JP2005249061A - ベルト式無段変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】限界挟圧力を効果的に検出する。
【解決手段】定常走行状態検出回路１０において、定常走行状態を検出したときに、その後挟圧力安全率決定回路２４により、安全率を一定の傾きで減少させ、その安全率に基づきセカンダリ油圧目標値決定回路２６が目標値を決定し、セカンダリ油圧制御回路２８がその目標値にセカンダリ油圧を制御する。一方、μ比演算回路１６がプライマリプーリとセカンダリプーリの摩擦係数の比であるμ比を算出し、μ比変化抽出回路１８で抽出したμ比の変化がしきい値を超えたとき、限界挟圧力検出回路２０がセカンダリプーリの限界挟圧力を検出する。
【選択図】図１

Description

本発明は、駆動プーリと従動プーリとをベルトで接続し、両プーリの実効径を変更することで変速比が変更可能であるベルト式無段変速機の制御装置に関する。

従来より、自動車などの動力伝達における変速機に、変速比を連続的に変更可能な無段変速機が知られている。この無段変速機としては、駆動プーリ（プライマリプーリ）と従動プーリ（セカンダリプーリ）とをベルトで接続し、この駆動プーリおよび従動プーリの実効径を変更するベルト式無段変速機が広く採用されている。

このベルト式無段変速機では、略円錐形状のシーブを向かい合わせてプーリを形成し、シーブ間距離を変更することでプーリの実効径を変更する。このプーリ実効径の変更のためのシーブの駆動には通常油圧が用いられ、この油圧によるプーリのベルト挟圧力（プーリ推力）を制御している。また、ベルトは、多数のブロックを帯状のフープで固定したタイプのものが利用される。

このようなベルト式無段変速機においては、変速比を決定するために一方のプーリ（例えば駆動プーリ）の推力が決定され、他方のプーリ（例えば従動プーリ）において滑りが発生しないようにプーリ推力が決定される。

ここで、この従動プーリにおけるプーリ推力は、十分大きくすればベルト滑りを確実に防止できるが、動力伝達の効率が悪くなるという問題がある。一方、プーリ推力を小さくするとベルト滑りが発生し、動力伝達が十分行えなくなるという問題があった。

そこで、本出願人は、特許文献１において、プーリ推力を適切に設定する手法を提示した。この特許文献１では、推力比の変化状態に基づいてプーリ推力を適切なものに制御する。すなわち、推力比のピークはベルトの大きな滑り（マクロスリップ）が発生する少し前の段階にあり、また動力の伝達効率のピークもこの近辺にある。そこで、推力比の変化状態に応じてプーリ推力を制御することによって、適切なプーリ推力制御が行える。

しかし、上記特許文献１においては、マクロスリップが発生する若干手前の段階を検出することが難しかった。すなわち、マクロスリップが発生する条件は、回転数やトルクによって変化するため、推力比の変化状態から一義的に最適推力を決定することができず、トライアンドエラーによって、最適推力を決定しなければならなかった。

本発明は、適切なプーリ挟圧力（プーリ推力）制御が行えるベルト式無段変速機のプーリ推力制御装置を提供する。

特開２００３−６５４２８号公報

本発明は、
駆動プーリと従動プーリとをベルトで接続し、両プーリの実効径を変更することで変速比が変更可能であるベルト式無段変速機の制御装置であって、
駆動プーリまたは従動プーリの一方の挟圧力を、予め設定した設定ベルト最大摩擦係数に基づいて算出した目標挟圧力に制御するとともに、
入力トルクが一定の定常走行状態において、
前記目標挟圧力を一定の傾きで徐々に減少させ、その際の駆動プーリのベルト摩擦係数と、従動プーリのベルト摩擦係数の比であるμ比の変化に基づいて、限界挟圧力を検出することが好適である。

また、前記目標挟圧力は、前記設定ベルト最大摩擦係数を用いて算出した挟圧力に対し所定の安全係数を乗算して算出することを特徴とする。

また、検出された前記限界挟圧力と、前記設定ベルト最大摩擦係数に基づいて算出した目標挟圧力とに基づいて、目標挟圧力算出の際に用いる安全係数を決定することが好適である。

