JP4007078B2

JP4007078B2 - Shift control device for continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4007078B2
Application number: JP2002164849A
Authority: JP
Inventors: 新一郎城
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-06-05
Filing date: 2002-06-05
Publication date: 2007-11-14
Anticipated expiration: 2022-06-05
Also published as: JP2004011727A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、無段変速機の変速制御装置、特に後進時における変速比制御に関する。
【０００２】
【従来の技術】
前進時と後退時とで、異なる変速制御油圧系を有するトロイダル型無段変速機（以下、ＴＣＶＴと記載する）の後退時制御技術として、特開平８−９３８７３号に記載のものが知られている。この公報には、後退時の変速制御油圧系の故障時や、後退時に間違って前進側の変速制御油圧系を用いた場合に用いられる。このとき、前進時の変速制御を用いて、変速比が増速側に変速するように算出した駆動指令値を、変速アクチュエータに指令する。ＴＣＶＴは、前進時と後退時とにおいて、トラニオンのオフセットに対する変速方向が異なるため、このときＴＣＶＴは減速側に変速する。これにより、減速側の変速比による発進が確保できる。
【０００３】
ここで、前後進で異なる変速制御油圧系を用いる理由を述べる。トラニオンのオフセットに対する傾転角度（変速比）の特性は不安定である。このため、ＴＣＶＴは、変速アクチュエータ変位に応じて前記油圧アクチュエータへ油を供給する変速制御弁と機械的に連結したプリセスカムを備え、傾転角度とトラニオン変位を、プリセスカムを介して変速制御弁にフィードバックして、変速アクチュエータ変位に対する傾転角度の特性を機械的に安定化する変速制御油圧系を有する。但し、前進時と後退時とでは、入出力ディスクの回転方向が異なるため、トラニオンの上下方向オフセットに対する傾転方向も異なる。これに応じて、前進時と後退時とで、極性の異なる変速制御油圧系を設け、前後進で切り換えて用いる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術には、駆動指令値を増速側に大きくすると（後退時、ユニットは減速側に変速する）、これに応じてトラニオンのオフセットも大きくなる。このため、駆動指令値を増速側に大きくしすぎると、トラニオンがオフセット方向のストッパ（具体的には、トラニオンの軸方向変位アクチュエータであるサーボピストンのピストンシリンダ）に接触する可能性がある。これによる影響の１つとして、トラニオンがストッパに強い力で押しつけられながら傾転することにより、トラニオンとストッパとの接触部分（具体的にはピストンやシリンダ）が摩耗する可能性がある。また、複数個のパワーローラを有する場合、オフセットのストッパ位置は、加工精度のバラツキにより一定ではない。このバラツキのため、ストッパに接触している状態では、それぞれのトラニオンのオフセット量が異なり、傾転速度がそれぞれ異なる。これにより、トラニオンが傾転角度のストッパに接触するまでの過渡時において、それぞれの傾転角度が一緒にならず、それぞれのパワーローラ接触点におけるディスクとパワーローラとの滑りが大きくなる。この滑りが、摩耗や発熱を発生させる可能性がある。以上の摩耗や発熱が、トロイダル伝導ユニットの耐久性を落とす可能性がある。
【０００５】
