JP2004332878A

JP2004332878A - Control device of continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2004332878A
Application number: JP2003132222A
Authority: JP
Inventors: Kunihiro Iwatsuki; 邦裕岩月; Yasunori Nakawaki; 康則中脇; Kazumi Hoshiya; 一美星屋
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-05-09
Filing date: 2003-05-09
Publication date: 2004-11-25

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device capable of enhancing the detection accuracy of a slip of a continuously variable transmission using the theoretical rate of change of the gear ratio. <P>SOLUTION: In the control device of a continuously variable transmission, a belt stretched over a drive pulley and a driven pulley is held by applying the thrust in the axial direction of the pulleys, and a slip to either pulley of the belt is detected based on the theoretical rate of change of the gear ratio and the actual rate of change of the gear ratio obtained from the input rotational speed and the output rotational speed. The control device has a means for calculating the theoretical rate of change of the gear ratio (Steps S1-S15) to calculate the theoretical rate of change of the gear ratio based on a calculation model in which the theoretical rate of change of the gear ratio is proportional to the change in the thrust. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、変速比を連続的に変化させることのできる無段変速機を対象とする制御装置に関し、特に無段変速機の滑りを検出する装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
ベルト式無段変速機やトラクション式無段変速機は、ベルトとプーリとの間の摩擦力や、ディスクとローラとの間のトラクションオイルのせん断力を利用してトルクを伝達している。したがってそのトルク容量を超えるトルクが作用した場合には、ベルトとプーリとの間、あるいはディスクとローラとの間で滑りが生じる。無段変速機に滑りが生じた場合には、その滑りを解消するための操作をおこなう必要があり、またトルク容量を設定する挟圧力を可及的に低下させるために、入力トルクに対して滑りの生じるいわゆる限界挟圧力を検出する際に滑りを生じさせる場合がある。
【０００３】
このように無段変速機における滑りの検出は、無段変速機の制御上、必ず検出する必要がある。無段変速機における滑りは、いずれかの部材の回転速度の変化として現れるから、変速比や変速速度の変化によって滑りを検出することができる。すなわち、滑りの生じていない状態を表すいわゆる基準となる値を定めておき、常時検出している値とそのいわゆる基準値と比較することにより、無段変速機の滑りを検出することができる。
【０００４】
そのいわゆる基準となる値として、従来、理論変速比変化率を設定し、入力回転速度と出力回転速度とに基づいて求められる実変速比変化率をその理論変速比変化率と比較し、その比較結果に基づいて滑りを検出することが特許文献１に記載されている。そして、この特許文献１に記載された装置では、滑りを検出することに基づいてライン圧を学習するように構成されている。さらに従来、ベルト式無段変速機におけるベルトの圧着力の変化によってスリップ限界を決定し、スリップを生じさせなようにするために、検出されたスリップ限界を超えないように圧着力を調整する装置が、特許文献２に記載されている。
【０００５】
【特許文献１】
特開平６−１１０２２号公報（段落（０１２６）〜（０１３１））
【特許文献２】
特開２００１−１２５９３号公報（要約、請求項１，２、段落（００１３）、図４）
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上記の特許文献１に記載されている発明では、変速比が変速比制御弁流量で制御され、かつベルトの周長が一定であることを利用して、単位時間あたりの変速比の変化率を求めている。より具体的には、駆動プーリ側の油圧アクチュエータにおける容積によって変速比を微分し（すなわち、変速比の微小変化量と容積の微小変化量との比を求め）、これに変速比制御弁での流量を掛けて、単位時間あたりの理論変速比変化率を算出している。したがって所定時間の間での理論変速比変化率は、その単位時間あたりの値を積分して算出している。
【０００７】
そのため、従来では、特許文献１に記載されているように、理論変速比変化率を求める演算が複雑であり、そのために、滑り検出制御に遅れや誤差が生じる可能性があった。また、理論変速比変化率を求めるために積分操作をおこなうので、その演算を継続し、あるいは繰り返しおこなった場合に、その積分操作に不可避的に介在する誤差が蓄積して、滑りの検出精度が低下する可能性がある。さらに、変速比制御弁での流量を用いて理論変速比変化率を演算するので、変速比制御弁での流量の誤差が、理論変速比変化率の演算精度、ひいては滑りの検出精度に影響し、その検出精度が低下する可能性がある。
【０００８】
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、理論変速比変化率を用いて、容易かつ高精度に滑りを検出することのできる制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００９】
【課題を解決するための手段およびその作用】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、駆動プーリと従動プーリとに巻き掛けたベルトを各プーリに軸線方向の推力を付与して挟み付け、そのベルトのいずれかのプーリに対する滑りを、理論変速比変化率と入力回転速度および出力回転速度から求まる実変速比変化率とに基づいて検出する無段変速機の制御装置において、理論変速比変化率が前記推力の変化量に比例する計算モデルに基づいて前記理論変速比変化率を算出する理論変速比変化率算出手段を備えていることを特徴とする制御装置である。
【００１０】
したがって請求項１の発明では、変速比を設定するいずれか一方のプーリにおける推力の変化に理論変速比変化率が比例する計算モデルに基づいて、理論変速比変化率が求められる。そして、入力回転速度と出力回転速度とから求められる実変速比変化率と上記の理論変速比変化率とが比較されて、無段変速機での滑りが検出される。そのため、理論変速比変化率の算出が容易になり、無段変速機での滑りが迅速に、また精度良く検出される。
【００１１】
また、請求項２の発明は、理論変速比変化率と入力回転速度および出力回転速度から求まる実変速比変化率との比較結果に基づいて滑りを検出する無段変速機の制御装置において、変速比を制御する変速比制御弁の動作特性を学習する学習手段と、前記理論変速比変化率と実変速比変化率との比較結果に基づいて滑りを判断する判断基準を、前記学習手段による学習の前後で変更する滑り判断基準設定手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。
【００１２】
したがって請求項２の発明では、変速比制御弁の動作特性が学習され、その学習の前後で、前記滑り判断基準が変更される。そのため、変速比制御弁の動作特性が、理論変速比変化率と実変速比変化率との比較による滑りの判断に反映される。すなわち、変速比制御弁の動作特性に影響を受ける理論変速比変化率が滑りの判断に使用されているのに対して、その変速比制御弁の動作特性が滑り判断基準に反映させられるので、滑りの判断あるいは検出の精度が向上する。
【００１３】
さらに、請求項３の発明は、挟圧力によってトルク容量が変化する無段変速機の理論変速比変化率と入力回転速度および出力回転速度から求まる実変速比変化率とを比較して滑りを検出する無段変速機の制御装置において、変速比を制御する変速比制御弁の動作特性を学習する学習手段と、その学習手段による学習が終了した後に、前記挟圧力を低下させ、かつ挟圧力の低下に伴う滑りを検出する滑り検出手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。
【００１４】
したがって請求項３の発明では、変速比制御弁の動作特性が学習された後、すなわち変速比制御弁の動作特性が制御データとして取り込むことが可能になっ後に、挟圧力を低下させるとともに、挟圧力の低下に伴う滑りを検出する制御が実行される。そのため、変速比制御弁の動作特性を反映させることにより、変速比制御弁の動作特性が要因となる誤差を排除した状態での制御が可能になり、その結果、無段変速機での滑りの検出が迅速かつ精度良くおこなわれる。
【００１５】
そして、請求項４の発明は、積分操作を含む演算で求められる理論変速比変化率と入力回転速度および出力回転速度から求まる実変速比変化率との比較結果に基づいて滑りを検出する無段変速機の制御装置において、前記無段変速機に作用するトルクが安定している予め定めた所定の状態で、前記理論変速比変化率の演算の初期値を更新する初期化手段を備えていることを特徴とする制御装置である。
【００１６】
したがって請求項４の発明では、理論変速比変化率の演算のための初期値が、トルクの安定している所定の状態で更新されるので、積分操作をおこなうとしても、誤差の累積などの誤差要因が抑制され、その結果、理論変速比変化率を使用した滑りの検出精度が向上する。
【００１７】
【発明の実施の形態】
