JP2015081642A - Control device of continuously variable transmission - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、ベルトやチェーンなどの無端伝動部材を用いた無段変速機の制御装置に関し、特にプーリによる無端伝動部材の挟圧力の制御に係る。 The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission using an endless transmission member such as a belt or a chain, and more particularly to control of a clamping pressure of an endless transmission member by a pulley.
従来より自動車などの車両において、動力源であるエンジンの出力を駆動輪に伝達する変速機として、そのエンジンから入力する回転を無段階に変速可能な無段変速機(CVT:Continuously Variable Transmission)が知られている。また、CVTとしては一般的に、駆動側および従動側のプーリ間に伝動ベルトを巻き掛けてなるベルト式のものが実用化されている。 2. Description of the Related Art Conventionally, in a vehicle such as an automobile, a continuously variable transmission (CVT) capable of continuously changing the rotation input from the engine as a transmission that transmits the output of an engine that is a power source to driving wheels. Are known. Further, as a CVT, a belt type in which a transmission belt is wound between pulleys on the driving side and the driven side is generally put into practical use.
このようなベルト式のCVTでは、各プーリの外周のV溝に大きな力で伝動ベルトを挟圧して、その滑りを抑制しなくてはならないが、挟圧力が大きいほど伝動ベルトとの間の摩擦損失が大きくなってしまうし、大きな挟圧力を維持するためには高い油圧も必要になるから、エンジンの燃費が悪化するきらいがある。 In such a belt-type CVT, the transmission belt must be clamped with a large force in the V groove on the outer periphery of each pulley to suppress the slippage, but the friction between the transmission belt and the transmission belt increases as the clamping pressure increases. The loss increases, and high oil pressure is also required to maintain a large clamping pressure, so the engine fuel efficiency tends to deteriorate.
この点について例えば特許文献1に記載のCVTでは、エンジンの出力するトルクを間接的に検出し、このエンジントルクから油圧ポンプの駆動ロス分を減算して、CVTへの入力トルクを算出し、この入力トルクに応じてベルトの挟圧力(同文献ではCVTの油圧制御回路のライン圧)を制御するようにしている。こうすれば、挟圧力が必要以上に大きくなることを抑制し、燃費の低減が図られる。 In this regard, for example, the CVT described in Patent Document 1 indirectly detects the torque output from the engine, subtracts the hydraulic pump drive loss from this engine torque, and calculates the input torque to the CVT. The belt clamping pressure (the line pressure of the hydraulic control circuit of the CVT in this document) is controlled according to the input torque. If it carries out like this, it will suppress that a pinching pressure becomes large more than needed, and reduction of a fuel consumption will be aimed at.
ところで、前記従来の技術では、油圧ポンプの駆動ロス分として、予めエンジン回転数と油圧(同文献では目標セカンダリ圧)とに対応する油圧ポンプの駆動負荷を実験などによって求めて、制御マップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数や油圧の検出値に基づいて、前記の制御マップを参照して算出した駆動負荷(以下、ポンプ駆動負荷ともいう)を、油圧ポンプの駆動ロスとしている。 By the way, in the conventional technique, as a hydraulic pump drive loss, a control map is created by experimentally determining the hydraulic pump drive load corresponding to the engine speed and hydraulic pressure (the target secondary pressure in the same document). Keep it. A drive load (hereinafter also referred to as a pump drive load) calculated with reference to the control map based on the detected engine speed and hydraulic pressure while the vehicle is running is defined as a hydraulic pump drive loss.
しかしながら、前記のように制御マップに設定されているポンプ駆動負荷は、CVTの変速比が概ね一定に保たれている定常状態に対応したものであり、CVTの変速比が変化する変速動作中の過渡的なポンプ駆動負荷の変動について、従来技術には何ら考慮されていない。すなわち、一般に変速動作中は油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、その流通抵抗が大きくなって、ポンプ駆動負荷が大きくなる。 However, the pump drive load set in the control map as described above corresponds to a steady state in which the CVT gear ratio is kept substantially constant, and during the speed change operation in which the CVT gear ratio changes. There is no consideration in the prior art regarding transient fluctuations in the pump drive load. That is, in general, during the speed change operation, the flow speed of the hydraulic oil flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit increases, so that the flow resistance increases and the pump driving load increases.
そうしてポンプ駆動負荷が大きくなれば、その分はCVTへの入力トルクが低減されるので、ベルトの挟圧力を低下させることができるが、それにもかかわらず従来の技術では、そのようなCVTの変速動作の際のポンプ駆動負荷の変動について考慮されていない。よって、従来の技術では挟圧力をさらに低減し、CVTにおける動力損失を低減する余地が残されている。 If the pump driving load is increased, the input torque to the CVT is reduced accordingly, so that the belt clamping pressure can be reduced. The fluctuation of the pump drive load during the shifting operation is not taken into consideration. Therefore, in the conventional technique, there is still room for further reducing the clamping pressure and reducing the power loss in the CVT.
そこで、本発明の目的は、CVTに入力するトルクの大きさを従来よりも正確に推定することによって、無端伝動部材の挟圧力を可及的に低減し、さらなる損失低減を図ることにある。 Accordingly, an object of the present invention is to reduce the pinching pressure of the endless transmission member as much as possible and to further reduce the loss by estimating the magnitude of the torque input to the CVT more accurately than in the past.
前記の目的を達成すべく本発明は、駆動側および従動側のプーリ間に無端伝動部材が巻き掛けられており、その駆動側のプーリに入力するトルクの大きさに応じて無端伝動部材の挟圧力を制御するように構成された無段変速機(以下、CVT)の制御装置を前提とする。 In order to achieve the above-mentioned object, the present invention has an endless transmission member wound between pulleys on the driving side and the driven side, and the endless transmission member is sandwiched according to the magnitude of torque input to the pulley on the driving side. A control device for a continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) configured to control pressure is assumed.
そして、前記無端伝動部材の挟圧力を制御するための油圧制御回路において、車両の走行用の動力源から前記駆動側のプーリへの動力伝達経路に油圧ポンプが介設されている場合に、前記CVTの変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作のための前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出し、この変動量も加味して前記無端伝動部材の挟圧力を制御するようにしたものである。 In the hydraulic control circuit for controlling the clamping force of the endless transmission member, when a hydraulic pump is interposed in the power transmission path from the driving power source of the vehicle to the driving pulley, In a shift operation in which the transmission ratio of the CVT changes, a fluctuation amount of the driving load of the hydraulic pump for the shift operation is calculated, and the clamping pressure of the endless transmission member is controlled in consideration of the fluctuation amount. It is a thing.
前記の如きCVTにおいては、まず、車両の走行用の動力源から駆動側のプーリに入力するトルクの大きさが、例えば、その動力源の出力するトルクから油圧ポンプの駆動ロスを減算し、動力伝達部材のイナーシャも考慮して求められる。勿論、動力伝達経路にトルクコンバータがあれば、これによるトルク増幅も考慮される。そして、この入力トルクの大きさに対して、無端伝動部材に滑りが発生しないように挟圧力の制御が行われる。 In the CVT as described above, first, the magnitude of the torque input from the power source for driving the vehicle to the pulley on the driving side is obtained by, for example, subtracting the driving loss of the hydraulic pump from the torque output from the power source. It is determined in consideration of the inertia of the transmission member. Of course, if there is a torque converter in the power transmission path, torque amplification by this is also considered. Then, the clamping pressure is controlled so that the endless transmission member does not slip with respect to the magnitude of the input torque.
これに加えてCVTの変速動作中には、そのために油圧ポンプの駆動負荷が増大することも加味して、前記挟圧力の制御が行われる。すなわち、CVTの変速動作中には、油圧制御回路の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、油圧ポンプの駆動負荷(即ち駆動ロス)が大きくなる分、CVTへの入力トルクが小さくなるので、無端伝動部材の挟圧力をさらに小さくすることができる。 In addition, during the CVT shift operation, the clamping pressure is controlled in consideration of the increase in the driving load of the hydraulic pump. In other words, during the CVT shift operation, the flow rate of the hydraulic fluid flowing through the oil passage of the hydraulic control circuit increases, so that the input load to the CVT decreases as the drive load (ie, drive loss) of the hydraulic pump increases. Therefore, the clamping pressure of the endless transmission member can be further reduced.