また、後退側の変速制御油圧系を持たず、前進側の変速制御油圧系を後退側でも兼用するＴＣＶＴの後退時において、従来技術は適用できるが、この場合も上記と同様の問題が発生する虞がある。
【０００６】
本発明は、上記問題点に着目してなされたもので、その目的とするところは、無段変速機の耐久性の向上を図りつつ、後退時においても安定した変速制御が可能な無段変速機の変速制御装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために、本発明では、同軸配置した同軸配置した入出力ディスク間で油の剪断力により動力伝達を行うパワーローラを背面支持するトラニオンを備え、該トラニオンを油圧アクチュエータによりトラニオンの傾転軸方向へオフセットさせることでトラニオンを傾転させ、パワーローラと入出力ディスクとの接点を移動させることにより無段変速を行うトロイダル伝導ユニットと、車両の前進時と後退時とで異なる回転方向を前記トロイダル伝導ユニットに出力する前後進切換手段と、前記オフセットに対して前記前後進切換手段から入力される前進時の回転方向と後退時の回転方向とにおける傾転方向の違いを変速アクチュエータにより補正可能であって、前進時において変速アクチュエータに対する変速比の特性が安定となるように前記油圧アクチュエータへ油を供給する変速制御油圧系と、を備えた無段変速機の変速制御装置において、目標変速比を設定する目標変速比設定手段と、変速比を検出または推定する変速比検出手段と、車両の後退時に、検出された変速比を電子的にフィードバックして、前記目標変速比と前記変速比との偏差に応じて、該偏差を補償するように前記変速アクチュエータの駆動指令値を演算する通常時制御手段と、前記変速比検出手段により変速比が検出もしくは推定できなくなったときは、前記目標変速比と前記変速比との偏差を前記通常時制御手段により補償できないと判断する補償判断手段と、該補償判断手段により前記偏差の補償ができないと判断したときは、変速アクチュエータの駆動指令値を、変速比が後退時に減速側に変速すると共に、トラニオンがトラニオンオフセット方向のストッパに当たらない値とする異常時制御手段と、を設けた。
【０００８】
【発明の効果】
本発明では、ロー変速比によるリバース発進が可能となると共に、トラニオンやパワーローラ及び入出力ディスクの摩耗や発熱を抑制することが可能となり、無段変速機の耐久性の向上を図ると共に、安定した変速制御を達成することができる。
【０００９】
【発明の実施の形態】
（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機１０（以下ＴＣＶＴと記載する）のスケルトン図を示し、図２はＴＣＶＴ１０の断面、および変速制御系の構成を示すものである。
【００１０】
図１中左側に設けられる動力源としての図外のエンジン回転が、トルクコンバータ１２を介してＴＣＶＴ１０に入力される。このトルクコンバータ１２は、一般によく知られるように、ポンプインペラ１２ａ、タービンランナ１２ｂおよびステータ１２ｃを備え、特に本実施の形態１のトルクコンバータ１２ではロックアップクラッチ１２ｄが設けられている。また、トルクコンバータ１２の出力回転軸１４と同軸上に配置されるトルク伝達軸１６が設けられ、該トルク伝達軸１６に第１トロイダル変速部１８と第２トロイダル変速部２０とがタンデム配置されている。
【００１１】
これら第１，第２トロイダル変速部１８，２０は、それぞれの対向面がトロイド曲面に形成される一対の第１入力ディスク１８ａ，第１出力ディスク１８ｂおよび第２入力ディスク２０ａ，第２出力ディスク２０ｂと、これら第１入出力ディスク１８ａ，１８ｂおよび第２入出力ディスク２０ａ，２０ｂのそれぞれの対向面間に摩擦接触されるパワーローラ１８ｃ，１８ｄおよび２０ｃ，２０ｄとによって構成される。
【００１２】
第１トロイダル変速部１８は、トルク伝達軸１６の図中左方に配置されると共に、第２トロイダル変速部２０は、トルク伝達軸１６の図中右方に配置され、かつ、それぞれの第１入力ディスク１８ａおよび第２入力ディスク２０ｂは互いに内側に配置されている。