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする無段変速機を含む駆動系統の一例を説明すると、図５は、ベルト式無段変速機１を含む駆動機構を模式的に示しており、その無段変速機１は、前後進切換機構２およびロックアップクラッチ３付きの流体伝動機構４を介して動力源５に連結されている。
【００１８】
その動力源５は、内燃機関、あるいは内燃機関と電動機、もしくは電動機などによって構成されている。なお、以下の説明では、動力源５をエンジン５と記す。また、流体伝動機構４は、例えば従来のトルクコンバータと同様の構成であって、エンジン５によって回転させられるポンプインペラとこれに対向させて配置したタービンランナーと、これらの間に配置したステータとを有し、ポンプインペラで発生させたフルードの螺旋流をタービンランナーに供給することよりタービンランナーを回転させ、トルクを伝達するように構成されている。
【００１９】
このような流体を介したトルクの伝達では、ポンプインペラとタービンランナーとの間に不可避的な滑りが生じ、これが動力伝達効率の低下要因となるので、ポンプインペラなどの入力側の部材とタービンランナーなどの出力側の部材とを直接連結するロックアップクラッチ３が設けられている。このロックアップクラッチ３は、油圧によって制御するように構成され、完全係合状態および完全解放状態、ならびにこれらの中間の状態であるスリップ状態に制御され、さらにそのスリップ回転数を適宜に制御できるようになっている。
【００２０】
前後進切換機構２は、エンジン５の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、入力されたトルクをそのまま出力し、また反転して出力するように構成されている。図５に示す例では、前後進切換機構２としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、サンギヤ６と同心円上にリングギヤ７が配置され、これらのサンギヤ６とリングギヤ７との間に、サンギヤ６に噛合したピニオンギヤ８とそのピニオンギヤ８およびリングギヤ７に噛合した他のピニオンギヤ９とが配置され、これらのピニオンギヤ８，９がキャリヤ１０によって自転かつ公転自在に保持されている。そして、二つの回転要素（具体的にはサンギヤ６とキャリヤ１０と）を一体的に連結する前進用クラッチ１１が設けられ、またリングギヤ７を選択的に固定することにより、出力されるトルクの方向を反転する後進用ブレーキ１２が設けられている。
【００２１】
無段変速機１は、従来知られているベルト式無段変速機と同じ構成であって、互いに平行に配置された駆動プーリ１３と従動プーリ１４とのそれぞれが、固定シーブと、油圧式のアクチュエータ１５，１６によって軸線方向に前後動させられる可動シーブとによって構成されている。したがって各プーリ１３，１４の溝幅が、可動シーブを軸線方向に移動させることにより変化し、それに伴って各プーリ１３，１４に巻掛けたベルト１７の巻掛け半径（プーリ１３，１４の有効径）が連続的に変化し、変速比が無段階に変化するようになっている。そして、上記の駆動プーリ１３が前後進切換機構２における出力要素であるキャリヤ１０に連結されている。
【００２２】
なお、従動プーリ１４における油圧アクチュエータ１６には、無段変速機１に入力されるトルクに応じた油圧（ライン圧もしくはその補正圧）が、図示しない油圧ポンプおよび油圧制御装置を介して供給されている。したがって、従動プーリ１４における各シーブがベルト１７を挟み付けることにより、ベルト１７に張力が付与され、各プーリ１３，１４とベルト１７との挟圧力（接触圧力）が確保されるようになっている。
【００２３】
これに対して駆動プーリ１３における油圧アクチュエータ１５には、アップシフト用の変速比制御弁とダウンシフト用の変速比制御弁（それぞれ図示せず）とが接続されている。そして、入力回転数を目標回転数に一致させるフィードバック制御によっていずれかの変速比制御弁をデューティ制御することにより、油圧アクチュエータ１５に圧油が給排され、所定の変速比に応じた溝幅（有効径もしくは巻掛け径）に設定するようになっている。これら各プーリ１３，１４における可動シーブを軸線方向に押圧する力が推力であり、したがってその推力は、各油圧アクチュエータ１５，１６に供給されている圧油や遠心力、さらにはリターンスプリングなどの弾性力によって生じる。
【００２４】
上記の従動プーリ１４が、ギヤ対１８を介してディファレンシャル１９に連結され、このディファレンシャル１９から駆動輪２０にトルクを出力するようになっている。したがって上記の駆動機構では、エンジン５と駆動輪２０との間に、ロックアップクラッチ３と無段変速機１とが直列に配列されている。
【００２５】
上記の無段変速機１およびエンジン５を搭載した車両の動作状態（走行状態）を検出するために各種のセンサーが設けられている。すなわち、無段変速機１に対する入力回転数（前記タービンランナーの回転数）を検出して信号を出力するタービン回転数センサー２１、駆動プーリ１３の回転数を検出して信号を出力する入力回転数センサー２２、従動プーリ１４の回転数を検出して信号を出力する出力回転数センサー２３、ベルト挟圧力を設定するための従動プーリ１４側の油圧アクチュエータ１６の圧力を検出する油圧センサー２４が設けられている。また、特には図示しないが、アクセルペダルの踏み込み量を検出して信号を出力するアクセル開度センサー、スロットルバルブの開度を検出して信号を出力するスロットル開度センサー、ブレーキペダルが踏み込まれた場合に信号を出力するブレーキセンサーなどが設けられている。
【００２６】
上記の前進用クラッチ１１および後進用ブレーキ１２の係合・解放の制御、および前記ベルト１７の挟圧力の制御、ならびに変速比の制御、さらにはロックアップクラッチ３の制御をおこなうために、変速機用電子制御装置（ＣＶＴ−ＥＣＵ）２５が設けられている。この電子制御装置２５は、一例としてマイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータおよび予め記憶しているデータに基づいて所定のプログラムに従って演算をおこない、前進や後進あるいはニュートラルなどの各種の状態、および要求される挟圧力の設定、ならびに変速比の設定、ロックアップクラッチ３の係合・解放ならびにスリップ回転数などの制御を実行するように構成されている。
【００２７】
ここで、変速機用電子制御装置２５に入力されているデータ（信号）の例を示すと、無段変速機１の入力回転数（入力回転速度）Ｎｉｎの信号、無段変速機１の出力回転数（出力回転速度）Ｎｏの信号が、それぞれに対応するセンサから入力されている。また、エンジン５を制御するエンジン用電子制御装置（Ｅ／Ｇ−ＥＣＵ）２６からは、エンジン回転数Ｎｅの信号、エンジン（Ｅ／Ｇ）負荷の信号、アクセルペダル（図示せず）の踏み込み量であるアクセル開度信号などが入力されている。
【００２８】
無段変速機１によれば、入力回転数であるエンジン回転数を無段階に（言い換えれば、連続的に）制御できるので、これを搭載した車両の燃費を向上できる。例えば、アクセル開度などによって表される要求駆動量と車速とに基づいて目標駆動力が求められ、その目標駆動力を得るために必要な目標出力が目標駆動力と車速とに基づいて求められ、その目標出力を最適燃費で得るためのエンジン回転数が予め用意したマップに基づいて求められ、そして、そのエンジン回転数となるように変速比が制御される。
【００２９】
上記の無段変速機１では、動力の伝達効率を可及的に良好な状態に維持するために、入力トルクや車両の走行状態などに応じた挟圧力が設定される。しかしながら、実際に設定されている挟圧力によるトルク容量を超えるトルクが無段変速機１に作用して無段変速機１に滑りが生じる可能性があるので、この発明に係る制御装置では、以下に述べるようにして滑りを検出する。
【００３０】
図１はその制御例を説明するためのフローチャートであって、先ず、出力側の従動プーリ１４における推力ＷＯＵＴが算出される（ステップＳ１）。具体的には、
ＷＯＵＴ＝（Ｐｄ＋Ｐｓｃｈ）＊Ａｏｕｔ
の式で算出される。すなわち、従動プーリ１４側の油圧アクチュエータ１６に作用している油圧Ｐｄと、その油圧アクチュエータ１６で生じている遠心油圧およびリターンスプリングなどによる弾性力の和Ｐｓｃｈとを加えた圧力に、その油圧アクチュエータ１６の受圧面積Ａｏｕｔを掛けて出力側の推力ＷＯＵＴが算出される。この推力は、実際に作用している油圧に基づくものであるから、実推力と言い得るものである。
【００３１】
一方、入力トルクに対応した従動プーリ１４での推力（以下、仮に必要推力という）ＷＯＵＴＳＬＰが算出される（ステップＳ２）。すなわち滑りを生じることなく入力トルクを伝達できる最低の挟圧力を生じさせる推力であり、安全率ＳＦが“１”の状態に相当する推力である。これは、例えば
ＷＯＵＴＳＬＰ＝Ｔｔ＊ｃｏｓα／（２＊μ＊Ｒｉｎ）
で算出される。ここで、Ｔｔは入力トルク、αはプーリ１３，１４におけるベルト１７の侠角、μはプーリ１３，１４とベルト１７との間の摩擦係数、Ｒｉｎは駆動プーリ１３におけるベルト１７の巻き掛け半径である。
【００３２】
なお、入力トルクＴｔは、エンジン回転数Ｎｅとエンジン負荷（例えばスロットル開度）とに基づいて推定トルクＴｅを求め（ステップＳ２Ａ）、その推定トルクＴｅとイナーシャトルクとに基づいて求める（ステップＳ２Ｂ）ことができる。
【００３３】
実推力ＷＯＵＴは、無段変速機１に滑りが生じずに運転されている状態では必要推力ＷＯＵＴＳＬＰより高くなっているのが一般的であり、その超過分（あるいは余裕分）が安全率ＳＦに相当している。そこで、その安全率ＳＦが算出される（ステップＳ３）。具体的には、実推力ＷＯＵＴと必要推力ＷＯＵＴＳＬＰとの比（ＷＯＵＴ／ＷＯＵＴＳＬＰ）として安全率ＳＦが算出される。
【００３４】
こうして求められた安全率ＳＦとその時点の変速比γとから推力比τが求められる（ステップＳ４）。具体的には、安全率ＳＦと変速比γとによる予め用意したマップから推力比τが求められる。
【００３５】
一方、駆動プーリ１３における可動シーブの位置（軸線方向での位置）ＷＤｘが求められる（ステップＳ５）。変速比γはベルト１７の各プーリ１３，１４に対する巻き掛け半径の比と等しいから、ステップＳ５においては変速比γによるマップに基づいて、前記可動シーブの位置ＷＤｘが求められる。
【００３６】
図１にフローチャートで示すルーチンは、所定時間毎に繰り返し実行されており、したがって前記可動シーブの位置ＷＤｘも所定時間毎に求められている。そこでステップＳ６では、各ルーチン毎の位置変化量ｄｘが求められる。これは、今回求められた前記可動シーブの位置ＷＤｘ（ｉ）と前回の値ＷＤｘ（ｉ−１）との差として求めることができる。
【００３７】
ここで説明している具体例における前記ベルト１７は、薄い金属片からなる多数のブロックを互いに密着させて環状に配列し、それらのブロックを金属製のフープ（それぞれ図示せず）によって結束した構造である。各プーリ１３，１４はそのブロックを挟み付けて円周方向に押して移動させることによりトルクを伝達する。駆動プーリ１３に対して巻き掛かるそのブロックの数ｄＮが算出される（ステップＳ７）。これは、変速比γと無段変速機１の入力回転数すなわち駆動プーリ１３の回転数ＮＩＮとによるマップに基づいて求められる。