つまり、前記の特定事項によれば、CVTの変速動作によるポンプ駆動負荷の変動分まで反映させることにより、無端伝動部材の挟圧力を従来より一層、低減することができ、これによりCVTにおける動力損失を低減できる。 In other words, according to the specific matter described above, the clamping force of the endless transmission member can be further reduced by reflecting the fluctuation of the pump drive load due to the CVT shift operation, thereby reducing the power loss in the CVT. Can be reduced.
ところで、そのように可及的に挟圧力を低減するためには、CVTの変速動作中に油圧ポンプの駆動負荷がどの程度、大きくなるのか正確に求めなくてはならない。駆動負荷の増分を多めに見積もってしまうと、これに応じて挟圧力を低減し過ぎることになって、無端伝動部材の滑りを生じる虞がある一方、少なめに見積もった場合には挟圧力を十分に低減できず、損失低減効果が低くなってしまう。 By the way, in order to reduce the clamping pressure as much as possible, it is necessary to accurately determine how much the driving load of the hydraulic pump is increased during the shift operation of the CVT. If the drive load increment is overestimated, the pinching pressure will be excessively reduced accordingly, which may cause slippage of the endless transmission member. Therefore, the loss reduction effect becomes low.
この点で好ましいのは、前記油圧ポンプの駆動負荷を、油圧および回転数を変数とする関数(以下、駆動負荷関数という)として表し、その変動量を、油圧の変化による駆動負荷の変動分と、回転数の変化による駆動負荷の変動分とを合算して算出することである。 In this respect, it is preferable that the drive load of the hydraulic pump is expressed as a function having the oil pressure and the rotation speed as variables (hereinafter referred to as a drive load function), and the amount of change is expressed as a change in the drive load due to a change in the oil pressure. In other words, it is calculated by adding up the fluctuation of the driving load due to the change in the rotational speed.
そして、前記油圧の変化による駆動負荷の変動分は、前記駆動負荷関数の油圧による偏微分係数値と、油圧の変化量との積として算出することができる。また、同様に前記回転数の変化による駆動負荷の変動分は、前記駆動負荷関数の回転数による偏微分係数値と、回転数の変化量との積として算出することができる。 Then, the fluctuation of the driving load due to the change in the oil pressure can be calculated as the product of the partial differential coefficient value due to the oil pressure of the driving load function and the amount of change in the oil pressure. Similarly, the fluctuation of the drive load due to the change in the rotational speed can be calculated as the product of the partial differential coefficient value due to the rotational speed of the drive load function and the amount of change in the rotational speed.
その場合に、前記駆動負荷関数の油圧や回転数による偏微分係数値を数値微分によって求めるようにすれば、駆動負荷関数を油圧制御回路の数式モデルから導出する必要がない。例えば、前述した従来技術においてポンプ駆動ロスを求めるための制御マップと同様に、油圧ポンプの駆動負荷をその動作状態(油圧および回転数)に対応づけて設定したマップを作成しておいて、このマップ上の或る動作点における駆動負荷の差分値を偏微分係数値として近似すればよい。 In this case, if the partial differential coefficient value based on the hydraulic pressure or the rotational speed of the drive load function is obtained by numerical differentiation, it is not necessary to derive the drive load function from the mathematical model of the hydraulic control circuit. For example, in the same manner as the control map for determining the pump drive loss in the above-described prior art, a map in which the drive load of the hydraulic pump is set in correspondence with the operation state (hydraulic pressure and rotation speed) is created. What is necessary is just to approximate the difference value of the driving load at a certain operating point on the map as a partial differential coefficient value.
以上、説明したように本発明に係る無段変速機(CVT)の制御装置によると、車両の動力源からの入力トルクの大きさに応じて、ベルトなど無端伝動部材の挟圧力を制御する場合に、変速動作のための油圧ポンプの駆動負荷変動も加味することによって、入力トルクを従来よりも正確に推定することが可能になり、これにより、挟圧力を従来より一層、低減してCVTの動力損失を低減できる。 As described above, according to the control device for a continuously variable transmission (CVT) according to the present invention, the clamping pressure of an endless transmission member such as a belt is controlled in accordance with the magnitude of input torque from the power source of the vehicle. In addition, it is possible to estimate the input torque more accurately than before by taking into account the drive load fluctuation of the hydraulic pump for shifting operation, thereby reducing the pinching pressure further and reducing the CVT. Power loss can be reduced.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。一例として本実施形態では、図1に概略を示すように車両に横置きに搭載されたパワートレインに本発明を適用した場合について説明する。なお、本実施形態の記載はあくまで例示に過ぎず、本発明の構成や用途などについても限定するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. As an example, in the present embodiment, a case will be described in which the present invention is applied to a power train mounted horizontally on a vehicle as schematically shown in FIG. Note that the description of the present embodiment is merely an example, and the configuration and application of the present invention are not limited.
(パワートレインの概略構成)
図1には概略的に示すように、本実施形態のパワートレインは、走行用の動力源であるエンジン1、トルクコンバータ2、前後進切換機構3、無段変速機構4、減速歯車機構5、差動歯車機構6などを備えている。エンジン1のクランクシャフト11はトルクコンバータ2に連結されており、その出力がトルクコンバータ2から前後進切換機構3、無段変速機構4および減速歯車機構5を介して差動歯車機構6に伝達され、左右の駆動輪7へ分配される。
(Schematic configuration of powertrain)
As schematically shown in FIG. 1, the power train of this embodiment includes an engine 1, which is a power source for traveling, a
エンジン1は一例として多気筒ガソリンエンジンであって、エンジン回転数neを算出するためのエンジン回転数センサ101を備えている。また、図示の例では、エンジン1の吸気量を調整するスロットルバルブ12は、スロットルモータ13によって動作されるものであって、その開度(スロットル開度Th)は、目標吸気量が得られるようにECU(Electronic Control Unit)8によって制御される。なお、スロットル開度Thはスロットル開度センサ102によって検出される。
The engine 1 is a multi-cylinder gasoline engine as an example, and includes an
−トルクコンバータ−
