JP2687956B2 - 自動車用無段変速機を有する動力伝達系の制御システム - Google Patents
自動車用無段変速機を有する動力伝達系の制御システムInfo
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Description
【発明の詳細な説明】
〔技術分野〕
本発明は、無段変速機を有する動力伝達系、特に、自
動車に用いられるその様な系の制御方法、制御システム
に関するものである。 自動車の燃料経済性の向上を求める結果、エンジンや
変速機の設計、制御が著しく進歩した。無段変速機(CV
T)は、この点で特に有望である。ある車速では、いか
なる要求推進力に対しても、エンジンが一定ならある変
速比で燃料経済性は最大となる。さらに、ある車速に対
して、そのエンジンで最大加速が可能な変速比が存在す
る。適当な変速比範囲を有するCVTは、いかなる変速比
をも与えることが可能なので、自動車にとってCVTは、
経済性、排気ガス低減、性能の点から、有利なことは明
らかである。CVTの機械的効率が高く、その変速比範囲
が十分広い場合には、同じ車で、最大の経済性と最高の
性能を同時に得ることさえ可能である。その利点は、完
全自動操作性、ドライバの要求に対する速くて、滑らか
で、無段階の応答性、静かな走行性などである。 今までに、多くの異なった形式のCVTが開発されてき
た。たとえば、油圧変速機、ころがり接触けん引駆動
機、オーバランクラッチ、電気式すべりクラッチを有す
る多段ギヤボックス、Vベルト駆動装置などである。こ
れらの内で、Vベルト駆動方式が、小型及び、中型の自
動車に対しては有望である。コンパクトで、軽量で、デ
ザインが簡単だからである。基本的には、このタイプの
CVTは、駆動プーリと従動プーリを結ぶVベルトを含
み、両プーリの径が可変で、CVTの比が変えられる。最
近のベルト設計の進歩により、ベルトの耐久性と寿命は
向上している。プーリの運動を適当に制御し、ベルトに
過度の応力がかかるのを防げば、非常に長いベルト寿命
が期待される。 〔従来技術〕 燃料経済性を高めるために、エンジン−CVTシステム
の制御方式が多く考え出された。これらは、個々のエン
ジンの性能を経験的に解析し、どのエンジン出力に対し
ても、燃料消費を最小にするエンジン速度とトルクの最
適組合わせがあるという認識に基いている。これを第1
図で説明する。 第1図は、約2.5lの排気量を有する4気筒、火花点
火、乗用車用エンジンの代表的な性能線図である。この
線図は、エンジン速度Neを関数として、エンジントルク
Teとブレーキ馬力BHPをプロットしたものである。線図
の最上部近くある一点破線は、スロットル全開時のエン
ジントルクのプロットである。実線で表わした曲線群
は、燃料消費等高線を表わすもので、lbs・M/BHP/HR単
位で示した、等正味燃料消費率(BSFC)線を示す。最少
燃料消費は、0.4lbs・M/BHP/HRで表わされる点で生ず
る。低燃費理想操作線は、太い実線、f(Ne)で示さ
れ、この曲線は、エンジン特性だけの関数であり、車速
に関係なく最適値を示す。この性能線図上に、他の理想
操作線、たとえば、低排気理想操作線を画くこともでき
る。 従来の手動変速機を有する自動車では、前進速度比
は、通常、4〜5段にすぎない。エンジン性能線図上で
のエンジン操作点は、駆動軸速度、指定馬力、または、
トルク、変速ギヤ比によって決められる。通常の変速機
では、数段階のギヤ比しか可能でないので、エンジン
は、大部分の時間、絞ら(throtle)なければならな
い。したがって、エンジンは、ほとんどの間、高い正味
燃料消費率で操作しなければならない。これに対し、CV
Tは、その速度比を連続的に変えることが出来るので、
エンジンを、広いスロットル範囲で、低BSFC値で操作で
きる。 エンジン−CVT系の制御システムに要求される最も難
しいことは、多分、エンジンを理想操作線に沿って操作
することであろう。これは自動車の操作が、ほとんど過
渡状態の連続であることによる。道路負荷や使用トル
ク、または、馬力が一定な時は、ほとんどない。こうい
った過渡状態への対応は、CVT比、エンジン速度、スロ
ットルを変化させることで行なわれる。従来の制御シス
テムでは、その特性上、エンジン操作は、定常状態にも
どるまで、理想操作線からの逸脱がおきる。その様な逸
脱の例を、第1図に、破線X-Y-Zで示す。その結果、エ
ンジン操作は、理想操作線には近づくが、その線上に保
たれることはまれである。その様な従来システムを、第
2図と第3図に示す。 第2図は、ピータ・スタッブ(Peter Stubbs)が、開
発したシステムの模式図である。このシステムの詳しい
説明は、The Development of a Perbury Traction Tran
smission for Motor Car Applicationsというスタッブ
の書いたASMEペーパ、No.80-C2/DET-59(August,1980)
に記されている。このシステムでは、エンジン速度、ス
ロットル位置、CVT比信号は皆、燃料消費最少のエンジ
ン操作特性をメモリにもつコンピュータコントローラに
供給される。このコンピュータコントローラは、これら
の変数の関数として、スロットル位置を調整するための
エンジン制御信号と、CVTの比を変える比変化率(ratio
rate)信号を発生する。スロットルは、アクセルペダ
ルの直接制御下にあるので、エンジン制御信号が、スロ
ットル位置を、ドライバの指示位置と異なる様な信号を
出しても、スロットル位置は、ドライバの指示する馬
力、または、トルクに従うようになっている。 第3図は、アイシン精機(株)の従来のエンジン−CV
T制御方式のシステムの模式図である。その詳しい説明
は、米国特許番号第4,091,690号にある。この場合も、
スタッブのシステム同様、エンジンスロットルは、アク
セルペダルと直接、結合していて、ドライバの指示する
馬力、または、トルクの関数である。コンピュータは、
比変化率を発生し、トルクと速度を変える。同時に検知
される出力トルクも、CVT比に影響する。 これらのシステム及びほとんど全ての他のエンジン−
CVT制御システムでは、スロットル位置は、自動車のア
クセルペダルにより直接制御される。いい変えれば、他
のパラメータの関数であると同時に、ペダル位置の直接
的関数である。エンジンと変速機の制御は、通常、互い
に直接の関連がある。この様な制御方式では、過渡状態
でのエンジン操作は、理想操作線からはずれる。理想操
作線から逸脱すると、定常状態でのシステムの制御が有
効になるまで、エンジン操作は最適条件より悪くなる。
(例えば、燃料消費、排気ガスの増大をもたらす)。し
かし、すでに指摘したように、ほとんどの自動車操作
は、定常状態ではなく、過渡状態が普通なので、ほとん
ど全てのエンジン操作は、理想操作線からはずれる。し
たがって、エンジン性能線図のかなりの大部分で補正を
しなければならない。従来の制御システムは、個々のタ
イプのエンジンに合わせなければならない。このため、
エンジンが異なる車が多いと、多くの特殊設計の制御シ
ステムが必要となる。さらに、従来のほとんどの制御シ
ステムは、エンジン状態の変動に対する補正がきかな
い。その結果、車の操縦性は、エンジン温度、調整状
態、使用年数、高度などにより変動する。通常の自動車
特性を正確に再現(記録)しても、従来のCVT制御シス
テムでは問題である。 〔発明の目的〕 したがって、本発明の目的の一つは、エンジン操作
を、ほとんど常に、理想操作線に沿って保つことによ
り、従来技術の上述の短所、欠点を克服することであ
る。 本発明のもう一つの目的は、エンジン温度、使用年
数、調整状態、高度、その他の変動要求に無関係に、ほ
とんど常に、ドライバが一定の操縦性を感ずる様な制御
方式を与えることである。 本発明の一つの目的は、CVTと結合するエンジンの種
類に無関係に、同じ特性を有する制御方式を提供するこ
とである。 本発明の一つの目的は、CVT車に、ほとんど全ての点
で、従来の変速機を有する車と同様に挙動させる制御方
式を提供することである。 本発明の一つの目的は、排気低減のためのエンジン補
正を非常に簡単に行なうことである。 〔発明の構成〕 上記目的に従う本発明は、原動機と、該原動機に結合
される無段変速機と、該無段変速機に結合され、且つ前
記原動機から前記無段変速機を介して力を受ける出力軸
と、前記原動機へ可変量の燃料を供給する燃料供給装置
と、前記原動機から前記出力軸に伝達される希望出力ま
たは希望トルクを指令する指令装置と、前記出力軸に伝
達される実際の出力またはトルクを検出する出力検出装
置と、前記希望出力と前記出力検出装置により検出され
る実際の出力との関数として前記無段変速機の変速比を
制御するために前記指令装置と前記出力検出装置とを操
作的に結合する変速比制御装置と、前記原動機の速度と
の関連で、前記原動機に必要な燃料の量を決める燃料関
数装置と、前記原動機の実際の速度を測定する原動機速
度測定装置と、前記原動機に供給される燃料が前記原動
機の実測速度のみによって決まるように前記燃料関数装
置のみに従って前記燃料供給装置を制御するため前記燃
料関数装置と前記燃料供給装置とに操作的に結合される
燃料制御装置と、前記出力軸の実際の速度を測定する出
力軸速度測定装置と、前記指令装置から前記変速比制御
装置に入力される前記希望の出力を前記出力軸の速度が
所定量から増大するに伴って減少するように補正する感
度調整装置とを備えてなり、前記無段変速機は、前記原
動機に結合される駆動部と、前記駆動部と出力伝達部材
を介して連結されると共にヘリカルトルクランプを介し
て前記出力軸に結合される従動部とを有し、前記駆動部
が前記変速比制御装置により前記希望出力と前記実際の
出力との関数に依存して調整されると共に、前記従動部
が前記ヘリカルトルクランプにより前記出力軸のトルク
に依存して調整されることにより変速比が制御される、
自動車用無段変速機を有する動力伝達系の制御システム
である。 〔作用〕 上記の如き自動車用無段変速機を有する動力伝達系の
制御システムにおいては、無段変速機の変速比は指令装
置により指令される希望の出力と実際の出力との関数と
して制御される。原動機に供給される燃料の量、即ち原
動機の出力は原動機の速度のみの関数として決定される
ものであり、この関数に所望の関係、例えば、燃料消費
を少なくする理想作動線、有害排気を低減させる理想作
動線、あるいは燃料消費を少なくすると同時に有害排気
を低減させる折衷理想作動線を持たせることができる。
原動機の速度は原動機への負荷により決まる。この負荷
は、路面負荷と無段変速機の変速比の関数である。した
がって、原動機へ供給される燃料の量は、原動機への負
荷がいくらであっても、所望の理想関数に応じて正確に