【００３８】
ついで、ブロック１個当たりの前記可動シーブの軸線方向移動量ｄｘ／ｄＮが算出される（ステップＳ８）。無段変速機１における変速は、駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５に圧油を供給し、もしくは圧油を排出し、それに伴ってベルト１７が引っ張られ、もしくは弛められ、その結果、従動プーリ１４における固定シーブと可動シーブとの間隔（すなわち溝幅）が拡大もしくは縮小することにより生じる。このような変化は、いずれかのプーリ１３，１４における推力の変化によって生じるので、上記のステップＳ８で求められた軸線方向移動量ｄｘ／ｄＮに基づいて駆動プーリ１３での推力変化量ＶＫＶＡＬＤＸが求められる（ステップＳ９）。具体的には、その推力変化量ＶＫＶＡＬＤＸは、前記ブロック１個当たりの前記可動シーブの軸線方向移動量ｄｘ／ｄＮによるマップに基づいて求められる。そのマップは、アップシフトとダウンシフトとでは別に設定される。
【００３９】
その推力変化量ＶＫＶＡＬＤＸを利用して駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５の圧力Ｐｉｎが算出される（ステップＳ１０）。これは、
Ｐｉｎ＝（ＶＫＶＡＬＤＸ＋ＷＯＵＴ／τ−機械的推力分）／Ａｉｎ
の式によって算出することができる。ここで、機械的推力分とは、遠心油圧に基づく推力やリータンスプリングなどの機械要素に基づく推力相当分などの総和であり、またＡｉｎは駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５における受圧面積である。なお、この式を変形すると、
Ｐｉｎ＊Ａｉｎ＋機械的推力分−ＷＯＵＴ／τ＝ＶＫＶＡＬＤＸ
となる。この式の左辺第１項と第２項とは、駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５で生じる推力ＷＩＮであるから、上記の式は、
ＷＩＮ−ＷＯＵＴ／τ＝ＶＫＶＡＬＤＸ
に変形できる。
【００４０】
これが前述したブロック１個当たりの可動シーブの軸線方向移動量ｄｘ／ｄＮに比例するとして
ｄｘ／ｄＮ＝Ｋ＊（ＷＩＮ−ＷＯＵＴ／τ）
の式が成り立つ。この関係を図２に線図によって模式的に示してある。この比例定数Ｋは無段変速機１の運転状態で定まり、したがって運転状態をパラメータとしてマップとして予め定めておくことができる。なお、変速の生じない定常走行状態の場合には比例定数Ｋは“０”である。また、そのマップは、アップシフトとダウンシフトとでは別に設定される。
【００４１】
また一方、駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５に供給される圧油の元圧であるライン圧ＰＬが算出される（ステップＳ１１）。挟圧力を設定する従動プーリ１４側の油圧アクチュエータ１６における油圧Ｐｄが、ライン圧ＰＬを元圧として設定されているので、これを利用することができ、したがって例えば
ＰＬ＝Ｐｄ＊Ａ＋Ｂ（Ａ、Ｂは定数）
として算出することができる。
【００４２】
こうして算出されたライン圧ＰＬを使用して変速比制御弁流量ｑが算出される（ステップＳ１２）。すなわち、変速比制御弁（図示せず）がデューティソレノイド弁によって構成されている場合、その入力側の圧力と出力側の圧力との差、およびデューティ比に基づいて流量が定まる。その入力側の圧力は、圧油を供給するアップシフトの場合はライン圧となり、また出力側の圧力は、駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５における油圧Ｐｉｎとなる。したがってアップシフトの場合、その差圧（ＰＬ −Ｐｉｎ）と変速指令デューティ比ＤＤＳ１とからマップに基づいて流量ｑを求めることができる。これに対して圧油を排出するダウンシフトの場合には、入力側の圧力が油圧アクチュエータ１５の圧力Ｐｉｎとなり、出力側の圧力が大気圧すなわち“０”となるから、その差圧（ＰＬ −０）とダウンシフト指令デューティ比ＤＤＳ２とからマップに基づいて流量ｑを求めることができる。
【００４３】
なお、変速比γは、入力回転数ＮＩＮとその目標回転数ＮＩＮＴとの差をフィードバック偏差としてフィードバック制御（ステップＳ１２Ａ）されるから、その変速の際のデューティ比ＤＤＳ１，ＤＤＳ２を読み込んで（ステップＳ１２Ｂ）、これをステップＳ１２で利用すればはよい。
【００４４】
変速比制御弁流量ｑは、要は、駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５に給排される圧油の量であるから、これを、その油圧アクチュエータ１５におけるピストンの断面積（前記受圧面積Ａｉｎ）でわり算することにより、駆動プーリ１３での可動シーブの軸線方向移動量ｄｘ１が求められる（ステップＳ１３）。駆動プーリ１３での可動シーブが軸線方向に移動することにより、駆動プーリ１３の溝幅すなわちベルト１７の巻き掛け半径が変化して変速が生じるから、その可動シーブの軸線方向移動量ｄｘ１と変速比γとに基づいて理論変速比γ１が求められる（ステップＳ１４）。例えば、現時点の理論変速比γ１（ｉ）と前記可動シーブの軸線方向移動量ｄｘ１とのマップから次の時点（１ルーチン先の時点）の理論変速比γ１（ｉ＋１）が求められる。
【００４５】
こうして算出される理論変速比γ１の単位時間当たりの変化量が理論変速比変化率Δγ１である。これは、例えば図１に示すフローチャートの１ルーチンの時間Δｔの間における理論変速比γ１の変化量（γ１（ｉ）−γ１（ｉ−１））をその時間Δｔでわり算（｛γ１（ｉ）−γ１（ｉ−１）｝／Δｔ）することにより求められる。
【００４６】
これと同様に、実変速比変化率Δγ（ｉ）が算出される（ステップＳ１６）。その実変速比γ（ｉ）は、無段変速機１の入力回転速度ＮＩＮと出力回転速度ＮＯＵＴとの比として算出される値であり、したがって実変速比変化率Δγ（ｉ）は、その単位時間当たりの変化量である。すなわち
Δγ（ｉ）＝｛γ（ｉ） −γ（ｉ−１）｝／Δｔ
として算出することができる。
【００４７】
したがって理論変速比変化率Δγ１は、駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５に給排される圧油の量ｑに基づいて理論的に算出されたものであるから、ベルト１７といずれかのプーリ１３，１４との間の滑りを含まない値である。これに対して実変速比変化率Δγは、各プーリ１３，１４の実際の回転速度に基づいて算出されたものであるから、無段変速機１に滑りが生じた場合には、その滑りに起因する変速比の変化を含んだものとなる。
【００４８】
したがって理論変速比変化率Δγ１と実変速比変化率Δγとを比較することにより、無段変速機１の滑りが検出される（ステップＳ１７）。具体的には、実変速比変化率Δγと理論変速比変化率Δγ１との差の絶対値が算出され、その絶対値が予め定めたしきい値Δγｈ以上か否かが判断される。
【００４９】
このステップＳ１７で否定的に判断された場合には、実変速比変化率Δγが理論変速比変化率Δγ１に近似していて無段変速機１に滑りが生じていないことになる。これとは反対にステップＳ１７で肯定的に判断された場合には、実変速比変化率Δγが理論変速比変化率Δγ１に対して大きく乖離しており、これは無段変速機１でのベルト１７の滑りに起因していることが明らかであるから、ベルト滑りの判定が成立し、かつその滑り抑制もしくは収束のための対応処理が実行される（ステップＳ１８）。なお、その対応処理は、例えば挟圧力を増大させる制御やエンジントルクを低下させる制御である。
【００５０】
したがって上記の図１に示す制御を実行するように構成されたこの発明の装置では、変速を設定する駆動プーリ１３での推力変化量と理論変速比変化率Δγ１とが比例する関係を利用して理論変速比変化率Δγ１を算出する。言い換えれば、推力変化量と理論変速比変化率Δγ１とが比例する計算モデルに基づいて理論変速比変化率Δγ１を算出するので、その算出を容易かつ迅速に、また精度良くおこなうことができる。したがってこの発明制御装置によれば、理論変速比変化率Δγ１と実変速比変化率Δγとの比較結果に基づいて滑りを検出する場合に、その検出制御を容易かつ迅速に、また精度良くおこなうことができる。
【００５１】
この発明に係る制御装置は、変速比制御弁の流量ｑを使用して理論変速比変化率Δγ１を算出し、またその変速比制御弁流量ｑは、変速比制御弁に対するデューティ指令値に基づいて求めている。この変速比制御弁流量ｑとデューティ比との関係は、各変速比制御弁ごとに一定しているものの、個体差によって各変速比制御弁ごとにバラツキがある。そのために、上述した図１におけるステップＳ１２で算出される流量と実際に流量とには誤差が生じることがある。前者の演算による流量は理論変速比変化率Δγ１の算出に使用され、また後者の実際の流量は実変速比変化率Δγに反映される。したがって変速比制御弁流量の演算値と実際値との誤差は、理論変速比変化率Δγ１と実変速比変化率Δγとの差あるいは理論変速比γ１と実際の変速比γとの差として現れる。
【００５２】
前述した滑り判定のためのしきい値Δγｈを全ての変速比制御弁もしくは無段変速機１に対して同一とした場合には、上述した誤差をも含んで滑りを判断することになるので、滑り判定の精度が低下する可能性がある。そこで、この発明の制御装置では、滑り判定の精度を良好にするために、変速比制御弁の特性を考慮した制御をおこなうように構成されている。その一例を図３にフローチャートで示してある。
【００５３】
図３において、先ず、弁特性に合わせた指令値の学習補正が終了しているか否かが判断される（ステップＳ２１）。その弁特性とは、上述した図５に示す駆動プーリ１３側の油圧アクチュエータ１５に圧油を給排する変速比制御弁（図示せず）の特性であって、アップシフト用の変速比制御弁とダウンシフト用の変速比制御弁とのデューティ指令値と流量との関係である。また、その指令値の学習補正とは、変速比制御弁に対する所定のデューティ指令値で得られる流量を、変速比制御弁で実際に生じる流量に一致させるようにデューティ指令値を学習によって補正することである。
【００５４】
前述したように、デューティ指令値から演算によって求められる流量が理論変速比γ１として現れ、また実際の流量が実変速比γとして現れるので、これらの変速比γ１，γを比較することにより、変速比制御弁での流量の理論値と実際値との誤差を求めることができる。その誤差がゼロになるように、デューティ指令値を変更し、あるいはデューティ指令値についての補正係数を、実際に所定の変速比を設定することにより求めることにより、変速比制御弁の指令値についての学習をおこなうことができる。
【００５５】
上記のステップＳ２１ではこのような学習補正が完了しているか否かが判断され、肯定的に判断された場合には、滑り判定のためのしきい値Δγｈ（すなわち滑りの判断基準）として補正後の値が採用される（ステップＳ２２）。これとは反対にステップＳ２１で否定的に判断された場合には、変速比制御弁の指令値についての学習補正が完了する前の状態に対応させてある値が設定される（ステップＳ２３）。
【００５６】
