVT output gear ratio including the differential. Substituting equation (44) into equations (38) and (41) yields equations (45) and (46), respectively.
[0113]
(Equation 26)

[0114]
In equations (37), (40), (45), and (46), the inertia on the primary side and the secondary side are J1 and J2 as in equations (47) and (48).
[0115]
[Equation 27]

[0116]
Based on Equations (37) to (42) and Equations (45) to (48), the state equations of Equations (49) and (50) are obtained.
[0117]
[Equation 28]

[0118]
Where X = [ω1 ω2 V] ^T , U = [TT μp0 · F1 μs0 · F2] ^T , Y = [ω1 ω2] ^T And T represents transposition.
[0119]
u2 = μp0 · F1 and u3 = μs0 · F2 perform filter processing according to the following equations (51) and (52) to prevent abrupt changes due to slip rate noise.
[0120]
(Equation 29)

[0121]
However, Hz5f1 and Hz5f2 are low-pass filter coefficients. In Equations (49) and (50), the matrices A, B, and C are as shown in Equations (53) to (55).
[0122]
[Equation 30]

[0123]
However, in the equation (54), q is a code parameter, and q = 1 when driving and q = −1 when not driving.
[0124]
(4) Observer design
The observer has a function of correcting the estimation error. Therefore, an observer based on the equations (49), (50), and (53) to (55) is constructed using the function of the observer. The same-dimensional observer is represented by Expressions (56) and (57).
[0125]
(Equation 31)

[0126]
Note that ＾ indicates an estimated value. In the equation (56), K is an observer gain expressed by the following equation (58).
[0127]
(Equation 32)

[0128]
Here, the observer gain K is set as follows. The error equation obtained by subtracting the equation (56) from the equation (49) becomes the equation (59).
[0129]
[Equation 33]

[0130]
Note that e in equation (59) is an error deviation. The observer is constructed by setting the poles of the error equation. From (53), (55), and (57), (AKC) becomes the following (60).
[0131]
[Equation 34]

[0132]
In the expression (60), a11 to a33 represent each element of the matrix A in the expression (53). Equation (60) is a 3 × 3 matrix, and the number of poles that can be moved by the observer gain K is two. The observer gain K is set so that the equation (60) becomes the following equation (61).
[0133]
(Equation 35)

[0134]
In equation (61), λ is a desired pole. According to the equation (53), a33 is a negative value (approximately −0 at the time of macro slip), and if λ is set to a stable pole, the error equation of the equation (59) becomes stable. From the equations (60) and (61), the observer gain K is set as in the equation (62).
[0135]
[Equation 36]

[0136]
The poles of the observer were set as shown in Equation (63) in consideration of the stationary deviation of ω1 and ω2 and the estimated noise (double root).
[0137]
(37)

[0138]
Since the equation (56) is a differential equation, the estimated value X is updated using the following equation (64).
[0139]
[Equation 38]

[0140]
(5) Restrictions during operation
The above-described observer determines the model at the current sampling time based on the estimated slip rate. Therefore, when the estimation error increases, the model error may increase. Therefore, it is necessary to prevent the expansion of the model error by providing a limit when determining the model constant.
[0141]
(5-1) Restriction of μ section
The restriction of the μ-intercept is as shown in the equations (65) and (66).
[0142]
[Equation 39]

[0143]
(5-2) Limitation of belt speed V
The limitation of the belt speed V is as shown in the equations (67) to (70).
[0144]
(Equation 40)

[0145]
(5-3) Limitation of belt slip rate
In calculating the belt μ and the tangential gradient μvk at the time of the current sampling, the belt slip ratios of Expressions (1) to (4) are required. Since equations (1) to (4) must be calculated before the model constant is determined, the estimated belt speed uses V [i−1] one sample before. The following constraints (71) and (72) are given to the calculated belt slip ratio.
[0146]
(Equation 41)

[0147]
(6) Calculation method of belt slip ratio
Since the observer pole set by Expression (63) is a relatively large value, the estimated value has a large noise component. Therefore, the low-pass filter processing of the equation (73) is performed on the belt speed estimated value V.
[0148]
(Equation 42)

[0149]
Here, Hz3f1 and Hz3f2 are low-pass filter coefficients. With respect to the sheave speeds (ω1 · R1) and (ω2 · R2), the same filter processing as in the equation (73) is performed in order to make the phase equal to the belt speed.
[0150]
The belt slip ratio is calculated from the following equations (74) to (77) according to the equations (1) to (4).
[0151]
[Equation 43]

[0152]
The belt slip ratio for detecting the microslip state is finally calculated by the following equations (78) and (79).
[0153]
[Equation 44]

[0154]
Next, an embodiment of a belt squeezing pressure determination device using such an estimation principle will be described.
[0155]
2. Specific embodiments
FIG. 4 is a block diagram illustrating a configuration of the belt squeezing pressure determination device according to the first embodiment.
[0156]
The belt squeezing pressure determination device generates a pulse signal of a throttle position sensor 11 for detecting the throttle opening of the engine, an intake pressure sensor 12 for detecting the intake pressure of the engine, and a primary sheave (hereinafter abbreviated as “primary”). A first pulse pickup 13, a second pulse pickup 14 for generating a pulse signal of a secondary sheave (hereinafter abbreviated as "secondary"), a first oil pressure sensor 15 for detecting a primary sheave pressure, A second hydraulic pressure sensor 16 for detecting a secondary sheave pressure and an electronic control unit (hereinafter referred to as “ECU”) 20 for calculating a belt clamping pressure based on a signal from each sensor are provided.
[0157]
The first pulse pickup 13 generates a pulse signal having a frequency corresponding to the rotation speed of the primary, and supplies the generated pulse signal to the ECU 20. The second pulse pickup 14 generates a pulse signal having a frequency corresponding to the secondary rotation speed, and supplies the generated pulse signal to the ECU 20.
[0158]
The first hydraulic pressure sensor 15 detects the primary sheave pressure Pc1 and supplies the detection result to the ECU 20. The second hydraulic pressure sensor 16 detects the secondary sheave pressure Pc2 and supplies the detection result to the ECU 20.
[0159]
FIG. 5 is a block diagram showing a functional configuration of the ECU 20. The ECU 20 calculates a belt speed and a belt slip ratio using a CVT torque transmission model to which the above-described estimation principle is applied, and determines a belt clamping pressure.
[0160]
The ECU 20 includes an engine torque estimating circuit 21 for estimating an engine torque, a primary rotational speed detecting circuit 22 for detecting a primary rotational speed based on a pulse signal, and a secondary rotational speed for detecting a secondary rotational speed based on a pulse signal. A detection circuit 23, a hanging diameter calculation circuit 24 for calculating primary and secondary hanging diameters, and a tire torque calculation circuit 25 for calculating tire torque are provided.
[0161]
The ECU 20 further includes a belt speed calculation circuit 26 that calculates a belt speed using a CVT torque transmission model, a sheave speed calculation circuit 27 that calculates a sheave speed, a belt slip ratio calculation circuit 28 that calculates a belt slip ratio, A belt clamping pressure determination circuit 40 for determining a belt clamping pressure, and a belt μmax correction circuit 50 for correcting a belt μmax map described later in the belt clamping pressure determination circuit 40 are provided.
[0162]
The engine torque estimating circuit 21 estimates the engine torque TT based on the throttle opening detected by the throttle position sensor 11 and the intake pressure detected by the intake pressure sensor 12, and calculates the estimated engine torque TT as a belt speed. Supply to circuit 26.
[0163]
The primary rotation speed detection circuit 22 detects the primary rotation speed Nin based on the pulse signal detected by the first pulse pickup 13, and multiplies the primary rotation speed Nin by the diameter calculation circuit 24, the belt speed calculation circuit 26, and the sheave speed. It is supplied to the arithmetic circuit 27.
[0164]
The secondary rotation speed detection circuit 23 detects the secondary rotation speed Nout based on the pulse signal detected by the second pulse pickup 14, and multiplies the secondary rotation speed Nout by the diameter calculation circuit 24, the tire torque calculation circuit 25, and the belt speed. It is supplied to the arithmetic circuit 26 and the sheave speed arithmetic circuit 27.
[0165]
The hanging diameter calculation circuit 24 calculates the hanging diameters R1 and R2 of the primary and the secondary according to the equations (80) and (81) using the primary rotation speed Nin and the secondary rotation speed Nout.
[0166]
[Equation 45]