トルクコンバータ2は、入力側のポンプインペラ21と、出力側のタービンランナ22と、トルク増幅機能を発現するステータ23と、ワンウェイクラッチ24とを備えており、ポンプインペラ21とタービンランナ22との間で作動油(ATF)によって動力伝達を行う。ポンプインペラ21はエンジン1のクランクシャフト11に連結されており、一方、タービンランナ22はタービンシャフト25を介して前後進切換機構3に連結されている。
-Torque converter-
The
また、トルクコンバータ2は、その入力側と出力側とを直結するロックアップクラッチ26も備えている。ロックアップクラッチ26は、係合側油室内の油圧と解放側油室内の油圧との差圧(ロックアップ差圧)を制御することによって、完全係合、半係合(スリップ状態での係合)または解放のいずれかの状態に切り替えられる。
The
そして、ロックアップクラッチ26の解放状態では、前記のように作動油(ATF)によってポンプインペラ21からタービンランナ22に動力が伝達されるが、タービンランナ22の回転数(タービン回転数Nt)がポンプインペラ21の回転数(エンジン回転数neと同じ)よりも低い状態では、その回転差に応じてタービンシャフト25への出力トルクが増幅される。
In the released state of the lock-up clutch 26, power is transmitted from the
図示の例ではトルクコンバータ2に、ポンプインペラ21に連結されて駆動される機械式のオイルポンプ9(油圧ポンプ)が設けられている。このオイルポンプ9は、例えばギヤポンプ、ベーンポンプなどであり、ポンプインペラ21を介してエンジン1のクランクシャフト11によって駆動され(このためオイルポンプ9の回転数はエンジン回転数neになる)、後述するように油圧制御回路20にも作動油を供給する。
In the illustrated example, the
−前後進切換機構−
前後進切換機構3は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構30、前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1を備えている。遊星歯車機構30のサンギヤ31はトルクコンバータ2のタービンシャフト25に連結されており、前進用クラッチC1の近傍にはタービンシャフト25の回転数を検出するタービン回転数センサ104が配置されている。一方、遊星歯車機構30のキャリア33は無段変速機構4の入力軸40に連結されている。
-Forward / reverse switching mechanism-
The forward / reverse switching mechanism 3 includes a double pinion
そして、前記キャリア33とサンギヤ31とが前進用クラッチC1を介して選択的に連結され、リングギヤ32は後進用ブレーキB1を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。すなわち、前進用クラッチC1が係合され、後進用ブレーキB1が解放されることにより、前後進切換機構3が一体に回転するようになって前進用動力伝達経路が成立し、この状態で、前進方向の駆動力が無段変速機構4側へ伝達される。
The
一方、後進用ブレーキB1が係合され、前進用クラッチC1が解放されると、前後進切換機構3によって後進用動力伝達経路が成立する。この状態で、入力軸40はタービンシャフト25に対して逆方向へ回転し、この後進方向の駆動力が無段変速機構4側へ伝達される。また、前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1がともに解放されると、前後進切換機構3は動力伝達を遮断するニュートラル状態になる。
On the other hand, when the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the reverse drive mechanism is established by the forward / reverse switching mechanism 3. In this state, the
−無段変速機構−
本実施形態の無段変速機構4は、前記のトルクコンバータ2および前後進切換機構3を介してエンジン1から入力する回転を、無段階に変速して出力可能なベルト式の無段変速機(CVT:Continuously Variable Transmission)であり、以下ではCVT4という。このCVT4は、入力側(駆動側)のプライマリプーリ41、出力側(従動側)のセカンダリプーリ42、および、これらプライマリプーリ41とセカンダリプーリ42との間に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト43(無端伝動部材:チェーン式ベルトも含む)などを備えている。
-Continuously variable transmission mechanism-
The continuously variable transmission mechanism 4 of the present embodiment is a belt type continuously variable transmission (stepless transmission) that can output the rotation input from the engine 1 via the
プライマリプーリ41の近傍にはプライマリプーリ回転数センサ105が配置されている。このプライマリプーリ回転数センサ105の出力信号から、CVT4の入力軸回転数Ninを算出することができる。また、セカンダリプーリ42の近傍にはセカンダリプーリ回転数センサ106が配置されており、その出力信号からCVT4の出力軸回転数Noutを算出することができる。この出力軸回転数Noutから車速spdを算出することができる。
A primary pulley
詳しくはプライマリプーリ41は、入力軸40に固定された固定シーブ411と、入力軸40に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ412とを備えている。そして、可動シーブ412側に配設された油圧アクチュエータ413によって、固定シーブ411と可動シーブ412との間のV溝幅を変更することで、伝動ベルト43の巻き掛け径(有効径)が変更されるようになっている。
Specifically, the
同様にセカンダリプーリ42も、出力軸44に固定された固定シーブ421と、出力軸44に軸方向に摺動可能に配設された可動シーブ422とを備えており、可動シーブ422側に配設された油圧アクチュエータ423によって固定シーブ421と可動シーブ422との間のV溝幅を変更することで、伝動ベルト43の巻き掛け径(有効径)が変更されるようになっている。
Similarly, the
そして、前記プライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413を制御して、プライマリプーリ41およびセカンダリプーリ42のそれぞれのV溝幅を変更することによって、両プーリ41,42の有効径を連続的に変化させて、変速比γを連続的に変化させることができる。なお、変速比γは、γ=入力軸回転数Nin/出力軸回転数Noutと定義され、例えばプライマリプーリ41の有効径が大きくなり、セカンダリプーリ42の有効形が小さくなるとき(アップシフト)に、変速比γは小さくなる。
Then, by controlling the
そうしてプライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413を制御して、プライマリプーリ41およびセカンダリプーリ42のそれぞれの有効径を変化させる際に、セカンダリプーリ42の油圧アクチュエータ423は、伝動ベルト43の滑りが発生しないように所定の挟圧力を発生する。すなわち、詳しくは後述するようにCVT4への入力トルクTinなどに応じてベルト挟圧力が決定され、このベルト挟圧力を発生するように油圧アクチュエータ423が制御される。
Thus, when the
(油圧制御回路)
次に、前記トルクコンバータ2、前後進切換機構3およびCVT4などを制御する油圧制御回路20について説明する。本実施形態の油圧制御回路20は、前記のようにCVT4の変速比γを変更する際に、主にプライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413の油圧を制御する変速比制御部20aと、主にセカンダリプーリ42の油圧アクチュエータ423の油圧を制御する挟圧力制御部20bとを備えている。なお、油圧制御回路20は、図1には示さないが、ライン圧の制御やロックアップクラッチ26の係合および解放のための油圧制御、および、前後進切換機構3の前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1の係合および解放のための油圧制御も行うように構成されている。
(Hydraulic control circuit)
Next, the
詳しくは図2に示すように油圧制御回路20は、プライマリレギュレータバルブ201、セレクトバルブ202、ライン圧モジュレータバルブ203、ソレノイドモジュレータバルブ204、リニアソレノイドバルブ(SLP)205、リニアソレノイドバルブ(SLS)206、変速コントロールバルブ207、および、ベルト挟圧力コントロールバルブ208などを備えている。
Specifically, as shown in FIG. 2, the
なお、油圧制御回路20には、前記したようにエンジン1からの駆動力によって駆動される機械式オイルポンプ9の他に、電動機91を動力源とする電動オイルポンプ90が備えられている。電動オイルポンプ90は機械式オイルポンプ9と並列に配設されており、例えばエンジン1のアイドルストップの際に動作する。
The
この油圧制御回路20においては、まず、機械式オイルポンプ9(アイドルストップ時は電動オイルポンプ90)により生成された油圧が、例えばリリーフ型のプライマリレギュレータバルブ201により調圧されてライン圧PLとなる。一例としてプライマリレギュレータバルブ201には、リニアソレノイドバルブ(SLS)206から出力される制御油圧がセレクトバルブ202を介して供給され、その制御油圧をパイロット圧として作動するようになっている。
In this hydraulic
そうしてプライマリレギュレータバルブ201により調圧されたライン圧PLは、ライン圧モジュレータバルブ203に供給されて一段、低いモジュレートライン圧LPM2に調圧される他に、変速コントロールバルブ207およびベルト挟圧力コントロールバルブ208には、そのままライン圧PLとして供給される。変速コントロールバルブ207およびベルト挟圧力コントロールバルブ208については後述する。
Thus, the line pressure PL regulated by the
一方、ライン圧モジュレータバルブ203によって調圧されたモジュレートライン圧LPM2は、図2に示すようにソレノイドモジュレータバルブ204、リニアソレノイドバルブ(SLP)205、リニアソレノイドバルブ(SLS)206に供給される。ソレノイドモジュレータバルブ204は、モジュレートライン圧LPM2をさらに低圧のモジュレータ油圧PSMに調圧し、変速コントロールバルブ207およびベルト挟圧力コントロールバルブ208などに供給する。
On the other hand, the modulated line pressure LPM2 regulated by the line
また、リニアソレノイドバルブ(SLP)205、リニアソレノイドバルブ(SLS)206は、図の例ではノーマルオープンタイプの電磁ソレノイドバルブであって(ノーマルクローズタイプであってもよい)、それぞれ、ECU8から送信される制御信号のデューティ比に応じて作動されて、モジュレートライン圧LPM2を元圧とする制御油圧を出力する。