これら変速比制御弁の指令値についての学習補正の有無に応じて設定されるしきい値Δγｈは、予め定めた一定値であってよく、あるいは補正量に応じた変数であってもよい。また、変速比制御弁の指令値についての学習補正が完了する前に使用されるしきい値Δγｈは、前記学習補正が完了した後に使用されるしきい値Δγｈより大きい値に設定される。変速比制御弁の指令値についての学習補正が完了していない状態での滑り判定には、相対的に大きい誤差が含まれている可能性があり、これとは反対に前記学習補正が終了していれば、しきい値Δγｈを小さくしても誤判定をおこなう可能性が少なく、精度の良い判定をおこない得るからである。
【００５７】
こうして滑り判定のためのしきい値を設定した後に、理論変速比変化率Δγ１が算出（ステップＳ２４）されるとともに、実変速比変化率Δγが算出され（ステップＳ２５）、さらにこれらの変化率Δγ１，Δγとの差の絶対値が、しきい値Δγｈ以上か否かが判断される（ステップＳ２６）。そして、このステップＳ２６で否定的に判断された場合には、特に制御をおこなうことなく図３のルーチンを一旦終了し、これとは反対にステップＳ２６で肯定的に判断された場合には、滑りの判定が成立するとともに、所定の対応処理が実行される（ステップＳ２７）。このステップＳ２４からステップＳ２７までの各制御は、図１に示すステップＳ１からステップＳ１８に示すとおりである。
【００５８】
したがって図３に示す制御を実行するように構成した場合には、変速比制御弁の特性の個体差あるいは無段変速機１の個体差を、滑り判定に反映させることができるので、滑りの判定を容易かつ迅速におこなうことができることに加え、その判定精度を向上させることができる。
【００５９】
図１を参照して説明したように、ベルト１７を構成しているブロック１個当たりの可動シーブの軸線方向移動量を求め、その可動シーブの軸線方向移動量を使用して理論変速比γ１やその変化率Δγ１を算出し、かつ滑りの判定をおこなっている。そして、図１にフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間ごとに繰り返し実行される。したがって滑り判定のために実際に使用される理論変速比変化率Δγ１や実変速比変化率Δγは、図１のルーチンを繰り返すごとに積算（積分）された値となる。すなわち、理論変速比変化率Δγ１を求める演算は、積分操作を含んでいる。そのため、各積算処理ごとに僅かであっても誤差を含んでいると、その誤差も積算され、これが滑り判定の精度に影響を及ぼす。この発明の制御装置は、このような積分操作に伴う影響を可及的に抑制するために、以下のように制御をおこなう。
【００６０】
図４はその制御例を示すフローチャートであって、先ず、理論変速比変化率Δγ１が算出される（ステップＳ３１）。その算出の方法あるいは手順は図１を参集して説明したとおりである。次に、弁特性に合わせた指令値の学習補正が済んでいるか否かが判断される（ステップＳ３２）。これは、前述した図３に示すステップＳ２１と同様の判断である。このステップＳ３２で肯定的に判断された場合には、滑り判定のためのしきい値Δγｈとして上記の学習補正が既に完了していることに対応した値が設定される（ステップＳ３３）。これは、図３に示すステップＳ２２と同様の制御である。
【００６１】
必要挟圧力の検出条件が成立しているか否かが判断される（ステップＳ３４）。ここで、必要挟圧力とは、エンジン５側からの入力トルクに釣り合ういわゆるトルク容量を設定する限界挟圧力に、路面入力対応分などの所定の安全を見込んだ圧力を加えた挟圧力である。この必要挟圧力を検出する場合、無段変速機１に作用する入力トルクなどのトルクが安定していることや制御が正常に実行されることなどの条件が必要であり、ステップＳ３４ではその条件が成立しているか否かが判断される。具体的には、無段変速機１を搭載している車両の走行状態が定常状態もしくは準定常状態にあること、その時点の入力トルクに対する必要挟圧力が既に設定もしくは補正されていないことなどが必要挟圧力の検出条件であり、ステップＳ３４ではこれが成立しているか否かが判断される。
【００６２】
このステップＳ３４で肯定的に判断された場合には、検出操作の開始前か否か、すなわち検出操作が既に開始されているか否かが判断される（ステップＳ３５）。このステップＳ３５で肯定的に判断された場合には、理論変速比変化率Δγ１の算出の初期値が更新される（ステップＳ３６）。すなわち車両が定常走行状態あるいは準定常走行状態などの安定した走行状態にあって、無段変速機１に作用するトルクが安定しており、理論変速比γ１やその変化率Δγ１などを算出する際に外乱となる要因が少なくなっているので、その状態での値（例えば入出力回転数から求められた変速比）を初期値として採用し、誤差を少なくするようにしたのである。
【００６３】
その後、必要挟圧力の検出操作が実行される（ステップＳ３７）。具体的には、挟圧力をオーバーシュートしないように徐々に低下させる。その過程で理論変速比γ１やその変化率Δγ１が逐次算出される。また同時に、実変速比変化率Δγが算出される（ステップＳ３８）。なお、既に検出操作が開始されていてステップＳ３５で否定的に判断された場合には、直ちにステップＳ３７に進んで、必要挟圧力の検出制御を継続する。
【００６４】
一方、必要挟圧力の検出条件が成立していないことによりステップＳ３４で否定的に判断された場合には、挟圧力をその時点の入力トルクに対応した圧力もしくはライン圧（あるいはその補正圧）に設定するなどの対応処理Ｉを実行（ステップＳ３９）した後、ステップＳ３８に進む。また、弁特性に合わせた指令値の学習補正が完了していないことによりステップＳ３２で否定的に判断された場合には、しきい値Δγｈとして補正前の値が設定され（ステップＳ４０）、その後、ステップＳ３８に進む。このステップＳ４０の制御は、図３に示すステップＳ２３と同様の制御である。
【００６５】
ステップＳ３１で理論変速比変化率Δγ１が算出され、ステップＳ３８で実変速比変化率Δγが算出されていることにより、これらの差の絶対値がしきい値Δγｈ以上か否かが判断される（ステップＳ４１）。このステップＳ４１で否定的に判断された場合には、滑りが生じていないので、特に制御をおこなうことなくリターンする。これとは反対にステップＳ４１で肯定的に判断された場合には、滑り判定の成立など、前述した図１のステップＳ１８あるいは図３のステップＳ２７と同様の対応処理ＩＩが実行される（ステップＳ４２）。
【００６６】
したがって図４に示す制御を実行するように構成されたこの発明に係る制御装置によれば、必要挟圧力の検出制御の開始前で、その検出制御の開始条件が成立する定常状態あるいは準定常状態で、積分操作を含む理論変速比変化率Δγ１の算出の初期値が更新されるので、理論変速比変化率Δγ１についての誤差を抑制することができ、ひいては無段変速機１の滑りの判定およびそれに伴う必要挟圧力や限界挟圧力の検出を精度良くおこなうことができる。
【００６７】
ここで上記の各具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、上述したステップＳ１からステップＳ１５の機能的手段が、この発明の理論変速比変化率算出手段に相当し、ステップＳ２１およびステップＳ３２の機能的手段が、この発明の学習手段に相当し、さらにステップＳ２２、ステップＳ２３、ステップＳ３３、ステップＳ４０の各機能的手段が、この発明の滑り判断基準設定手段に相当する。さらに、ステップＳ３４からステップＳ４３８およびステップＳ４１の機能的手段が、この発明の滑り検出手段に相当し、ステップＳ３６の機能的手段が、この発明の初期化手段に相当する。
【００６８】
なお、この発明は上述した具体例に限定されないのであって、理論変速比変化率を求める手順あるいは演算式は、上述した具体例で述べたもの以外に適宜採用することができ、要は、推力変化量に比例する計算モデルに基づくものであればよい。また、変速比制御弁はいわゆるデューティ制御弁以外に、電流もしくは電圧に比例して動作するリニアーソレノイド弁であってもよい。
【００６９】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、変速比を設定するいずれか一方のプーリにおける推力の変化に理論変速比変化率が比例する計算モデルに基づいて、理論変速比変化率が求められ、その理論変速比変化率と、入力回転速度と出力回転速度とから求められる実変速比変化率とが比較されて、無段変速機での滑りが検出されるため、理論変速比変化率の算出が容易になり、無段変速機での滑りを迅速に、また精度良く検出することができる。
【００７０】
また、請求項２の発明によれば、変速比制御弁の動作特性が学習され、その学習の前後で、前記滑り判断基準が変更されるため、変速比制御弁の動作特性を、理論変速比変化率と実変速比変化率との比較による滑りの判断に反映させることができ、その結果、変速比制御弁の動作特性に影響を受ける理論変速比変化率が滑りの判断に使用されているのに対して、その変速比制御弁の動作特性が滑り判断基準に反映させられるので、滑りの判断あるいは検出の精度を向上させることができる。
【００７１】
さらに、請求項３の発明によれば、変速比制御弁の動作特性が学習された後、すなわち変速比制御弁の動作特性が制御データとして取り込むことが可能になっ後に、挟圧力を低下させるとともに、挟圧力の低下に伴う滑りを検出する制御を実行するため、変速比制御弁の動作特性を反映させることにより、変速比制御弁の動作特性が要因となる誤差を排除した状態での制御が可能になり、その結果、無段変速機での滑りの検出を迅速かつ精度良くおこなうことができる。
【００７２】
そして、請求項４の発明によれば、理論変速比変化率の演算のための初期値が、トルクの安定している所定の状態で更新されるので、積分操作をおこなうとしても、誤差の累積などの誤差要因を抑制して、理論変速比変化率を使用した滑りの検出精度を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の制御装置による制御の一例を説明するためのフローチャートである。
【図２】推力変化量と可動シーブの軸線方向移動量との比例関係を模式的に示す線図である。
【図３】この発明の制御装置による他の制御例を説明するためのフローチャートである。
【図４】この発明の制御装置による更に他の制御例を説明するためのフローチャートである。
【図５】この発明で対象とする無段変速機を含む駆動機構の一例を模式的に示す図である。
【符号の説明】
１…無段変速機、５…エンジン（動力源）、１３…駆動プーリ、１４…従動プーリ、１７…ベルト、２５…変速機用電子制御装置（ＣＶＴ−ＥＣＵ）、２６…エンジン用電子制御装置（Ｅ／Ｇ−ＥＣＵ）。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission capable of continuously changing a gear ratio, and more particularly to a device for detecting slippage of a continuously variable transmission.