調整されるものである。 また、指令装置から変速比制御装置に入力される希望
の出力を、出力軸の速度が所定値から増大するのに伴っ
て減少するように補正する感度調整装置を備えたことに
より、車速が比較的に高い走行状態での無段変速機の変
速比の急速な変化が抑制され、指令装置の操作に伴う加
速が緩やかになり、有段式自動変速機を搭載した自動車
と同じような操縦感覚を得ることができるものである。 〔実施例〕 第4図は本発明の部品の機能的関連を示したものであ
る。原動機であるエンジン10は、クラッチ、または液体
カップリング(図示せず)を介して、無段変速機である
CVT14に駆動結合されている。燃料は燃料供給装置であ
る燃料供給部12によりエンジン10に供給される。燃料供
給部12は通常の気化器のスロットルや燃料噴射部、燃料
噴射系、あるいは同様のものでよい。CVT14は先行技術
のところで述べた多くのタイプのCVTのいずれかでよい
が、Vベルト駆動タイプのCVTが望ましい。出力軸16は
エンジン10とCVT14からの馬力とトルクを伝達する。CVT
14の比は、出力検出装置であるトルクセンサ19で測定さ
れた出力トルクToと、指令装置であるアクセルペダル18
で指令される指令馬力、またはトルクαの関数として、
CVT比信号の変化率kRを発生させる、変速比制御装置で
あるCVT比コントローラ17によりセットされる。エンジ
ン−CVTシステムの性能を表わす他のパラメータも、CVT
比コントローラ17を利用して、同様にCVT比を変えるの
に用いられる。たとえば、希望する出力馬力またはトル
クや、実際の出力トルク測定値の代りに、指令、また
は、測定された車の加速度、出力軸加速度、その他のパ
ラメータも使うことができる。しかし、本具体例では、
CVT比は、指令馬力、または、トルクと測定出力トルク
だけの関数で、エンジン作動とは完全に独立である。一
方、エンジン制御は、エンジン速度Neに応じて燃料供給
部12を調整する燃料関数装置及び燃料制御装置であるエ
ンジンコントローラ100により行われる。この関係は、
低燃費理想エンジン操作線、あるいは、低排気理想エン
ジン操作線、この二つの中間のものでもよいし、他の望
ましいエンジン操作特性でもよい。 第5図は制御システム全体を、さらに詳しく図式的に
示したものである。第5図のCVTは可変径プーリ、Vベ
ルト駆動型で、従動部である従動プーリ20は出力軸16と
結合し、駆動部である駆動プーリ30はエンジン10と接続
している。ベルト15は、プーリ20、30にかかっており、
駆動馬力を、これらのプーリ間で伝える。 プーリ30は加圧流体で水圧(油圧)作動され、その駆
動径が変えられる。第6A図のプーリ30には、軸に固定し
たフランジ部32と軸方向に可動のフランジ部34がある。
固定フランジ部32とピストン33の間にある水圧作動室内
の加圧流体は、フランジ部32、34を一定の距離に保ち
(即ち、プーリ30の駆動径を一定に保つ)また、フラン
ジ34をフランジ32に近づけたり、遠ざけたりして駆動径
を変えるのに必要な軸方向の力を出す。水圧流体の室36
への流入、排出は穴35を通じて行なわれる。排出はピス
トン33の後にある圧縮ばね37により補助される。 従動プーリ20は、軸固定フランジ22と軸方向に可動の
フランジ24を有している。しかし、可動フランジ24の移
動は、水圧作動の代りにトルクランプ(torque ramp)
機構部25により行なわれる。この公知の機構では、出力
軸16上の負荷(荷重)はいくつかのヘリカルトルクラン
プ26によって、フランジ22、24間のみぞにあるベルト15
への軸方向の力に変えられる。ねじり圧縮ばね27も可動
フランジ24をしめつける。これらの部品は同時に働き、
平衡時には、全ての力とトルクがつり合い、出力トルク
に依存する操作点を指令する。出力トルクが増加する
と、ランプ26を通じて伝達されるべき力は増加する。こ
の力の軸方向成分は可動フランジ24を固定フランジ22へ
近づけ、こうすることにより、ベルト張力を上げ、ベル
トで伝達されるトルクを増す。ばね27のトルクと駆動部
(drive)の出力トルクは、ベルトトルクとバランスす
る。伝達比は、勿論、駆動プーリの径と従動プーリの径
の比である。 以下に詳述する様に、指令馬力、または、トルクは、
油圧として(一定、増加、または、減少する)駆動プー
リ30の作動チヤンバ36だけへかけられる。プーリ20と30
の間の距離と、ベルト15の長さは固定しているので、従
動プーリ20の距離径は、駆動プーリ30の駆動径とベルト
からの出力トルクを正に制御することにより決められ
る。したがって、伝達比Rは指令馬力、または、トルク
α(第4図の18)と、出力トルクTo(第4図の19)の関
数であり、これら二つのパラメータの間に差があると、
プーリ、ベルト(第4図の17)間の固定の物理的相関々
係により伝達比を変える。比の変化率は、この差に比
例する。我々の以前の米国特許出願番号380、923(特願
昭58-89888号に対応)に記載されている伝達機(変速
機)の構造では、油圧作動の駆動、従動プーリと複雑な
油圧比例配分システムを含んでいるが、これに比べる
と、本発明の構造は非常に簡単で、駆動プーリだけを、
単に作動油圧制御(positive control)するだけでよ
い。 再び第5図にもどるが、スロットル(燃料供給部)12
の位置は、エンジン制御回路100からの信号を受けるス
ロットルサーボ13により制御される。ある過渡的作動時
(下記する)には、燃料供給は燃料減少バルブ11により
減少させられるが、燃料停止機構9により燃料供給が完
全に停止される。燃料減少、停止機能は、たとえば、種
々のモードで作動可能のソレノイドバルブ1ケでも行な
うことができる。エンジン制御回路100は、アクセルペ
ダル(α)、エンジン速度(Ne)、自動モード、または
マニュアルモードかの選択をするマニュアルオーバライ
ドスイッチ、エンジンが始動しても車を停めておくため
の始動/ニュートラル(S/N)スイッチからの入力に応
答する。 エンジン10とCVT14を結合させる始動クラッチ40が設
けられている。車が止まっている時は、クラッチ40はは
ずれており、低速時には、部分的につながっており、徐
々に、完全結合に近づく。完全結合は、予め決められた
点で、下記の様に起こる。始動クラッチ40は、アクセル
ペダル位置α、エンジンの回転する速度であるエンジン
速度Ne、CVT比R(エンジン速度Neと、出力軸の回転す
る速度である駆動軸速度Ndsの比として、CVT比回路600
で生成される)、自動/手動切替スイッチに、サーボコ
ントローラ450を通して応答する制御回路400により制御
される。 第8図と第9図は、第5図に示したいくつかの部品の
機能的相関々係を詳しく模式的に示したものである。第
8図は、主として、エンジン制御回路100を示したもの
である。制御回路100の重要な要素の一つは、望ましい
エンジン作動特性を表わす関数を生成できる関数発生器
102である。本具体例(実施例)では、関数θを、低燃
費用理想エンジン操作線として選んだ。第1図は、この
関数をf(Ne)としてグラフ表示したものである。発生
器102により生成された関数値は、増巾器104を通じて、
直接、スロットルサーボ13に入力される。自動制御シス
テムが、働かなくなった場合は、モードスイッチ106を
通じて、マニュアルモードに切替らえる。マニュアルモ
ードでは、アクセル位置αは、増巾器104を通じて、ス
ロットルサーボ13に直接伝えられる。始動/ニュートラ
ルスイッチS/Nも、モードスイッチ106により作動する。 燃料停止コンパレータ108は、制御システムが故障し
たり、ベルト15やクラッチ4が故障した場合、急加速時
に起きがちなエンジンの過高速をバックアップ制御する
ものである。エンジン過高速の基本制御は、以下に記す
流体力学的伝達比制御システムにより行なわれる。コン
パレータ108は、エンジン速度Neを、最大許容エンジン
速度、たとえば、5500rpmと比較する。もしNeが6000rpm
を越えると、燃料停止機構9が働いて、燃料のエンジン
10への供給を停止する。燃料停止機構9は、たとえば、
ソレノイド締切弁でよい。 エンジン速度制御は、また、アクセルペダルを離した
時に生ずる車特有の加速傾向をおさえるために行なわれ
る。この現象は、車の慣性が、増加駆動(オーバドライ
ブ)に向って変速比が変化している変速機を介して、比
較的燃料供給が抑えられているエンジンの慣性と結合す
るために起るのである。この望ましくない傾向は、アク
セルペダルを急に、完全に離した時に、かえって大き
い。この異常挙動は、アクセルペダルへの圧力が除去さ
れた時に、エンジンへの燃料供給を減少させることで抑
えられる。その燃料流量の減少はペダル位置の減少速度
(−)に比例する。ペダル位置αが、全行程の3.6%
以下に落ちた場合は、燃料流量を、更に下げることによ
り抑えられる。この制御を行なうためには、パルス巾変
調器(PWM)110が燃料減少バルブ11を制御する。変調器
110のデューティサイクル(燃料減少バルブが開いてい
るパルスサイクルの%)は、ペダル位置αの減少速度
(−)に逆比例する。−は、がゼロより小さい場
合にのみ、微分器112から導かれる。更に、ペダル位置
αが、3.6%以下に落ちた場合は、燃料減少コンパレー
タ114が、変調器110のデューティサイクルを、ゼロ、ま
たは、ゼロ近くまで下げる。 第9図は、始動クラッチ制御回路400に関するもので
ある。車が止まっている時に、エンジンをアイドリング
させておくためには、エンジンとCVTの間に、ある種の
カップリングを設けなければいけない。流体カップリン
グも使えないことはないが、こういった装置に特有な機
械的なロスは、燃料経済性を最大にしょうという目的に
は反するものである。ロックアップクラッチの付いたト
ルクコンバータも、よい方法であろうが、機械的クラッ
チがよい。しかも、油圧作動のものが、この目的には十
分適している。この場合の目的は、従来の自動車の様
に、車が止まっている場合、クラッチを完全に切り、車
を動かし始めるには、徐々に入れ、車速が上るにつれ、
さらに、深くクラッチをかませることである。この目的
のために、変速比測定値R(エンジン速度Neと駆動軸速
度Ndsの比として、変速比回路600で計算される)が、比
較器402に入力される。Rが4.7を越えると、比較器402
はスイッチ404を閉じ、信号を増巾器406から、増巾器10
4を通してスロットルバルブ13へ送る。この信号は、α
−Ne′に等しい。Ne′は発生器408により作られる関数
で、k(Ne-1000rpm)に等しい。こうして、アクセルペ
ダル18は、α−Ne′で定義される様に、可変的に、スロ
ットル12に直接、結合される。常数kは、クラッチが完
全にかみ合ってない場合、エンジン速度が2500rpmを越
えない様に選ばれる。このアクセルペダルとスロットル