【００１３】
一方、第１，第２出力ディスク１８ｂ，２０ｂは、トルク伝達軸１６に相対回転可能に嵌合された出力ギア２８にスプライン嵌合され、第１，第２出力ディスク１８ｂ，２０ｂに伝達された回転力は、この出力ギア２８及びこれに噛合される入力ギア３０ａを介してカウンターシャフト３０に伝達され、更に、回転力出力経路を介して図外の出力軸に伝達される。
【００１４】
第１入力ディスク１８ａの外側にはローディングカム装置３４が設けられている。このローディングカム装置３４には、前後進切換装置４０を介してトルクコンバータ１２の出力回転が入力され、この入力トルクに応じた押付力がローディングカム装置３４によって発生されるようになっている。尚、ローディングカム装置３４のローディングカム３４ａは、トルク伝達軸１６に相対回転可能に嵌合されると共に、スラストベアリング３６を介してトルク伝達軸１６に係止される。
【００１５】
また、第２入力ディスク２０ａとトルク伝達軸１６の図中右方端部との間に皿ばね３８が設けられている。従って、ローディングカム装置３４で発生される押圧力は、第１入力ディスク１８ａに作用すると共に、トルク伝達軸１６及び皿ばね３８を介して第２入力ディスク２０ａにも作用し、かつ、皿ばね３８によって発生される予圧力は、第２入力ディスク２０ａに作用すると共に、トルク伝達軸１６およびローディングカム装置３４を介して第１入力ディスク１８ａにも作用するようになっている。
【００１６】
前後進切換装置４０は、ダブルピニオン方式の遊星歯車機構４２と、この遊星歯車機構４２のキャリア４２ａを出力回転軸１４に締結可能なフォワードクラッチ４４と、遊星歯車機構４２のリングギア４２ｂをハウジング２２に締結可能なリバースブレーキ４６とによって構成されている。
【００１７】
前後進切換装置４０では、フォワードクラッチ４４を締結すると共に、リバースブレーキ４６を解放することにより、エンジン回転と同方向の回転がＴＣＶＴ１０に入力され、かつ、フォワードクラッチ４４を解放してリバースブレーキ４６を締結することにより、逆方向の回転が入力されるようになっている。
【００１８】
第１トロイダル変速部１８および第２トロイダル変速部２０に設けられたパワーローラ１８ｃ，１８ｄ及び２０ｃ，２０ｄは、中心軸Ｃに対称に配置されている。そして、それぞれのパワーローラは変速制御装置としての変速制御弁５６及び油圧アクチュエータ５０を介して、車両運転条件に応じて傾転され、これにより第１，第２入力ディスク１８ａ，２０ａの回転を無段階に変速して第１，第２出力ディスク１８ｂ，２０ｂに伝達する。
【００１９】
図２はＴＣＶＴ１０の変速制御を行う油圧系の機械的構成図である。パワーローラ２０ｃはトラニオン２３により背面から支持されている。トラニオン２３は油圧サーボ５０のサーボピストン５１と連結しており、油圧サーボ５０内のシリンダ５０ａ内の油と５０ｂ内の油の差圧により軸方向に変位する。
【００２０】
シリンダ５０ａ，５０ｂは、それぞれシフトコントロールバルブ５６のHi側ポート５６HiとLow側ポート５６Lowに接続されている。このシフトコントロールバルブ５６はバルブ内のスプール５６Ｓが変位することにより、ライン圧をHi側ポート５６Hi又はLow側ポート５６Lowに流し、他方のポートからドレーン５６Ｄへ油を流出させることで油圧サーボ内の差圧を変化させる。スプール５６Ｓは、ステップモータ５２及び後述するプリセスカム５５とリンク構造で連結している。
【００２１】
プリセスカム５５は、４体のトラニオンのうち１体に取り付けられており、パワーローラ２０ａの上下方向変位とパワーローラの傾転角度をリンクの変位に変換する。スプール５６Ｓの変位は、ステップモータ変位とプリセスカム５５で伝えられる（フィードバックされる）変位により決定される。
【００２２】