また、前記目標挟圧力の一定の傾きによる減少は、前記安全係数を一定の傾きで減少させることによって行うことが好適である。

また、前記限界挟圧力は、前記挟圧力の変更時におけるμ比の変化量が所定量に至ったことで検出することが好適である。

また、前記限界挟圧力は、前記挟圧力の変更時におけるμ比の変化の傾きが所定値に至ったことで検出することが好適である。

また、前記μ比は、駆動プーリの推力と、従動プーリの推力の比として算出することが好適である。

また、所定値に至るまでの挟圧力変化量の変化に基づき、ベルトの最大摩擦係数の変化を検出し、使用するベルトの最大摩擦係数を更新することが好適である。

このように、本発明によれば、プーリの挟圧力を一定の傾きで減少させることで、ＣＶＴの運転条件が異なっていても、実際にマクロスリップが始まる摩擦係数最大（＝推力比最大）の所定値前（直前）を検出できる。そこで、この検出点に基づいてプーリ挟圧力を制御することで、ＣＶＴの効率的な運転が行える。

また、ベルト最大摩擦係数の変化を検出し、更新することで、経時変化などで最大摩擦係数が変化しても、適切な挟圧力制御を達成することができる。

以下、本発明の実施形態について、図面に基づいて説明する。

図１は、実施形態に係るベルト式無段変速機（ＣＶＴ）の制御装置の構成を示す図である。ベルト式無段変速機自体の構成は、前述の特許文献１（特開２００３−６５４２８号公報）に記載したものと同様であり、省略してある。本実施形態において、プライマリープーリが駆動プーリであり、セカンダリプーリが従動プーリである。また、本実施形態においては、プライマリ側を速度比制御、セカンダリ側を挟圧力制御するタイプのＣＶＴを対象とし、限界挟圧力の検出は、入力トルクが一定の定常状態でセカンダリ挟圧力を低減して行う。

スロットル開度と、セカンダリプーリの回転数であるセカンダリ回転数が定常走行状態検出回路１０に供給される。この定常走行状態検出回路は、これらの入力信号からＣＶＴへの入力トルクに実質的な変化がなく、伝達トルクについての変化もなく、ＣＶＴの運転状態に実質的な変化がない、定常走行状態を検出する。

また、セカンダリ回転数と、セカンダリプーリの挟圧力を決定する油圧系の圧力であるセカンダリ油圧がセカンダリ挟圧力検出回路１２に供給される。セカンダリ挟圧力検出回路１２は、後述するように、油圧、受圧面積、遠心油圧力などからセカンダリ挟圧力を算出する。また、プライマリ挟圧力検出回路１４には、プライマリプーリの回転数であるプライマリ回転数と、プライマリプーリの挟圧力を決定する油圧系の圧力であるプライマリ油圧が供給され、プライマリ挟圧力検出回路１４は、セカンダリ挟圧力検出回路と同様にして、プライマリ挟圧力を算出する。

定常走行状態検出回路１０、セカンダリ挟圧力検出回路１２、プライマリ挟圧力検出回路１４からの各検出信号はμ比演算回路１６に供給される。このμ比演算回路は、プライマリ挟圧力とセカンダリ挟圧力の比に基づき、プライマリ、セカンダリ間の推力比を演算算出し、この推力比に基づいて、μ比を算出する。算出されたμ比はμ比変化抽出回路１８に供給され、ここでμ比の変化量が抽出される。

そして、μ比の変化量は、限界挟圧力検出回路２０に供給される。限界挟圧力検出回路２０には、プライマリ回転数と、セカンダリ回転数から減速比を算出する減速比演算回路２２からの減速比信号も供給されている。限界挟圧力検出回路２０は、減速比に応じて予め定めたμ比の変化量のしきい値についてのテーブル２０ａを有している。限界挟圧力検出回路は、入力されてくるμ比の変化量をそのときの減速比に応じてテーブル２０ａから読み出されたしきい値と比較し、μ比の変化量がしきい値を超えたときに、そのときの挟圧力を限界挟圧力検出結果として出力する。なお、本実施形態では、限界挟圧力に対応する安全率を限界ＳＦと呼び、限界挟圧力に代えて、限界ＳＦを検出する。また、定常走行状態検出回路１０の出力が限界挟圧力検出回路２０に供給されており、限界挟圧力検出回路２０は、定常走行状態のときにのみ、限界挟圧力検出結果を出力する。

定常走行状態検出回路１０の出力は、挟圧力安全率決定回路２４にも供給されており、この挟圧力安全率決定回路２４は、定常走行状態が検出された場合に、限界挟圧力の検出ために必要な安全率ＳＦを決定する。この安全率は、初期値として、１を超える適切な初期値（１．３３等）から、経過時間に対し予め定めた一定の傾きで変更される。すなわち、限界ＳＦを検出するために、安全率ＳＦの初期値は余裕のある高めの値に設定する。

挟圧力安全率決定回路２４において決定された安全率は、セカンダリ油圧目標値決定回路２６に供給され、このセカンダリ油圧目標値決定回路２６が供給される安全率を考慮して、セカンダリプーリの挟圧力の目標値を決定し、この挟圧力の目標値に対応するセカンダリ油圧目標値を決定する。後述するように、セカンダリプーリの挟圧力は、入力トルク、設計最大摩擦係数、安全率などによって決定されるが、ここでは安全率が挟圧力安全率決定回路２４において決定されたものになっている。