[0002]
[Prior art]
Belt-type continuously variable transmissions and traction-type continuously variable transmissions transmit torque using a frictional force between a belt and a pulley and a shearing force of traction oil between a disk and a roller. Therefore, when a torque exceeding the torque capacity acts, slippage occurs between the belt and the pulley or between the disk and the roller. If slippage occurs in the continuously variable transmission, it is necessary to perform an operation to eliminate the slippage, and to reduce the clamping force for setting the torque capacity as much as possible with respect to the input torque. When detecting the so-called limit clamping pressure at which slippage occurs, slippage may occur.
[0003]
As described above, slip detection in the continuously variable transmission must be always detected in controlling the continuously variable transmission. Since the slip in the continuously variable transmission appears as a change in the rotational speed of any member, the slip can be detected by a change in the gear ratio or the shift speed. That is, a value that is a so-called reference representing a state in which no slip occurs is determined, and the slip of the continuously variable transmission can be detected by comparing the value that is constantly detected with the so-called reference value.
[0004]
Conventionally, a theoretical gear ratio change rate is set as a so-called reference value, and the actual gear ratio change rate obtained based on the input rotational speed and the output rotational speed is compared with the theoretical gear ratio change rate. Patent Document 1 describes that slip is detected based on the result. The device described in Patent Document 1 is configured to learn the line pressure based on the detection of slip. Further, conventionally, a device that determines a slip limit by a change in a belt pressing force in a belt-type continuously variable transmission and adjusts the pressing force so as not to exceed a detected slip limit in order to prevent a slip from occurring. Is described in Patent Document 2.
[0005]
[Patent Document 1]
JP-A-6-11022 (paragraphs (0126) to (0131))
[Patent Document 2]
JP 2001-12593 A (Abstract, Claims 1, 2, Paragraph (0013), FIG. 4)
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In the invention described in Patent Document 1, the change ratio of the speed ratio per unit time is determined by utilizing the fact that the speed ratio is controlled by the flow ratio control valve flow rate and the circumference of the belt is constant. I'm asking. More specifically, the gear ratio is differentiated by the volume of the hydraulic actuator on the drive pulley side (that is, the ratio between the minute change amount of the gear ratio and the minute change amount of the volume is obtained). The theoretical flow ratio change rate per unit time is calculated by multiplying the flow rate. Therefore, the theoretical gear ratio change rate during the predetermined time is calculated by integrating the value per unit time.
[0007]
Therefore, conventionally, as described in Patent Literature 1, the calculation for obtaining the theoretical speed ratio change rate is complicated, which may cause a delay or an error in the slip detection control. In addition, since the integration operation is performed in order to obtain the theoretical gear ratio change rate, if the calculation is continued or repeated, errors inevitably intervening in the integration operation accumulate, and the slip detection accuracy is reduced. May decrease. Furthermore, since the theoretical speed ratio change rate is calculated using the flow rate at the speed ratio control valve, an error in the flow rate at the speed ratio control valve affects the calculation accuracy of the theoretical speed ratio change rate and, consequently, the slip detection accuracy. , The detection accuracy may be reduced.
[0008]
The present invention has been made in view of the above technical problem, and has as its object to provide a control device that can easily and accurately detect slippage by using a theoretical gear ratio change rate. It is.
[0009]
Means for Solving the Problems and Their Functions
In order to achieve the above object, the invention of claim 1 provides a method in which a belt wound around a driving pulley and a driven pulley is pinched by applying an axial thrust to each pulley, In a control device for a continuously variable transmission that detects slippage based on a theoretical gear ratio change rate and an actual gear ratio change rate obtained from an input rotational speed and an output rotational speed, the theoretical gear ratio change rate is determined by the change amount of the thrust. A control device comprising a theoretical speed ratio change rate calculating means for calculating the theoretical speed ratio change rate based on a proportional calculation model.
[0010]
Therefore, in the first aspect of the present invention, the theoretical speed ratio change rate is determined based on a calculation model in which the theoretical speed ratio change rate is proportional to the change in the thrust in one of the pulleys that sets the speed ratio. Then, the actual speed ratio change rate obtained from the input rotation speed and the output rotation speed is compared with the above-described theoretical speed ratio change rate, and slippage in the continuously variable transmission is detected. Therefore, the calculation of the theoretical gear ratio change rate becomes easy, and slippage in the continuously variable transmission is quickly and accurately detected.
[0011]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a control device for a continuously variable transmission which detects slip based on a comparison result between a theoretical speed ratio change rate and an actual speed ratio change rate obtained from an input rotation speed and an output rotation speed. Learning means for learning the operating characteristics of the speed ratio control valve for controlling the ratio, and a criterion for judging slippage based on a comparison result between the theoretical speed ratio change rate and the actual speed ratio change rate. And a slip determination criterion setting unit that changes before and after the control.
[0012]
Therefore, according to the second aspect of the present invention, the operating characteristics of the speed ratio control valve are learned, and before and after the learning, the slip determination criterion is changed. Therefore, the operating characteristics of the speed ratio control valve are reflected in the determination of slippage by comparing the theoretical speed ratio change rate and the actual speed ratio change rate. That is, while the theoretical gear ratio change rate, which is affected by the operating characteristics of the gear ratio control valve, is used for determining slip, the operating characteristics of the gear ratio control valve are reflected in the slip determination criterion. The accuracy of slip determination or detection is improved.
[0013]
Further, according to the third aspect of the invention, slip is detected by comparing the theoretical speed ratio change rate of the continuously variable transmission whose torque capacity changes due to the pinching force with the actual speed ratio change rate obtained from the input rotation speed and the output rotation speed. In the control device for a continuously variable transmission, learning means for learning the operating characteristics of the speed ratio control valve for controlling the speed ratio, and after the learning by the learning means is completed, the clamping pressure is reduced, and the clamping pressure is reduced. And a slip detecting means for detecting slip caused by the decrease.
[0014]
Therefore, according to the third aspect of the invention, after the operating characteristics of the speed ratio control valve are learned, that is, after the operating characteristics of the speed ratio control valve can be taken in as control data, the squeezing pressure is reduced and the squeezing pressure is reduced. Is executed to detect slippage due to the decrease in the vehicle speed. Therefore, by reflecting the operating characteristics of the speed ratio control valve, it is possible to perform control in a state in which an error caused by the operating characteristics of the speed ratio control valve is eliminated, and as a result, slippage in the continuously variable transmission is reduced. Detection is performed quickly and accurately.
[0015]
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a stepless continuously detecting slip based on a comparison result between a theoretical speed ratio change rate obtained by an operation including an integration operation and an actual speed ratio change rate obtained from an input rotation speed and an output rotation speed. The transmission control device includes an initialization unit that updates an initial value of the calculation of the theoretical gear ratio change rate in a predetermined state where the torque acting on the continuously variable transmission is stable. A control device characterized in that:
[0016]
Therefore, according to the fourth aspect of the present invention, the initial value for calculating the theoretical gear ratio change rate is updated in a predetermined state in which the torque is stable. Factors are suppressed, and as a result, slip detection accuracy using the theoretical speed ratio change rate is improved.
[0017]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, the present invention will be described based on specific examples. First, an example of a drive system including a continuously variable transmission according to the present invention will be described. FIG. 5 schematically illustrates a drive mechanism including a belt-type continuously variable transmission 1 and the continuously variable transmission. Reference numeral 1 is connected to a power source 5 via a forward / backward switching mechanism 2 and a fluid transmission mechanism 4 having a lock-up clutch 3.
[0018]
The power source 5 includes an internal combustion engine, an internal combustion engine and an electric motor, or an electric motor. In the following description, the power source 5 is referred to as an engine 5. The fluid transmission mechanism 4 has, for example, a configuration similar to that of a conventional torque converter, and includes a pump impeller rotated by an engine 5, a turbine runner disposed opposite to the pump impeller, and a stator disposed therebetween. It is configured to supply a spiral flow of fluid generated by a pump impeller to the turbine runner to rotate the turbine runner and transmit torque.
[0019]
In the transmission of torque through such a fluid, inevitable slippage occurs between the pump impeller and the turbine runner, which causes a reduction in power transmission efficiency. And a lock-up clutch 3 for directly connecting to an output-side member such as The lock-up clutch 3 is configured to be controlled by hydraulic pressure, is controlled to a fully engaged state, a completely released state, and a slip state that is an intermediate state between these states, and can appropriately control the slip rotation speed. It has become.
[0020]
The forward / reverse switching mechanism 2 is a mechanism that is employed in accordance with the fact that the rotation direction of the engine 5 is limited to one direction, and outputs the input torque as it is, and outputs it in reverse. It is configured. In the example shown in FIG. 5, a double pinion type planetary gear mechanism is employed as the forward / reverse switching mechanism 2. That is, the ring gear 7 is arranged concentrically with the sun gear 6, and between the sun gear 6 and the ring gear 7, a pinion gear 8 meshed with the sun gear 6 and another pinion gear 9 meshed with the pinion gear 8 and the ring gear 7 are arranged. The pinion gears 8 and 9 are held by the carrier 10 so as to rotate and revolve. Further, a forward clutch 11 for integrally connecting the two rotating elements (specifically, the sun gear 6 and the carrier 10) is provided, and by selectively fixing the ring gear 7, the direction of the output torque is provided. Is provided.