In addition, the linear solenoid valve (SLP) 205 and the linear solenoid valve (SLS) 206 are normally open type electromagnetic solenoid valves (may be normally closed type) in the illustrated example, and are respectively transmitted from the
こうして出力される制御油圧は、以下に説明するように変速コントロールバルブ207に供給されて、CVT4の変速比制御に供されるとともに、ベルト挟圧力コントロールバルブ208に供給されて、挟圧力制御に供される。また、リニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧は、上述したようにプライマリレギュレータバルブ201にも供給される。
The control hydraulic pressure output in this way is supplied to the
−変速比制御部−
次に、プライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413の油圧を制御する変速比制御部20aについて詳細に説明する。図2示すようにCVT4のプライマリプーリ41の油圧アクチュエータ413(以下、プライマリ側油圧アクチュエータ413ともいう)には、その油圧を制御する変速コントロールバルブ207が接続されている。
-Gear ratio control unit-
Next, the gear
変速コントロールバルブ207は、一例として円筒状のスプール弁からなり、軸方向に移動可能なスプール271を備えていて、その一端側(図2の下端側)には、圧縮コイルばね272が圧縮状態で配置されているとともに、制御油圧ポート273が設けられている。この制御油圧ポート273には、リニアソレノイドバルブ(SLP)205からの制御油圧が印加される。
The speed
また、変速コントロールバルブ207には、ライン圧PLが供給される入力ポート274、および、プライマリ側油圧アクチュエータ413に接続される出力ポート275が設けられている。そして、変速コントロールバルブ207は、リニアソレノイドバルブ(SLP)205から出力される制御油圧をパイロット圧としてライン圧PLを調圧し、出力ポート275からプライマリ側油圧アクチュエータ413へ供給する。
Further, the
つまり、リニアソレノイドバルブ(SLP)205からの制御油圧に応じて調圧された変速コントロールバルブ207の出力油圧が、プライマリ側油圧アクチュエータ413に供給される。これにより、プライマリ側油圧アクチュエータ413の油圧Pin(以下、プライマリシーブ油圧Pinともいう)が調圧され、CVT4の変速比γが制御される。
That is, the output hydraulic pressure of the
具体的には、プライマリ側油圧アクチュエータ413に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ(SLP)205からの制御油圧が増大すると、変速コントロールバルブ207のスプール271が図2の上側に変位して出力油圧が増大し、プライマリシーブ油圧Pinも増大する。その結果、プライマリプーリ41のV溝幅が狭くなって、変速比γが小さくなる(アップシフト)。
Specifically, when the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 increases while a predetermined hydraulic pressure is being supplied to the primary
反対にリニアソレノイドバルブ(SLP)205からの制御油圧が低下すれば、変速コントロールバルブ207のスプール271は図2の下側に変位して出力油圧が低下し、プライマリシーブ油圧Pinも低下する。これによりプライマリプーリ41のV溝幅が広くなって、変速比γが大きくなる(ダウンシフト)。
On the other hand, if the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLP) 205 decreases, the
前記のような変速比制御部20aの制御はECU8によって行われる。すなわち、例えば後述する制御マップ(図3参照)に従って、ECU8によりCVT4の目標変速比(本例では目標入力回転数Nint)が算出され、この目標変速比と実際の変速比γとの偏差に応じて制御信号が生成される。この制御信号を受けて前記のようにリニアソレノイドバルブ(SLP)205からの制御油圧が調圧され、CVT4のプライマリシーブ油圧Pinが制御される。
The control of the gear
−挟圧力制御部−
次に、前記変速比制御部20aと同様に挟圧力制御部20bについて詳細に説明すると、セカンダリプーリ42の油圧アクチュエータ423(以下、セカンダリ側油圧アクチュエータ423ともいう)には、その油圧を制御するためにベルト挟圧力コントロールバルブ208が接続されている。
-Pinch pressure control part-
Next, the clamping
このベルト挟圧力コントロールバルブ208も前記変速コントロールバルブ207と同じくスプール弁からなり、軸方向に移動可能なスプール281を備えていて、その一端側(図2の下端側)には、圧縮コイルばね282が圧縮状態で配置されているとともに、制御油圧ポート283が設けられている。この制御油圧ポート283に前記のリニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧が印加される。
The belt clamping
また、ベルト挟圧力コントロールバルブ208には、ライン圧PLの供給される入力ポート284、および、セカンダリプーリ42の油圧アクチュエータ423に接続される出力ポート285が形成されている。そして、ベルト挟圧力コントロールバルブ208は、リニアソレノイドバルブ(SLS)206が出力する制御油圧をパイロット圧としてライン圧PLを調圧し、出力ポート285からセカンダリプーリ42の油圧アクチュエータ423に供給する。
Further, the belt clamping
つまり、リニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧に応じて調圧されたベルト挟圧力コントロールバルブ208の出力油圧が、セカンダリ側油圧アクチュエータ423に供給され、これにより、セカンダリ側油圧アクチュエータ423の油圧Pd(以下、セカンダリシーブ油圧Pdともいう)が調圧されて、CVT4のベルト挟圧力が制御される。
In other words, the output hydraulic pressure of the belt clamping
具体的には、セカンダリ側油圧アクチュエータ423に所定の油圧が供給されている状態で、リニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧が増大すると、ベルト挟圧力コントロールバルブ208のスプール281が図2の上側に変位して出力油圧Pdが増大し、セカンダリシーブ油圧Pdも増大する。これによりベルト挟圧力も増大する。反対にリニアソレノイドバルブ(SLS)206からの制御油圧が低下すれば、ベルト挟圧力コントロールバルブ208のスプール281は図2の下側に変位し、セカンダリシーブ油圧Pdが低下する結果としてベルト挟圧力が低減される。
Specifically, when the control hydraulic pressure from the linear solenoid valve (SLS) 206 increases while a predetermined hydraulic pressure is being supplied to the secondary
前記のような挟圧力制御部20bの制御はECU8によって行われる。すなわち、一例としては後述する演算式に従ってECU8により、所要のベルト挟圧力を得るためのセカンダリシーブ油圧Pdの目標値(ベルト挟圧指示値Pdi)が算出され、この目標油圧を出力するようにリニアソレノイドバルブ(SLS)206が制御される。これにより、セカンダリ側油圧アクチュエータ423の油圧Pdを前記のように好適に制御することができる。
The control of the clamping
なお、前記の如くプライマリシーブ油圧Pinとセカンダリシーブ油圧Pdとを独立に制御する場合には、推力比τ(τ=[セカンダリシーブ油圧Pd×セカンダリ側油圧アクチュエータ423の受圧面積Aout]/[プライマリシーブ油圧Pin×プライマリ側油圧アクチュエータ413の受圧面積Ain])を保持できるよう、プライマリシーブ油圧Pinおよびセカンダリシーブ油圧Pdを制御している。
When the primary sheave oil pressure Pin and the secondary sheave oil pressure Pd are controlled independently as described above, the thrust ratio τ (τ = [secondary sheave oil pressure Pd × pressure receiving area Aout of the secondary side hydraulic actuator 423] / [primary sheave]. The primary sheave oil pressure Pin and the secondary sheave oil pressure Pd are controlled so that the hydraulic pressure Pin × the pressure receiving area Ain of the primary
前述した油圧制御回路20の変速比制御部20aおよび挟圧力制御部20bによる制御は、それぞれECU8からの制御信号を受けて各制御部20a,20bのリニアソレノイドバルブ207,208が前記の如く動作し、CVT4の油圧アクチュエータ413,423などの油圧を好適に制御することで、実現する。つまり、本実施形態では、ECU8によって後述のように実行される所定のプログラムと、油圧制御回路20の挟圧力制御部20bによって、本発明に係る無段変速機の制御装置が構成されている。
The above-described control by the transmission
(ECU)
ECU8は、図示は省略するが、CPU(Central Processing Unit)、ROM(Read Only Memory)、RAM(Random Access Memory)およびバックアップRAMなどを備えた公知のものである。CPUは、ROMに記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて各種の演算処理を実行する。また、RAMは、CPUでの演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶し、バックアップRAMは、例えばエンジン1の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する。
(ECU)
Although not shown in the figure, the
そして、ECU8の入力インターフェースには、図1に表れているエンジン回転数センサ101、スロットル開度センサ102、タービン回転数センサ104、プライマリプーリ回転数センサ105、セカンダリプーリ回転数センサ106等が接続されている。一方、出力インターフェースには、図1に表れているスロットルモータ13や油圧制御回路20の他に、エンジン1の燃料噴射装置や点火装置などが接続されており、ECU8は、前記した各種のセンサの出力信号などに基づいて、エンジン1の制御、トルクコンバータ2の制御、前後進切換機構3の制御、CVT4の制御等を実行する。