[0167]
Here, the reduction ratio γ = (Nin / Nout), and a, b, and c are constants. Then, the hanging diameter calculation circuit 24 supplies the hanging diameters R1 and R2 to the belt speed calculation circuit 26 and the sheave speed calculation circuit 27.
[0168]
After converting the secondary rotation speed Nout detected by the secondary rotation speed detection circuit 23 into the secondary sheave rotation speed ω2, the tire torque calculation circuit 25 differentiates this to calculate the secondary sheave rotation acceleration. Further, based on the secondary sheave rotation acceleration, the tire inertia Jt, and the CVT output gear ratio Gear including the differential, the tire rotation inertia torque To is calculated according to the equation (82).
[0169]
[Equation 46]

[0170]
Then, the tire torque calculation circuit 25 supplies the calculated tire rotation inertia torque To to the belt speed calculation circuit 26.
[0171]
The belt speed calculation circuit 26 calculates the belt speed as follows using the nonlinear belt μ characteristic of Expression (83).
[0172]
[Equation 47]

[0173]
Here, α is a parameter for determining the μ characteristic, and μmax is a value described in a belt μmax map 41 described later. The belt speed calculation circuit 26 linearizes the belt μ characteristic, and further calculates the belt speed using a CVT torque transmission model using parameters sequentially calculated in each circuit.
[0174]
FIG. 6 is a flowchart showing a processing procedure of the belt speed calculation circuit 26. That is, the belt speed calculation circuit 26 estimates the belt speed V by executing the processing from step ST1 to step ST6 using the parameters supplied from each circuit.
[0175]
In step ST1, the present belt μp is calculated by substituting the belt slip ratio Slip1 at the previous sampling time into the above equation (83). Similarly, the present belt μs is calculated by substituting the belt slip ratio Slip2 at the previous sampling time into the above-described equation (83), and the process proceeds to step ST2.
[0176]
In step ST2, primary and secondary tangential gradients μkv1, μkv2 and intercepts μp0, μs0 are calculated using the belts μp, μs and the belt slip rates Slip1, Slip2 at the previous sampling time.
[0177]
For example, on the primary side, the tangential gradient μk1 is calculated according to the equation (84) using the previous belt slip ratio Slip1.
[0178]
[Equation 48]

[0179]
Then, the tangential gradient μkv1 is calculated by substituting the tangential gradient μk1 into the equation (85) when driving, and the tangential gradient μk1 is substituted into the equation (86) when not driving.
[0180]
[Equation 49]

[0181]
However, V [i] at the time of non-driving is the belt speed at the time of the previous sampling. On the other hand, for the μ intercept μp0, the μp0 is calculated using the belt μp according to the following equation (87).
[0182]
[Equation 50]

[0183]
Similarly, the tangent gradient μkv2 and μ intercept μs0 are calculated using the belt μs and the previous belt slip ratio Slip2 on the secondary side, and the process proceeds to step ST3. When calculating the intercepts μp0 and μs0, the restrictions of the equations (65) and (66) are applied.
[0184]
In step ST3, the belt clamping force F1 on the primary side (= Pc1 · primary sheave pressure receiving area A1) based on the current primary sheave pressure Pc1 and the belt clamping force F2 on the secondary side (= Pc2) based on the current secondary sheave pressure Pc2. Pc2 and the secondary sheave pressure receiving area A2) are calculated, and the routine goes to Step ST4.
[0185]
In step ST4, filter processing is performed on u2 (= μp0 · F1) and u3 (= μs0 · F2) according to the above-described equations (51) and (52) in order to suppress a sudden change due to the slip rate noise. Then, the process proceeds to step ST5.
[0186]
In step ST5, each parameter calculated in steps ST2 and ST3, a parameter sequentially supplied from another circuit, and a parameter set in advance as an initial value (for example, the inertia J2 on the secondary side in equation (48)) are used. Then, the belt speed V included in the matrix X is identified according to the following equations (88) to (94).
[0187]
(Equation 51)

[0188]
The matrices A, B, and C are as shown in the above equations (53) to (55). The parameters (μp0 · F1) and (μs0 · F2) of the matrix U have been filtered in step ST4. In the calculation of the belt speed V, the restrictions of the equations (67) to (70) are applied. When the belt speed V is identified, the process proceeds to step ST6.
[0189]
In step ST6, a low-pass filter process is performed on the estimated belt speed V according to the above equation (73), and the process returns to step ST1. Then, the belt speed calculation circuit 26 supplies the belt speed V obtained by such processing to the belt slip ratio calculation circuit 28.
[0190]
As described above, the belt speed calculation circuit 26 calculates the belt speed V using the above-described CVT torque transmission model. Here, the CVT torque transmission model is composed of engine inertia, primary inertia, secondary inertia, and tire inertia. The nonlinear belt μ characteristic generated due to slippage between the CVT belt and each sheave is represented by a linear belt μ characteristic at a certain operating point. It is a model constructed using what was represented.
[0191]
Therefore, the belt speed calculation circuit 26 can accurately calculate the belt speed even when the belt μ characteristic is not only in the linear region but also in the non-linear region. Also, by expressing the transmission torque from the tire by a tire rotation inertia model, even if there is a tire disturbance, the belt speed can be accurately calculated in consideration of the influence of the disturbance.
[0192]
The sheave speed calculation circuit 27 calculates the primary sheave speed (ω1 · R1) based on the primary rotation speed Nin detected by the primary rotation speed detection circuit 22 and the primary hanging diameter R1 calculated by the hanging diameter calculation circuit 24. Is calculated. Similarly, the secondary sheave speed (ω2 · R2) is calculated based on the secondary rotation speed Nout detected by the secondary rotation speed detection circuit 23 and the secondary hanging diameter R2 calculated by the hanging diameter calculation circuit 24. .
[0193]
Further, the sheave speed calculation circuit 27 performs a low-pass filter process on each of the sheave speeds (ω1 · R1) and (ω2 · R2) in accordance with the equation (73) in order to make the phase equal to the belt speed V. Then, the sheave speeds (ω1 · R1) and (ω2 · R2) subjected to the low-pass filter processing are supplied to the belt slip ratio calculation circuit 28.
[0194]
The belt slip ratio calculation circuit 28 calculates the belt slip ratio based on the belt speed V, the primary sheave speed (ω1 · R1), and the secondary sheave speed (ω2 · R2).
[0195]
Specifically, at the time of driving, the belt slip ratio Slip1 on the primary side is calculated according to the equations (74) and (75). At the time of non-driving, the belt slip ratio Slip2 on the secondary side is calculated according to the equations (76) and (77). Then, in order to detect the microslip state, filter processing is performed according to the equations (78) and (79), and the filtered belt slip rates Slip1 and Slip2 are supplied to the belt clamping pressure determination circuit 40.
[0196]
(Belt clamping pressure determination circuit 40)
The belt clamping pressure determination circuit 40 includes a belt μmax map 41 that stores the belt μmax for each CVT state quantity, and a clamping pressure calculation circuit 42 that calculates the belt clamping pressure using the belt μmax and the belt slip ratio Slip. ing.
[0197]
The belt μmax map 41 stores a belt μmax for calculating an optimal secondary sheave pressure for each CVT state quantity (for example, the reduction ratio γ and the secondary rotation speed). Then, the belt μmax map 41 reads the belt μmax corresponding to the current CVT state amount and supplies the belt μmax to the clamping pressure calculation circuit 42.
[0198]
The clamping pressure calculation circuit 42 compares the belt slip ratio Slip2 on the secondary side calculated by the belt slip ratio calculation circuit 28 with a predetermined threshold value, and detects belt slip when the belt slip ratio Slip2 exceeds the predetermined threshold value. I do.
[0199]
Then, when detecting the belt slip, the clamping pressure calculation circuit 42 uses the belt slip ratio Slip2 supplied from the belt slip ratio calculation circuit 28 and the belt μmax read from the belt μmax map 41 to perform the following. The optimum sheave pressure Pc2 on the secondary side is calculated according to the equations (95) to (97).
[0200]
(Equation 52)