ＴＣＶＴ１０は、トラニオン２３を平衡点から上下に変位させることにより、パワーローラ２０ｃと入出力ディスク２０ａ，２０ｂの回転方向ベクトルに差異が発生し、このベクトル差によって傾転することで変速する。変速の定常時には、パワーローラ２０ｃ及びトラニオン２３の変位は平衡点に戻り、スプール５６Ｓの変位も中立点でバルブが閉じた状態となっている。また、複数のトラニオン２３には、それぞれ傾転角を規制する傾転ストッパ２４が設けられている。これにより、パワーローラの過度の傾転を防止している。
【００２３】
前進時において、プリセスカム５５は、パワーローラ２０ｃの傾転角度をスプール５６Ｓの変位に負帰還し、傾転角度の目標値とのズレを補償する。また、同時にパワーローラ２０ｃ及びトラニオン２３の平衡点からの変位もスプール５６Ｓの変位に負帰還する。これにより、変速過渡状態においてダンピングの効果を与え、変速のハンチングを抑制している。
【００２４】
ここで、変速の到達点はステップモータ５２の変位で決まるものであり、その一連の変速過程を以下に示す。ステップモータ変位を変化させることでスプール５６Ｓが変位してバルブが開く。これによりサーボピストン５１の差圧が変化することでトラニオン２３が平衡点から軸方向に変位することでパワーローラが傾転する。パワーローラの傾転角度がステップモータ変位に対応した時点でスプール５６Ｓは中立点に戻り変速が終了する。
【００２５】
一方、後退時においては、パワーローラの上下方向変位に対する傾転方向が、前進時とは異なる。これにより、プリセスカム５５は、パワーローラ２０ｃの傾転角度をスプール５６Ｓの変位に正帰還することによるので、後退時において、傾転角度がステップモータ変位に対応した点で平衡せず、ステップモータ変位に対する傾転角度の特性は不安定となる。
【００２６】
図３は、後退時制御装置を備えたＴＣＶＴ１０の構成図である。上述したように、実施の形態１の機械的構成では、後退時、ステップモータ変位に対する傾転角度の特性は不安定となる。このため、変速比の電子的フィードバック制御を用いて、変速比を制御する。入力ディスク回転数センサ８４は、入力ディスク１８ａ，２１ａの何れか１つの回転に同期して発生するパルス信号を、周期計測もしくは周波数計測して入力ディスク回転数を検出する。出力ディスク回転数センサ８３は、出力ディスク１８ｂ，２１ｂの何れか１つの回転に同期して発生するパルス信号を、周期計測もしくは周波数計測して出力ディスク回転数を検出する。
【００２７】
パワーローラ回転数センサ８２は、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄの何れか１つの回転に同期して発生するパルス信号を、周期計測もしくは周波数計測してパワーローラ回転数を検出する。
【００２８】
傾転角度センサ８５は、ロータリエンコーダ等を用いて傾転角度を検出する。トラニオン変位センサ８６は、変位センサ等を用いて、中立点からのトラニオン変位を検出する。アクセル踏み込み量センサ８１は、ロータリエンコーダ等を用いてアクセル踏み込み量を検出する。入力軸トルクセンサ８７は、トルクセンサを用いて入力軸トルクを検出する。
【００２９】
マイクロコンピュータを主体に構成された後退時制御装置８０は、入力ディスク回転数と、出力ディスク回転数と、パワーローラ回転数と、傾転角度と、トラニオン変位と、アクセル踏み込み量と、入力軸トルクとを入力して、ステップモータ５２の指令値を演算する。
【００３０】
図４は後退時制御装置８０において実行される変速制御を表すブロック図である。目標変速比設定手段１００では、車速ＶＳＰとアクセル踏み込み量ＡＰＳとから目標変速比Ｇ^＊を演算する。まず、車速ＶＳＰとアクセル踏み込み量ＡＰＳとから、図５に示すマップを用いて、到達エンジン回転数ωteを求める。ここで、車速ＶＳＰは、出力ディスク回転数ωodと車速ＶＳＰとの関係を示す下記の式１を用いて、出力ディスク回転数ωodから算出する。
（式１）