セカンダリ油圧目標値決定回路２６において決定されたセカンダリ油圧目標値は、セカンダリ油圧制御回路２８に供給され、このセカンダリ油圧目標値決定回路２６が実際にセカンダリプーリの油圧を制御して、セカンダリ挟圧力を目標値に制御する。なお、プライマリ油圧は、減速比を所定値に維持することから、別途決定される。

このようにして、本実施形態では、定常走行状態において、挟圧力安全率決定回路２４により、安全率を設定することで、セカンダリ油圧が徐々に変更され、限界挟圧力検出回路において、限界ＳＦが検出される。

そして、通常運転時には、この限界ＳＦを用いて、セカンダリ油圧目標値を算出して、セカンダリ挟圧力を制御する。これによって、適切な挟圧力制御が行える。

以下に、本実施形態における限界挟圧力の検出について、説明する。

まず、セカンダリプーリの挟圧力（セカンダリ挟圧力）の低減時の目標値Ｆ２＿ｔは次式で算出する。

ここで、Ｔｉｎ（アッパーバー）：Ｅ／Ｇ（エンジン）入力トルクの推定値［Ｎｍ］、ＳＦ：限界挟圧力に対する安全率、１１°：シーブ面傾斜角、Ｒ１：プライマリ掛かり径［ｍ］、μＭＡＸ：設計上のベルト摩擦係数最大値である。

プライマリプーリ、セカンダリプーリの摩擦係数μの比（μ比）に基づく限界ＳＦの検出は、μ飽和近辺での両者のμ特性の違いを利用する。

図２は、掛かり径固定のプーリを用い、トルクを徐々に増加させた場合の滑り側プーリのμ特性を調べた結果である。（ａ）は減速比γ＝２．０でありプライマリが小径側、（ｂ）は減速比γ＝０．５でありセカンダリが小径側のデータである。なお、μ特性の傾向をわかりやすくするためμ近似結果を合わせて示している。図２中、ベルトμ、滑り率および近似曲線は次式で算出している。

ここで、Ｔｉｎ，Ｔｏｕｔ：入出力トルク［Ｎｍ］、Ｒ１，Ｒ２：ベルト掛かり径［ｍ］、Ｆ１，Ｆ２：ベルト挟圧力［Ｎ］、ω２：セカンダリ回転速度［ｒａｄ／ｓ］、ω２０：無負荷時のセカンダリ回転速度［ｒａｄ／ｓ］、μｍａｘ：μ最大値、α：近似曲線定数である。また、添え字の１，２は各々プライマリ、セカンダリを表す。また、ｊ＝１，２である。

所定の安全率ＳＦ（図２の場合、ＳＦ＝１．３３）を初期値としてセカンダリ挟圧力を減圧すると、小径側でベルト滑りが増大する。小径側がμｍａｘに近づくと、大径側もベルト滑りを始める。図２より、ベルト滑り率に対してプライマリμは緩やかに飽和し、セカンダリμは急峻に飽和する。このため、μｍａｘ手前からのベルト滑りの増加に対し、セカンダリ側は直ちにμ飽和に至るためμ増加が小さく、プライマリ側はμ飽和に対し余裕があるためμは増加し続ける。

図３は、γ＝０．６５， γ＝１．５１において、油圧可動式プーリにおいてセカンダリ挟圧力の減圧によりベルト滑りした時のプライマリμ、セカンダリμの時間に対するμ増加を示した結果である。これより、増速側、減速側に係わらずプライマリμの時間的増加が大きいことがわかる。セカンダリμに対するプライマリμの増加は、次式のようにμ比として表わすと増加傾向がより鮮明となる。

μ比＝プライマリμ／セカンダリμ＝μ１／μ２ （６）

すなわち、図３の（ａ）減速比γ＝０．６５、（ｂ）γ＝１．５１の各々の結果において最下段は（６）式で表わされるμ比であり、μｍａｘに至るまで増加する。したがって、各減速比ごとにμ比に対し所定のしきい値を設けることで、ＳＦに余裕のある点で限界ＳＦが検出できることが分かる。

（６）式においてプライマリ、セカンダリ個々にμを算出する場合、（２），（３）式よりトルク信号が必要となるが、トルク信号は実用車両では使用困難である。そこで、ベルト摩擦トルクと入出力トルクとの回転慣性の釣り合い式を用いてμ比を算出し、μ比と代替え可能な信号を検討する。プライマリ、セカンダリの回転慣性の釣り合い式は次式となる。