[0201]
Here, D is a hydraulic pressure correction coefficient for the belt slip ratio deviation, Slip_d is a target belt slip ratio (about 2%) for generating the maximum frictional force μmax of the belt, and 11 ° is a sheave surface inclination angle. Also, the sheave pressure Pc2 ₀ Is the minimum required value. That is, the equation (95) indicates that the sheave pressure Pc2 ₀ Is added to [D (Slip2−Slip_d)] to obtain the sheave pressure Pc2 with a margin for the minimum value.
[0202]
Further, the squeezing pressure calculation circuit 42 calculates a secondary optimum belt squeezing pressure F2 (= Pc2 · A2) based on the sheave pressure Pc2 calculated by the equation (95) and the secondary sheave pressure receiving area A2.
[0203]
(Belt μmax correction circuit 50)
FIG. 7 is a block diagram showing a functional configuration of the belt μmax correction circuit 50. The belt μmax correction circuit 50 corrects the belt μmax map 41 according to the amount of reduction when the actual belt μmax decreases due to aging of the CVT belt.
[0204]
The belt μmax correction circuit 50 includes a belt slip detection circuit 51 that detects a belt slip, a timer ON-OFF circuit 52 that generates a timer ON signal or a timer OFF signal according to the presence or absence of the belt slip, and a timer circuit that counts time. 53, a slip frequency counter circuit 54 for counting the number of slips, a threshold value comparing circuit 55 for comparing the count value of the slip frequency with a predetermined threshold value, and a μmax reduction amount determining circuit 56 for determining the reduction amount of the belt μmax. , A belt μmax map correction circuit 57 that corrects the belt μmax map 41.
[0205]
The belt slip detection circuit 51 compares the secondary belt slip ratio Slip2 supplied from the belt slip ratio calculation circuit 28 with a predetermined threshold. Then, when the belt slip ratio Slip2 exceeds a predetermined threshold, belt slip is detected, and the detection result is supplied to the timer ON-OFF circuit 52 and the timer circuit 53.
[0206]
The timer ON-OFF circuit 52 generates a timer OFF signal when the belt slip is not detected by the belt slip detection circuit 51, generates a timer ON signal when the belt slip is detected, and outputs the generated signal. It is supplied to a timer circuit 53 and a slip counter circuit 54.
[0207]
When the timer ON signal is supplied from the timer ON-OFF circuit 52, the timer circuit 53 starts counting time, and supplies the time count value to the timer ON-OFF circuit 52 and the μmax reduction amount determination circuit 56. When the timer OFF signal is supplied, the time counting is stopped.
[0208]
By the way, when the time count value counted by the timer circuit 53 is equal to or smaller than the predetermined threshold, the timer ON-OFF circuit 52 keeps generating the timer ON signal to operate the timer circuit 53. On the other hand, if the time count value exceeds the predetermined threshold, the timer circuit 53 is stopped by stopping the timer circuit 53 (= zero count value).
[0209]
The slip number counter circuit 54 counts up the number of slips detected by the belt slip detecting circuit 51 while the timer ON signal is supplied from the timer ON-OFF circuit 52, and compares the slip count value with a threshold value. The signal is supplied to the circuit 55. When the timer OFF signal is supplied from the timer ON-OFF circuit 52, the slip frequency counter circuit 54 sets the slip frequency count value to zero.
[0210]
The threshold value comparing circuit 55 compares the slip number count value counted by the slip number counter circuit 54 with a predetermined threshold value. When the slip count exceeds a predetermined threshold, the slip count is supplied to the μmax reduction amount determination circuit 56.
[0211]
The μmax reduction amount determination circuit 56 determines a slip frequency (= slip count value / time count) based on the time count value counted by the timer circuit 53 and the slip count value supplied from the threshold value comparison circuit 55. Value). Then, the belt μmax reduction amount is calculated based on the slip frequency. Here, the reduction amount of the belt μmax increases as the slip frequency increases. Then, the μmax reduction amount determination circuit 56 supplies the calculated belt μmax reduction amount to the belt μmax map correction circuit 57.
[0212]
The belt μmax map correction circuit 57 determines to correct the belt μmax corresponding to the current CVT state quantity described in the belt μmax map 41. Then, in accordance with the belt μmax reduction amount determined by the μmax reduction amount determination circuit 56, a correction is made to lower the value of the belt μmax in the belt μmax map 41.
[0213]
As described above, when the frequency of belt slippage increases, the belt μmax correction circuit 50 determines that the CVT belt has been worn and the belt μmax has decreased, and the belt μmax has been determined in accordance with the magnitude of the belt slippage frequency. Reduce μmax.
[0214]
As a result, the belt squeezing pressure determination circuit 40 can always use the latest belt μmax. Therefore, even when the CVT belt is worn and the belt μmax changes, the belt squeezing pressure is accurately determined. be able to.
[0215]
FIG. 8 is a diagram showing a result of microslip estimation in a case where a tire slips due to an accelerator operation on a low μ road and then enters a high μ road to cause belt slippage due to tire rotation inertia. (A) is the reduction ratio γ and the throttle opening, (B) is the estimated input torque Ti and the drive shaft torque, (C) is the primary sheave pressure and the secondary sheave pressure, (D) is the primary rotational speed, and (E) is the secondary. (F) shows the secondary sheave speed, and (G) shows the change over time of the primary belt slip rate.
[0216]
As shown in FIG. 9G, the estimated value of the belt slip ratio was about 1 to 2%, and a reasonable estimation result was obtained. In addition, if the belt slip occurs due to the tire inertia torque when the vehicle enters the high μ road after the accelerator operation on the low μ road, the magnitude of the belt slip ratio exceeds 2%, and the belt slip may be detected. did it.
[0219]
FIG. 9 is a diagram showing a result of microslip estimation during steady running at a vehicle speed of 100 km / h. (A) to (G) are the same as FIG. As shown in FIG. 9 (G), the estimated value of the belt slip ratio was about 1 to 2%, and a reasonable estimation result was obtained.
[0218]
As described above, the belt squeezing pressure determination device according to the first embodiment includes the engine inertia, the primary inertia, the secondary inertia, and the tire inertia. By using the CVT torque transmission model constructed through the above, the belt speed and the belt slip ratio can be accurately calculated even when the belt μ characteristic is not only in the linear region but also in the nonlinear region. In addition, by expressing the transmission torque from the tire by the tire rotation inertia model, even if there is a tire disturbance, the belt speed and the belt slip ratio can be accurately calculated in consideration of the influence.
[0219]
Then, the belt squeezing pressure determination device detects the belt slip using such a belt slip ratio, so that even when the belt slip occurs due to the influence of the tire disturbance, it can be accurately detected. Further, when the belt slip does not occur, it is not necessary to increase the belt clamping pressure, and when the belt slip is detected, the belt clamping pressure (sheave pressure) is increased by a necessary amount, so that the fuel consumption is suppressed as compared with the related art. Further, it is possible to prevent the belt from being damaged by always increasing the belt clamping pressure more than necessary as in the related art.
[0220]
[Second embodiment]
1. Estimation principle
(1) Signals required for estimating belt speed
In the second embodiment, signals of a primary rotation speed, a secondary rotation speed, and an engine torque are used as signals necessary for estimating the belt speed.
[0221]
(2) CVT torque transmission model
FIG. 10 is a diagram illustrating a CVT torque transmission model according to a second embodiment, which models a belt-type CVT. The CVT torque transmission model is a model representing a state in which the engine torque is transmitted from the primary to the secondary by the belt frictional force and the tire is driven via the gear. In this CVT torque transmission model, the belt frictional force is proportional to the belt slip speed in the linear region, and can be expressed using spring forces having spring constants k1 and k2.
[0222]
FIG. 11 is a diagram showing an experimental result of a belt frictional force characteristic with respect to a belt slip speed (= belt speed-sheave speed). According to FIG. 11, the belt frictional force is almost linear until it reaches the belt slip range. In the second embodiment, since the belt frictional force in the belt sliding range is not handled, the belt frictional force can be expressed by the product of the spring constant k and the belt sliding speed.
[0223]
With respect to the CVT torque transmission model shown in FIG. 10, the following equations of motion from (101) to (104) hold.
[0224]
(Equation 53)

[0225]
Equation (101) is the primary, equation (102) is the secondary, equation (103) is the belt, and equation (104) is the equation of motion of the tire inertia. However, each symbol is as follows.
[0226]
J1, J2: Primary inertia, secondary inertia [kg · m ² ]
MB: Belt mass [kg]
VB: Belt speed [m / s]
ω1, ω2: primary rotation speed, secondary rotation speed [rad / s]
R1: Primary belt hanging diameter [m]
R2: Primary belt hanging diameter [m]
k1: frictional gradient of primary side [Ns / rad]
k2: Friction force gradient on the secondary side [Ns / rad]
F1: Primary belt frictional force section [N]
F2: Belt frictional force section on the secondary side [N]
TT: Engine torque [Nm]
Tout: tire disturbance torque [Nm]
Jt: tire inertia [kg · m ² ]
Gear: Gear ratio of differential etc.
ωt: tire rotation speed (= ω1 / Gear) [rad / s]
R1 and R2 are calculated by the following approximate expressions (105) and (106) using the reduction ratio γ (= ω1 / ω2).
[0227]
(Equation 54)

[0228]
Here, a, b, and c are constants.
[0229]
(3) Estimation of belt acceleration
When formulas (101) to (104) are differentiated and summarized, formulas (107) to (109) are obtained.
[0230]
[Equation 55]