ここで、ｋvはファイナルギア比やタイヤ半径から決まる定数である。
【００３１】
次に、到達エンジン回転数ωteと出力ディスク回転数ωodとから、式（２）に示す関係を用いて到達ＣＶＴ変速比Ｇtを算出する。
（式２）

最後に、到達ＣＶＴ変速比Ｇtから、例えば式（３）に示すローパスフィルタを用いて目標変速比Ｇ^＊を算出する。
（式３）

ここで、Ｃrは変速感等を考慮して決める時定数に相当する定数である。
【００３２】
変速比検出手段１０１では、例えば入力ディスク回転数ωidの検出値と出力ディスク回転数ωodの検出値とから算出する方法に限定するものではなく、傾転角度φの検出値や、パワーローラ回転数ωprの検出値からも算出できる。
【００３３】
いくつかの例を示すと、まず、傾転角度φと変速比Ｇとの関係を示す式（５）を用いて、傾転角度φの検出値から演算する方法がある。
（式５）

ここで、η，θはＴＣＶＴ１０の機械的諸元で決まる定数である。
【００３４】
また、出力ディスク回転数ωodと入力ディスク回転数ωidとパワーローラ回転数ωprと傾転角度φとには、式（６）と式（７）とで表される関係がある。
（式６）

（式７）

この関係を用いて、パワーローラ回転数ωprの検出値と傾転角度φの検出値とから、出力ディスク回転数ωodと入力ディスク回転数ωidを算出し、式（４）に示す関係を用いて算出しても良い。
【００３５】
通常制御手段１０３では、目標変速比Ｇ^＊と変速比Ｇとを入力し、変速比が検出または推定可能なときのステップモータの駆動指令値を出力する。ステップモータの変位ｕを入力とし、トラニオン変位ｙと傾転角度φとを状態量として、ＴＣＶＴ１０の動特性は、式（８）と式（９）とで表される。
（式８）

（式９）

ここで、ｆはφとωcoとの非線形関数、a1，a2，bはＴＣＶＴ１０の機械的諸元で決まる定数、ｇは変速制御弁のバルブゲイン，φoは傾転角度の基準角度，ｕoはステップモータの基準変位，ｙtsv，ｙtsbはトラニオンとパワーローラとのガタや，変形によるトラニオン変位のずれである。（ｙ−ｙtsv）はパワーローラのオフセット量である。ｆは次式で表される。
（式１０）

ここで、ｆdはＴＣＶＴ１０の形状で決まる定数である。
【００３６】
式（８）と式（９）とで表されるＴＣＶＴシステムの出力を傾転角度φとすると、このシステムは可制御可観測系である。このため、状態量のフィードバック制御で傾転角度（変速比）を安定化できる。例えば、次式で表されるPID制御器を用いて、目標変速比に対する変速比の特性を安定化する。
（式１１）

ここで、ｋ_P，ｋ_D，ｋ_IはPID制御器の制御ゲイン、ｓはラプラス演算子である。
【００３７】
異常時制御手段２００では、変速比が検出または推定できないときや、上述の各センサの故障により極低温時等でステップモータ駆動速度が遅いとき、通常制御手段を用いて変速比を安定化できなくなった場合、減速側にＴＣＶＴ１０を変速させ、かつトラニオン２３がオフセット方向のストッパに接触しないように、ステップモータ５２の駆動指令値を出力する。ＴＣＶＴ１０において、前進と後進とでωcoの符号が変わる。これに応じて、式（１０）に示すように、ｆの符号も前進と後退とで変わる。また、前進側に変速しているか、後退側に変速しているかで、式（８）におけるdφ/dｔの符号も変わる。これらと式（８）とから、変速する方向に応じた（ｙ−ｙtsv）の符号が決まる。例えば、後退時、減速側に変速するとき、
（式１２）

（式１３）

であるとすると、
（式１４）

となる。
【００３８】
また、式（９）から、トラニオン変位ｙの定常値ｙs（dｙ/dｔ＝０となるときのｙの値）は次式で表される。
（式１５）

このｙsが式（１４）のｙを満たすようにステップモータ変位ｕの領域を求めると、次式を得る。
（式１６）

この式（１６）で表される領域が、減速側に発散するステップモータ変位の領域である。
【００３９】
式（１６）において、トラニオン変位のずれｙtsv，ｙtsbをゼロと仮定すると、式（１７）を得る。
（式１７）

式（１７）に示す減速側に発散するステップモータ変位の領域を図６に示す。図６の斜線領域が、式（１７）を満たす領域である。図６に示すロー変速境界値は、式（１７）の右辺の値であり、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄのオフセットがゼロになるステップモータ変位である。
【００４０】
このロー変速境界値を境にして変速方向が変わる。これは、ロー変速境界値を境にしてパワーローラのオフセット方向が変わるためである。
【００４１】
また、トラニオンがオフセット方向のストッパに接触しない条件は次式で表される。
（式１８）

尚、△ｙは図２に示すように、サーボピストン５１のストローク量である。
【００４２】
式（１５）に示すｙsが、式（１８）のｙを満たすようにステップモータ変位ｕの領域を求めると、次式を得る。
（式１９）

この式（１９）で表される領域が、トラニオンがオフセット方向のストッパに接触しないステップモータ変位の領域である。式（１９）において、トラニオン変位のずれｙtsbをゼロと仮定すると、式（２０）を得る。
（式２０）