[0021]
The continuously variable transmission 1 has the same configuration as a conventionally known belt-type continuously variable transmission, and each of a drive pulley 13 and a driven pulley 14 arranged in parallel with each other includes a fixed sheave and a hydraulic pulley. And a movable sheave that is moved back and forth in the axial direction by actuators 15 and 16. Therefore, the groove width of each of the pulleys 13 and 14 changes by moving the movable sheave in the axial direction, and accordingly, the winding radius of the belt 17 wound around each of the pulleys 13 and 14 (the effective diameter of the pulleys 13 and 14). ) Changes continuously, and the gear ratio changes steplessly. The drive pulley 13 is connected to the carrier 10 which is an output element of the forward / reverse switching mechanism 2.
[0022]
A hydraulic pressure (line pressure or its correction pressure) corresponding to the torque input to the continuously variable transmission 1 is supplied to the hydraulic actuator 16 of the driven pulley 14 via a hydraulic pump and a hydraulic control device (not shown). I have. Therefore, when each sheave of the driven pulley 14 sandwiches the belt 17, tension is applied to the belt 17, and a clamping pressure (contact pressure) between each pulley 13, 14 and the belt 17 is secured. .
[0023]
On the other hand, the hydraulic actuator 15 of the drive pulley 13 is connected to a speed ratio control valve for upshift and a speed ratio control valve for downshift (each not shown). Then, by performing duty control on one of the speed ratio control valves by feedback control that matches the input speed to the target speed, pressure oil is supplied to and discharged from the hydraulic actuator 15, and a groove width (corresponding to a predetermined speed ratio) is formed. (Effective diameter or winding diameter). The force pressing the movable sheave in each of the pulleys 13 and 14 in the axial direction is the thrust. Therefore, the thrust is the elasticity of the pressure oil and centrifugal force supplied to the hydraulic actuators 15 and 16 and the return spring and the like. Produced by force.
[0024]
The driven pulley 14 is connected to a differential 19 via a gear pair 18, and outputs torque from the differential 19 to driving wheels 20. Therefore, in the above drive mechanism, the lock-up clutch 3 and the continuously variable transmission 1 are arranged in series between the engine 5 and the drive wheels 20.
[0025]
Various sensors are provided to detect the operation state (running state) of the vehicle equipped with the above-described continuously variable transmission 1 and the engine 5. That is, a turbine speed sensor 21 that detects an input speed (speed of the turbine runner) to the continuously variable transmission 1 and outputs a signal, and an input speed that detects a speed of the drive pulley 13 and outputs a signal. A sensor 22, an output rotation speed sensor 23 that detects the rotation speed of the driven pulley 14 and outputs a signal, and a hydraulic sensor 24 that detects the pressure of the hydraulic actuator 16 on the driven pulley 14 side for setting the belt clamping pressure are provided. ing. Although not particularly shown, an accelerator opening sensor that detects the amount of depression of the accelerator pedal and outputs a signal, a throttle opening sensor that detects the opening of the throttle valve and outputs a signal, and a brake pedal are depressed. A brake sensor or the like that outputs a signal in the case is provided.
[0026]
In order to control the engagement / disengagement of the forward clutch 11 and the reverse brake 12, control the squeezing force of the belt 17, control the gear ratio, and control the lock-up clutch 3, the transmission Electronic control unit (CVT-ECU) 25 is provided. The electronic control unit 25 is configured mainly by a microcomputer as an example, performs calculations in accordance with a predetermined program based on input data and data stored in advance, and various states such as forward, reverse or neutral, It is configured to execute setting of a required clamping force, setting of a gear ratio, engagement / disengagement of the lock-up clutch 3, and control of a slip rotation speed and the like.
[0027]
Here, as an example of data (signal) input to the transmission electronic control unit 25, a signal of an input rotation speed (input rotation speed) Nin of the continuously variable transmission 1 and an output of the continuously variable transmission 1 will be described. The signal of the rotation speed (output rotation speed) No is input from the corresponding sensor. An engine electronic control unit (E / G-ECU) 26 for controlling the engine 5 outputs a signal of an engine speed Ne, a signal of an engine (E / G) load, and a depression amount of an accelerator pedal (not shown). Is input.
[0028]
According to the continuously variable transmission 1, the engine speed, which is the input speed, can be controlled steplessly (in other words, continuously), so that the fuel efficiency of a vehicle equipped with the same can be improved. For example, a target driving force is determined based on a required driving amount and a vehicle speed represented by an accelerator opening, and a target output required to obtain the target driving force is determined based on the target driving force and the vehicle speed. The engine speed for obtaining the target output at the optimum fuel efficiency is obtained based on a prepared map, and the gear ratio is controlled so as to become the engine speed.
[0029]
In the above-described continuously variable transmission 1, a clamping force is set according to an input torque, a running state of a vehicle, and the like in order to maintain a power transmission efficiency as good as possible. However, since the torque exceeding the torque capacity due to the actually set clamping force may act on the continuously variable transmission 1 and cause slippage in the continuously variable transmission 1, the control device according to the present invention employs the following: The slip is detected as described in (1).
[0030]
FIG. 1 is a flowchart for explaining an example of the control. First, the thrust WOUT of the output driven pulley 14 is calculated (step S1). In particular,
WOUT = (Pd + Psch) * Aout
Is calculated by the following equation. That is, the hydraulic actuator 16 is added to the pressure obtained by adding the hydraulic pressure Pd acting on the hydraulic actuator 16 on the driven pulley 14 side and the sum Psch of the centrifugal hydraulic pressure generated by the hydraulic actuator 16 and the elastic force generated by a return spring or the like. Is multiplied by the pressure receiving area Aout to calculate the output-side thrust WOUT. Since this thrust is based on the hydraulic pressure actually acting, it can be said to be an actual thrust.
[0031]
On the other hand, the thrust (hereinafter, tentatively required thrust) WOUTSLP at the driven pulley 14 corresponding to the input torque is calculated (step S2). That is, it is a thrust that generates the minimum clamping force that can transmit the input torque without causing slip, and is a thrust corresponding to the state where the safety factor SF is “1”. This is for example
WOUTSLP = Tt * cosα / (2 * μ * Rin)
Is calculated. Here, Tt is an input torque, α is a skew angle of the belt 17 between the pulleys 13 and 14, μ is a coefficient of friction between the pulleys 13 and 14, and the belt 17, and Rin is a winding radius of the belt 17 around the driving pulley 13. is there.
[0032]
The input torque Tt is determined based on the engine speed Ne and the engine load (eg, throttle opening) (step S2A), and is determined based on the estimated torque Te and the inertia torque (step S2B). be able to.
[0033]
The actual thrust WOUT is generally higher than the required thrust WOUTSLP in a state where the continuously variable transmission 1 is operated without slipping, and the excess (or a margin) is used as the safety factor SF. Equivalent. Therefore, the safety factor SF is calculated (step S3). Specifically, the safety factor SF is calculated as a ratio (WOUT / WOUTSLP) between the actual thrust WOUT and the required thrust WOUTSLP.
[0034]
The thrust ratio τ is obtained from the safety factor SF thus obtained and the gear ratio γ at that time (step S4). Specifically, the thrust ratio τ is obtained from a previously prepared map based on the safety factor SF and the gear ratio γ.
[0035]
On the other hand, the position (position in the axial direction) WDx of the movable sheave on the drive pulley 13 is determined (step S5). Since the speed ratio γ is equal to the ratio of the winding radius of the belt 17 to each of the pulleys 13 and 14, in step S5, the position WDx of the movable sheave is obtained based on a map based on the speed ratio γ.
[0036]
The routine shown in the flowchart of FIG. 1 is repeatedly executed at predetermined intervals, and therefore, the position WDx of the movable sheave is also determined at predetermined intervals. Therefore, in step S6, the position change amount dx for each routine is obtained. This can be obtained as the difference between the position WDx (i) of the movable sheave obtained this time and the previous value WDx (i-1).
[0037]
The belt 17 in the specific example described here has a structure in which a large number of blocks made of thin metal pieces are arranged in close contact with each other in an annular shape, and the blocks are bound by metal hoops (each not shown). It is. Each of the pulleys 13 and 14 transmits torque by sandwiching the block and pressing and moving the block in the circumferential direction. The number dN of the blocks wound around the driving pulley 13 is calculated (step S7). This is determined based on a map based on the speed ratio γ and the input rotation speed of the continuously variable transmission 1, that is, the rotation speed NIN of the drive pulley 13.
[0038]
Next, the axial movement amount dx / dN of the movable sheave per block is calculated (step S8). In the speed change in the continuously variable transmission 1, the pressure oil is supplied to or discharged from the hydraulic actuator 15 on the driving pulley 13 side, and accordingly, the belt 17 is pulled or loosened. This is caused by an increase or decrease in the interval (ie, groove width) between the fixed sheave and the movable sheave in 14. Since such a change is caused by a change in the thrust in one of the pulleys 13 and 14, the amount of change in thrust VKVALLDX at the drive pulley 13 is obtained based on the amount of axial movement dx / dN obtained at step S8. (Step S9). Specifically, the thrust change amount VKVALDX is obtained based on a map based on the axial movement amount dx / dN of the movable sheave per block. The map is set separately for upshifts and downshifts.
[0039]
The pressure Pin of the hydraulic actuator 15 on the driving pulley 13 side is calculated using the thrust change amount VKVALDX (step S10). this is,
Pin = (VKVALDX + WOUT / τ-mechanical thrust) / Ain
Can be calculated by the following equation. Here, the mechanical thrust is a total sum of a thrust based on centrifugal hydraulic pressure and a thrust corresponding to a mechanical element such as a return spring, and Ain is a pressure receiving area of the hydraulic actuator 15 on the drive pulley 13 side. By transforming this equation,
Pin * Ain + Mechanical thrust-WOUT / τ = VKVALDX
It becomes. The first and second terms on the left side of this equation are the thrust WIN generated by the hydraulic actuator 15 on the driving pulley 13 side.