[0231]
From FIG. 11, the frictional force intercept can be treated as a substantially fixed value up to the vicinity of the belt slip, and is therefore eliminated by differentiation. Further, the change in the hanging diameter within a very short time can be ignored since the response of the CVT is about several Hz.
[0232]
From the equations (107) to (109), the following state equations (110) to (114) are obtained.
[0233]
[Equation 56]

[0234]
Here, the matrices A, B, and C are as shown in the following equations (115) to (117).
[0235]
[Equation 57]

[0236]
(4) Observer design
An observer for estimating the belt acceleration is designed based on equations (110) to (117). The same-dimensional observer can be expressed by the following equations (118) to (121). Here, “＾” in the equation represents an estimated value.
[0237]
[Equation 58]

[0238]
K in equation (118) is the observer gain, which affects the estimation accuracy of the belt acceleration. The observer gain K is set so that the pole of the error equation obtained by subtracting the equation (118) from the equation (110) becomes a desired pole. The error equation is given by equation (122).
[0239]
[Equation 59]

[0240]
The simplest way to set [AKK] to the desired pole is to make [AKK] a diagonal matrix. Elements that can be moved by the observer gain K are the first row and the second row, and the observer gain K is determined so that the first row and the second row are diagonal. Here, to make it easier to see, the matrix A is described by equation (123), and the observer gain K is described by equation (124).
[0241]
[Equation 60]

[0242]
From the expressions (117), (123), and (124), [AKC] is changed from the expression (125) to the expression (131).
[0243]
[Equation 61]

[0244]
Here, λ in equations (126) and (129) is a desired pole. According to equations (125) to (131), the observer gain K is expressed by the following equation (132).
[0245]
(Equation 62)

[0246]
From equations (125) and (132), [A−K · C] in equation (125) becomes equation (133).
[0247]
[Equation 63]

[0248]
Λ in equation (133) is designed to be a negative value. Also, a33 is always a negative value, as is apparent from equation (115). From the above results, the belt acceleration can be estimated using equations (115) to (121) and (132).
[0249]
(5) Estimation of belt speed
Equation (118) is discretized by Tustine transformation, and the belt acceleration is obtained from the discretized model. The belt speed is calculated from the integral of the belt acceleration as in equation (134).
[0250]
[Equation 64]

[0251]
Here, the sampling interval is represented by i, and i represents the current sampling point.
[0252]
The belt slip ratio Slip is calculated according to equation (135).
[0253]
[Equation 65]

[0254]
As described above, the equation of motion that is the basis of the observer ignores the temporal changes of the belt frictional force intercept and the hanging diameter within a very short time. However, these values are not actually zero. Further, since the hanging diameter is calculated by the approximate expression, an error occurs, and in the expression (134), a steady integration error may occur.
[0255]
Therefore, the slip ratio calculated by the equation (135) is subjected to a high-pass filter process by the following equation (136) to remove a steady slip rate error. That is, Expression (136) has a value when the slippage error occurs transiently and the slippage error occurs.
[0256]
[Equation 66]

[0257]
Here, AH and BH are high-pass filter coefficients.
[0258]
(6) Traction type CVT
Although a belt type CVT has been described above as an example, the present invention can be similarly applied to a traction type CVT. In the case of the traction type, the following equations of motion (137) to (140) may be used instead of equations (101) to (103).
[0259]
[Equation 67]

[0260]
However, each symbol is as follows.
[0261]
J1: Primary power roller inertia [kg · m ² ]
J2: inertia of secondary power roller [kgm ² ]
ω1, ω2: primary rotation speed, secondary rotation speed [rad / s]
VB: Disk rotation speed [m / s]
MB: Belt mass [kg]
R1: Primary disk hanging diameter [m]
R2: Primary disk hanging diameter [m]
k1: frictional gradient of primary side [Ns / rad]
k2: Friction force gradient on the secondary side [Ns / rad]
F1: Primary disc friction force section [N]
F2: Disc friction force section on the secondary side [N]
TT: Engine torque [Nm]
Tout: tire disturbance torque [Nm]
Jt: tire inertia [kg · m ² ]
Gear: Gear ratio of differential etc.
ωt: tire rotation speed (= ω1 / Gear) [rad / s]
As described above, the CVT can always be operated with the optimum belt clamping pressure. Next, an embodiment of a belt squeezing pressure determination device using such an estimation principle will be described.
[0262]
2. Specific embodiments
FIG. 12 is a block diagram illustrating a configuration of the belt squeezing pressure determination device according to the second embodiment. Note that the same circuits as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0263]
The belt squeezing pressure determination device includes a throttle position sensor 11 for detecting the throttle opening of the engine, an intake pressure sensor 12 for detecting the intake pressure of the engine, a first pulse pickup 13 for generating a primary pulse signal, and a secondary The apparatus includes a second pulse pickup 14 that generates a pulse signal, and an ECU 20 that calculates a belt squeezing pressure based on a signal from each sensor.
[0264]
FIG. 13 is a block diagram illustrating a functional configuration of the ECU 20.
[0265]
The ECU 20 includes an engine torque estimating circuit 21 for estimating an engine torque, a primary rotational speed detecting circuit 22 for detecting a primary rotational speed based on a pulse signal, and a secondary rotational speed for detecting a secondary rotational speed based on a pulse signal. A detection circuit 23, a hanging diameter calculation circuit 24 for calculating primary and secondary hanging diameters, and a tire torque calculation circuit 25 for calculating tire torque are provided.
[0266]
The ECU 20 further includes a belt acceleration calculation circuit 29 for calculating the belt acceleration, a belt speed calculation circuit 30 for calculating the belt speed by integrating the belt acceleration, a sheave speed calculation circuit 27 for calculating the sheave speed, and a belt slip ratio. , A belt squeezing pressure determining circuit 40 for determining a belt squeezing pressure, and a belt μmax correction circuit 50 for correcting a belt μmax map described later in the belt squeezing pressure determining circuit 30. I have.
[0267]
The engine torque estimation circuit 21 supplies the estimated engine torque TT to the belt acceleration calculation circuit 29.
[0268]
The primary rotation speed detection circuit 22 detects the primary rotation speed Nin and supplies it to the hanging diameter calculation circuit 24, the sheave speed calculation circuit 27, and the belt acceleration calculation circuit 29. The secondary rotation speed detection circuit 23 detects the secondary rotation speed Nout and supplies it to the hanging diameter calculation circuit 24, the tire torque calculation circuit 25, the sheave speed calculation circuit 27, and the belt acceleration calculation circuit 29.
[0269]
The hanging diameter calculation circuit 24 calculates the primary and secondary hanging diameters R1 and R2, and supplies them to the sheave speed calculation circuit 27 and the belt acceleration calculation circuit 29.
[0270]
After calculating the secondary sheave rotation speed ω2 from the secondary rotation speed Nout detected by the secondary rotation speed detection circuit 23, the tire torque calculation circuit 25 differentiates this. Then, based on the secondary sheave rotational acceleration, the tire inertia Jt, and the CVT output gear ratio Gear including the differential, the tire disturbance torque Tout is calculated according to the equation (141).
[0271]
[Equation 68]

[0272]
Then, the tire torque calculation circuit 25 supplies the calculated tire disturbance torque Tout to the belt acceleration calculation circuit 29.
[0273]
The belt acceleration calculation circuit 29 calculates the rotation speed ω1 from the primary rotation speed Nin and the rotation speed ω2 from the secondary rotation speed Nout, and calculates the primary and secondary rotation accelerations, which are differential values of these.
[0274]
Then, the primary and secondary rotational accelerations, the primary and secondary engagement diameters R1 and R2, the tire disturbance torque Tout, and the frictional force gradients k1 and k2, the belt mass MB, the primary inertia J1, and the secondary inertia, which are preset parameters. Using J2, the belt acceleration included in the matrix X is identified according to the following equations (142) to (150).
[0275]
[Equation 69]