式（２０）に示すステップモータ変位の領域を図７に示す。図７の斜線領域が式（２０）を満たす領域である。図７に示す衝突防止境界値は、式（２０）の右辺の値である。
【００４３】
式（１７）と式（２０）との条件を合わせると、次式を得る。
（式２１）

式（２１）に示すステップモータ変位の領域を図８に示す。ステップモータ変位を、この領域内の値とすることで、減速側に変速し、かつトラニオンがオフセット方向のストッパに接触しない。
【００４４】
例えば、駆動指令値として、式（２１）に表す条件を満たすようなステップモータ変位を与えても良いが、予め実験等により減速側に変速し、かつトラニオンがオフセット方向のストッパに接触しないステップモータ変位を求めた値としても良い。
【００４５】
補償判断手段１０３では、変速比が検出もしくは推定できなくなった状況を判断し、変速比が検出もしくは推定可能な場合は、通常制御手段１０２で演算して駆動指令値をステップモータに指令し、変速比が検出もしくは推定できない場合は、異常時制御手段２００で演算した駆動指令値をステップモータに指令する。
【００４６】
変速比が検出もしくは推定できない状況は、例えば、変速比検出手段１０１で、変速比の演算に使用している入力ディスク回転数や出力ディスク回転数などを検出するセンサの断線等から判断する。
【００４７】
以下、変速制御装置で演算する変速制御装置の一例を、図９のフローチャートに基づいて説明する。この変速制御演算は、ある所定の制御周期、例えば２０ｍｓ毎に実行される。
【００４８】
ステップＳ１では、入力ディスク回転センサから入力ディスク回転数ωidを検出する。
【００４９】
ステップＳ２では、出力ディスク回転センサから出力ディスク回転数ωodを検出する。
【００５０】
ステップＳ３では、入力ディスク回転数ωidと出力ディスク回転数ωodとから、式（４）を用いて、変速比Ｇを演算する。
【００５１】
ステップＳ４では、アクセル踏み込み量センサでアクセル踏み込み量ＡＰＳを読み込む。
【００５２】
ステップＳ５では、出力ディスク回転数ωidから、式（１）を用いて、車速ＶＳＰを演算する。
【００５３】
ステップＳ６では、まず、アクセル踏み込み量ＡＰＳと車速ＶＳＰとから、図９の変速マップを用いて、到達エンジン回転数ωteを求める。次に、到達エンジン回転数ωteと出力ディスク回転数ｔから、式（２）を用いて到達ＣＶＴ変速比Ｇtを算出する。そして、到達ＣＶＴ変速比Ｇtから、式（３）に示すローパスフィルタを用いて目標変速比Ｇ^＊を算出する。
【００５４】
ステップＳ７では、変速比が検出可能かどうかを判断し、可能ならばステップＳ８へ、不可能ならステップＳ９へ進む。
【００５５】
ステップＳ８では、目標変速比Ｇ^＊と変速比Ｇとから、式（１１）で表すPID制御器を用いてステップモータ変位の駆動指令値ｕを演算する。
【００５６】
ステップＳ９では、予め実験等で求めた減速側に変速し、かつトラニオンがオフセット方向のストッパに接触しないステップモータ変位として駆動指令値ｕとする。
【００５７】
以上の操作により、ＴＣＶＴ１０は減速側に変速し、かつトラニオン２３はオフセット方向のストッパ（サーボピストン５１のシリンダ等）に接触しない。よって、ロー変速比によるリバース発進ができると共に、トラニオン２３やパワーローラ及び入出力ディスクの摩耗や発熱を抑制することができる（請求項１に記載の発明に相当）。
【００５８】
（実施の形態２）
本発明の実施の形態２について説明する。基本的な構成は実施の形態１と同様であるため異なる点についてのみ説明する。
【００５９】
図１０は異常時制御手段２００の制御系の構成を表すブロック図である。
出力ディスク回転数検出手段２０１では、変速比が検出できなくなる直前の傾転角度φpから、最も増速側に発散した場合の現時刻の傾転角度φ₂を予測する。式（８）から、ｙの絶対値が大きいほど傾転速度は速い。ｙの絶対値の最大値は、パワーローラのオフセットがストッパ位置であるときである。パワーローラのオフセットがゼロのところからストッパ位置までの距離を△ｙとすると、増速側への変速速度の最大値△φhは次式で表される。
（式２２）