WIN−WOUT / τ = VKVALDX
Can be transformed into
[0040]
It is assumed that this is proportional to the above-described axial movement amount dx / dN of the movable sheave per block.
dx / dN = K * (WIN−WOUT / τ)
Holds. This relationship is schematically shown in FIG. 2 by a diagram. The proportionality constant K is determined depending on the operating state of the continuously variable transmission 1. Therefore, the operating state can be predetermined as a map using the operating state as a parameter. In the case of a steady running state in which no shift occurs, the proportionality constant K is “0”. The map is set separately for upshifts and downshifts.
[0041]
On the other hand, the line pressure PL, which is the original pressure of the pressure oil supplied to the hydraulic actuator 15 on the driving pulley 13 side, is calculated (step S11). Since the hydraulic pressure Pd in the hydraulic actuator 16 on the driven pulley 14 side for setting the squeezing pressure is set using the line pressure PL 1 as the original pressure, it can be used.
PL = Pd * A + B (A and B are constants)
Can be calculated as
[0042]
The transmission ratio control valve flow rate q is calculated using the line pressure PL thus calculated (step S12). That is, when the speed ratio control valve (not shown) is constituted by a duty solenoid valve, the flow rate is determined based on the difference between the pressure on the input side and the pressure on the output side and the duty ratio. The pressure on the input side becomes the line pressure in the case of an upshift for supplying the pressure oil, and the pressure on the output side becomes the hydraulic pressure Pin in the hydraulic actuator 15 on the drive pulley 13 side. Therefore, in the case of an upshift, the flow rate q can be obtained based on the map from the differential pressure (PL-Pin) and the shift command duty ratio DDS1. On the other hand, in the case of a downshift in which the pressure oil is discharged, the pressure on the input side becomes the pressure Pin of the hydraulic actuator 15 and the pressure on the output side becomes the atmospheric pressure, that is, “0”. 0) and the downshift command duty ratio DDS2, the flow rate q can be obtained based on the map.
[0043]
Since the gear ratio γ is subjected to feedback control (step S12A) using the difference between the input rotational speed NIN and its target rotational speed NINT as a feedback deviation, the duty ratios DDS1 and DDS2 for the gear change are read (step S12B). ), This may be used in step S12.
[0044]
Since the gear ratio control valve flow rate q is essentially the amount of pressure oil supplied to and discharged from the hydraulic actuator 15 on the drive pulley 13 side, this is used as the cross-sectional area of the piston in the hydraulic actuator 15 (the pressure receiving area Ain). By this, the amount of movement dx1 of the movable sheave in the driving pulley 13 in the axial direction is obtained (step S13). When the movable sheave of the drive pulley 13 moves in the axial direction, the groove width of the drive pulley 13, that is, the winding radius of the belt 17 changes, thereby causing a speed change. Therefore, the axial movement amount dx1 of the movable sheave and the speed ratio The theoretical speed ratio γ1 is determined based on γ (step S14). For example, the theoretical gear ratio γ1 (i + 1) at the next time point (one routine ahead) is obtained from a map of the current theoretical gear ratio γ1 (i) and the axial movement amount dx1 of the movable sheave.
[0045]
The amount of change in the theoretical speed ratio γ1 thus calculated per unit time is the theoretical speed ratio change rate Δγ1. For example, the change amount (γ1 (i) −γ1 (i−1)) of the theoretical speed ratio γ1 during the time Δt of one routine of the flowchart shown in FIG. 1 is divided by the time Δt (｛γ1 (i)). −γ1 (i−1)｝ / Δt).
[0046]
Similarly, the actual speed ratio change rate Δγ (i) is calculated (step S16). The actual speed ratio γ (i) is a value calculated as a ratio between the input rotation speed NIN and the output rotation speed NOUT of the continuously variable transmission 1. Therefore, the actual speed ratio change rate Δγ (i) is calculated by the unit time The amount of change per hit. Ie
Δγ (i) = {γ (i) −γ (i−1)} / Δt
Can be calculated as
[0047]
Therefore, the theoretical speed ratio change rate Δγ1 is theoretically calculated based on the amount q of the pressure oil supplied / discharged to / from the hydraulic actuator 15 on the driving pulley 13 side. This is a value that does not include the slip between the two. On the other hand, the actual transmission ratio change rate Δγ is calculated based on the actual rotation speed of each of the pulleys 13 and 14, and therefore, when the continuously variable transmission 1 slips, This includes the change in the gear ratio resulting from the change.
[0048]
Therefore, the slip of the continuously variable transmission 1 is detected by comparing the theoretical speed ratio change rate Δγ1 with the actual speed ratio change rate Δγ (step S17). Specifically, the absolute value of the difference between the actual speed ratio change rate Δγ and the theoretical speed ratio change rate Δγ1 is calculated, and it is determined whether the absolute value is equal to or greater than a predetermined threshold value Δγh.
[0049]
If a negative determination is made in step S17, it means that the actual speed ratio change rate Δγ is close to the theoretical speed ratio change rate Δγ1, and no slippage has occurred in the continuously variable transmission 1. Conversely, if the determination in step S17 is affirmative, the actual speed ratio change rate Δγ deviates greatly from the theoretical speed ratio change rate Δγ1, which indicates that the belt speed of the continuously variable transmission 1 is low. Since it is clear that this is caused by the slip of No. 17, the determination of the belt slip is established, and a corresponding process for suppressing or converging the slip is executed (step S18). The corresponding processing is, for example, control for increasing the clamping pressure or control for decreasing the engine torque.
[0050]
Therefore, in the device of the present invention configured to execute the control shown in FIG. 1 described above, utilizing the relationship in which the thrust change amount at the drive pulley 13 for setting the shift and the theoretical speed ratio change rate Δγ1 are proportional. The theoretical speed ratio change rate Δγ1 is calculated. In other words, the theoretical gear ratio change rate Δγ1 is calculated based on a calculation model in which the thrust change amount is proportional to the theoretical gear ratio change rate Δγ1, so that the calculation can be performed easily, quickly, and accurately. Therefore, according to the control device of the present invention, when slip is detected based on the comparison result between the theoretical speed ratio change rate Δγ1 and the actual speed ratio change rate Δγ, the detection control can be performed easily, quickly, and accurately. Can be.
[0051]
The control device according to the present invention calculates the theoretical speed ratio change rate Δγ1 using the flow rate q of the speed ratio control valve, and the speed ratio control valve flow rate q is based on a duty command value for the speed ratio control valve. I'm asking. Although the relationship between the flow rate control valve flow rate q and the duty ratio is constant for each speed ratio control valve, there is variation among the speed ratio control valves due to individual differences. Therefore, an error may occur between the flow rate calculated in step S12 in FIG. 1 described above and the actual flow rate. The flow rate obtained by the former calculation is used to calculate the theoretical speed ratio change rate Δγ1, and the actual flow rate of the latter is reflected in the actual speed ratio change rate Δγ. Therefore, an error between the calculated value of the speed ratio control valve flow rate and the actual value appears as a difference between the theoretical speed ratio change rate Δγ1 and the actual speed ratio change rate Δγ or a difference between the theoretical speed ratio γ1 and the actual speed ratio γ.
[0052]
If the threshold value Δγh for the slip determination described above is the same for all the speed ratio control valves or the continuously variable transmission 1, slip is determined including the above-described error. The accuracy of slip determination may be reduced. Therefore, the control device of the present invention is configured to perform control in consideration of the characteristics of the speed ratio control valve in order to improve the accuracy of slip determination. One example is shown in a flowchart in FIG.
[0053]
In FIG. 3, first, it is determined whether learning correction of a command value according to valve characteristics has been completed (step S21). The valve characteristics are characteristics of a speed ratio control valve (not shown) for supplying and discharging pressure oil to and from the hydraulic actuator 15 on the drive pulley 13 side shown in FIG. 4 shows a relationship between a duty command value and a flow rate for a downshift gear ratio control valve. The learning correction of the command value is to correct the duty command value by learning so that the flow rate obtained at a predetermined duty command value for the speed ratio control valve matches the flow rate actually generated at the speed ratio control valve. It is.
[0054]
As described above, the flow rate obtained by calculation from the duty command value appears as the theoretical gear ratio γ1, and the actual flow rate appears as the actual gear ratio γ. By comparing these gear ratios γ1, γ, the gear ratio is calculated. An error between the theoretical value and the actual value of the flow rate at the control valve can be obtained. The duty command value is changed so that the error becomes zero, or a correction coefficient for the duty command value is obtained by actually setting a predetermined gear ratio, thereby obtaining a command value for the gear ratio control valve. Can learn.
[0055]
In the above step S21, it is determined whether or not such learning correction has been completed. If the determination is affirmative, the threshold value Δγh for slip determination (that is, the slip determination criterion) is used. Is adopted (step S22). Conversely, if the determination in step S21 is negative, a value corresponding to the state before the learning correction of the command value of the speed ratio control valve is completed is set (step S23).
[0056]
The threshold value Δγh set in accordance with the presence or absence of the learning correction for the command value of the speed ratio control valve may be a predetermined constant value or may be a variable corresponding to the correction amount. The threshold value Δγh used before the learning correction for the command value of the gear ratio control valve is completed is set to a value larger than the threshold value Δγh used after the learning correction is completed. The slip determination in a state where the learning correction for the command value of the speed ratio control valve has not been completed may include a relatively large error, and conversely, the learning correction is terminated. In this case, the possibility of making an erroneous determination is small even if the threshold value Δγh is reduced, and accurate determination can be made.
[0057]
After setting the threshold value for slip determination in this way, the theoretical gear ratio change rate Δγ1 is calculated (step S24), the actual gear ratio change rate Δγ is calculated (step S25), and these change rates Δγ1 are further calculated. , Δγ are determined to be greater than or equal to a threshold value Δγh (step S26). If a negative determination is made in step S26, the routine of FIG. 3 is terminated once without performing any particular control. Conversely, if a positive determination is made in step S26, the slippage is stopped. Is established, and a predetermined corresponding process is executed (step S27). Each control from step S24 to step S27 is as shown from step S1 to step S18 shown in FIG.