[0276]
The belt speed calculation circuit 30 integrates the belt acceleration identified by the belt acceleration calculation circuit 29 according to the above equation (134) to obtain a belt speed VB, and supplies the belt speed VB to the belt slip ratio calculation circuit 28.
[0277]
Based on the belt speed VB and the primary sheave speed (ω1 · R1) supplied from the sheave speed calculation circuit 27, the belt slip ratio calculation circuit 28 calculates the belt slip ratio Slip1 on the primary side according to the above equation (135). Calculate. Similarly, the secondary side belt slip ratio Slip2 is calculated based on the belt speed VB and the secondary sheave speed (ω2 · R2).
[0278]
Further, the belt slip ratio calculation circuit 28 performs a high-pass filter process on the calculated belt slip ratios Slip1 and Slip2 according to the above equation (136), and outputs the processed belt slip ratio Slip_H to the belt clamping pressure determination circuit 40. Supply. Note that the belt slip ratio calculation circuit 28 may calculate the belt slip ratios Slip1 and Slip2 in the same manner as in the first embodiment.
[0279]
The belt squeezing pressure determination circuit 40 is configured in the same manner as in the first embodiment, and includes a belt μmax map 41 storing the belt μmax for each CVT state quantity, and a squeezing pressure calculation circuit for calculating the belt squeezing pressure. 42.
[0280]
When the belt slippage is detected, the clamping pressure calculation circuit 42 uses the belt slip ratio Slip2 supplied from the belt slip ratio calculation circuit 28 and the belt μmax read from the belt μmax map 41 as described above ( The optimum sheave pressure Pc2 on the secondary side is calculated according to the equations (95) to (97). Further, based on the sheave pressure Pc2 and the secondary sheave receiving pressure area A2, an optimum secondary belt clamping pressure F2 (= Pc2 · A2) is calculated.
[0281]
The belt μmax correction circuit 50 is configured as shown in FIG. 7 similarly to the first embodiment. Therefore, the belt μmax correction circuit 50 can correct the belt μmax map 41 in accordance with the amount of decrease when the actual belt μmax decreases due to the aging of the CVT belt.
[0282]
FIG. 14 is a diagram illustrating an estimation result of the belt slip ratio Slip_H using actual vehicle data. (A) is a primary rotation speed and a secondary rotation speed, (B) is a throttle opening, an engine torque and a longitudinal acceleration, (C) is a drive shaft torque, (D) is an estimated value of a sheave speed and a belt speed, and (E) is It is a figure which shows each time-dependent change of a belt slip rate estimation value.
[0283]
Here, the tire slipped due to the accelerator on the low μ road, and entered the high μ road in an idling state, causing a belt slip. According to FIGS. 9C and 9E, it is considered that the belt slip occurred when the drive shaft torque increased in an impulse manner, and the slip rate increased corresponding to the time. That is, when the belt slip occurred, the belt slip could be accurately detected.
[0284]
As described above, the belt squeezing pressure determination device according to the second embodiment includes the engine inertia, the primary inertia, the secondary inertia, and the tire inertia, and includes a linear region generated by slippage between the CVT belt and each sheave. By using the CVT torque transmission model constructed via the belt μ characteristic, the belt speed and the belt slip ratio can be accurately calculated. In particular, by expressing the belt μ characteristic in the linear region by the product of the spring constant and the belt sliding speed, the calculation load can be reduced.
[0285]
In addition, by expressing the transmission torque from the tire by the tire rotation inertia model, even if there is a tire disturbance, the belt speed and the belt slip ratio can be accurately calculated in consideration of the influence.
[0286]
Therefore, similarly to the first embodiment, the belt squeezing pressure determination device according to the second embodiment accurately detects the belt slip even when the belt slip occurs due to the influence of the tire disturbance. Since the belt clamping pressure can be increased by a necessary amount, it is possible to prevent the belt from being damaged by increasing the belt clamping pressure more than necessary.
[0287]
[Third Embodiment]
1. Estimation principle
In the third embodiment, primary and secondary torque transmissions are regarded as transmissions by spring force, and a spring constant is identified based on a model having an unknown spring constant, a rotation speed, and engine torque. A method of detecting belt slip (hereinafter, referred to as “macro slip detection”) is used. Hereinafter, a signal required for identifying a spring constant, a torque transmission model, a spring constant identification method, and a macro slip detection method will be described.
[0288]
(1) Signal required for identification of spring constant
In the third embodiment, each signal of the primary rotation speed, the secondary rotation speed, and the engine torque is used as the signal necessary for identifying the spring constant, as in the second embodiment.
[0289]
(2) Torque transmission model
FIG. 15 is a diagram illustrating a CVT torque transmission model according to the third embodiment.
[0290]
The CVT torque transmission model includes an engine inertia Je, a primary inertia Jp, a secondary inertia Js, and a tire inertia Jt. The torque transmission between the primary and the secondary is expressed by a spring force and a hanging diameter corresponding to a torsion angle at a hanging diameter position between the two. Then, in the CVT torque transmission model, when the spring constant k between the primary and the secondary becomes smaller than a predetermined value, it is considered that the belt slip has occurred, and the macro slip is detected.
[0291]
R1 and R2 are primary and secondary diameters, which are calculated from the following equations (201) to (203).
[0292]
[Equation 70]

[0293]
In Equation (201), a, b, and c are coefficients, γ in Equation (202) is a reduction ratio, Nin in Equation (203) is a primary rotational speed [rpm], and Nout is a secondary rotational speed [rpm].
[0294]
With respect to the CVT torque transmission model shown in FIG. 15, the following equation (207) is established from the following equation (204).
[0295]
[Equation 71]

[0296]
k is a spring constant, an unknown parameter, and is identified by a method described later. Tin is the input torque to the primary sheave, Tout is the load torque at the secondary sheave, θ1 is the rotation angle at the primary sheave, and θ2 is the rotation angle at the secondary sheave. PumpTRQ in equation (206) is a pump driving torque required to drive the pump in the CVT, and Tt in equation (207) is a disturbance torque from the tire. Although the disturbance torque Tt is affected by the frictional force between the tire and the road surface, the road surface friction coefficient is a physical quantity that cannot be detected. Therefore, it is assumed that the frictional force between the tire and the road surface is neglected, and the disturbance torque Tt is represented by the tire rotation inertia torque as shown in Expression (208).
[0297]
[Equation 72]

[0298]
Here, ωt is the tire rotation speed [rad / s], and ω2 is the secondary sheave rotation speed [rad / s]. Using the equations (207) and (208), the equation (205) is expressed as the following equation (209).
[0299]
[Equation 73]

[0300]
Equations (204) and (209) require the primary and secondary sheave rotation angles θ1 and θ2. Since θ1 and θ2 are signals that cannot be measured, when the equations (204) and (209) are differentiated, the equations (210) and (211) are obtained.
[0301]
[Equation 74]

[0302]
However, J1 = Je + Jp, J2 = Js + Jt / (Gear) ² It is. The spring constant k is a coefficient representing the torque transmission between the primary and the secondary, that is, a coefficient representing the frictional force characteristic between the belt and the sheave.
[0303]
[Equation 75]

[0304]
Exists. However, considering the differential value of the spring constant k, the number of input variables increases, and the identification accuracy of the spring constant decreases, so the above integral value is omitted.
[0305]
(3) Spring constant identification method
Based on the equations (210) and (211), the spring constant k is identified online using the least squares method. Expressions (210) and (211) are represented by the following expressions (212) and (213) using sampling interval i. In addition, in the expressions (212) and (213), the expressions (214) to (217) are satisfied.
[0306]
[Equation 76]

[0307]
Note that ω1 is the primary sheave rotation speed [rad / s]. On the right side of the expressions (212) and (213), the rotation angle, the rotation speed, and the hanging diameter of the other party are shifted by one sampling for each of the primary and the secondary. First, the values of the first term on the right side of the equations (202) and (203) are reduced to 0 using the rotation speed and the hanging diameter at the same sampling time. This is because Second, torque transmission from the primary to the secondary is caused by block compression, and is considered to have some loss time.
[0308]
In the least square method, the parameter τ is identified on the assumption that the following linear formula holds between the measurable input signal ξ and the output signal y.
[0309]
[Equation 77]

[0310]
(218) In the equation, T represents transposition. Y, ξ, and τ on the primary side are expressed by the following equations (219) to (221) based on equation (212).
[0311]
[Equation 78]

[0312]
Similarly, when the expression (213) is modified, y, す る と, and τ on the secondary side are expressed by the following expressions (222) to (224).
[0313]
[Expression 79]

[0314]
Τ is identified online using y and の in equations (219), (220), (222), and (223). As the least-squares identification method, a weighted identification method of the following equations (225) and (226) is used.
[0315]
[Equation 80]

[0316]
P is a 3 × 3 diagonal matrix, and each element is set to a large value in order to speed up convergence of parameter identification. λ is a weight.
[0317]
In the above, three parameters must be identified based on one output signal. The engine torque signal is a signal having an error. In the following, the certainty of the identification is verified by comparing the primary and secondary identification values.
[0318]
The three parameter identifications are computationally expensive and impractical. Temporal change term of hanging diameter
[0319]
[Equation 81]

[0320]
Is ignored, the third line of the equations (212) and (213) can be omitted. As a result, the matrix P, the vectors ξ, and τ are all scalars, and the amount of calculation can be reduced. In the following, a case where three parameters are identified and a case where one parameter is identified are compared, and finally, a result when one parameter is identified is shown. In this case, the equations (219) to (221) on the primary side are the following equations (227) to (229).
[0321]
(Equation 82)