1 is connected to the input interface of the
例えばエンジン1の運転制御としては、スロットルモータ13、燃料噴射装置、点火装置等に制御信号が出力されて、吸気量や燃料噴射量、点火時期などが制御される。トルクコンバータ2についてはロックアップクラッチ26の係合および解放が制御され、前後進切換機構3については前進用クラッチC1および後進用ブレーキB1の係合および解放が制御される
そして、CVT4の制御としてECU8は、一例として図3に示す変速比制御マップを参照して目標回転数Nintを算出し、実際の入力軸回転数Ninが目標回転数Nintになるように変速比γの制御を行う。ECU8は、目標回転数Nintの制御信号を油圧制御回路20の変速比制御部20aに出力し、上述したようにプライマリ側油圧アクチュエータ413の油圧を制御して、CVT4の変速比γを連続的に変更させる。
For example, as operation control of the engine 1, control signals are output to the
前記図3の変速比制御マップは、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Th(アクセル開度でもよい)および車速spdをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した変速比γを設定したものであって、ECU8のROMに記憶されている。車速spdは出力軸回転数Noutに対応するため、制御マップにおいては目標変速比γとして、入力軸回転数Ninの目標値である目標回転数Nintを設定している。
The gear ratio control map of FIG. 3 previously sets a gear ratio γ adapted by experiments and simulations, etc., using the throttle opening degree Th (accelerator opening degree) and the vehicle speed spd corresponding to the driver's output request as parameters. Which is stored in the ROM of the
(ベルト挟圧力の制御)
前記のような変速比制御とともにECU8は、以下に説明するように、CVT4への入力トルクTinなどに応じて、伝動ベルト43の滑りを抑制するためのベルト挟圧指示値Pdiを算出し、これに相当する制御信号を油圧制御回路20の挟圧力制御部20bに出力する。具体的にはECU8は、入力トルクTinに所定の安全率SFを加えた上で、以下の(式1)によりベルト挟圧指示値Pdiを算出する。
(Control of belt clamping pressure)
As described below, the
Pdi = (Tin+SF)×cosα/(2×μ×Rin×Aout) … (式1)
なお、(式1)においてRinは、プライマリプーリ41の有効径(伝動ベルト43の巻き掛け半径)であって、変速比γの関数である。また、αは、プライマリプーリ41およびセダンダリプーリ42のシーブ角であり、μはプーリ41,42と伝動ベルト43との間の摩擦係数である。Aoutは上述したとおり、セカンダリ側油圧アクチュエータ423の受圧面積である。
Pdi = (Tin + SF) × cos α / (2 × μ × Rin × Aout) (Formula 1)
In (Expression 1), Rin is the effective diameter of the primary pulley 41 (the winding radius of the transmission belt 43), and is a function of the speed ratio γ. Α is the sheave angle of the
ここで、前記の演算に用いる入力トルクTinの大きさは、エンジン1の発生するトルク(以下、エンジントルクTeという)からオルタネータなどの補機やオイルポンプ9の駆動ロス分を減算した上で、前後進切換機構3などのイナーシャやトルクコンバータ2によるトルク増幅も考慮して推定される。すなわち、エンジントルクTeは、スロットル開度Thおよびエンジン回転数neに基づいてエンジン制御マップから算出される。
Here, the magnitude of the input torque Tin used for the above calculation is obtained by subtracting the driving loss of the auxiliary machine such as the alternator and the
なお、エンジン制御マップは周知のものであり、図示は省略するが、運転者の出力要求に対応するスロットル開度Th(アクセル開度でもよい)およびエンジン回転数neをパラメータとして、予め実験・シミュレーションなどにより適合した目標エンジントルクを設定したものであって、ECU8のROMに記憶されている。
The engine control map is well known and is not shown in the drawings, but experiments and simulations are performed in advance using the throttle opening degree Th (accelerator opening degree) and the engine speed ne corresponding to the driver's output request as parameters. The target engine torque that is more suitable is set, and is stored in the ROM of the
また、エンジン1の補機やオイルポンプ9の駆動ロスについても、予めエンジン1やトルクコンバータ2、CVT4などの動作状態に対応する駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションなどにより求めてマップを作成しておく。そして、車両の走行中のエンジン回転数neや油圧制御回路20のライン圧PLなどに基づいて、前記のマップを参照して駆動ロスを算出する。
In addition, for the driving loss of the auxiliary machine of the engine 1 and the
例えばオイルポンプ9の駆動負荷は、油圧制御回路20における作動油圧の代表値、即ちライン圧PLと、ポンプ回転数(本実施形態ではエンジン回転数ne)とによって概ね決まるので、一例を図4に示すように、ライン圧PLおよびエンジン回転数neに対応するポンプ駆動負荷の大きさを実験・シミュレーションによって調べて、ポンプ駆動ロスのマップとして設定しておく。
For example, the driving load of the
この図4に示す例では、ポンプ駆動負荷Tlossが、エンジン回転数neの上昇に連れて緩やかに増大するとともに、ライン圧PLの上昇に対してはより急な増大変化を示している。なお、オイルポンプ9の駆動負荷は、ライン圧PLおよびエンジン回転数neの他に油温によっても変化するので、ポンプ駆動ロスのマップは少なくとも未暖機および暖機後の二つ以上、用意する。
In the example shown in FIG. 4, the pump drive load T loss gradually increases as the engine speed ne increases, and more rapidly changes as the line pressure PL increases. Since the driving load of the
(変速動作中のポンプ駆動負荷の変動)
ところで、前記図4のようなマップに設定してあるポンプ駆動ロス(ポンプ駆動負荷)は、CVT4の変速比γが概ね一定の定常状態に対応するものである。CVT4の変速比γが変化する変速動作中には、油圧制御回路20の油路を流通する作動油の流速が高くなるため、慣性抵抗や粘性損失が増大しており、その分、オイルポンプ9の駆動負荷は増大する。
(Fluctuations in pump drive load during gear shifting)
Incidentally, the pump drive loss (pump drive load) set in the map as shown in FIG. 4 corresponds to a steady state in which the speed ratio γ of the CVT 4 is substantially constant. During the speed change operation in which the speed ratio γ of the CVT 4 is changed, the flow rate of the hydraulic oil flowing through the oil passage of the
このため変速動作中にはポンプ駆動ロスが増大し、その分はCVT4への入力トルクが低減されるので、伝動ベルト43の滑りを抑えるために必要なベルト挟圧力は小さくなる。このことに着目して本実施形態では、変速動作中のオイルポンプ9の駆動ロス(駆動負荷)の変動も加味して、より正確に入力トルクTinを推定し、これに基づいて、より好適にベルト挟圧指示値Pdiを算出するようにしている。
For this reason, the pump driving loss increases during the speed change operation, and the input torque to the CVT 4 is reduced accordingly, so that the belt clamping pressure necessary for suppressing the slippage of the
以下に、まず、前記のポンプ駆動負荷の変動について説明すると、図5に模式的に示すように、管路を流れる作動油(非圧縮性の粘性流体)にかかっている力Fは、同図(a)に示す一次元の定常流れの場合は、流体を押し流す動圧f1(慣性抵抗分)、これに対する壁面抵抗f2(粘性損失分)とに分けて考えることができ、作動油の密度をρとし、流路の断面積をAfとすれば以下の(式2)のように表される。 In the following, first, the fluctuation of the pump drive load will be described. As schematically shown in FIG. 5, the force F applied to the hydraulic oil (incompressible viscous fluid) flowing through the pipeline is shown in FIG. In the case of the one-dimensional steady flow shown in (a), it can be divided into the dynamic pressure f 1 (inertia resistance) that pushes the fluid and the wall resistance f 2 (viscosity loss) against this, If the density is ρ and the cross-sectional area of the flow path is Af, it is expressed as (Equation 2) below.