[0058]
Accordingly, when the control shown in FIG. 3 is configured to execute, the individual difference in the characteristics of the speed ratio control valve or the individual difference of the continuously variable transmission 1 can be reflected in the slip determination, and thus the slip determination is performed. Can be performed easily and quickly, and the determination accuracy can be improved.
[0059]
As described with reference to FIG. 1, the axial movement amount of the movable sheave per block constituting the belt 17 is obtained, and the theoretical gear ratio γ1 and The rate of change Δγ1 is calculated, and the slip is determined. The routine shown in the flowchart of FIG. 1 is repeatedly executed at predetermined short intervals. Therefore, the theoretical gear ratio change rate Δγ1 and the actual gear ratio change rate Δγ actually used for slip determination are integrated (integrated) values each time the routine of FIG. 1 is repeated. That is, the calculation for obtaining the theoretical speed ratio change rate Δγ1 includes an integration operation. Therefore, if each integration process includes a slight error, the error is also integrated, which affects the accuracy of the slip determination. The control device of the present invention performs the following control in order to minimize the influence of such an integration operation.
[0060]
FIG. 4 is a flowchart showing an example of the control. First, the theoretical speed ratio change rate Δγ1 is calculated (step S31). The calculation method or procedure is as described with reference to FIG. Next, it is determined whether learning correction of the command value according to the valve characteristics has been completed (step S32). This is the same determination as in step S21 shown in FIG. If an affirmative determination is made in step S32, a value corresponding to the completion of the learning correction has been set as the threshold Δγh for slip determination (step S33). This is the same control as in step S22 shown in FIG.
[0061]
It is determined whether the condition for detecting the necessary clamping pressure is satisfied (step S34). Here, the required squeezing pressure is a squeezing pressure obtained by adding a pressure that allows for a predetermined safety such as a portion corresponding to a road surface input to a limit squeezing pressure for setting a so-called torque capacity that is balanced with the input torque from the engine 5 side. In order to detect the required pinching pressure, conditions such as a stable torque such as an input torque acting on the continuously variable transmission 1 and a normal execution of the control are required. It is determined whether or not is established. Specifically, the running state of the vehicle equipped with the continuously variable transmission 1 is in a steady state or a quasi-steady state, and the necessary clamping pressure for the input torque at that time has not been set or corrected. This is a necessary clamping pressure detection condition, and it is determined in step S34 whether or not this condition is satisfied.
[0062]
If the determination in step S34 is affirmative, it is determined whether or not the detection operation has been started, that is, whether or not the detection operation has already been started (step S35). If the determination in step S35 is affirmative, the initial value of the calculation of the theoretical speed ratio change rate Δγ1 is updated (step S36). That is, when the vehicle is in a stable running state such as a steady running state or a quasi-steady running state, the torque acting on the continuously variable transmission 1 is stable, and the theoretical speed ratio γ1 and the rate of change Δγ1 are calculated. Since the factors causing disturbance are reduced, the value in that state (for example, the gear ratio determined from the input / output rotation speed) is adopted as the initial value to reduce the error.
[0063]
Thereafter, the operation of detecting the required clamping pressure is executed (step S37). Specifically, the clamping pressure is gradually reduced so as not to overshoot. In the process, the theoretical speed ratio γ1 and its change rate Δγ1 are sequentially calculated. At the same time, the actual speed ratio change rate Δγ is calculated (step S38). If the detection operation has already been started and a negative determination is made in step S35, the process immediately proceeds to step S37 to continue the detection control of the necessary clamping pressure.
[0064]
On the other hand, if a negative determination is made in step S34 because the detection condition of the necessary clamping pressure is not satisfied, the clamping pressure is changed to the pressure or the line pressure (or its correction pressure) corresponding to the input torque at that time. After executing the corresponding process I such as setting (step S39), the process proceeds to step S38. If a negative determination is made in step S32 because the learning correction of the command value in accordance with the valve characteristics has not been completed, the value before correction is set as the threshold value Δγh (step S40), and thereafter The process proceeds to step S38. The control in step S40 is similar to the control in step S23 shown in FIG.
[0065]
Since the theoretical speed ratio change rate Δγ1 is calculated in step S31 and the actual speed ratio change rate Δγ is calculated in step S38, it is determined whether or not the absolute value of these differences is equal to or larger than the threshold value Δγh ( Step S41). If a negative determination is made in step S41, since no slippage has occurred, the routine returns without performing any particular control. Conversely, if the determination is affirmative in step S41, the corresponding processing II similar to step S18 in FIG. 1 or step S27 in FIG. 3 described above, such as the establishment of a slip determination, is executed (step S42). ).
[0066]
Therefore, according to the control device according to the present invention configured to execute the control shown in FIG. 4, before the start of the detection control of the necessary clamping pressure, the steady state or the quasi-stationary state in which the start condition of the detection control is satisfied Then, the initial value of the calculation of the theoretical speed ratio change rate Δγ1 including the integration operation is updated, so that the error with respect to the theoretical speed ratio change rate Δγ1 can be suppressed. Accordingly, it is possible to accurately detect the required clamping pressure and the limit clamping pressure.
[0067]
Here, the relationship between each of the above specific examples and the present invention will be briefly described. The functional means of the above-described steps S1 to S15 correspond to the theoretical gear ratio change rate calculating means of the present invention, The functional means of S32 corresponds to the learning means of the present invention, and the functional means of steps S22, S23, S33, and S40 correspond to the slip determination criterion setting means of the present invention. Further, the functional means of steps S34 to S438 and S41 correspond to the slip detecting means of the present invention, and the functional means of step S36 corresponds to the initializing means of the present invention.
[0068]
It should be noted that the present invention is not limited to the specific example described above, and the procedure or arithmetic expression for calculating the theoretical speed change ratio can be appropriately adopted other than that described in the above specific example. What is necessary is just to be based on the calculation model proportional to the amount of change. The speed ratio control valve may be a linear solenoid valve that operates in proportion to current or voltage, other than the so-called duty control valve.
[0069]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the invention, the theoretical gear ratio change rate is calculated based on the calculation model in which the theoretical gear ratio change rate is proportional to the change in thrust in one of the pulleys for setting the gear ratio. The slip ratio of the continuously variable transmission is detected by comparing the theoretical speed ratio change rate and the actual speed ratio change rate obtained from the input rotation speed and the output rotation speed. The ratio can be easily calculated, and slippage in the continuously variable transmission can be quickly and accurately detected.
[0070]
According to the second aspect of the present invention, the operating characteristics of the speed ratio control valve are learned, and before and after the learning, the slip determination criterion is changed. The change rate and the actual gear ratio change rate can be reflected in the determination of slip, and as a result, the theoretical gear ratio change rate, which is affected by the operation characteristics of the gear ratio control valve, is used for slip determination. On the other hand, since the operating characteristics of the speed ratio control valve are reflected in the slip determination criteria, the accuracy of slip determination or detection can be improved.
[0071]
Further, according to the invention of claim 3, after the operating characteristics of the speed ratio control valve are learned, that is, after the operating characteristics of the speed ratio control valve can be taken in as control data, the clamping pressure is reduced and In order to execute control to detect slippage due to a decrease in clamping pressure, by reflecting the operation characteristics of the speed ratio control valve, control in a state in which an error caused by the operation characteristics of the speed ratio control valve is eliminated is performed. As a result, it is possible to quickly and accurately detect slippage in the continuously variable transmission.
[0072]
According to the fourth aspect of the present invention, the initial value for calculating the rate of change of the theoretical gear ratio is updated in a predetermined state where the torque is stable. Error factors such as the above can be suppressed, and the accuracy of slip detection using the theoretical gear ratio change rate can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart illustrating an example of control by a control device according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram schematically illustrating a proportional relationship between a thrust change amount and an axial movement amount of a movable sheave.
FIG. 3 is a flowchart for explaining another control example by the control device of the present invention.
FIG. 4 is a flowchart for explaining still another control example by the control device of the present invention.
FIG. 5 is a diagram schematically illustrating an example of a drive mechanism including a continuously variable transmission targeted by the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Continuously variable transmission, 5 ... Engine (power source), 13 ... Driving pulley, 14 ... Driven pulley, 17 ... Belt, 25 ... Electronic control unit for transmission (CVT-ECU), 26 ... Electronic control unit for engine (E / G-ECU).

Claims

A belt wound around a driving pulley and a driven pulley is pinched by applying an axial thrust to each pulley, and the slip of any of the belts on one of the pulleys is calculated based on a theoretical speed ratio change rate, an input rotation speed, and an output rotation speed. In the control device of the continuously variable transmission that detects based on the actual speed ratio change rate obtained from
Control of a continuously variable transmission, comprising: theoretical speed ratio change rate calculating means for calculating the theoretical speed ratio change rate based on a calculation model in which the theoretical speed ratio change rate is proportional to the thrust change amount. apparatus.

In the control device of the continuously variable transmission that detects slip based on a comparison result between the theoretical speed ratio change rate and the actual speed ratio change rate obtained from the input rotation speed and the output rotation speed,
Learning means for learning operating characteristics of a speed ratio control valve for controlling a speed ratio;
And a slip criterion setting means for changing a criterion for judging slippage based on a comparison result between the theoretical gear ratio change rate and the actual gear ratio change rate before and after learning by the learning means. Control device for a continuously variable transmission.

A control device for a continuously variable transmission that detects slippage by comparing the theoretical gear ratio change rate of a continuously variable transmission whose torque capacity changes due to pinching pressure with the actual gear ratio change rate obtained from an input rotation speed and an output rotation speed. ,
Learning means for learning operating characteristics of a speed ratio control valve for controlling a speed ratio;
A control device for a continuously variable transmission, comprising: a slip detecting means for reducing the clamping force after the learning by the learning means is completed and detecting a slip caused by the decrease in the clamping force.

A control device for a continuously variable transmission that detects slip based on a comparison result between a theoretical speed ratio change rate obtained by an operation including an integration operation and an actual speed ratio change rate obtained from an input rotation speed and an output rotation speed,
And a step of updating the initial value of the calculation of the rate of change of the theoretical transmission ratio in a predetermined state in which the torque acting on the continuously variable transmission is stable. Transmission control device.