の直接結合は、停止位置から車を動かすという入力を、
システムに与えるものである。 比較器402は、また、スイッチ410を閉じ、ペダル位置
αを直接、クラッチ圧サーボコントローラ450に伝え
る。したがって、クラッチ40のかみ合いの程度は、比R
が4.7に等しくなるまでは、ペダル位置に比例する。こ
の間、スロットル12に対するアクセルペダルの直接制御
の程度は、上述の関係にしたがって、エンジン速度が増
加するにしたがい、減少する。 比Rが4.7以下になると、スイッチ404、410が開き、
比較器411がスイッチ412を閉じ、最大圧力をクラッチサ
ーボコントローラ450に伝える。最大圧力により、クラ
ッチは完全にかみ合う。車の加速が、この点を越える
と、車は完全に自動制御される。 もし、始動/ニュートラル(S/N)スイッチがなけれ
ば、始動時にアクセルペダル18を、踏むと、クラッチ40
が急速にかみ合い、車が前方に傾いて前によろよろと動
きだす。したがって、S/Nスイッチは、クラッチ40への
αの影響を効果的に除去し、安全な発車を可能にする。 次に、第5図の下部を参照して、駆動プーリ制御シス
テムについて説明する。油圧源300は、加圧液体を圧力P
lで、システムの種々の部分へ供給する。これらの部分
には、駆動プーリ30の作動室36への液体の出入を制御す
る駆動プーリ制御バルブ310が含まれている。自動車の
運転者の指令は、アクセルペダル18により、システム入
力される。アクセルペダルは、ペダル感知バルブ320に
働く。ペダル感知バルブ320は、駆動プーリ制御バルブ3
10と可動駆動プーリフランジ34と機械的に結合してお
り、駆動プーリ30に対して、比例コントローラ(以下に
詳述)をなしている。ある条件下では、アクセルペダル
の感度は、オフセットガバナ350の働きにより調節され
る。このガバナは、駆動軸速度が、予め決めてある“高
速作動”値、1173rpmを越えると、レギュレータバルブ3
02からの調整液圧を、駆動軸速度Ndsの二乗に従って
(第7図に示すように)圧力Pgに変える。以下に詳しく
説明するが、圧力Pgのペダル感知バルブ320への効果
は、駆動プーリ制御バルブ310に適用される機械的変位
を減らし、車速が比較的大きい時に、アクセルペダルの
感度を下げるためである。圧力Pgは、また、エンジン速
度が、予め決められた最高速度、今の場合、5500rpmを
越えるのを防ぐための基準値でもある。最低エンジン速
度(この場合、1000rpm)は、パルス発生器370とスウイ
ッチングモジューレータ380により維持される。これら
両者は、互いに協力してパルス状調整圧力Pmを出す。そ
のデューティサイクルはエンジン速度が最低限度値1000
rpmより下る程度に比例し、それに相応して変速比を増
加させ、これによって、エンジンへの負荷を減少させ、
エンジンを加速させる。 従来の車の感覚に出来るだけ近づけるために、車速に
応じてアクセルペダル18の感度を調節できる様になって
いる。これは、エンジンとCVTの独特の作動特性のため
に必要である。すなわち、車速が速いと、エンジンが生
ずるトルクは比較的大きく、一定である(第1図を見
よ)。従来の車では、エンジンから取り出せる残りの少
ないトルクが、固定した、非常に低い減速比の高ギヤの
変速機を通して後輪に伝えられる。したがって、車の加
速は高速では、アクセルペダルの動きには、かなり鈍感
である。しかし、CVT車では、高速でアクセルペダルを
踏み込んでも、大きい減速比となり、従来の車の場合よ
り、大きなトルクが得られる。したがって、高速でCVT
比を制御するのに、アクセルペダル位置αだけを開いて
も、車の応答は、アクセルペダルの動きに非常に敏感に
なる。したがって、アクセルペダル18の感度は、高速で
は鈍くしなければならない。 第6A図で、駆動プーリ制御バルブ310は、既知のサー
ボバルブであり、孔314、316を通して、油圧液が流入す
る駆動プーリ作動室36への油圧液の出入を制御するスプ
ール312を有している。したがってスプール312は、ピス
トン318を有しており、これが、孔319を通じて、加圧液
Plのバルブへの流入を制御している。もう一つの孔313
は、調整脈動液圧Pmを、バルブ310へ進入させ、ピスト
ン311を動かす。このピストンは、ピストン317より(作
動)表面積が大きく、スプール312を左へ押す。以下に
述べる様に、これは、エンジン速度が最低作動速度1000
rpmより下った場合のみに起きる。 第6A図に示す様に、スプール312は、穴315、319がふ
さがれ、駆動プーリ作動室36内の液と絶縁している。し
たがって、ピストン33と可動駆動プーリフランジ34は動
かない。スプール312が、左か右へ移動すると、変速比
Rが変る。右へ動くと、ピストン318が穴319を開け、穴
314を通って、加圧液体はバルブ310、作動室36に入る。
こうなると、ピストン33は左へ押され、駆動プーリ30の
駆動径が増加し、変速比Rが減少する。逆に、スプール
312が、第6A図の位置から左へ動くと、穴319はピストン
318によりふさがっているが、ピストン317は排出孔315
を開け、液を作動室36から、孔316、315を通って、排出
される。こうして、ピストン33は右へ動き、従動プーリ
30の駆動径は減少し、変速比Rは大きくなる。勿論、駆
動プーリ30の駆動径が変化する場合には、従動プーリ20
の駆動径は逆に変化する。 スプール312の移動は、リンク304に作動する指令アク
チュエータ、すなわち、ペダル感知バルブ320の変位出
力に依存する。リンク304は、カップリング305で可動駆
動フランジ34と、306でスプール312と、307でペダル感
知バルブ320と、ピボット結合している。これらは、駆
動プーリ30の比例コントローラを構成しており、その利
得(gain)は、ピボット305と306間のリンク304の長さ
と、ピボット306と307間のリンク304の長さのてこ比に
等しい。ピボット307で変位が起ると、直ちに、ピボッ
ト306が変位し、スプール312を動かし、作動室36の液容
積を変える。この変化で可動駆動フランジ34が動き、ピ
ボット305でのリンク304を、ピボット307での初めの変
位と反対の方向に動かす。ピボット307が、その新しい
位置で固定されると、ピボット306も、ピボット305と同
じ方向に動き、スプール312を、第6A図に示した定常位
置にもどす。 指令アクチュエータ、すなわち、ペダル感知バルブ32
0が、アクセルペダル18をリンク304と結合させ、また、
指令馬力、または、トルクを、車速(駆動軸速度Nds)
の関数として(車速に応じて)調節し、比較的高車速時
のアクセルペダルの感度を下げる。ペダル感知バルブ32
0には、ハウジング322があり、その中央ボア(穴)324
の中には、同軸方向に滑動する指令ピストン326と従動
ピストン328が収められている。止めクリップ330は、ピ
ストン326が、さらに右へ動くのを抑え、止めクリップ3
32は、ピストン328が第6A図に示したゼロ点を越えて、
右側へ動くのを防ぐ。ピストン326と328は、圧縮コンプ
ライアンススプリング334により、互いに反対方向に片
よらされている。圧縮スプリング336は、ピストン328
を、ゼロ位置に押しつけている。指令ピストン326の動
きは、従動ピストン328をスムーズに動かし、変速比を
スムーズに変えさせている。 ハウジング322内の調整チャンバ338は、従動ピストン
328の左側の面を、穴340を通して、液圧Pgにさらしてい
る。チャンバ338内の液圧Pgは、指令ピストン326の左側
への動きとは逆に、従動ピストン328を右側へ押してい
る。この反作用力の結果、アクセルペダルの感度は下
る。圧力Pgは、出力軸16と結合している遠心力に応答す
る油圧バルブであるオフセットカバナ350(第6B図)に
より発生する。オフセットカバナ350は、出力軸16とと
もに回転するハウジング352から成る。スプール354はハ
ウジング352内で軸方向に可動で、かつ、リターンスプ
リング356で出力軸16の中心に向って、変位させられて
いる。流入孔358は、レギュレータバルブ302から線圧
(line pressure)Plを受ける。流出孔360は、流出液を
通す。スプール354上の供給ピストン362は、孔358を通
って、ハウジング352への油圧液の流れを制御する。一
方、ドレン(排出)ピストン364は、流出孔360を通る液
の排出を制御する。調整室338への液の流入、および、
この室からの流れは、ハウジング352内の孔366を通じて
行なわれる。 作動時には、スプール354に遠心力が働いて、スプリ
ング356の作用に抗して半径方向に外側へ押す。駆動軸
速度が、“高速作動”のある値、1173rpmに達すると、
ピストン362は、孔358を開け、油圧Pgを調整室338へ供
給する。油圧Pgは、第7図の曲線の様に、駆動軸速度の
二乗に比例する。したがって、車速が増加するにしたが
って、アクセルペダルの感度は落ち、従来の車の“感
覚”に近くなる。車速が、駆動軸速度Nds、1173rpmに相
当する閾値以下になると、Pgがゼロになり、制御は実際
上、トルク制御となる。駆動軸速度Ndsが1173rpmを超え
ると、Pgは正となり、通常の車のペダル応答性にさらに
近くなる。実際上、これは馬力制御である。エンジン速
度が、最大許容値5500rpmに近い点まで、車速が増す
と、Pgが大きくなり、従動ピストン328が、ゼロ位置
か、それに近くなり、このため、ペダル位置αに関係な
く変速比を減少させ、エンジンへの負荷を増し、過高速
を抑える。 第6B図で、エンジンの過低速は、スイッチングモジュ
レータ380と連動しているパルス発生器370により抑えら
れる。パルス発生器370は、エンジン速度実測値Neを、
最低許容エンジン速度1000rpmと比較し、Neが1000rpm以
下の場合にのみ、パルスを発生する。パルス発生器370
のデューティサイクルは、エンジン速度の1000rpmから
の降下に比例する。スイッチングモジュレータ380は、
パルス発生器370の電気パルスを、前述した様に、駆動
制御バルブ310に供給される油圧Pmパルスに変換するト
ランスデューサ(変換装置)として働く。スイッチング
モジュレータ380は、スプリング負荷を受けるピストン3
84、鉄芯386、磁器コイル388を有するケーシング382か
ら成る。鉄芯386とコイル388は、電圧をかけると、ソレ
ノイドとして働き、停止390から、右方へ、スプリング3
92に抗して、ピストン384を押す。パルス発生器370から
のパルス電流により、ピストン384は振動し、油圧液
を、スイッチングモジュレータ380の穴394から、穴313
へ、孔396とオリフイス398を通って、脈動的に通す。し
たがって、駆動プーリの駆動径を減少させ、エンジンへ
の負荷を減少させるために、ピストン311に加えられる