F = (f1 − f2)×Af
={(1/2)ρu2 − μ(∂u/∂y)}×Af … (式2)
そして、CVT4の変速動作中に流速uが高くなってu'になるときには、図5(b)に示すように動圧f1も壁面抵抗f2も増大するので(f1→f'1、f2→f'2)、作動油にかかっている力の増分dFは、以下の(式3)によって表される。この(式3)は、マクローリン展開して高次の項を無視すれば、以下の(式4)に近似される。
F = (f 1 −f 2 ) × Af
= {(1/2) ρu 2 -μ (∂u / ∂y)} × Af (Formula 2)
When the flow velocity u becomes high and becomes u ′ during the shift operation of the CVT 4, both the dynamic pressure f 1 and the wall resistance f 2 increase as shown in FIG. 5B (f 1 → f ′ 1 , f 2 → f ′ 2 ), the increment dF of the force applied to the hydraulic oil is expressed by the following (Equation 3). This (Equation 3) can be approximated to the following (Equation 4) if macrourin expansion is performed and higher-order terms are ignored.
dF = [(1/2)(ρu'2 −ρu2)+
μ{(∂u'/∂y)−(∂u/∂y)}]×Af … (式3)
dF ≒ {ρu(∂u/∂x)dx + μ(∂2u/∂y2)dy}×Af …(式4)
前記(式4)のdFを油圧制御回路20内の各所において算出し、作動油の流路全体に亘って合算すれば、オイルポンプ9の駆動負荷の増分を求めることができるが、そもそも油圧制御回路20の各部位における流速u,u'や管路摩擦抵抗μおよび流路断面積Af を全て求めることが困難であり、CVT4の変速動作中に前記の計算を行うことは現実的でない。
dF = [(1/2) (ρu ′ 2 −ρu 2 ) +
μ {(∂u ′ / ∂y) − (∂u / ∂y)}] × A f (Equation 3)
dF ≒ {ρu (∂u / ∂x ) dx + μ (∂ 2 u / ∂y 2) dy} × Af ... ( Equation 4)
If the dF of (Equation 4) is calculated at various points in the
ここで、前述したようにオイルポンプ9の駆動負荷は、定常状態であればライン圧PLとエンジン回転数neとによって表すことができる。そこで、オイルポンプ9の駆動負荷を、ライン圧PLおよびエンジン回転数neを変数とする関数(以下、駆動負荷関数という)Tloss(PL,ne)として表し、その差分dTlossを以下のように算出する。
Here, as described above, the driving load of the
dTloss =(∂Tloss/∂PL)×dPL+(∂Tloss/∂ne)×dne …(式5)
すなわち、本実施形態ではポンプ駆動負荷の変動量を、ライン圧PLの変化による変動分と、エンジン回転数neの変化による変動分とに分けて、それぞれ駆動負荷関数Tloss(PL,ne)から算出し、両者を合算している。ライン圧PLの変化による変動分は、駆動負荷関数Tloss(PL,ne)のライン圧PLによる偏微分係数値(∂Tloss/∂PL)と、ライン圧の変化量dPLとの積として算出でき、同様にエンジン回転数neの変化による変動分は、エンジン回転数neによる偏微分係数値(∂Tloss/∂ne)と、エンジン回転数の変化量dneとの積として算出できる。
dT loss = (∂T loss / ∂PL) × dPL + (∂T loss / ∂ne) × dne (Formula 5)
That is, in the present embodiment, the fluctuation amount of the pump driving load is divided into a fluctuation amount due to the change in the line pressure PL and a fluctuation amount due to the change in the engine speed ne, respectively, from the driving load function T loss (PL, ne). Calculated and added together. The fluctuation due to the change in the line pressure PL is calculated as the product of the partial differential coefficient value (∂T loss / ∂PL) due to the line pressure PL of the drive load function T loss (PL, ne) and the change dPL in the line pressure. Similarly, the variation due to the change in the engine speed ne can be calculated as the product of the partial differential coefficient value (∂T loss / ∂ne) due to the engine speed ne and the change dne in the engine speed.
そして、前記駆動負荷関数Tloss(PL,ne)の偏微分係数値は、数値微分によって求めればよい。すなわち、図4のポンプ駆動ロスマップにおいて、CVT4の動作状態が変化するときに、或る動作点(ライン圧PLおよびエンジン回転数neによって決まる点)における駆動負荷関数Tloss(PL,ne)の差分値を偏微分係数値とみなすことができる。例えば図4の動作点T1(PL1,ne1)において急なダウンシフト変速が開始され、ライン圧PLが増大しかつエンジン回転数neが上昇して、動作点T2(PL2,ne2)へ移行する場合について説明する。 The partial differential coefficient value of the drive load function T loss (PL, ne) may be obtained by numerical differentiation. That is, in the pump drive loss map of FIG. 4, when the operating state of CVT 4 changes, the drive load function T loss (PL, ne) at a certain operating point (a point determined by the line pressure PL and the engine speed ne) is calculated. The difference value can be regarded as a partial differential coefficient value. For example, when a sudden downshift is started at the operating point T1 (PL1, ne1) in FIG. 4, the line pressure PL is increased and the engine speed ne is increased, and the operating point T2 (PL2, ne2) is shifted to. Will be described.
この場合に、前記動作点T1から動作点T2に向かってエンジン回転数neが僅かに変化するときのポンプ駆動負荷の変動は、図示の矢印aの傾きとして表れており、動作点T1(PL1,ne1)における駆動負荷関数Tloss(PL,ne)のエンジン回転数neによる偏微分係数値として、以下の(式6)のように算出される。なお、Δneは数値微分の刻み幅であって予め設定されている。また、Tmap(PL,ne)は駆動負荷マップを参照して算出した駆動負荷関数Tloss(PL,ne)の値である。 In this case, the fluctuation of the pump drive load when the engine speed ne slightly changes from the operating point T1 to the operating point T2 is shown as the slope of the arrow a shown in the figure, and the operating point T1 (PL1, PL1, The partial differential coefficient value of the driving load function T loss (PL, ne) in ne1) based on the engine speed ne is calculated as in the following (Equation 6). Note that Δne is a step size for numerical differentiation and is set in advance. T map (PL, ne) is a value of the drive load function T loss (PL, ne) calculated with reference to the drive load map.
(∂Tloss/∂ne)={Tloss(PL1,ne1+Δne)−Tloss(PL1,ne1)}/(ne1+Δne−ne1)
={Tmap(PL1,ne1+Δne)−Tmap(PL1,ne1)}/Δne …(式6) 同様に、前記動作点T1からライン圧PLが僅かに変化するときのポンプ駆動負荷の変動は、動作点T1(PL1,ne1)における駆動負荷関数Tloss(PL,ne)のライン圧PLによる偏微分係数値として、以下の(式7)のように算出される。
(∂T loss / ∂ne) = {T loss (PL1, ne1 + Δne) −T loss (PL1, ne1)} / (ne1 + Δne−ne1)
= {T map (PL1, ne1 + Δne) −T map (PL1, ne1)} / Δne (Equation 6) Similarly, the fluctuation of the pump driving load when the line pressure PL slightly changes from the operating point T1. Is calculated as a partial differential coefficient value by the line pressure PL of the driving load function T loss (PL, ne) at the operating point T1 (PL1, ne1) as in the following (Expression 7).
(∂Tloss/∂PL)={Tloss(PL1+ΔPL,ne1)−Tloss(PL1,ne1)}/(PL1+ΔPL−PL1)
={Tmap(PL1+ΔPL,ne1)−Tmap(PL1,ne1)}/ΔPL …(式7)
このようにして、前記の図4に示すような定常状態のポンプ駆動ロスのマップを参照し、数値計算によって変速動作中のポンプ駆動ロスの変動量を求めることができる。これにより、CVT4への入力トルクTinを、変速動作中の過渡的なポンプ駆動ロスの変動も反映して正確に推定することができ、以下に説明するようにベルト挟圧力を好適に制御できるようになる。
(∂T loss / ∂PL) = {T loss (PL1 + ΔPL, ne1) −T loss (PL1, ne1)} / (PL1 + ΔPL−PL1)
= {T map (PL1 + ΔPL, ne1) −T map (PL1, ne1)} / ΔPL (Expression 7)
In this way, the fluctuation amount of the pump driving loss during the shifting operation can be obtained by numerical calculation with reference to the steady state pump driving loss map as shown in FIG. As a result, the input torque Tin to the CVT 4 can be accurately estimated by reflecting the fluctuation of the transient pump drive loss during the shifting operation, and the belt clamping pressure can be suitably controlled as described below. become.