[0322]
The expressions (222) to (224) on the secondary side are the following expressions (230) to (232).
[0323]
[Equation 83]

[0324]
(4) Macro slip detection method
When a large belt slip such as a macro slip occurs, the primary rotation speed sharply increases, and the CVT enters an unstable state. On the other hand, if k has a negative value in equations (210) and (211), the system becomes unstable. Therefore, when the parameter τ identified by the equations (229) and (232) becomes negative, the macro slip can be detected.
[0325]
However, the primary side has a problem of using an engine torque including an error, and the secondary side has a problem that the frictional force between the tire and the road surface is not considered in the transmission torque from the tire. In addition, during steady running, if the values of the equations (219) to (224) all become 0 in advance, the reliability of the spring constant identification value decreases. In particular, the reliability of the primary side is greatly reduced in comparison with the secondary rotation speed having random vibration due to unevenness of the road surface.
[0326]
Therefore, when the conditions of the following equations (223) and (224) are satisfied, a macro slip is detected.
[0327]
At a primary rotation speed of 500 rpm or more,
1) When ks <0 is satisfied within one second after kp <0 is satisfied (233)
2) When kP <0 is satisfied within 1 second after ks <0 is satisfied (234)
In equations (233) and (234), kp and ks are the identification values of the primary and secondary spring constants k, respectively. The reason for giving a margin of one second is that there is a possibility that a phase shift occurs in the macro slip detection due to an influence of an estimation error of the engine torque or the like.
[0328]
Next, a belt squeezing pressure determination device using the above-described principle will be described.
[0329]
2. Specific embodiments
The belt squeezing pressure determination device according to the third embodiment has the same configuration as that of FIG. In the following description, the same circuits as those in the above-described embodiment are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0330]
FIG. 16 is a block diagram illustrating a functional configuration of the ECU 20 according to the third embodiment.
[0331]
The ECU 20 includes an engine torque estimating circuit 21, a primary rotation speed detection circuit 22, a secondary rotation speed detection circuit 23, a hanging diameter calculation circuit 24, and a tire torque calculation circuit 25, as in the first embodiment. Have.
[0332]
The ECU 20 further includes a spring constant identification circuit 31 for identifying a spring constant, a belt slip detection circuit 32 for detecting belt slip based on the spring constant, a belt clamping pressure determination circuit 40 for determining a belt clamping pressure, A belt μmax correction circuit 50 for correcting a belt μmax map described later in the pressure determination circuit 40 is provided.
[0333]
The engine torque estimation circuit 21 supplies the estimated engine torque TT to the spring constant identification circuit 31.
[0334]
The primary rotation speed detection circuit 22 detects the primary rotation speed Nin and supplies it to the hanging diameter calculation circuit 24, the sheave speed calculation circuit 27, and the spring constant identification circuit 31. The secondary rotation speed detection circuit 23 detects the secondary rotation speed Nout and supplies it to the hanging diameter calculation circuit 24, the tire torque calculation circuit 25, the sheave speed calculation circuit 27, and the spring constant identification circuit 31.
[0335]
The hanging diameter calculation circuit 24 calculates the hanging diameters R1 and R2 of the primary and secondary, and supplies them to the sheave speed calculation circuit 27 and the spring constant identification circuit 31.
[0336]
The tire torque calculation circuit 25 calculates the disturbance torque Tt using the secondary rotation speed Nout supplied from the secondary rotation speed detection circuit 23 according to the above equation (208), and supplies the disturbance torque Tt to the spring constant identification circuit 31.
[0337]
The spring constant identification circuit 31 calculates the input torque Tin (= TT−PumpTQR) to the primary sheave using the engine torque. Further, the rotation speed ω1 is calculated from the primary rotation speed Nin, and the rotation speed ω2 is calculated from the secondary rotation speed Nout.
[0338]
Then, using the above parameters, the primary and secondary diameters R1 and R2, and the preset parameters of the primary inertia J1 and the secondary inertia J2, the following equations (235) to (240) are used. Identify the spring constant k.
[0339]
[Equation 84]

[0340]
Then, the spring constant identification circuit 31 supplies the identified spring constants kp and ks to the belt slip detection circuit 32.
[0341]
The belt slip detection circuit 32 detects a macro slip generated mainly when an excessive transmission torque is applied from the tire based on the primary-side spring constant kp and the secondary-side spring constant ks identified by the spring constant identification circuit 31. To detect. Specifically, when the primary rotation speed Nin is equal to or more than 500 [rpm],
After the establishment of kp <0, ks <0 within one second, and
After establishing ks <0, kp <0 within one second
Is satisfied, the macro slip is detected. Then, the belt slip detection circuit 32 supplies the detection result to the belt clamping pressure determination circuit 40.
[0342]
(Verification of identification)
Here, it is verified how much the spring constants kp and ks identified on the primary side and the secondary side match.
[0343]
Since the same spring constant is identified from the primary side and the secondary side, the identification results must basically match. For verification, the signal transmitted from the drive shaft torque sensor prepared for measurement was used as the transmission torque from the tire on the secondary side instead of the above-described tire rotational inertia torque. Accordingly, in equations (219) to (224), the following equation (241) is used as equation (222).
[0344]
[Equation 85]

[0345]
Here, Tout is a tire transmission torque in the secondary sheave, and is expressed by the following equation (242) using the drive shaft torque DriveTRQ of one wheel.
[0346]
[Equation 86]

[0347]
FIG. 17 is a diagram showing the results of comparison and verification of spring constant identification results on the primary side and the secondary side using actual vehicle data of a vehicle speed of 60 km / h steady running and riding over a step. (A) is a primary rotation speed, a secondary rotation speed and a reduction ratio γ, (B) is a secondary pressure and a throttle opening, (C) is a secondary torque calculated from an engine torque and a secondary torque calculated from a drive shaft torque, (D) is a diagram showing the change over time of the spring constant kp calculated on the primary side and the spring constant ks calculated on the secondary side.
[0348]
According to FIG. 3D, in the steady state up to about 10 seconds, the spring constants k identified from the primary and secondary sides are relatively consistent. At the time of acceleration for 10 to 20 seconds, the transient waveform of the secondary torque calculated from each of the drive shaft torque and the engine torque is different, so that the identification result is different. After 20 seconds, the spring constants differ by about twice. Causes include the estimation error of the engine torque, the estimation error of the transmission torque from the tire, the possibility of deviation from the actual value of the hanging diameter calculated from the reduction ratio, the influence of ignoring the differential term of the spring constant k, etc. Can be considered.
[0349]
However, in the vicinity of 22 seconds at which it was considered that a macro slip occurred when the vehicle crossed a step, the spring constant k on both the primary side and the secondary side became 0 or less. Therefore, it was possible to determine that the identified spring constant k had an accuracy usable for macroslip detection.
[0350]
FIG. 18 is a diagram illustrating a result when the number of parameters to be identified is reduced from three to one, ignoring a temporal change in the hanging diameter. (A) is a primary rotation speed, a secondary rotation speed, and a reduction ratio γ, (B) is a spring constant kp when there are three identification parameters and one, and (C) is a spring constant when there are three identification parameters and one. FIG. 7 is a diagram showing a change over time of a spring constant ks. The actual vehicle data is the same as in FIG. When calculating the secondary-side spring constant ks, the above equation (222) was used as y [i] for the case of three parameters.
[0351]
According to FIGS. 7B and 7C, the identification results differ depending on the number of identification parameters. However, at the time of a macro slip around 22 seconds, even for the case of one identification parameter, the spring constants kp and ks <0 for both the primary and the secondary, and the macro slip could be detected.
[0352]
From the above, in order to detect the macro slip, it was determined that any of the primary and secondary spring constants kp and ks may be identified, and that the identification parameter may be one or three. .
[0353]
(Determining clamping pressure)
The belt clamping pressure determination circuit 40 includes a belt μmax map 41 that stores the belt μmax for each CVT state quantity, and a clamping pressure calculation circuit 43 that calculates the belt clamping pressure by using the load torque Tout of the secondary sheave. I have.
[0354]
The belt μmax map 41 has the same configuration as that of the first embodiment. The belt μmax corresponding to the current CVT state quantity is read and supplied to the clamping pressure calculation circuit 43.
[0355]
When the belt slippage detection circuit 32 detects the belt slippage, the clamping pressure calculation circuit 43 uses the load torque Tout of Expression (207) and the belt μmax read from the belt μmax map 41 to obtain the next (243) ), The optimum sheave pressure Pc2 on the secondary side is calculated according to the equations (244).
[0356]
[Equation 87]