ここで、Ｊ１，Ｊ２：プライマリ、セカンダリの回転慣性［ｋｇ・ｍ²］、ω１・，ω２・：プライマリ、セカンダリの回転角速度［ｒａｄ／ｓ］である。なお、式中において変数の上の「・」は、明細書中では、変数の横に示す。この「・」は時間微分ｄ／ｄｔを意味する。

（７）、（８）式を変形しトルク比をとると、次式となる。

（９）式のＴｏｕｔ＝η・Ｔｉｎ・γの関係において、ηはＣＶＴ伝達効率であり、Ｔｏｕｔは入力トルクＴｉｎに対し減速比γをギヤ比としてトルク増幅されることを表わしている。定常状態ではω１・，ω２・は０であり、伝達効率η≒１，γ≒Ｒ２／Ｒ１が成り立つので、（９）式は次式となる。

μ比＝μ１／μ２≒Ｆ２／Ｆ１ （１０）

（１０）式より、μ比は実用上計測可能なプライマリ、セカンダリの挟圧力比として得ることができる。プライマリ、セカンダリの挟圧力Ｆ１，Ｆ２は次式で得られる。

Ｆ１ ＝ Ｐｃ１・Ａ１＋α・ρ・ω１² ・・・（１１）
Ｆ２ ＝ Ｐｃ２・Ａ２＋α・ρ・ω２² ・・・（１２）
Ｐｃ１， Ｐｃ２ ： プライマリ、セカンダリ油圧［ＭＰａ］
ここで、Ａ１，Ａ２：プライマリ、セカンダリ受圧面積［ｃｍ²］、α・ρ：遠心油圧力係数［Ｎ・ｓ²］である。

（１０）式における挟圧力比を推力比τとして定義する。

図４は、図３におけるμ比と推力比τを比較した結果で、両者が一致する。これにより、推力比τに基づき所定の限界ＳＦが検出できることが分かる。すなわち、推力比を所定のしきい値と比較することで、限界ＳＦを検出することが分かる。

「限界ＳＦ検出のための条件」
ここで、限界ＳＦの検出は、所定のＳＦ（図２ではＳＦ＝１．３３）から一定時間勾配で挟圧力を減少し、推力比のしきい値超過検出によって行う。各減速比においてＣＶＴ運転条件（主に入力トルク）によらず限界ＳＦを一定のしきい値で検出するためには、挟圧力減少に対する推力比（＝μ比）の時間的増加割合が一定でなければならない。ある運転状態におけるプライマリ、セカンダリのμ動作点をμ１０，μ２０とし、その点からの変動分をΔμ１，Δμ２とすると、μ比は次式（１３）で表わされる（以後、添え字０は動作点での値を表わす）。

μ２０を、μｍａｘに比較的近い値となるようＳＦ０を設定すると、上述したようにΔμ２の変化は小さく、（１３）式のΔμ２／μ２０＜＜１が成り立つ。その結果、μ比変化はΔμ１の変化に対応する。ＣＶＴ運転条件によらずμ比増大割合を時間に対し一定とするには、（１３）式より単位時間当たりのΔμ１変化を一定とする必要がある。そのためには、以下に述べるようにＳＦの低減勾配を一定にする条件が必要となる。

限界ＳＦの検出を目的として、挟圧力を低減した時のμ変化を（７）、（８）式を用いて説明する。（７）、（８）式を変形すると、μは次式（１４）、（１５）で表わされる。

また、限界ＳＦ検出時のセカンダリ挟圧力Ｆ２の減圧を次式（１６）で表現する。

後述するように、単位時間当たりのΔμ１変化を一定とするためには、（１６）式におけるＦ２をＳＦにしたがって減少させる必要がある。挟圧力低減中の現時点におけるＳＦを次式で表わす。

ＳＦ ＝ＳＦ０＋ΔＳＦ・ｔ ・・・（１７）
ここで、ＳＦ０：動作点でのＳＦ、ΔＳＦ：単位時間あたりのＳＦ減少量である。

（１７）式のＳＦを用いて、ＳＦ減少中に現時点におけるセカンダリ挟圧力Ｆ２を次式で表わす。

Ｆ２＝ＳＦ・Ｆ２ｍｉｎ＝（ＳＦ０ ＋ ΔＳＦ・ｔ）・Ｆ２ｍｉｎ （１８）
ここで、Ｆ２ｍｉｎ：マクロスリップ（ＳＦ＝１．０）するセカンダリ限界挟圧力［Ｎ］である。