正味調整圧Pmは、直接、パルス発生器370のデューティ
サイクルに比例する。 〔発明の効果〕 本発明は、単にCVTの比よりは、CVT比の変化率を制
御する方が、CVTの制御がすぐれているという認識を含
んでいる。この制御のすぐれていることは、次の車両性
能式から説明できる。 ds=〔−IeNe〕/Ieq+〔RTe−Trl−Tloss〕/Ieq Ieq=Icds+R2Ie, =変速比の変化率(比の時間微分) R=変速比 Ie=エンジン慣性 Ne=エンジン速度 Te=エンジントルク Trl=駆動軸にかかる路面負荷トルクで、 タイヤロス、最終駆動ロス、アクセルロスを含む Tloss=伝達損失 Icds=駆動軸にかかる自動車の慣性 ds=駆動軸で測定される自動車の加速度 車の加速度、dsは主に、これらの変数、たとえば、
Te、R、のいずれか、または、これら二つ以上の制御
に依存することは明らかである。一般に、従来の自動車
は変速比Rとエンジン出力トルクTeを変えて、必要な変
速と車の制御を行なう。しかし、Rを制御しても、エン
ジントルクと速度を理想操作線に沿って、常に保つこと
は難しい。これは、Rが変るたびに、エンジンの負荷が
変り、したがって、エンジン出力トルクと車の加速度が
変るからである。 エンジン操作を理想線にもどすために、エンジントル
クと速度を同時に変えようとすると、非常に複雑な制御
システムが必要となる。制御は、その系のいくつかの変
数に依存するからである。たとえば、これらのシステム
では、エンジン操作を理想線上にもどすためには、スロ
ットル位置とCVT比Rの必要目標値を出すのに複雑な計
算をする必要がある。また、これらのシステムでは、CV
T比を目標値に変える速度により、車が望ましくない運
動を起さない様にするために、CVT比の変化率を計算
する必要がある。たとえば、が大きすぎると、車の加
速が起きる前に、望ましくない減速が起きてしまう。こ
の現象は、上記性能式で、項がマイナス符号を持って
いるために生ずるのである。 しかし、本発明では、エンジン性能を悪くする様な方
向に変数を変えないで、の検出、及び、制御が容易に
できる。これは、エンジン制御と変速機制御を独立に行
ない、エンジントルクと速度を理想エンジン操作線に確
実に沿わすことにより達成される。制御をしても、他
の従属因子への影響は生じない。特に、だけを変えて
も、Rが、これに従って変わるが、エンジン操作は理想
操作線からはずれることはない。エンジン速度とトルク
は、燃料関数f(Ne)だけによって決まるからである。
その結果、車の加速度Ndsと出力トルクToは、系の他の
変数によってではなく、変速比変化率だけによって制
御される。 本発明によれば、変速比変化率()は次の関係式に
よって、かなり精密に近似できることが分った。 k=α−To(低速時、トルク制御) k=α/K′Nds−To(高速時、馬力制御) 本発明の具体(実施)例のVベルト駆動CVTでは、ア
クセルペダル位置αと出力トルクToの比較が、ベルト、
プーリ部で、自然に行なわれ、変速比をの割合で変化
させる。他の型のCVTでは、この関係を発揮させるに
は、別の制御部品が必要となる場合がある。しかし、前
述した様に、システムの性能を示す他のパラメータを使
って、変速比をの割合で変えることもできる。これ
で、は、望ましい性能パラメータ値と実測パラメータ
値の差に比例する量である。 本発明の上記制御方式を図示したのが第10図である。
第10図は、エンジン速度Neを、車速また駆動軸速度Nds
に対して、プロットしたものである。最小、及び、最大
CVT比を、グラフ原点から出ている直線で表わした。ア
イドリング速度(Nmin=1000rpm)を、下方の水平線で
表わし、最大許容エンジン速度(Nmax=5500rpm)を、
上方の水平線で表わした。最大車速は、グラフの右端の
垂直線で表わした。 第10図のグラフは、いくつかの操作領域に分けられ
る。“A"は、このエンジン−CVT系の通常操作領域を示
す。“A"領域は、最大CVT比線、最大エンジン速度線、
最大車速線、最小CVT比線、アイドリング速度線によっ
て境界が区切られている。“A"領域内での操作では、ク
ラッチ40は完全にかみ合っており、スロットル位置は、
燃料関数f(Ne)に従い、エンジン速度だけの関数とな
る。駆動軸速度1173rpmを示す垂直破線の左側への操作
は、トルク制御下にあり、この線の右側への操作は馬力
制御下にある(上記の二式、オフセットガバナ350によ
るアクセルペダルの感度調整、第5、6B、7図を参
照)。“B"領域は、始動制御領域、すなわち、クラッチ
40が、一部分かみ合っている低速度のエンジン−CVT系
の操作領域である。この操作(400)の制御を第9図に
示す。 他の三つの領域、“C"、“D"、“E"での、エンジン−
CVT系の操作は、上記制御システムにより有効に抑えら
れる。すなわち、“C"領域の操作は、最小CVT比の物理
的限界や、燃料絞りバルブ11から成る燃料減少回路や、
エンジン制御回路100のパルス巾調節器110、微分器11
2、燃料減少比較器114(第8図)によって抑えられる。 “D"領域は過高速制御回路で、これは、オフセットガ
バナ350を含む流体力学的変速比制御システム、燃料制
御回路100の燃料停止機構9と燃料停止比較器108(第8
図)により制御される。“E"領域は、パルス発生器370
とスイッチングモジュレータ380(第6B図)により制御
されるエンジンのアイドリング制御領域である。 また、第10図のグラフには、水平路での車速を一定に
保つに必要なエンジン速度を示す負荷線が示してある。
この“負荷”には、道路負荷、最終駆動損失などを含
む。エンジン−CVT系への実際の負荷を表わす。エンジ
ン操作を理想操作線に沿って保つために、本発明の制御
法が、燃料関数だけに従って機能させるためには、CVT
比の範囲が、通常、遭遇する負荷に対して一定の車速を
保つに必要な、ほとんど全ての比を含むことが望まし
い。すなわち、最小CVT比は、水平路上で一定の速度を
保つに必要な比より小さい方が望ましく、最大CVT比
は、遭遇の可能性のある最もけわしい坂を一定の速度で
登るに必要な比より大きいことがのぞましい。この関係
を図示したのが、第10図で“A"領域にある最小CVT比ラ
インの上にある負荷線である。全ての負荷線は、最大CV
T比線より下になければならない。これを達成するため
の望ましいCVT比範囲は、約11:1で、たとえば、最大CVT
比が22:1(最終駆動比を含んだ全車両比で、最低CVT比
が2:1の場合である。この様な広い比範囲を有する変速
機は、米国特許出願番号290、293(1981年、8月5日出
願)に記載されている。勿論、これより狭い比範囲を持
ったCVTも操作可能だが、広範囲のものほど、自由度が
大きくない。 上記制御法は、最小燃費線などの理想操作線に沿って
エンジン操作をするという主要な目的を、極めて簡単
に、また、効率よく達成する。エンジン制御は、エンジ
ン速度の検出だけを必要とするが、変速機制御は、出力
トルクとアクセルペダル位置の検出を必要とする。駆動
プーリを直接、簡単に油圧制御し、これに伴って、従動
プーリを(簡単な機械的トルクランプにより)機械的に
制御することにより、従来、油圧駆動の駆動、従動プー
リの制御に必要であった複雑な油圧比例システムが不要
になる。 前述の実施例で示した特別な値は、本発明の範囲を限
定する意図は少しもない。これらのパラメータは、エン
ジン、変速機、車のデザイン、性能、挙動により変るこ
とは明らかだからである。
動車に用いられるその様な系の制御方法、制御システム
に関するものである。 自動車の燃料経済性の向上を求める結果、エンジンや
変速機の設計、制御が著しく進歩した。無段変速機(CV
T)は、この点で特に有望である。ある車速では、いか
なる要求推進力に対しても、エンジンが一定ならある変
速比で燃料経済性は最大となる。さらに、ある車速に対
して、そのエンジンで最大加速が可能な変速比が存在す
る。適当な変速比範囲を有するCVTは、いかなる変速比
をも与えることが可能なので、自動車にとってCVTは、
経済性、排気ガス低減、性能の点から、有利なことは明
らかである。CVTの機械的効率が高く、その変速比範囲
が十分広い場合には、同じ車で、最大の経済性と最高の
性能を同時に得ることさえ可能である。その利点は、完
全自動操作性、ドライバの要求に対する速くて、滑らか
で、無段階の応答性、静かな走行性などである。 今までに、多くの異なった形式のCVTが開発されてき
た。たとえば、油圧変速機、ころがり接触けん引駆動
機、オーバランクラッチ、電気式すべりクラッチを有す
る多段ギヤボックス、Vベルト駆動装置などである。こ
れらの内で、Vベルト駆動方式が、小型及び、中型の自
動車に対しては有望である。コンパクトで、軽量で、デ
ザインが簡単だからである。基本的には、このタイプの
CVTは、駆動プーリと従動プーリを結ぶVベルトを含
み、両プーリの径が可変で、CVTの比が変えられる。最
近のベルト設計の進歩により、ベルトの耐久性と寿命は
向上している。プーリの運動を適当に制御し、ベルトに
過度の応力がかかるのを防げば、非常に長いベルト寿命
が期待される。 〔従来技術〕 燃料経済性を高めるために、エンジン−CVTシステム
の制御方式が多く考え出された。これらは、個々のエン
ジンの性能を経験的に解析し、どのエンジン出力に対し
ても、燃料消費を最小にするエンジン速度とトルクの最
適組合わせがあるという認識に基いている。これを第1
図で説明する。 第1図は、約2.5lの排気量を有する4気筒、火花点
火、乗用車用エンジンの代表的な性能線図である。この
線図は、エンジン速度Neを関数として、エンジントルク
Teとブレーキ馬力BHPをプロットしたものである。線図
の最上部近くある一点破線は、スロットル全開時のエン
ジントルクのプロットである。実線で表わした曲線群
は、燃料消費等高線を表わすもので、lbs・M/BHP/HR単
位で示した、等正味燃料消費率(BSFC)線を示す。最少
燃料消費は、0.4lbs・M/BHP/HRで表わされる点で生ず
る。低燃費理想操作線は、太い実線、f(Ne)で示さ
れ、この曲線は、エンジン特性だけの関数であり、車速
に関係なく最適値を示す。この性能線図上に、他の理想
操作線、たとえば、低排気理想操作線を画くこともでき
る。 従来の手動変速機を有する自動車では、前進速度比
は、通常、4〜5段にすぎない。エンジン性能線図上で
のエンジン操作点は、駆動軸速度、指定馬力、または、
トルク、変速ギヤ比によって決められる。通常の変速機
では、数段階のギヤ比しか可能でないので、エンジン
は、大部分の時間、絞ら(throtle)なければならな
い。したがって、エンジンは、ほとんどの間、高い正味
燃料消費率で操作しなければならない。これに対し、CV
Tは、その速度比を連続的に変えることが出来るので、