[0357]
In Equation (243), K is one or more coefficients with respect to the tire rotational inertia torque, 11 ° in Equation (244) is the secondary sheave surface inclination angle, and A2 is the secondary sheave pressure receiving area. Also, the sheave pressure Pc2 ₀ Is the minimum required value. That is, the equation (243) indicates that the sheave pressure Pc2 ₀ Is added to K · Tout to obtain the sheave pressure Pc2 in which the necessary minimum value has a margin.
[0358]
Further, the clamping pressure calculation circuit 43 calculates a secondary optimum belt clamping pressure F2 (= Pc2 · A2) based on the calculated sheave pressure Pc2 and the secondary sheave pressure receiving area A2.
[0359]
(Belt μmax correction circuit 60)
When the load torque Tout <T_b is satisfied, the belt μmax correction circuit 60 determines that the actual belt μmax is lower than the belt μmax described in the belt μmax map 41 when the number of times of macroslip detection is equal to or greater than a predetermined number. Then, the belt μmax map 41 is corrected.
[0360]
Here, T_b is a threshold value of the load torque. When the above condition is satisfied, macro slip has occurred despite the fact that the tire rotational inertia torque is small. This indicates a situation where the belt clamping pressure with respect to the engine torque is reduced. Therefore, the belt μmax correction circuit 60 corrects the μmax value downward, assuming that the belt μmax of the belt μmax map 41 has decreased.
[0361]
Thus, the belt clamping pressure determination circuit 40 can always accurately determine the belt clamping pressure using the latest belt μmax even when the CVT belt is worn and the belt μmax changes.
[0362]
FIG. 19 is a diagram showing the result of the conventional macro slip detection performance. (A) is a diagram showing a primary rotation speed and a secondary rotation speed, (B) is a diagram showing a reduction ratio γ and its filter value, (C) is a reduction ratio deviation, and (D) is a diagram showing a temporal change of a drive shaft torque. In this case, after the tire idles by the accelerator operation on the low μ road, the vehicle enters the high μ road, causes macro slip due to the tire rotational inertia, and repeatedly enters the low μ road and the high μ road. In (B), the cut-off frequency of the first-order lag filter is set to 0.5 Hz in order to calculate the virtual reduction ratio γe.
[0363]
Conventionally, as shown in FIG. 3C, when the absolute value of the reduction ratio deviation becomes equal to or larger than a threshold value, a macro slip is detected. The threshold value for detecting the macro slip was set based on the value of the reduction ratio deviation around 5 seconds. On the other hand, as shown in (D), belt slippage occurs many times when the drive shaft torque is large. Therefore, according to (C), conventionally, the first belt slip after entering the high μ road could be detected, but no subsequent belt slip could be detected.
[0364]
FIG. 20 is a diagram that uses the same traveling data as FIG. 19 and shows a macro slip detection result of the belt squeezing pressure determination device (hereinafter, referred to as “the present application”) according to the third embodiment. (A) is a primary rotation speed, a secondary rotation speed and a reduction ratio γ, (B) is a secondary pressure (sheave pressure) and a throttle opening, (C) is an engine torque and a drive shaft torque, and (D) is an identified primary. FIG. 7E is a diagram showing a time-dependent change in the identified secondary-side spring constant ks, (E) showing the identified secondary-side spring constant ks, and FIG. According to (F), a macro slip could be detected at each macro slip time from (A) to (C).
[0365]
FIG. 21 is a diagram illustrating a macro slip detection result of the present application when the vehicle climbs over a step during steady running at a vehicle speed of 60 km / h. (A) to (F) are the same as those in FIG. According to (F), the macro slip could be detected even when a tire torque disturbance occurred when the vehicle crossed a step and a macro slip occurred.
[0366]
FIG. 22 is a diagram showing a macro slip detection result of the present application in a case where a macro slip is forcibly generated by blowing an accelerator with the secondary pressure lowered. (A) to (F) are the same as those in FIG. According to (F), all the macro slips could be detected even when the macro pressure was forced to occur a plurality of times by lowering the secondary pressure.
[0367]
FIG. 23 is a diagram illustrating a result of the macro slip detection of the present application during rapid acceleration / deceleration. (A) to (F) are the same as those in FIG. At the time of rapid acceleration / deceleration, no macro slip occurs, and no macro slip is detected according to (F). That is, there was no erroneous detection.
[0368]
FIG. 24 is a diagram showing a result of enlarging each state at the time of the first macro slip detection in FIG. 20 to check the macro slip detection time. (A) is a primary rotational speed, a secondary rotational speed and a reduction ratio γ, (B) is a drive shaft torque and a longitudinal acceleration (longitudinal G), (C) is a primary identification value (spring constant kp) and a secondary identification value ( FIGS. 3D and 3D are graphs showing macro slip detection results and changes over time in tire rotational inertia torque. According to (D), the macro slip could be detected 10 ms after the occurrence of the macro slip.
[0369]
According to the macro slip detection results shown in FIGS. 21 to 24, it has been found that the present application can accurately detect a macro slip when a macro slip occurs without erroneous detection. Therefore, if the sheave pressure on the secondary side is increased at the time of macro slip detection, damage to the belt can be avoided.
[0370]
As described above, the belt squeezing pressure determination device according to the third embodiment is configured by the engine inertia, the primary inertia, the secondary inertia, and the tire inertia, and transmits the torque between the primary and the secondary at a position where the both are engaged. By using a CVT torque transmission model represented by a spring force corresponding to the torsion angle of, the belt slip can be accurately detected by regarding a decrease in the spring force as a belt slip.
[0371]
In particular, in the CVT torque transmission model according to the present embodiment, only the spring constant k needs to be identified, and either the primary side or secondary side spring constant k may be identified. Belt slippage can be detected while reducing. Also, by expressing the torque transmitted from the tire by a tire rotational inertia model, even if there is a tire disturbance, the belt slip rate can be detected and the belt clamping pressure can be determined in consideration of the influence of the disturbance.
[0372]
Therefore, similarly to the first embodiment, the belt squeezing pressure determination device according to the third embodiment accurately detects the belt slip even when the belt slip occurs due to the influence of the tire disturbance. Since the belt clamping pressure can be increased by a necessary amount, it is possible to prevent the belt from being damaged by increasing the belt clamping pressure more than necessary.
[0373]
Although the belt type CVT has been described in the above-described embodiment, the present invention can be similarly applied to a toroidal type CVT. Further, the belt squeezing pressure determination device according to the present embodiment performs the operation of identifying one parameter, but may identify three parameters.
[0374]
Further, the belt μmax correction circuit 50 described in the first embodiment may be used instead of the belt μmax correction circuit 60. At this time, the belt μmax correction circuit 50 may use the belt slip detection circuit 32 instead of the belt slip detection circuit 51.
[0375]
【The invention's effect】
The belt squeezing pressure determination device according to the present invention includes: a torque transmission model between an input side sheave, an output side sheave, and a belt; rotation speeds respectively detected by first and second rotation speed detection means; By using the hanging diameter calculated by the calculating means and the engine torque estimated by the engine torque estimating means to determine the belt squeezing pressure, the optimum belt squeezing pressure according to the operation state of the continuously variable transmission is determined. Can be determined.
[0376]
The belt speed estimating device according to the present invention is characterized in that first and second rotation speed detecting means are provided for a torque transmission model that expresses torque transmission between an input-side sheave, an output-side sheave, and a belt using a belt friction characteristic. By estimating the belt speed using the rotational speeds respectively detected by the above and the engine torque estimated by the engine torque estimating means, it is possible to accurately estimate the belt speed which has conventionally been very difficult to calculate. be able to.
[0377]
A belt slip rate estimating device according to the present invention calculates a sheave speed based on a hanging diameter and a rotation speed corresponding to the hanging diameter, and calculates a belt speed based on the belt speed and the sheave speed estimated by the belt speed estimating device. By estimating the slip rate, the belt slip rate can be accurately estimated.
[0378]
The belt slip detecting device according to the present invention can reliably detect belt slip by detecting belt slip when the belt slip rate estimated by the belt speed estimating device exceeds a predetermined threshold.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of a CVT torque transmission model representing torque transmission from an engine to a tire.
FIG. 2 is a diagram comparing belt μ characteristics when μmax = 0.12 and α = −40 with belt μ characteristics measured using a CVT having a fixed sheave ratio.
FIG. 3 is a diagram illustrating linearization of a belt μ characteristic at a current operating point.
FIG. 4 is a block diagram illustrating a configuration of a belt squeezing pressure determination device according to the first exemplary embodiment.
FIG. 5 is a block diagram showing a functional configuration of an ECU.
FIG. 6 is a flowchart illustrating a processing procedure of a belt speed calculation circuit.
FIG. 7 is a block diagram illustrating a functional configuration of a belt μmax correction circuit.
FIG. 8 is a diagram showing a result of microslip estimation in a case where a tire slips due to an accelerator operation on a low μ road and then enters a high μ road to cause belt slippage due to tire rotation inertia.
FIG. 9 is a diagram illustrating a result of microslip estimation during steady running at a vehicle speed of 100 km / h.
FIG. 10 is a diagram showing a CVT torque transmission model according to a second embodiment in which a belt type CVT is modeled.
FIG. 11 is a diagram showing an experimental result of a belt frictional force characteristic with respect to a belt sliding speed.
FIG. 12 is a block diagram illustrating a configuration of a belt squeezing pressure determination device according to a second embodiment.
FIG. 13 is a block diagram showing a functional configuration of an ECU.
FIG. 14 is a diagram illustrating an estimation result of a belt slip ratio Slip_H using actual vehicle data.
FIG. 15 is a diagram illustrating a CVT torque transmission model according to a third embodiment.
FIG. 16 is a block diagram showing a functional configuration of an ECU according to a third embodiment.
FIG. 17 is a diagram showing results of comparison and verification of spring constant identification results on a primary side and a secondary side using actual vehicle data of a vehicle speed of 60 km / h steady running and riding over a step.
FIG. 18 is a diagram showing a result when the number of parameters to be identified is reduced from three to one, ignoring a temporal change in a hanging diameter.
FIG. 19 is a diagram showing a result of conventional macro slip detection performance.
FIG. 20 is a diagram illustrating a macro slip detection result of the belt squeezing pressure determination device according to the third embodiment.
FIG. 21 is a diagram showing a macro slip detection result of the present application when the vehicle climbs over a step during steady running at a vehicle speed of 60 km / h.
FIG. 22 is a diagram showing a macro slip detection result of the present application in a case where a macro slip is forcibly generated by blowing an accelerator while the secondary pressure is lowered.
FIG. 23 is a diagram showing a result of detecting a macro slip of the present application at the time of rapid acceleration / deceleration.
24 is a diagram showing an enlarged result of each state at the time of detecting the first macro slip in FIG. 20;
FIG. 25 is a diagram showing a change over time of a reduction ratio γ when a conventional technique is used.
[Explanation of symbols]
20 ECU
21 Engine torque estimation circuit
22 Primary rotation speed detection circuit
23 Secondary rotation speed detection circuit
24 Hanging diameter calculation circuit
25 Tire torque calculation circuit
26 Belt speed calculation circuit
27 Sheave speed calculation circuit
28 Belt slip rate calculation circuit
29 Belt acceleration calculation circuit
30 Belt speed calculation circuit
31 Spring constant identification circuit
32 Belt slip detection circuit
40 Belt clamping pressure determination circuit
50, 60 belt μmax correction circuit