（１８）式のセカンダリ挟圧力Ｆ２を用いて、ＳＦ減少中のプライマリ挟圧力Ｆ１を説明する。入力トルク一定の定常状態では、所定の減速比ごとに推力比τが決まる。ＳＦ低減によってセカンダリ挟圧力Ｆ２が低下すると、速度比制御系は推力比τの変化を抑えるようプライマリ挟圧力Ｆ１を変化させる。セカンダリ挟圧力低減中の推力比τを（１８）式を用いて次式（１９）で示す。

（１９）式を変形し、プライマリ挟圧力Ｆ１を次式（２０）で表現する。

（２０）式における左辺と右辺の対比から次式（２１）（２２）となる。

動作点近傍でのプライマリ挟圧力変化量ΔＦ１Ｄに対するプライマリμ変化量Δμ１量を以下の手順で算出する。動作点近傍でのプライマリμ変化は次式（２３）となる。

（２３）式において、定常状態であるのでΔＴｉｎ＝０である。また、Δω１は、速度比制御系によりプライマリ回転速度変化が抑えられるのでΔω１≒０かつΔＲ１≒０となる。

以上より、（２３）式は下記（２４）式となる。

定常走行時、（２４）式の微係数は（１４）式より次式（２５）となる。

（２５）式における入力トルクＴｉｎ０とベルト摩擦力は釣り合うため次式（２６）が成り立つ。
Ｔｉｎ０＝２・μ１０・Ｆ１０・Ｒ１０／ｃｏｓ（１１°） ・・・（２６）

（２６）式を（２５）式へ代入し、（２４）式を整理するとプライマリμ変化Δμ１は次式（２７）となる。

（２７）式のΔＦ１を（２２）式のΔＦ１Ｄを用いて次式（２８）で表わす。
ΔＦ１＝ΔＦ１Ｄ・ｔ ・・・（２８）

（２１）、（２２）、（２８）式を用いて、（２７）式を整理すると次式（２９）となる。

（２９）式より、Δμ１の時間的変化はμ１０（μ１初期値）、ＳＦ０， ΔＳＦによって決まり、入力トルク、入力回転数、挟圧力といったＣＶＴ運転状態に依存しないことがわかる。したがって、ＳＦ０、ΔＳＦを一定とすれば、ＣＶＴ運転状態に関係なくμ比（推力比）増大割合を揃えることができる。

仮に、セカンダリ挟圧力低減量Ｆ２Ｄを一定とした場合、Δμ１は入力トルクに影響
される。（１９）式のＦ２に（１６）式のＦ２を代入すると、次式（３０）となる。

（３０）式を変形するとΔＦ１Ｄは次式（３１）となる。

（３１）式を用いて、（２９）式と同様に展開するとΔμ１は次式（３２）となる。

（３２）式において、Ｆ２ｍｉｎは入力トルクによって決まるため、ΔＦ２Ｄを一定とした条件下では、プライマリμ変化は入力トルクの影響を受ける。したがって、限界ＳＦを検出する場合、本実施形態のようにΔＳＦを一定とする条件が必要となる。言い換えれば、限界ＳＦの検出は、所定値のＳＦから所定値のΔＳＦで低減すれば、運転条件にかかわらずμ比の増加割合が一定にでき、所定の限界ＳＦ検出が可能となる。

「バリエーション」
ここで、（３１）式のΔμ１が（２９）式のΔμ１となるよう以下の手順でΔＦ２Ｄを設定する。

（２９）式のΔμ１と（３２）式のΔμ１を等しいとおくと次式（３３）となる。

（３３）式右辺分母は、ＳＦ０・Ｆ２ｍｉｎ ＝ Ｆ２０であり、（３２）式は次式（３４）のように書き換わる。

（３４）式より、セカンダリ挟圧力変化量ΔＦ２Ｄは次式（３５）となる。

すなわち、入力トルクＴｉｎに応じて設定されるセカンダリ挟圧力の初期値Ｆ２０に応じて、セカンダリ挟圧力変化量ΔＦ２０を設定すれば、トルクによらず正確な限界ＳＦ検出が可能となる。

なお、ΔＳＦは、別の記号を用いた方がよい場合、（３５）式は、次式（３６）のように書くこともできる。
ΔＦ２Ｄ＝Ｋ・Ｆ２０／ＳＦ０ ・・・（３６）
ここで、Ｋ：セカンダリ挟圧力の減少係数である。

「限界ＳＦの検出方法」
図３および図４より、減速比に応じて推力比が変わる。したがって、限界ＳＦの検出方法として下記２つの方法が考えられる。
１） 定常状態、ＳＦ低減前の推力比を基準とし、ΔＳＦ低減時の基準値からの変化量がしきい値を超えた時、限界ＳＦを検出する。
２）μ飽和付近で推力比が急増することから、バンドパスフィルタで推力比の急増を抽出し、しきい値を超えた時、限界ＳＦを検出する。