φpを検出した時刻から現時刻までの時間をＴとすると、φ₂は次式で表される。（式２３）

ロー変速境界値演算手段２０３では、前記予測変速比であるときの、ロー変速境界値を演算する。ロー変速境界値ｕ_lは、式（１７）の右辺であるので、次式で表される。
（式２４）

図６に示すように、減速側に発散するステップモータ変位の領域は傾転角度φに依存する。更に、図６から、傾転角度が増速側であるほど減速側に発散するステップモータ変位の領域は狭くなる。しかし、現時刻では変速比の検出もしくは推定ができない。そこで、予測変速比算出手段２０２で算出した予測変速比φ₂を用いて、現時刻で最も狭い、減速側に発散するステップモータ変位の領域を求める。式（１７）において、φ＝φ₂とすると次式を得る。
（式２５）

このときのロー変速境界値ｕ_l2は、式（２４）においてφ＝φ₂として次式で表される。
（式２６）

ステップモータ変位を、この式（２５）に示す領域とすることで、現時刻に、減速側に確実に変速させるステップモータ変位の領域が、精度良く求められる（請求項２に記載の発明に相当）。
【００６０】
衝突防止境界値演算手段２０４では、衝突防止境界値を算出する。衝突防止境界値ｕ_dは、式（２０）の右辺であるので、次式で表される。
（式２７）

式（２０）に示すように、トラニオンがオフセット方向のストッパに接触しないステップモータ変位の領域は傾転角度φに依存する。更に、図７から、傾転角度が減速側であるほど、トラニオンがオフセット方向のストッパに接触しないステップモータ変位の領域は狭くなる。そこで、式（２０）において、現時刻のφは、傾転角度の最小値φ_L（傾転角度の減速側ストッパ位置）とすると、次式を得る。
（式２８）

このときの衝突防止境界値ｕ_dLは、φ＝φ_Lとして次式で表される。
（式２９）

ステップモータ変位を、この式（２８）に示す領域とすることで、トラニオンがオフセット方向のストッパに確実に接触しないステップモータ変位の領域が、精度良く求められる（請求項３に記載の発明に相当）。
【００６１】
入力軸トルク検出手段２０４では、ＴＣＶＴ１０の入力ディスクに作用するトルクを検出又は推定する。例えば、入力軸に取り付けられたトルクセンサを用いて、検出した値を用いる。
【００６２】
トラニオン変位ずれ算出手段２０５では、入力軸トルクと変速比とから、図１１に示すマップを用いてｙtsvを、図１２に示すマップを用いてｙtsbを算出する。
【００６３】
境界値補正手段２０６では、トラニオン変位ずれｙtsv，ｙtsbで、ロー変速境界値と衝突防止境界値を補正する。
【００６４】
式（２６）に示
すロー変速境界値ｕ_l2と、式（２９）に示す衝突防止境界値ｕ_dLとは、トラニオン変位のずれｙtsv，ｙtsbをゼロと仮定した場合である。減速側に発散する条件は、トラニオン変位のずれをゼロと仮定する前の式（１６）において、φ＝φ₂として次式で表される。
（式３０）

このときのロー変速境界値ｕ'_l2は、式（３０）の右辺であり、次式で表される。
（式３１）

ｕ'_l2は式（２６）で表すロー変速境界値に、トラニオン変位ずれによる補正項a2（ｙtsv−ｙtsb）/bを加えたものである。また、トラニオンがストッパに接触しない条件は、トラニオン変位のずれｙtsv，ｙtsbをゼロに仮定する前の式（１９）において、φ＝φ₂として次式で表される。
（式３２）