Claims (12)

An input-side sheave, an output-side sheave, and a belt squeezing pressure determination device for a continuously variable transmission including a belt,
First rotation speed detecting means for detecting the rotation speed of the input sheave;
Second rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the output sheave,
Hanging diameter calculating means for calculating the hanging diameter of each of the input side sheave and the output side sheave based on the number of rotations respectively detected by the first and second number of rotations detecting means;
Engine torque estimating means for estimating engine torque;
For the torque transmission model between the input sheave, the output sheave, and the belt, the rotational speeds respectively detected by the first and second rotational speed detecting means and the hanging diameter calculated by the hanging diameter calculating means. And a belt squeezing pressure determining means for determining a belt squeezing pressure using the engine torque estimated by the engine torque estimating means;
Belt squeezing pressure determination device provided with First sheave pressure detection means for detecting a sheave pressure of the input sheave;
A second sheave pressure detecting means for detecting a sheave pressure of the output sheave,
2. The belt clamping device according to claim 1, wherein the belt clamping pressure determining unit further determines the belt clamping pressure by further using the sheave pressures detected by the first and second sheave pressure detecting units. Pressure determination device. An input-side sheave, an output-side sheave, and a belt speed estimation device for a continuously variable transmission including a belt,
First rotation speed detecting means for detecting the rotation speed of the input sheave;
Second rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the output sheave;
Engine torque estimating means for estimating engine torque;
The input-side sheave, the output-side sheave, and the torque transmission between the belts, with respect to a torque transmission model expressed by using belt friction characteristics, the rotational speeds respectively detected by the first and second rotational speed detecting means. A belt speed estimating means for estimating a belt speed using the engine torque estimated by the engine torque estimating means;
Belt speed estimation device equipped with First sheave pressure detection means for detecting a sheave pressure of the input sheave;
A second sheave pressure detecting means for detecting a sheave pressure of the output sheave,
The belt speed estimating means is configured to calculate the torque transmission between each of the sheaves and the belt by using the first and second torque transmission models based on a linear belt friction characteristic at an arbitrary operating point of a non-linear belt friction characteristic. 4. The belt speed estimating device according to claim 3, wherein the belt speed is estimated by further using the sheave pressure detected by the sheave pressure detecting means. The belt speed estimating apparatus according to claim 3, wherein the belt speed estimating means uses a torque transmission model that expresses torque transmission between each of the sheaves and the belt using a belt friction characteristic in a linear region. A belt speed estimation device according to any one of claims 3 to 5,
A hook diameter calculating means for calculating the hook diameter of the input sheave or the hook diameter of the output sheave,
Sheave speed calculating means for calculating a sheave speed based on the hanging diameter calculated by the hanging diameter calculating means and the rotation speed detected by the first or second rotation speed detecting means corresponding to the hanging diameter. When,
A belt slip rate estimating means for estimating a belt slip rate based on the belt speed estimated by the belt speed estimating device and the sheave speed calculated by the sheave speed calculating means;
Belt slip rate estimating device equipped with A belt slip rate estimating device according to claim 6,
Belt slip detecting means for detecting belt slip when the belt slip rate estimated by the belt speed estimating device exceeds a predetermined threshold,
Belt slip detection device provided with. An input-side sheave, an output-side sheave, and a belt slip detection device of a continuously variable transmission including a belt,
First rotation speed detecting means for detecting the rotation speed of the input sheave;
Second rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the output sheave;
Hanging diameter calculating means for calculating the hanging diameter of each of the input side sheave and the output side sheave based on the number of rotations respectively detected by the first and second number of rotations detecting means;
Engine torque estimating means for estimating engine torque;
For the torque transmission model between the input sheave, the output sheave, and the belt, the rotational speeds respectively detected by the first and second rotational speed detecting means and the hanging diameter calculated by the hanging diameter calculating means. And belt slip detecting means for detecting belt slip using the engine torque estimated by the engine torque estimating means,
Belt slip detection device provided with. The belt slip detecting means,
The input side sheave, the output side sheave, and the torque transmission between the belts, with respect to a torque transmission model represented by using a spring force corresponding to a torsion angle at a hanging diameter position of each of the input side sheave and the output side sheave,
Based on the rotational speeds respectively detected by the first and second rotational speed detecting means, the hanging diameter calculated by the hanging diameter calculating means, and the engine torque estimated by the engine torque estimating means; Determine the spring constant representing the spring force,
The belt slip detecting device according to claim 8, wherein the belt slip is detected when the determined spring constant is less than a predetermined threshold. A belt slip detecting device according to claim 7 or 8,
When the belt slippage is detected by the belt slippage detection device, using the engine torque estimated by the engine torque estimation unit and the belt maximum friction coefficient, a belt squeezing pressure determination unit that determines the belt squeezing pressure,
Belt squeezing pressure determination device provided with A belt slip detecting device according to claim 9,
Tire rotation inertia torque calculation means for calculating the tire rotation inertia torque of the output sheave,
When the belt slippage is detected by the belt slippage detecting device, the belt squeezing pressure for determining the belt squeezing pressure using the tire rotation inertia torque calculated by the tire rotation inertia torque calculation means and the belt maximum friction coefficient. Determining means;
Belt squeezing pressure determination device provided with Storage means for storing, for each predetermined state quantity of the continuously variable transmission, a belt maximum friction coefficient used in the belt squeezing pressure determination device;
Counting means for counting the number of belt slips detected by the belt slip detecting device,
When the frequency of the number of belt slips counted by the counting means exceeds a threshold, the belt maximum friction coefficient corresponding to the current state quantity of the continuously variable transmission is reduced according to the frequency of the number of belt slips. Correction means for correcting the maximum friction coefficient stored in the storage means,
The belt squeezing pressure determination device according to claim 10 or 11, further comprising:

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