なお、しきい値は各減速比ごとに所定のＣＶＴ運転条件（例えばＮｉｎ＝２０００ｒｐｍ，Ｔｉｎ＝１００Ｎｍ）で事前に求めておく。この事前のテストでは、実際のマクロスリップが起こるまで、セカンダリプーリの挟圧力を弱めて、μｍａｘを検出し、このμｍａｘに基づいて、しきい値を決定するとよい。

図５に、限界ＳＦ検出のフローチャートを示す。

車両の走行中において、限界ＳＦの検出を行うときには、まず安全係数の初期値であるＳＦ０を設定する（Ｓ１１）。このＳＦ０は、例えば１．３３のような値である。初期値の設定をした場合には、定常走行状態であるか否かを判定する（Ｓ１２）。この判定は、スロットル開度に変化がないか、またはセカンダリ回転数変化が所定値以下か等の判定によることができる。要するに、ＣＶＴへの入力トルクに実質的に変化がなく、ＣＶＴにおける伝達トルクに実質的に変化がない状態であるか否かを判定すればよい。

このＳ１２の判定で、ＮＯであればＳ１２の判定を繰り返し、ＹＥＳであれば減速比に基づく限界ＳＦしきい値を設定する（Ｓ１３）。減速比に応じて予め決定されたしきい値をメモリにテーブルなどとして記憶しておき、これを読み出すことで設定することができる。

次に、安全係数ＳＦをＳＦ＝ＳＦ０＋ΔＳＦ・ｔに従って、｜ΔＳＦ・ｔ｜だけ、減少する（Ｓ１４）。ここで、ｔは、この制御が始まってからの経過時間であり、ΔＳＦは、定数であり、これによって安全係数ＳＦは、一定の傾きΔＳＦで時間の経過とともに減少することになる。

安全係数ＳＦを更新した場合には、この安全係数ＳＦを用いて、セカンダリの挟圧力目標値が（１）式で算出され、セカンダリ油圧目標値決定回路２６がセカンダリ挟圧力を目標値に制御する。またプライマリ挟圧力は、減速比を所定値に維持することで別途決定される。このようにしてプライマリ、セカンダリプーリの挟圧力を算出する（Ｓ１５）。すなわち、更新後の安全係数ＳＦを用いて、（１）式のセカンダリプーリの目標挟圧力を計算し、これをセカンダリプーリの挟圧力Ｆ２とし、入力トルクの変化はなく、変速比γにより入力トルク／出力トルクは決定されるため、プライマリプーリの挟圧力Ｆ１も算出できる。

なお、セカンダリ挟圧力およびプライマリ挟圧力が目標値どおりに制御されるので、（１１）、（１２）式でＦ１，Ｆ２が算出できる。

さらに、得られたセカンダリ挟圧力Ｆ２、プライマリ挟圧力Ｆ１から、推力比τ＝Ｆ２／Ｆ１を算出する（Ｓ１６）。

この推力比τの経時変化から、推力比τの変化量Δτを抽出し（Ｓ１７）、このΔτの大きさ（減少量）がＳ１３で設定されている現在の変速比に対応するしきい値（減少量の大きさのしきい値）を超えたかを判定する（Ｓ１８）。このＳ１８の判定でＮＯの場合には、Ｓ１４に戻り、再度安全係数ＳＦを減少させ、セカンダリ挟圧力を減少させて、推力比τの減少量Δτをしきい値と比較する処理を繰り返す。

そして、このＳ１８において、推力比の減少量Δτの大きさがしきい値を上回った時に、その時点でのＳＦを限界ＳＦとして検出する（Ｓ１９）。

このようにして、定常状態において、適宜限界ＳＦを検出することができ、この限界ＳＦを用いて目標セカンダリ挟圧力を算出して、適切なセカンダリ挟圧力制御を行うことができる。なお、この場合の入力トルクは、エンジン出力に基づいて決定される。

このように、本検出法の演算量に関しては、Ｓ１５における挟圧力が（１１）、（１２）式で算出でき、Ｓ１８の推力比変化Δτの抽出は上記１）あるいは２）で行えるため、演算量は少なく実用的な方法と言える。

「結果」
図６、７に限界ＳＦ検出結果を示す。図６、７は、限界ＳＦ検出の目標値ＳＦ＝１．０５における、入力トルク、入力回転数の異なる条件下での検出結果である。推力比変化の抽出は、バンドパスフィルタを用いる上記２）の手法で行っている。