エンジンを、広いスロットル範囲で、低BSFC値で操作で
きる。 エンジン−CVT系の制御システムに要求される最も難
しいことは、多分、エンジンを理想操作線に沿って操作
することであろう。これは自動車の操作が、ほとんど過
渡状態の連続であることによる。道路負荷や使用トル
ク、または、馬力が一定な時は、ほとんどない。こうい
った過渡状態への対応は、CVT比、エンジン速度、スロ
ットルを変化させることで行なわれる。従来の制御シス
テムでは、その特性上、エンジン操作は、定常状態にも
どるまで、理想操作線からの逸脱がおきる。その様な逸
脱の例を、第1図に、破線X-Y-Zで示す。その結果、エ
ンジン操作は、理想操作線には近づくが、その線上に保
たれることはまれである。その様な従来システムを、第
2図と第3図に示す。 第2図は、ピータ・スタッブ(Peter Stubbs)が、開
発したシステムの模式図である。このシステムの詳しい
説明は、The Development of a Perbury Traction Tran
smission for Motor Car Applicationsというスタッブ
の書いたASMEペーパ、No.80-C2/DET-59(August,1980)
に記されている。このシステムでは、エンジン速度、ス
ロットル位置、CVT比信号は皆、燃料消費最少のエンジ
ン操作特性をメモリにもつコンピュータコントローラに
供給される。このコンピュータコントローラは、これら
の変数の関数として、スロットル位置を調整するための
エンジン制御信号と、CVTの比を変える比変化率(ratio
rate)信号を発生する。スロットルは、アクセルペダ
ルの直接制御下にあるので、エンジン制御信号が、スロ
ットル位置を、ドライバの指示位置と異なる様な信号を
出しても、スロットル位置は、ドライバの指示する馬
力、または、トルクに従うようになっている。 第3図は、アイシン精機(株)の従来のエンジン−CV
T制御方式のシステムの模式図である。その詳しい説明
は、米国特許番号第4,091,690号にある。この場合も、
スタッブのシステム同様、エンジンスロットルは、アク
セルペダルと直接、結合していて、ドライバの指示する
馬力、または、トルクの関数である。コンピュータは、
比変化率を発生し、トルクと速度を変える。同時に検知
される出力トルクも、CVT比に影響する。 これらのシステム及びほとんど全ての他のエンジン−
CVT制御システムでは、スロットル位置は、自動車のア
クセルペダルにより直接制御される。いい変えれば、他
のパラメータの関数であると同時に、ペダル位置の直接
的関数である。エンジンと変速機の制御は、通常、互い
に直接の関連がある。この様な制御方式では、過渡状態
でのエンジン操作は、理想操作線からはずれる。理想操
作線から逸脱すると、定常状態でのシステムの制御が有
効になるまで、エンジン操作は最適条件より悪くなる。
(例えば、燃料消費、排気ガスの増大をもたらす)。し
かし、すでに指摘したように、ほとんどの自動車操作
は、定常状態ではなく、過渡状態が普通なので、ほとん
ど全てのエンジン操作は、理想操作線からはずれる。し
たがって、エンジン性能線図のかなりの大部分で補正を
しなければならない。従来の制御システムは、個々のタ
イプのエンジンに合わせなければならない。このため、
エンジンが異なる車が多いと、多くの特殊設計の制御シ
ステムが必要となる。さらに、従来のほとんどの制御シ
ステムは、エンジン状態の変動に対する補正がきかな
い。その結果、車の操縦性は、エンジン温度、調整状
態、使用年数、高度などにより変動する。通常の自動車
特性を正確に再現(記録)しても、従来のCVT制御シス
テムでは問題である。 〔発明の目的〕 したがって、本発明の目的の一つは、エンジン操作
を、ほとんど常に、理想操作線に沿って保つことによ
り、従来技術の上述の短所、欠点を克服することであ
る。 本発明のもう一つの目的は、エンジン温度、使用年
数、調整状態、高度、その他の変動要求に無関係に、ほ
とんど常に、ドライバが一定の操縦性を感ずる様な制御
方式を与えることである。 本発明の一つの目的は、CVTと結合するエンジンの種
類に無関係に、同じ特性を有する制御方式を提供するこ
とである。 本発明の一つの目的は、CVT車に、ほとんど全ての点
で、従来の変速機を有する車と同様に挙動させる制御方
式を提供することである。 本発明の一つの目的は、排気低減のためのエンジン補
正を非常に簡単に行なうことである。 〔発明の構成〕 上記目的に従う本発明は、原動機と、該原動機に結合
される無段変速機と、該無段変速機に結合され、且つ前
記原動機から前記無段変速機を介して力を受ける出力軸
と、前記原動機へ可変量の燃料を供給する燃料供給装置
と、前記原動機から前記出力軸に伝達される希望出力ま
たは希望トルクを指令する指令装置と、前記出力軸に伝
達される実際の出力またはトルクを検出する出力検出装
置と、前記希望出力と前記出力検出装置により検出され
る実際の出力との関数として前記無段変速機の変速比を
制御するために前記指令装置と前記出力検出装置とを操
作的に結合する変速比制御装置と、前記原動機の速度と
の関連で、前記原動機に必要な燃料の量を決める燃料関
数装置と、前記原動機の実際の速度を測定する原動機速
度測定装置と、前記原動機に供給される燃料が前記原動
機の実測速度のみによって決まるように前記燃料関数装
置のみに従って前記燃料供給装置を制御するため前記燃
料関数装置と前記燃料供給装置とに操作的に結合される
燃料制御装置と、前記出力軸の実際の速度を測定する出
力軸速度測定装置と、前記指令装置から前記変速比制御
装置に入力される前記希望の出力を前記出力軸の速度が
所定量から増大するに伴って減少するように補正する感
度調整装置とを備えてなり、前記無段変速機は、前記原
動機に結合される駆動部と、前記駆動部と出力伝達部材
を介して連結されると共にヘリカルトルクランプを介し
て前記出力軸に結合される従動部とを有し、前記駆動部
が前記変速比制御装置により前記希望出力と前記実際の
出力との関数に依存して調整されると共に、前記従動部
が前記ヘリカルトルクランプにより前記出力軸のトルク
に依存して調整されることにより変速比が制御される、
自動車用無段変速機を有する動力伝達系の制御システム
である。 〔作用〕 上記の如き自動車用無段変速機を有する動力伝達系の
制御システムにおいては、無段変速機の変速比は指令装
置により指令される希望の出力と実際の出力との関数と
して制御される。原動機に供給される燃料の量、即ち原
動機の出力は原動機の速度のみの関数として決定される
ものであり、この関数に所望の関係、例えば、燃料消費
を少なくする理想作動線、有害排気を低減させる理想作
動線、あるいは燃料消費を少なくすると同時に有害排気
を低減させる折衷理想作動線を持たせることができる。
原動機の速度は原動機への負荷により決まる。この負荷
は、路面負荷と無段変速機の変速比の関数である。した
がって、原動機へ供給される燃料の量は、原動機への負
荷がいくらであっても、所望の理想関数に応じて正確に
調整されるものである。 また、指令装置から変速比制御装置に入力される希望
の出力を、出力軸の速度が所定値から増大するのに伴っ
て減少するように補正する感度調整装置を備えたことに
より、車速が比較的に高い走行状態での無段変速機の変
速比の急速な変化が抑制され、指令装置の操作に伴う加
速が緩やかになり、有段式自動変速機を搭載した自動車
と同じような操縦感覚を得ることができるものである。 〔実施例〕 第4図は本発明の部品の機能的関連を示したものであ
る。原動機であるエンジン10は、クラッチ、または液体
カップリング(図示せず)を介して、無段変速機である
CVT14に駆動結合されている。燃料は燃料供給装置であ
る燃料供給部12によりエンジン10に供給される。燃料供
給部12は通常の気化器のスロットルや燃料噴射部、燃料
噴射系、あるいは同様のものでよい。CVT14は先行技術
のところで述べた多くのタイプのCVTのいずれかでよい
が、Vベルト駆動タイプのCVTが望ましい。出力軸16は
エンジン10とCVT14からの馬力とトルクを伝達する。CVT
14の比は、出力検出装置であるトルクセンサ19で測定さ
れた出力トルクToと、指令装置であるアクセルペダル18
で指令される指令馬力、またはトルクαの関数として、
CVT比信号の変化率kRを発生させる、変速比制御装置で
あるCVT比コントローラ17によりセットされる。エンジ
ン−CVTシステムの性能を表わす他のパラメータも、CVT
比コントローラ17を利用して、同様にCVT比を変えるの
に用いられる。たとえば、希望する出力馬力またはトル
クや、実際の出力トルク測定値の代りに、指令、また
は、測定された車の加速度、出力軸加速度、その他のパ
ラメータも使うことができる。しかし、本具体例では、
CVT比は、指令馬力、または、トルクと測定出力トルク
だけの関数で、エンジン作動とは完全に独立である。一
方、エンジン制御は、エンジン速度Neに応じて燃料供給
部12を調整する燃料関数装置及び燃料制御装置であるエ
ンジンコントローラ100により行われる。この関係は、
低燃費理想エンジン操作線、あるいは、低排気理想エン
ジン操作線、この二つの中間のものでもよいし、他の望
ましいエンジン操作特性でもよい。 第5図は制御システム全体を、さらに詳しく図式的に
示したものである。第5図のCVTは可変径プーリ、Vベ
ルト駆動型で、従動部である従動プーリ20は出力軸16と
結合し、駆動部である駆動プーリ30はエンジン10と接続
している。ベルト15は、プーリ20、30にかかっており、
駆動馬力を、これらのプーリ間で伝える。 プーリ30は加圧流体で水圧(油圧)作動され、その駆
動径が変えられる。第6A図のプーリ30には、軸に固定し
たフランジ部32と軸方向に可動のフランジ部34がある。
固定フランジ部32とピストン33の間にある水圧作動室内
の加圧流体は、フランジ部32、34を一定の距離に保ち
(即ち、プーリ30の駆動径を一定に保つ)また、フラン
ジ34をフランジ32に近づけたり、遠ざけたりして駆動径
を変えるのに必要な軸方向の力を出す。水圧流体の室36
への流入、排出は穴35を通じて行なわれる。排出はピス
トン33の後にある圧縮ばね37により補助される。 従動プーリ20は、軸固定フランジ22と軸方向に可動の
フランジ24を有している。しかし、可動フランジ24の移
動は、水圧作動の代りにトルクランプ(torque ramp)
機構部25により行なわれる。この公知の機構では、出力
軸16上の負荷(荷重)はいくつかのヘリカルトルクラン
プ26によって、フランジ22、24間のみぞにあるベルト15
への軸方向の力に変えられる。ねじり圧縮ばね27も可動
フランジ24をしめつける。これらの部品は同時に働き、
平衡時には、全ての力とトルクがつり合い、出力トルク