−変速動作中の挟圧力制御−
以下、前記のようなCVT4のベルト挟圧力制御について、図6〜8を参照して具体的に説明する。なお、図6のフローチャートに示すルーチンは、ECU8において所定の時間(例えば数十ミリ秒)間隔で繰り返し実行される。
-Nipping pressure control during shifting operation-
Hereinafter, the belt clamping pressure control of the CVT 4 as described above will be specifically described with reference to FIGS. The routine shown in the flowchart of FIG. 6 is repeatedly executed in the
図6のフローにおいてスタート後のステップST1では、まず、エンジントルクTeなど必要なデータを読み込む。前述したようにエンジントルクTeは、スロットル開度Thおよびエンジン回転数neに基づいてエンジン制御マップから算出され、ECU8のRAMに記憶されている。また、エンジン補機やオイルポンプ9の駆動ロスはマップを参照して算出される。これらのデータは、後述する入力トルクTinの算出に用いられる。
In step ST1 after the start in the flow of FIG. 6, first, necessary data such as the engine torque Te is read. As described above, the engine torque Te is calculated from the engine control map based on the throttle opening degree Th and the engine speed ne, and is stored in the RAM of the
続いてステップST2において、入力トルクTinに含まれるポンプ負荷変動項を算出する。すなわち、CVT4の動作状態の変化によって生じるポンプ駆動負荷の変動分を、前記の(式6)(式7)を用いて算出する。具体的には例えば動作点T1(PL1=1MPa,ne1=1500rpm) においてダウンシフト変速が開始され、動作点T2(PL2=1.25MPa,ne2=2000rpm)へ移行する場合、ポンプ負荷変動項は以下のようにして算出される。 Subsequently, in step ST2, a pump load fluctuation term included in the input torque Tin is calculated. That is, the fluctuation amount of the pump drive load caused by the change in the operating state of the CVT 4 is calculated using the above (formula 6) and (formula 7). Specifically, for example, when a downshift is started at the operating point T1 (PL1 = 1MPa, ne1 = 1500rpm) and the operation point T2 (PL2 = 1.25MPa, ne2 = 2000rpm) shifts, the pump load fluctuation term is In this way, it is calculated.
まず、数値微分の刻み幅をΔPL=0.001、Δne=1とすれば、前記(式7)によって、 (∂Tloss/∂PL)={Tmap(1.001,1500)−Tmap(1.00,1500)}/0.001 =2.25 となる。動作点T1〜T2におけるライン圧の変化量dPLは、 1.25−1.00=0.25 なので、ライン圧PLの変化によるポンプ駆動負荷の変動分は、 2.25×0.25 = 0.56 となる。 First, if the step size of the numerical differentiation is ΔPL = 0.001 and Δne = 1, then ((T loss / ∂PL) = {T map (1.001,1500) −T map (1.00,1500) )} / 0.001 = 2.25. Since the change amount dPL of the line pressure at the operating points T1 to T2 is 1.25−1.00 = 0.25, the fluctuation of the pump driving load due to the change of the line pressure PL is 2.25 × 0.25 = 0.56.
同様にエンジン回転数neの変化によるポンプ駆動負荷の変動分は、前記(式6)より (∂Tloss/∂ne)={Tmap(1.00,1501)−Tmap(1.00,1500)}/1 = 4.0×10-4 となり、動作点T1〜T2におけるエンジン回転数の変化量dneは、 2000−1500=500 なので、 4.0×10-4×500 = 0.20 となる。よって、前記(式5)よりポンプ負荷変動項は、 dTloss =0.56+0.20=0.76 として算出される。 Similarly, the fluctuation of the pump drive load due to the change in the engine speed ne is (∂T loss / ∂ne) = {T map (1.00,1501) −T map (1.00,1500)} / 1 = 4.0 × 10 −4 , and the engine speed change amount dne at the operating points T1 to T2 is 2000-1500 = 500, so that 4.0 × 10 −4 × 500 = 0.20. Therefore, the pump load fluctuation term is calculated as (dT loss = 0.56 + 0.20 = 0.76) from the above (Formula 5).
但し、本実施形態のフローでは前記のような計算をステップST2において行うのではなく、図4のようなポンプ駆動ロスのマップを参照して、予め複数の動作点における偏微分係数値を算出し、ライン圧PLおよびエンジン回転数neに対応づけてマップとして設定しておく。そして、前記ステップST2においては、そのマップを参照してポンプ負荷変動項を算出する。 However, in the flow of the present embodiment, the calculation as described above is not performed in step ST2, but the partial differential coefficient values at a plurality of operating points are calculated in advance with reference to the pump drive loss map as shown in FIG. The map is set in association with the line pressure PL and the engine speed ne. In step ST2, a pump load fluctuation term is calculated with reference to the map.
一例として図7は、図4のマップの複数の動作点においてそれぞれ前記(式7)によって算出した偏微分係数値(∂Tloss/∂PL)、即ち、ライン圧PLの変化によって発生するポンプ負荷変動の勾配を設定したマップのイメージ図である。図示のグラフはそれぞれ、ライン圧PLが0.5,1,2,3,4,5 (MPa) のときのものである。このマップを参照して図に矢印で示すように動作点T1(PL1=1MPa,ne1=1500rpm)の偏微分係数値(∂Tloss/∂PL)を算出し、これにライン圧の変化分dPLを乗算すればよい。 As an example, FIG. 7 shows a pump load generated by a change in the partial differential coefficient value (∂T loss / ∂PL) calculated by the above (Equation 7) at a plurality of operating points in the map of FIG. It is an image figure of the map which set the gradient of fluctuation. The illustrated graphs are for the case where the line pressure PL is 0.5, 1, 2, 3, 4, 5 (MPa). Referring to this map, the partial differential coefficient value (∂T loss / ∂PL) of the operating point T1 (PL1 = 1MPa, ne1 = 1500rpm) is calculated as indicated by the arrow in the figure, and the change in line pressure dPL is calculated by this. Is multiplied.
同様に図8には、前記(式6)によって算出した偏微分係数値(∂Tloss/∂ne)、即ちエンジン回転数neの変化によって発生するポンプ負荷変動の勾配を設定したマップのイメージ図を示す。このマップを参照して、図に矢印で示すように動作点T1(PL1=1MPa,ne1=1500rpm)の偏微分係数値(∂Tloss/∂ne)を算出し、これにエンジン回転数neの変化分dneを乗算すればよい。 Similarly, FIG. 8 is an image diagram of a map in which the partial differential coefficient value (∂T loss / ∂ne) calculated by the above (Formula 6), that is, the gradient of the pump load fluctuation generated by the change in the engine speed ne is set. Show. Referring to this map, the partial differential coefficient value (図 T loss / ∂ne) of the operating point T1 (PL1 = 1MPa, ne1 = 1500rpm) is calculated as shown by the arrow in the figure, and the engine speed ne What is necessary is just to multiply the change amount dne.
前記のステップST2に続いてステップST3では、例えば変速比制御部20aに出力する制御信号によって、CVT4の変速動作がアップシフト変速か否か判定し、否定判定(NO)であれば後述のステップST7に進む一方、肯定判定(YES)であればステップST4に進んで、安全率SFを変更するか否か判定する。この判定については例えば車種によって予め変更するか否かが設定され、ECU8のROMに記憶されている。
In step ST3 following step ST2, for example, it is determined whether or not the shift operation of the CVT 4 is an upshift with a control signal output to the gear
そして、安全率SFを変更する車種であればステップST5に進んで、予め設定されている小さめの安全率SFdownに変更した後に、後述のステップST9に進んでCVT4への入力トルクTinを算出する。一方、安全率SFを変更しない車種であればステップST6に進んで、ポンプ負荷変動項の値を零(0)にした上で、後述のステップST9に進む。 And if it is a vehicle type which changes safety factor SF, it will progress to step ST5, and after changing to the small safety factor SFdown set beforehand, it will progress to below-mentioned step ST9 and will calculate input torque Tin to CVT4. On the other hand, if the vehicle type does not change the safety factor SF, the process proceeds to step ST6, the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0), and then the process proceeds to step ST9 described later.