このように、図６、７より、ＣＶＴの運転条件に係わらず、ほぼ同一ＳＦ時点で限界ＳＦが検出できていることが分かる。すなわち、本実施形態による、限界ＳＦ検出によれば、ＣＶＴの運転条件が異なっていても、実際にマクロスリップが始まる摩擦係数最大（＝推力比最大）の所定値前（直前）において、限界ＳＦを検出することができ、この限界ＳＦを用いて、ＣＶＴの効率的な挟圧力制御が行えることが分かる。

「他の実施形態」
図８の他の実施形態の構成を示す。

この実施形態では、上述の実施形態と同様の回路を有しているが、この図においては、定常走行状態検出回路１０、限界挟圧力検出回路２０を有しており、限界挟圧力検出回路２０において、限界ＳＦが検出出力される。

この限界ＳＦは、μｍａｘ補正回路３０に供給される。このμｍａｘ補正回路３０は、上述のようにして検出される限界ＳＦの状態から、最大摩擦係数μｍａｘの経時変化を検出し、μｍａｘを補正する。そして、補正された最大摩擦係数μｍａｘがセカンダリ挟圧力演算回路３２に供給され、以降の走行時において算出するセカンダリ挟圧力の演算に利用される。

次に、μｍａｘ補正回路３０における、μｍａｘの補正について、説明する。

１）ベルト挟圧力の算出方法
セカンダリのベルト挟圧力Ｆ２は、次式（４１）で算出される。

ここで、ＳＦ：挟圧力安全率、Ｔｉｎ：エンジントルク（入力トルク）、１１°：プーリ面傾角、μＭＡＸ：ベルトμｍａｘの設定値、Ｒ１：プライマリプーリにおけるベルト掛かり径である。この式（４１）は、上述の式（１）と基本的に同一である。

この式（４１）において、ベルト・プーリ間のベルト最大摩擦係数であるμｍａｘは、経年変化、ＣＶＴ運転状態によって変わる。このため、μＭＡＸで算出したセカンダリ挟圧力Ｆ２は、適切な値に対してずれてしまう。本実施形態においては、μＭＡＸの真値を検出し、μＭＡＸ設定値を順次更新して、適切な挟圧力設定を行う。

２）μｍａｘの真値の検出方法
上述の実施形態において、限界ＳＦを検出した。この実施形態においては、上述のようにして検出した限界ＳＦを利用して、現時点におけるベルトμｍａｘの真値を検出する。いかにその方法を説明する。

上述のように、入力回転数、入力トルク、プール挟圧力に関係なく、ベルトμ特性変化は、推力比（＝セカンダリ挟圧力Ｆ２／プライマリ挟圧力Ｆ１）の変化としてとらえることができる。従って、ベルトμ特性変化と推力比の関係は次式で説明できる。
μ１／μ２＝Ｆ２／Ｆ１ ・・・（４２）

図９は、定常状態において、安全率ＳＦを一定の傾きで低減し、セカンダリ挟圧力を減圧したときの推力比に基づく限界ＳＦ検出の様子を示している。

この図９において、しきい値ｔｈｒは、上述のように、初期設定値のμＭＡＸに対して、所定の安全率ＳＦを検出するように予め設定される。

セカンダリ側のベルトμｍａｘが低下した場合、挟圧力低減時のμ飽和への到達が早く、推力比特性の立ち上がりが早くなる。その結果、推力比のしきい値超過点におけるＳＦは、μＭＡＸ設定時よりも大きくなる。図においては、μＭＡＸ設定時のしきい値超過点をｂ点、μＭＡＸ低下時のしきい値超過点をｊ点とする。

μＭＡＸ設定時のｂ点におけるプライマリ、およびセカンダリプーリにおけるμをμ１、μ２＿ｂ、μｍａｘ低下時のｊ点におけるプライマリ、およびセカンダリプーリのμをμ１，μ２＿ｊとして、（４２）式より次式（４３）、（４４）が成り立つ。
μＭＡＸ設定時：μ１／μ２＿ｂ＝ｔｈｒ ・・・ （４３）
μｍａｘ低下時：μ１／μ２＿ｊ＝ｔｈｒ ・・・ （４４）

これから、次式（４５）が成り立つ。
μ２＿ｂ＝μ２＿ｊ ・・・ （４５）

この（４５）式は、μｍａｘ値が変化しても、推力比で検出されるセカンダリμ値が変わらないことを意味している。そこで、μ２＿ｂ、μ２＿ｊをμｍａｘおよびＳＦを用いて次式（４６）、（４７）により、記述する。
μＭＡＸ設定時：μ２＿ｂ＝μＭＡＸ／ＳＦ＿ｂ ・・・ （４６）
μｍａｘ低下時：μ２＿ｊ＝μｍａｘ＿ｊ／ＳＦ＿ｊ ・・・ （４７）