に依存する操作点を指令する。出力トルクが増加する
と、ランプ26を通じて伝達されるべき力は増加する。こ
の力の軸方向成分は可動フランジ24を固定フランジ22へ
近づけ、こうすることにより、ベルト張力を上げ、ベル
トで伝達されるトルクを増す。ばね27のトルクと駆動部
(drive)の出力トルクは、ベルトトルクとバランスす
る。伝達比は、勿論、駆動プーリの径と従動プーリの径
の比である。 以下に詳述する様に、指令馬力、または、トルクは、
油圧として(一定、増加、または、減少する)駆動プー
リ30の作動チヤンバ36だけへかけられる。プーリ20と30
の間の距離と、ベルト15の長さは固定しているので、従
動プーリ20の距離径は、駆動プーリ30の駆動径とベルト
からの出力トルクを正に制御することにより決められ
る。したがって、伝達比Rは指令馬力、または、トルク
α(第4図の18)と、出力トルクTo(第4図の19)の関
数であり、これら二つのパラメータの間に差があると、
プーリ、ベルト(第4図の17)間の固定の物理的相関々
係により伝達比を変える。比の変化率は、この差に比
例する。我々の以前の米国特許出願番号380、923(特願
昭58-89888号に対応)に記載されている伝達機(変速
機)の構造では、油圧作動の駆動、従動プーリと複雑な
油圧比例配分システムを含んでいるが、これに比べる
と、本発明の構造は非常に簡単で、駆動プーリだけを、
単に作動油圧制御(positive control)するだけでよ
い。 再び第5図にもどるが、スロットル(燃料供給部)12
の位置は、エンジン制御回路100からの信号を受けるス
ロットルサーボ13により制御される。ある過渡的作動時
(下記する)には、燃料供給は燃料減少バルブ11により
減少させられるが、燃料停止機構9により燃料供給が完
全に停止される。燃料減少、停止機能は、たとえば、種
々のモードで作動可能のソレノイドバルブ1ケでも行な
うことができる。エンジン制御回路100は、アクセルペ
ダル(α)、エンジン速度(Ne)、自動モード、または
マニュアルモードかの選択をするマニュアルオーバライ
ドスイッチ、エンジンが始動しても車を停めておくため
の始動/ニュートラル(S/N)スイッチからの入力に応
答する。 エンジン10とCVT14を結合させる始動クラッチ40が設
けられている。車が止まっている時は、クラッチ40はは
ずれており、低速時には、部分的につながっており、徐
々に、完全結合に近づく。完全結合は、予め決められた
点で、下記の様に起こる。始動クラッチ40は、アクセル
ペダル位置α、エンジンの回転する速度であるエンジン
速度Ne、CVT比R(エンジン速度Neと、出力軸の回転す
る速度である駆動軸速度Ndsの比として、CVT比回路600
で生成される)、自動/手動切替スイッチに、サーボコ
ントローラ450を通して応答する制御回路400により制御
される。 第8図と第9図は、第5図に示したいくつかの部品の
機能的相関々係を詳しく模式的に示したものである。第
8図は、主として、エンジン制御回路100を示したもの
である。制御回路100の重要な要素の一つは、望ましい
エンジン作動特性を表わす関数を生成できる関数発生器
102である。本具体例(実施例)では、関数θを、低燃
費用理想エンジン操作線として選んだ。第1図は、この
関数をf(Ne)としてグラフ表示したものである。発生
器102により生成された関数値は、増巾器104を通じて、
直接、スロットルサーボ13に入力される。自動制御シス
テムが、働かなくなった場合は、モードスイッチ106を
通じて、マニュアルモードに切替らえる。マニュアルモ
ードでは、アクセル位置αは、増巾器104を通じて、ス
ロットルサーボ13に直接伝えられる。始動/ニュートラ
ルスイッチS/Nも、モードスイッチ106により作動する。 燃料停止コンパレータ108は、制御システムが故障し
たり、ベルト15やクラッチ4が故障した場合、急加速時
に起きがちなエンジンの過高速をバックアップ制御する
ものである。エンジン過高速の基本制御は、以下に記す
流体力学的伝達比制御システムにより行なわれる。コン
パレータ108は、エンジン速度Neを、最大許容エンジン
速度、たとえば、5500rpmと比較する。もしNeが6000rpm
を越えると、燃料停止機構9が働いて、燃料のエンジン
10への供給を停止する。燃料停止機構9は、たとえば、
ソレノイド締切弁でよい。 エンジン速度制御は、また、アクセルペダルを離した
時に生ずる車特有の加速傾向をおさえるために行なわれ
る。この現象は、車の慣性が、増加駆動(オーバドライ
ブ)に向って変速比が変化している変速機を介して、比
較的燃料供給が抑えられているエンジンの慣性と結合す
るために起るのである。この望ましくない傾向は、アク
セルペダルを急に、完全に離した時に、かえって大き
い。この異常挙動は、アクセルペダルへの圧力が除去さ
れた時に、エンジンへの燃料供給を減少させることで抑
えられる。その燃料流量の減少はペダル位置の減少速度
(−)に比例する。ペダル位置αが、全行程の3.6%
以下に落ちた場合は、燃料流量を、更に下げることによ
り抑えられる。この制御を行なうためには、パルス巾変
調器(PWM)110が燃料減少バルブ11を制御する。変調器
110のデューティサイクル(燃料減少バルブが開いてい
るパルスサイクルの%)は、ペダル位置αの減少速度
(−)に逆比例する。−は、がゼロより小さい場
合にのみ、微分器112から導かれる。更に、ペダル位置
αが、3.6%以下に落ちた場合は、燃料減少コンパレー
タ114が、変調器110のデューティサイクルを、ゼロ、ま
たは、ゼロ近くまで下げる。 第9図は、始動クラッチ制御回路400に関するもので
ある。車が止まっている時に、エンジンをアイドリング
させておくためには、エンジンとCVTの間に、ある種の
カップリングを設けなければいけない。流体カップリン
グも使えないことはないが、こういった装置に特有な機
械的なロスは、燃料経済性を最大にしょうという目的に
は反するものである。ロックアップクラッチの付いたト
ルクコンバータも、よい方法であろうが、機械的クラッ
チがよい。しかも、油圧作動のものが、この目的には十
分適している。この場合の目的は、従来の自動車の様
に、車が止まっている場合、クラッチを完全に切り、車
を動かし始めるには、徐々に入れ、車速が上るにつれ、
さらに、深くクラッチをかませることである。この目的
のために、変速比測定値R(エンジン速度Neと駆動軸速
度Ndsの比として、変速比回路600で計算される)が、比
較器402に入力される。Rが4.7を越えると、比較器402
はスイッチ404を閉じ、信号を増巾器406から、増巾器10
4を通してスロットルバルブ13へ送る。この信号は、α
−Ne′に等しい。Ne′は発生器408により作られる関数
で、k(Ne-1000rpm)に等しい。こうして、アクセルペ
ダル18は、α−Ne′で定義される様に、可変的に、スロ
ットル12に直接、結合される。常数kは、クラッチが完
全にかみ合ってない場合、エンジン速度が2500rpmを越
えない様に選ばれる。このアクセルペダルとスロットル
の直接結合は、停止位置から車を動かすという入力を、
システムに与えるものである。 比較器402は、また、スイッチ410を閉じ、ペダル位置
αを直接、クラッチ圧サーボコントローラ450に伝え
る。したがって、クラッチ40のかみ合いの程度は、比R
が4.7に等しくなるまでは、ペダル位置に比例する。こ
の間、スロットル12に対するアクセルペダルの直接制御
の程度は、上述の関係にしたがって、エンジン速度が増
加するにしたがい、減少する。 比Rが4.7以下になると、スイッチ404、410が開き、
比較器411がスイッチ412を閉じ、最大圧力をクラッチサ
ーボコントローラ450に伝える。最大圧力により、クラ
ッチは完全にかみ合う。車の加速が、この点を越える
と、車は完全に自動制御される。 もし、始動/ニュートラル(S/N)スイッチがなけれ
ば、始動時にアクセルペダル18を、踏むと、クラッチ40
が急速にかみ合い、車が前方に傾いて前によろよろと動
きだす。したがって、S/Nスイッチは、クラッチ40への
αの影響を効果的に除去し、安全な発車を可能にする。 次に、第5図の下部を参照して、駆動プーリ制御シス
テムについて説明する。油圧源300は、加圧液体を圧力P
lで、システムの種々の部分へ供給する。これらの部分
には、駆動プーリ30の作動室36への液体の出入を制御す
る駆動プーリ制御バルブ310が含まれている。自動車の
運転者の指令は、アクセルペダル18により、システム入
力される。アクセルペダルは、ペダル感知バルブ320に
働く。ペダル感知バルブ320は、駆動プーリ制御バルブ3
10と可動駆動プーリフランジ34と機械的に結合してお
り、駆動プーリ30に対して、比例コントローラ(以下に
詳述)をなしている。ある条件下では、アクセルペダル
の感度は、オフセットガバナ350の働きにより調節され
る。このガバナは、駆動軸速度が、予め決めてある“高
速作動”値、1173rpmを越えると、レギュレータバルブ3
02からの調整液圧を、駆動軸速度Ndsの二乗に従って
(第7図に示すように)圧力Pgに変える。以下に詳しく
説明するが、圧力Pgのペダル感知バルブ320への効果
は、駆動プーリ制御バルブ310に適用される機械的変位
を減らし、車速が比較的大きい時に、アクセルペダルの
感度を下げるためである。圧力Pgは、また、エンジン速
度が、予め決められた最高速度、今の場合、5500rpmを
越えるのを防ぐための基準値でもある。最低エンジン速
度(この場合、1000rpm)は、パルス発生器370とスウイ
ッチングモジューレータ380により維持される。これら
両者は、互いに協力してパルス状調整圧力Pmを出す。そ
のデューティサイクルはエンジン速度が最低限度値1000
rpmより下る程度に比例し、それに相応して変速比を増
加させ、これによって、エンジンへの負荷を減少させ、
エンジンを加速させる。 従来の車の感覚に出来るだけ近づけるために、車速に
応じてアクセルペダル18の感度を調節できる様になって
いる。これは、エンジンとCVTの独特の作動特性のため
に必要である。すなわち、車速が速いと、エンジンが生
ずるトルクは比較的大きく、一定である(第1図を見
よ)。従来の車では、エンジンから取り出せる残りの少
ないトルクが、固定した、非常に低い減速比の高ギヤの
変速機を通して後輪に伝えられる。したがって、車の加
速は高速では、アクセルペダルの動きには、かなり鈍感
である。しかし、CVT車では、高速でアクセルペダルを
踏み込んでも、大きい減速比となり、従来の車の場合よ
り、大きなトルクが得られる。したがって、高速でCVT
比を制御するのに、アクセルペダル位置αだけを開いて
も、車の応答は、アクセルペダルの動きに非常に敏感に
なる。したがって、アクセルペダル18の感度は、高速で