一方、前記のステップST3でアップシフトではない、と否定判定(NO)して進んだステップST7では、今度はCVT4の変速動作がダウンシフト変速か否か判定する。そして否定判定(NO)であれば変速動作中ではないので、ポンプ負荷変動項の値を零(0)にしてステップST9に進む一方、肯定判定(YES)であれば、そのままでステップST9に進む。 On the other hand, in step ST7, which is determined as a negative determination (NO) that the shift is not an upshift in step ST3, it is determined whether or not the shift operation of the CVT 4 is a downshift. If the determination is negative (NO), the gear shifting operation is not in progress, so the value of the pump load fluctuation term is set to zero (0) and the process proceeds to step ST9. If the determination is affirmative (YES), the process proceeds to step ST9. .
ステップST9では、前述のステップST1で読み込んだエンジントルクTeから補機の駆動ロス分や定常状態でのポンプ駆動ロス分(図4のマップを参照して算出)を減算し、トルクコンバータ2によるトルク増幅や前後進切換機構3などのイナーシャも考慮した上で、ステップST2で算出したポンプ負荷変動項も含めてCVT4への入力トルクTinを算出する。なお、変速動作中はトルクコンバータ2のロックアップクラッチ26が係合状態になっており、トルク比は1になる。また、イナーシャについては、CVT4への入力回転速度Ninの時間あたりの変化量、即ち加減速度から算出される。
In step ST9, the auxiliary motor drive loss and the pump drive loss in the steady state (calculated with reference to the map of FIG. 4) are subtracted from the engine torque Te read in step ST1, and the torque generated by the
つまり、CVT4の変速動作中にはオイルポンプ9の駆動ロスが変動することも加味して、CVT4への入力トルクTinを従来よりも正確に推定することができる。そうして推定した入力トルクTinを用いて、ステップST10においては、前述した(式1)により、伝動ベルト43の滑りを好適に抑制できるようなベルト挟圧指示値Pdiを算出する。
In other words, the input torque Tin to the CVT 4 can be estimated more accurately than before, taking into account that the drive loss of the
したがって、本実施形態に係るCVT4においては、ダウンシフト変速の際に油圧制御回路20において作動油の流速が高くなって、オイルポンプ9の駆動負荷が増大する分、入力トルクTinが小さくなることを好適に反映させて、ベルト挟圧力を可及的に小さくすることができる。これによって、CVT4における動力損失を従来より一層、低減することができ、その分、エンジントルクTeを低下させることによって燃費の低減が図られる。
Therefore, in the CVT 4 according to the present embodiment, the hydraulic oil flow rate is increased in the
また、アップシフト変速の際には計算上、オイルポンプ9の駆動負荷が低減されることになるので、図6のフローのステップST6のようにポンプ負荷変動項の値を零(0)にするか、或いは同ステップST5のように、安全率SFを小さめの値に変更する。安全率SFはもともと、CVT4の変速動作中も伝動ベルト43の滑りが発生しないよう大きめの値に設定しているので、前記のように計算上、オイルポンプ9の駆動負荷が低減されてその分、入力トルクTinの値が大きくなっても、ベルト挟圧指示値Pdiは小さくすることができる。
Further, since the driving load of the
図9は、本実施形態のパワートレインを搭載した車両で行った走行試験(JC08モード)の際に、エンジントルクTeおよびエンジン回転数neによって規定されるエンジン1の運転状態の分布を表すデータである。プロットした点の平均値は、実線のグラフEで示すように燃費最適ラインに近くなるが、仮想線で示す従来例(ベルト挟圧指示値Pdiの算出にポンプ負荷変動項を含まないもの)と比べて、図には誇張して示すが全体にエンジントルクTeが低下している。 FIG. 9 is data representing the distribution of the operating state of the engine 1 defined by the engine torque Te and the engine speed ne during a running test (JC08 mode) performed on a vehicle equipped with the power train of this embodiment. is there. The average value of the plotted points is close to the fuel efficiency optimum line as shown by the solid line graph E, but the conventional example shown by the phantom line (the belt load pressure instruction value Pdi is not included in the pump load fluctuation term) and In comparison, although shown exaggeratedly in the figure, the engine torque Te is generally reduced.
−他の実施形態−
以上、説明した実施形態では、ガソリンエンジンを搭載した車両のパワートレインに本発明を適用した例を示したが、本発明はこれに限られることなく、ディーゼルエンジン等の他のエンジンを搭載した車両にも適用可能である。また、車両の動力源についてはエンジンの他に電動モータ、あるいはエンジンと電動モータの両方を備えたハイブリッド形動力源であってもよい。
-Other embodiments-
As mentioned above, although the example which applied this invention to the power train of the vehicle carrying a gasoline engine was shown in embodiment described above, this invention is not restricted to this, The vehicle carrying other engines, such as a diesel engine, is shown. It is also applicable to. In addition to the engine, the vehicle power source may be an electric motor or a hybrid power source including both the engine and the electric motor.
さらに、本発明は前記実施形態のようなベルト式のCVT4にも限定されず、例えばトロイダル式の無段変速機にも適用できるし、無段変速機にも限定されず、動力源からの入力によって油圧ポンプを駆動するものであれば、多段式の自動変速機に適用することも可能である。 Further, the present invention is not limited to the belt-type CVT 4 as in the above-described embodiment, and can be applied to, for example, a toroidal-type continuously variable transmission. As long as the hydraulic pump is driven by this, it can be applied to a multi-stage automatic transmission.
また、前記実施形態では、CVT4のアップシフトおよびダウンシフトの両方の変速動作中において、入力トルクTinの算出の際にオイルポンプ9の負荷変動分を含めるようにしているが、これにも限定されず、例えば、ダウンシフト変速のときにだけ負荷変動分を含めるようにしてもよい。
In the above embodiment, the load variation of the
本発明は、例えば車両に搭載されるベルト式のCVTに適用可能であり、特に変速動作中のベルト挟圧力を可及的に小さくすることによって、燃費の低減が図られるので、乗用車などにおいて高い効果を奏する。 The present invention can be applied to, for example, a belt-type CVT mounted on a vehicle. Particularly, since the fuel consumption can be reduced by reducing the belt clamping pressure during the shifting operation as much as possible, it is high in passenger cars and the like. There is an effect.
1 エンジン(走行用の動力源)
4 無段変速機構(CVT:無段変速機)
41 プライマリプーリ(駆動側のプーリ)
42 セカンダリプーリ(従動側のプーリ)
43 ベルト(無端伝動部材)
8 ECU
9 オイルポンプ(油圧ポンプ)
20 油圧制御回路
20b 挟圧力制御部
1 Engine (Power source for driving)
4. Continuously variable transmission mechanism (CVT: continuously variable transmission)
41 Primary pulley (drive pulley)
42 Secondary pulley (pulley on the driven side)
43 Belt (endless transmission member)
8 ECU
9 Oil pump (hydraulic pump)
20
Claims (1)
前記無端伝動部材の挟圧力を制御するための油圧制御回路は、車両の走行用の動力源から前記駆動側のプーリへの動力伝達経路に介設された油圧ポンプを有し、
前記無段変速機の変速比が変化する変速動作の際に、この変速動作のための前記油圧ポンプの駆動負荷の変動量を算出し、この変動量も加味して前記無端伝動部材の挟圧力を制御する構成とした、ことを特徴とする無段変速機の制御装置。 An endless transmission member is wound between the driving side and driven side pulleys, and is configured to control the clamping force of the endless transmission member in accordance with the magnitude of torque input to the driving side pulley. In the control device for a continuously variable transmission,
The hydraulic control circuit for controlling the clamping force of the endless transmission member has a hydraulic pump interposed in a power transmission path from a power source for driving the vehicle to the pulley on the driving side,
When a speed change operation in which the transmission ratio of the continuously variable transmission is changed, a fluctuation amount of the driving load of the hydraulic pump for the speed change operation is calculated, and the clamping pressure of the endless transmission member is also calculated in consideration of the fluctuation amount. A control device for a continuously variable transmission, wherein the continuously variable transmission is configured to control.
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