検出されたＳＦ＿ｊと既知であるＳＦ＿ｂ、および（４６）、（４７）の関係を用いて、μＭＡＸ低下時のμｍａｘを次式（４８）により算出することができる。
μｍａｘ＿ｊ＝μＭＡＸ×ＳＦ＿ｂ／ＳＦ＿ｊ ・・・ （４８）

上述の説明は、μｍａｘが低下する場合についてのみ示したが、μＭＡＸよりも正しいμｍａｘ大きい場合についても同様に適用することができる。

３）ベルト挟圧力の最適化制御
μＭＡＸを（４８）式で更新されるベルトμｍａｘを用い、次式（４９）でμＭＡＸを更新する。
μＭＡＸ＝μｍａｘ＿ｊ ・・・ （４９）

この（４９）式により、ベルトμＭＡＸが常に正しいベルトμｍａｘに更新され、適正化されるため、上述の（４１）式のＳＦは、ＳＦ≒１．０に設定することができる。

以上のように、本実施形態によれば、常に、最適ベルト挟圧力を設定することができ、ベルト滑り防止と、ＣＶＴ効率向上による燃費向上を図ることができる。

本実施形態に係るベルト式無段変速機（ＣＶＴ）の制御装置の構成を示す図である。 掛かり径固定のプーリを用い、トルクを徐々に増加させた場合の滑り側プーリのμ特性を調べた結果を示す図である。 油圧可動式プーリにおいてセカンダリ挟圧力の減圧によりベルト滑りした時のプライマリμ、セカンダリμの時間に対するμ増加を示した結果を示す図である。 図３におけるμ比と推力比τを比較した結果を示す図である。 限界ＳＦ検出のフローチャートである。 限界ＳＦ検出結果を示す図である。 限界ＳＦ検出結果を示す図である。 他の実施形態の構成を示す図である。 定常状態において、安全率ＳＦを一定の傾きで低減し、セカンダリ挟圧力を減圧したときの推力比に基づく限界ＳＦ検出の様子を示す図である。

符号の説明

１０ 定常走行状態検出回路、１２ セカンダリ挟圧力検出回路、１４ プライマリ挟圧力検出回路、１６ μ比演算回路、１８ μ比変化抽出回路、２０ 限界挟圧力検出回路、２０ａ テーブル、２２ 減速比演算回路、２４ 挟圧力安全率決定回路、２６ セカンダリ油圧目標値決定回路、２８ セカンダリ油圧制御回路、３０ μｍａｘ補正回路、３２ セカンダリ挟圧力演算回路。

Claims (8)

1. 駆動プーリと従動プーリとをベルトで接続し、両プーリの実効径を変更することで変速比が変更可能であるベルト式無段変速機の制御装置であって、
   駆動プーリまたは従動プーリの一方の挟圧力を、予め設定した設定ベルト最大摩擦係数に基づいて算出した目標挟圧力に制御するとともに、
   入力トルクが一定の定常走行状態において、
   前記目標挟圧力を一定の傾きで徐々に減少させ、その際の駆動プーリのベルト摩擦係数と、従動プーリのベルト摩擦係数の比であるμ比の変化に基づいて、限界挟圧力を検出することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
2. 請求項１に記載の装置において、
   前記目標挟圧力は、前記設定ベルト最大摩擦係数を用いて算出した挟圧力に対し所定の安全係数を乗算して算出することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
3. 請求項２に記載の装置において、
   検出された前記限界挟圧力と、前記設定ベルト最大摩擦係数に基づいて算出した目標挟圧力とに基づいて、目標挟圧力算出の際に用いる安全係数を決定することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
4. 請求項２または３に記載の装置において、
   前記目標挟圧力の一定の傾きによる減少は、前記安全係数を一定の傾きで減少させることによって行うことを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
5. 請求項１〜４のいずれか１つに記載の装置において、
   前記限界挟圧力は、前記挟圧力の変更時におけるμ比の変化量が所定量に至ったことで検出することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
6. 請求項１〜４のいずれか１つに記載の装置において、
   前記限界挟圧力は、前記挟圧力の変更時におけるμ比の変化の傾きが所定値に至ったことで検出することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
7. 請求項１〜６のいずれか１つに記載の装置において、
   前記μ比は、駆動プーリの推力と、従動プーリの推力の比として算出することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
8. 請求項１〜７のいずれか１つに記載の装置において、
   所定値に至るまでの挟圧力変化量の変化に基づき、ベルトの最大摩擦係数の変化を検出し、使用する前記設定ベルト最大摩擦係数を更新することを特徴とするベルト式無段変速機の制御装置。
   

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