は鈍くしなければならない。 第6A図で、駆動プーリ制御バルブ310は、既知のサー
ボバルブであり、孔314、316を通して、油圧液が流入す
る駆動プーリ作動室36への油圧液の出入を制御するスプ
ール312を有している。したがってスプール312は、ピス
トン318を有しており、これが、孔319を通じて、加圧液
Plのバルブへの流入を制御している。もう一つの孔313
は、調整脈動液圧Pmを、バルブ310へ進入させ、ピスト
ン311を動かす。このピストンは、ピストン317より(作
動)表面積が大きく、スプール312を左へ押す。以下に
述べる様に、これは、エンジン速度が最低作動速度1000
rpmより下った場合のみに起きる。 第6A図に示す様に、スプール312は、穴315、319がふ
さがれ、駆動プーリ作動室36内の液と絶縁している。し
たがって、ピストン33と可動駆動プーリフランジ34は動
かない。スプール312が、左か右へ移動すると、変速比
Rが変る。右へ動くと、ピストン318が穴319を開け、穴
314を通って、加圧液体はバルブ310、作動室36に入る。
こうなると、ピストン33は左へ押され、駆動プーリ30の
駆動径が増加し、変速比Rが減少する。逆に、スプール
312が、第6A図の位置から左へ動くと、穴319はピストン
318によりふさがっているが、ピストン317は排出孔315
を開け、液を作動室36から、孔316、315を通って、排出
される。こうして、ピストン33は右へ動き、従動プーリ
30の駆動径は減少し、変速比Rは大きくなる。勿論、駆
動プーリ30の駆動径が変化する場合には、従動プーリ20
の駆動径は逆に変化する。 スプール312の移動は、リンク304に作動する指令アク
チュエータ、すなわち、ペダル感知バルブ320の変位出
力に依存する。リンク304は、カップリング305で可動駆
動フランジ34と、306でスプール312と、307でペダル感
知バルブ320と、ピボット結合している。これらは、駆
動プーリ30の比例コントローラを構成しており、その利
得(gain)は、ピボット305と306間のリンク304の長さ
と、ピボット306と307間のリンク304の長さのてこ比に
等しい。ピボット307で変位が起ると、直ちに、ピボッ
ト306が変位し、スプール312を動かし、作動室36の液容
積を変える。この変化で可動駆動フランジ34が動き、ピ
ボット305でのリンク304を、ピボット307での初めの変
位と反対の方向に動かす。ピボット307が、その新しい
位置で固定されると、ピボット306も、ピボット305と同
じ方向に動き、スプール312を、第6A図に示した定常位
置にもどす。 指令アクチュエータ、すなわち、ペダル感知バルブ32
0が、アクセルペダル18をリンク304と結合させ、また、
指令馬力、または、トルクを、車速(駆動軸速度Nds)
の関数として(車速に応じて)調節し、比較的高車速時
のアクセルペダルの感度を下げる。ペダル感知バルブ32
0には、ハウジング322があり、その中央ボア(穴)324
の中には、同軸方向に滑動する指令ピストン326と従動
ピストン328が収められている。止めクリップ330は、ピ
ストン326が、さらに右へ動くのを抑え、止めクリップ3
32は、ピストン328が第6A図に示したゼロ点を越えて、
右側へ動くのを防ぐ。ピストン326と328は、圧縮コンプ
ライアンススプリング334により、互いに反対方向に片
よらされている。圧縮スプリング336は、ピストン328
を、ゼロ位置に押しつけている。指令ピストン326の動
きは、従動ピストン328をスムーズに動かし、変速比を
スムーズに変えさせている。 ハウジング322内の調整チャンバ338は、従動ピストン
328の左側の面を、穴340を通して、液圧Pgにさらしてい
る。チャンバ338内の液圧Pgは、指令ピストン326の左側
への動きとは逆に、従動ピストン328を右側へ押してい
る。この反作用力の結果、アクセルペダルの感度は下
る。圧力Pgは、出力軸16と結合している遠心力に応答す
る油圧バルブであるオフセットカバナ350(第6B図)に
より発生する。オフセットカバナ350は、出力軸16とと
もに回転するハウジング352から成る。スプール354はハ
ウジング352内で軸方向に可動で、かつ、リターンスプ
リング356で出力軸16の中心に向って、変位させられて
いる。流入孔358は、レギュレータバルブ302から線圧
(line pressure)Plを受ける。流出孔360は、流出液を
通す。スプール354上の供給ピストン362は、孔358を通
って、ハウジング352への油圧液の流れを制御する。一
方、ドレン(排出)ピストン364は、流出孔360を通る液
の排出を制御する。調整室338への液の流入、および、
この室からの流れは、ハウジング352内の孔366を通じて
行なわれる。 作動時には、スプール354に遠心力が働いて、スプリ
ング356の作用に抗して半径方向に外側へ押す。駆動軸
速度が、“高速作動”のある値、1173rpmに達すると、
ピストン362は、孔358を開け、油圧Pgを調整室338へ供
給する。油圧Pgは、第7図の曲線の様に、駆動軸速度の
二乗に比例する。したがって、車速が増加するにしたが
って、アクセルペダルの感度は落ち、従来の車の“感
覚”に近くなる。車速が、駆動軸速度Nds、1173rpmに相
当する閾値以下になると、Pgがゼロになり、制御は実際
上、トルク制御となる。駆動軸速度Ndsが1173rpmを超え
ると、Pgは正となり、通常の車のペダル応答性にさらに
近くなる。実際上、これは馬力制御である。エンジン速
度が、最大許容値5500rpmに近い点まで、車速が増す
と、Pgが大きくなり、従動ピストン328が、ゼロ位置
か、それに近くなり、このため、ペダル位置αに関係な
く変速比を減少させ、エンジンへの負荷を増し、過高速
を抑える。 第6B図で、エンジンの過低速は、スイッチングモジュ
レータ380と連動しているパルス発生器370により抑えら
れる。パルス発生器370は、エンジン速度実測値Neを、
最低許容エンジン速度1000rpmと比較し、Neが1000rpm以
下の場合にのみ、パルスを発生する。パルス発生器370
のデューティサイクルは、エンジン速度の1000rpmから
の降下に比例する。スイッチングモジュレータ380は、
パルス発生器370の電気パルスを、前述した様に、駆動
制御バルブ310に供給される油圧Pmパルスに変換するト
ランスデューサ(変換装置)として働く。スイッチング
モジュレータ380は、スプリング負荷を受けるピストン3
84、鉄芯386、磁器コイル388を有するケーシング382か
ら成る。鉄芯386とコイル388は、電圧をかけると、ソレ
ノイドとして働き、停止390から、右方へ、スプリング3
92に抗して、ピストン384を押す。パルス発生器370から
のパルス電流により、ピストン384は振動し、油圧液
を、スイッチングモジュレータ380の穴394から、穴313
へ、孔396とオリフイス398を通って、脈動的に通す。し
たがって、駆動プーリの駆動径を減少させ、エンジンへ
の負荷を減少させるために、ピストン311に加えられる
正味調整圧Pmは、直接、パルス発生器370のデューティ
サイクルに比例する。 〔発明の効果〕 本発明は、単にCVTの比よりは、CVT比の変化率を制
御する方が、CVTの制御がすぐれているという認識を含
んでいる。この制御のすぐれていることは、次の車両性
能式から説明できる。 ds=〔−IeNe〕/Ieq+〔RTe−Trl−Tloss〕/Ieq Ieq=Icds+R2Ie, =変速比の変化率(比の時間微分) R=変速比 Ie=エンジン慣性 Ne=エンジン速度 Te=エンジントルク Trl=駆動軸にかかる路面負荷トルクで、 タイヤロス、最終駆動ロス、アクセルロスを含む Tloss=伝達損失 Icds=駆動軸にかかる自動車の慣性 ds=駆動軸で測定される自動車の加速度 車の加速度、dsは主に、これらの変数、たとえば、
Te、R、のいずれか、または、これら二つ以上の制御
に依存することは明らかである。一般に、従来の自動車
は変速比Rとエンジン出力トルクTeを変えて、必要な変
速と車の制御を行なう。しかし、Rを制御しても、エン
ジントルクと速度を理想操作線に沿って、常に保つこと
は難しい。これは、Rが変るたびに、エンジンの負荷が
変り、したがって、エンジン出力トルクと車の加速度が
変るからである。 エンジン操作を理想線にもどすために、エンジントル
クと速度を同時に変えようとすると、非常に複雑な制御
システムが必要となる。制御は、その系のいくつかの変
数に依存するからである。たとえば、これらのシステム
では、エンジン操作を理想線上にもどすためには、スロ
ットル位置とCVT比Rの必要目標値を出すのに複雑な計
算をする必要がある。また、これらのシステムでは、CV
T比を目標値に変える速度により、車が望ましくない運
動を起さない様にするために、CVT比の変化率を計算
する必要がある。たとえば、が大きすぎると、車の加
速が起きる前に、望ましくない減速が起きてしまう。こ
の現象は、上記性能式で、項がマイナス符号を持って
いるために生ずるのである。 しかし、本発明では、エンジン性能を悪くする様な方
向に変数を変えないで、の検出、及び、制御が容易に
できる。これは、エンジン制御と変速機制御を独立に行
ない、エンジントルクと速度を理想エンジン操作線に確
実に沿わすことにより達成される。制御をしても、他
の従属因子への影響は生じない。特に、だけを変えて
も、Rが、これに従って変わるが、エンジン操作は理想
操作線からはずれることはない。エンジン速度とトルク
は、燃料関数f(Ne)だけによって決まるからである。
その結果、車の加速度Ndsと出力トルクToは、系の他の
変数によってではなく、変速比変化率だけによって制
御される。 本発明によれば、変速比変化率()は次の関係式に
よって、かなり精密に近似できることが分った。 k=α−To(低速時、トルク制御) k=α/K′Nds−To(高速時、馬力制御) 本発明の具体(実施)例のVベルト駆動CVTでは、ア
クセルペダル位置αと出力トルクToの比較が、ベルト、
プーリ部で、自然に行なわれ、変速比をの割合で変化
させる。他の型のCVTでは、この関係を発揮させるに
は、別の制御部品が必要となる場合がある。しかし、前
述した様に、システムの性能を示す他のパラメータを使
って、変速比をの割合で変えることもできる。これ
で、は、望ましい性能パラメータ値と実測パラメータ
値の差に比例する量である。 本発明の上記制御方式を図示したのが第10図である。
第10図は、エンジン速度Neを、車速また駆動軸速度Nds
に対して、プロットしたものである。最小、及び、最大
CVT比を、グラフ原点から出ている直線で表わした。ア
イドリング速度(Nmin=1000rpm)を、下方の水平線で
表わし、最大許容エンジン速度(Nmax=5500rpm)を、
上方の水平線で表わした。最大車速は、グラフの右端の
垂直線で表わした。 第10図のグラフは、いくつかの操作領域に分けられ
る。“A"は、このエンジン−CVT系の通常操作領域を示
す。“A"領域は、最大CVT比線、最大エンジン速度線、
最大車速線、最小CVT比線、アイドリング速度線によっ
て境界が区切られている。“A"領域内での操作では、ク
ラッチ40は完全にかみ合っており、スロットル位置は、
燃料関数f(Ne)に従い、エンジン速度だけの関数とな
る。駆動軸速度1173rpmを示す垂直破線の左側への操作
は、トルク制御下にあり、この線の右側への操作は馬力
制御下にある(上記の二式、オフセットガバナ350によ
るアクセルペダルの感度調整、第5、6B、7図を参
照)。“B"領域は、始動制御領域、すなわち、クラッチ
40が、一部分かみ合っている低速度のエンジン−CVT系
の操作領域である。この操作(400)の制御を第9図に
示す。 他の三つの領域、“C"、“D"、“E"での、エンジン−
CVT系の操作は、上記制御システムにより有効に抑えら
れる。すなわち、“C"領域の操作は、最小CVT比の物理
的限界や、燃料絞りバルブ11から成る燃料減少回路や、
エンジン制御回路100のパルス巾調節器110、微分器11
2、燃料減少比較器114(第8図)によって抑えられる。 “D"領域は過高速制御回路で、これは、オフセットガ
バナ350を含む流体力学的変速比制御システム、燃料制
御回路100の燃料停止機構9と燃料停止比較器108(第8
図)により制御される。“E"領域は、パルス発生器370
とスイッチングモジュレータ380(第6B図)により制御
されるエンジンのアイドリング制御領域である。 また、第10図のグラフには、水平路での車速を一定に
保つに必要なエンジン速度を示す負荷線が示してある。
この“負荷”には、道路負荷、最終駆動損失などを含
む。エンジン−CVT系への実際の負荷を表わす。エンジ
ン操作を理想操作線に沿って保つために、本発明の制御
法が、燃料関数だけに従って機能させるためには、CVT
比の範囲が、通常、遭遇する負荷に対して一定の車速を
保つに必要な、ほとんど全ての比を含むことが望まし
い。すなわち、最小CVT比は、水平路上で一定の速度を
保つに必要な比より小さい方が望ましく、最大CVT比
は、遭遇の可能性のある最もけわしい坂を一定の速度で
登るに必要な比より大きいことがのぞましい。この関係
を図示したのが、第10図で“A"領域にある最小CVT比ラ
インの上にある負荷線である。全ての負荷線は、最大CV
T比線より下になければならない。これを達成するため
の望ましいCVT比範囲は、約11:1で、たとえば、最大CVT
比が22:1(最終駆動比を含んだ全車両比で、最低CVT比
が2:1の場合である。この様な広い比範囲を有する変速
機は、米国特許出願番号290、293(1981年、8月5日出
願)に記載されている。勿論、これより狭い比範囲を持
ったCVTも操作可能だが、広範囲のものほど、自由度が
大きくない。 上記制御法は、最小燃費線などの理想操作線に沿って
エンジン操作をするという主要な目的を、極めて簡単
に、また、効率よく達成する。エンジン制御は、エンジ
ン速度の検出だけを必要とするが、変速機制御は、出力
トルクとアクセルペダル位置の検出を必要とする。駆動
プーリを直接、簡単に油圧制御し、これに伴って、従動
プーリを(簡単な機械的トルクランプにより)機械的に
制御することにより、従来、油圧駆動の駆動、従動プー
リの制御に必要であった複雑な油圧比例システムが不要
になる。 前述の実施例で示した特別な値は、本発明の範囲を限
定する意図は少しもない。これらのパラメータは、エン
ジン、変速機、車のデザイン、性能、挙動により変るこ
とは明らかだからである。
【図面の簡単な説明】
第1図は、約2.5lの排気量を有する代表的な乗用車用4
気筒エンジンの性能マップである。 第2図は、従来のエンジン−CVT制御方式を示すフロー
チャート、 第3図は従来の他のエンジン−CVT制御方式を示すフロ
ーチャートである。 第4図は、本発明による、エンジン−CVT制御装置の各
部品の機能的関連性を模式的に示したフローチャートで
ある。 第5図は、本発明の制御システム全体と、それのCVTプ
ーリとベルト駆動装置、始動クラッチとの関連を模式的
に示したフローチャートである。 第6図は、C-D線により関係づけられている第6A図と第6
B図より成るが、変速機の駆動プーリの機械的、電気
的、油圧的制御を模式的に示したものである。 第7図は油圧を出力軸速度の関数としてプロットしたも
ので、これはアクセルペダルの感度を調節し、エンジン
の過高速を防ぐオフセットガバナの特性を表わす線図で
ある。 第8図、第9図は共にエンジンと始動クラッチの本発明
による制御方式を示すフローチャートで、二つの図は、
線A-Bにより互いに関係づけられている。ここで第8図
は主としてエンジン制御回路を表わすフローチャート
で、第9図は主として始動クラッチ制御回路を表わすフ
ローチャートである。 第10図は本発明の制御方式による、エンジン−CVTシス
テムの作動状態をグラフ表示した線図である。 9……燃料停止機構、10……エンジン 12……燃料供給装置 13……スロットルバルブ 14……CVT、15……ベルト 16……出力軸 17……CVT比コントローラ 18……アクセルペダル、19……トルクセンサ 20……駆動プーリ、30……従動プーリ 40……始動クラッチ 100……エンジンコントローラ 450……サーボコントローラ 600……CVT比制御回路
気筒エンジンの性能マップである。 第2図は、従来のエンジン−CVT制御方式を示すフロー
チャート、 第3図は従来の他のエンジン−CVT制御方式を示すフロ
ーチャートである。 第4図は、本発明による、エンジン−CVT制御装置の各
部品の機能的関連性を模式的に示したフローチャートで
ある。 第5図は、本発明の制御システム全体と、それのCVTプ
ーリとベルト駆動装置、始動クラッチとの関連を模式的
に示したフローチャートである。 第6図は、C-D線により関係づけられている第6A図と第6
B図より成るが、変速機の駆動プーリの機械的、電気
的、油圧的制御を模式的に示したものである。 第7図は油圧を出力軸速度の関数としてプロットしたも
ので、これはアクセルペダルの感度を調節し、エンジン
の過高速を防ぐオフセットガバナの特性を表わす線図で
ある。 第8図、第9図は共にエンジンと始動クラッチの本発明
による制御方式を示すフローチャートで、二つの図は、
線A-Bにより互いに関係づけられている。ここで第8図
は主としてエンジン制御回路を表わすフローチャート
で、第9図は主として始動クラッチ制御回路を表わすフ
ローチャートである。 第10図は本発明の制御方式による、エンジン−CVTシス
テムの作動状態をグラフ表示した線図である。 9……燃料停止機構、10……エンジン 12……燃料供給装置 13……スロットルバルブ 14……CVT、15……ベルト 16……出力軸 17……CVT比コントローラ 18……アクセルペダル、19……トルクセンサ 20……駆動プーリ、30……従動プーリ 40……始動クラッチ 100……エンジンコントローラ 450……サーボコントローラ 600……CVT比制御回路
Claims (1)
- (57)【特許請求の範囲】 1.原動機と、該原動機に結合される無段変速機と、該
無段変速機に結合され、且つ前記原動機から前記無段変
速機を介して力を受ける出力軸と、前記原動機へ可変量
の燃料を供給する燃料供給装置と、前記原動機から前記
出力軸に伝達される希望出力または希望トルクを指令す
る指令装置と、前記出力軸に伝達される実際の出力また
はトルクを検出する出力検出装置と、前記希望出力と前
記出力検出装置により検出される実際の出力との関数と
して前記無段変速機の変速比を制御するために前記指令
装置と前記出力検出装置とを操作的に結合する変速比制
御装置と、前記原動機の速度のみとの関連で、前記原動
機に必要な燃料の量を決める燃料関数装置と、前記原動
機の実際の速度を測定する原動機速度測定装置と、前記
原動機に供給される燃料が前記原動機の実測速度のみに
よって決まるように前記燃料供給装置を制御する燃料制
御装置と、前記出力軸の実際の速度を測定する出力軸速
度測定装置と、前記指令装置から前記変速比制御装置に
入力される前記希望の出力を前記出力軸の速度が所定量
から増大するに伴って減少するように補正する感度調整
装置とを備えてなり、前記無段変速機は、前記原動機に
結合される駆動部と、前記駆動部と出力伝達部材を介し
て連結されると共にヘリカルトルクランプを介して前記
出力軸に結合される従動部とを有し、前記駆動部が前記
変速比制御装置により前記希望出力と前記実際の出力と
の関数に依存して調整されると共に、前記従動部が前記
ヘリカルトルクランプにより前記出力軸のトルクに依存
して調整されることにより変速比が制御されることを特
徴とする自動車用無段変速機を有する動力伝達系の制御
システム。
Applications Claiming Priority (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
US06/489,177 US4515041A (en) | 1980-05-21 | 1983-04-27 | Control system and method for a power delivery system having a continuously variable ratio transmission |
US489177 | 1983-04-27 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS608557A JPS608557A (ja) | 1985-01-17 |
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Family
ID=23942731
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP59064330A Expired - Lifetime JP2687956B2 (ja) | 1983-04-27 | 1984-03-30 | 自動車用無段変速機を有する動力伝達系の制御システム |
Country Status (4)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US4515041A (ja) |
EP (1) | EP0126869B1 (ja) |
JP (1) | JP2687956B2 (ja) |
DE (1) | DE3478216D1 (ja) |
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