このときの衝突防止境界値ｕ_dLは、式（３２）の右辺であり次式で表される。
（式３３）

ｕ_dLは、式（２９）で表す衝突防止境界値にトラニオン変位ずれによる補正項−ｙtsb/bを加えたものである。
【００６５】
この補正により、トルクシフトがあるＴＣＶＴユニットにおいても、減速側に変速し、かつトラニオン２３がオフセット方向のストッパ（サーボピストンのシリンダ等）に接触しない変速アクチュエータ変位の領域を、精度良く求めることができる（請求項４に記載の発明に相当）。
【００６６】
図１３は変速制御装置で演算する異常時変速制御を表すフローチャートである。
【００６７】
ステップＳ１０では、入力軸トルクセンサから入力軸トルクＴinを検出する。
【００６８】
ステップＳ１１では、式（２２）及び式（２３）を用いて、変速比が検出できなくなる直前の傾転角度φpから、最も増速側に発散した場合の現時刻の傾転角度φ2を予測する。
【００６９】
ステップＳ１２では、入力軸トルクＴinと変速比Ｇとから、図１１に示すマップを用いてｙtsvを図１２に示すマップを用いてｙtsbを算出する。
【００７０】
ステップＳ１３では、式（３１）を用いてロー変速境界値ｕ'_l2を演算する。
【００７１】
ステップＳ１４では、式（３３）を用いて衝突防止境界値ｕ'_d1を演算する。
【００７２】
ステップＳ１５では、ステップモータ変位の駆動指令値ｕを例えば次式を用いて演算する。
（式３４）

以上説明したように、本実施の形態２の構成を用いることで、後退時に減速側に変速するステップモータ変位の領域は、図６で表される。この領域は傾転角度（変速比）に依存する。変速比が検出もしくは推定できなくなった後は、傾転角度は増速側もしくは減速側に発散する。これにより、現時刻で考えられる傾転角度の最も減速側の値をφ₁，最も増速側の値をφ₂とすると、現時刻での傾転角度は、図６に示すφ₁からφ₂の間のどこか分からない。これは、減速側に変速するステップモータ変位の境界値も、図６のｕ_l1からｕ_l2の間のどこか分からないことを示す。このため、減速側に変速するステップモータ変位の領域が最も狭くなる傾転角度φ₂の境界値であるｕ_l2を、該領域の境界値とする。これにより、現時刻で、減速側に確実に変速させるステップモータ変位の領域を精度良く算出することができる。更に、理論的に減速側に変速させるステップモータ変位の領域を算出できるため、実験や計算機シミュレーションを行って該領域を検出する時間やコストを削減することができる（請求項２に記載の発明に相当）。
【００７３】
また、トラニオン２３がオフセット方向のストッパに接触しないステップモータ変位の領域は、図７で表される。このように、該領域は傾転角度（変速比）に依存する。よって、現時刻での傾転角度は、図７に示すφ₁からφ₂の間のどこか分からない。これは、衝突防止境界値も図７に示すｕ_d1からｕ_d2の間のどこか分からないことを示す。このため、トラニオン２３がオフセット方向のストッパに接触しない変速アクチュエータ変位の領域が最も狭くなる傾転角度φ₁の境界値であるｕ_d1を衝突防止境界値とする。通常変速時、傾転角度は、減速側の傾転角度ストッパの近くに制御されているため、φ₁は減速側の傾転角度ストッパ位置とする。これにより、トラニオン２３が確実にストッパに接触しないステップモータ変位の領域を精度良く算出することができる。更に、理論的にトラニオン２３が確実にストッパに接触しないステップモータ変位の領域を算出することが可能となり、実験や計算機シミュレーションを行って該領域を検出する時間やコストを削減することができる（請求項３に記載の発明に相当）。
【００７４】
また、トルクシフトがあるＴＣＶＴ１０においても、減速側に変速し、かつトラニオン２３がオフセット方向のストッパに接触しないステップモータ変位の領域を精度良く求めることができる（請求項４に記載の発明に相当）。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機を表すスケルトン図である。
【図２】実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機の断面、および変速制御系の構成を表す概略図である。
【図３】実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機の後退時制御装置を備えた制御系を含む構成図である。
【図４】実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機の後退時制御装置の制御系を表すブロック図である。
【図５】実施の形態１におけるアクセル開度毎の車速と到達エンジン回転数の関係を表すマップである。
【図６】実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機が減速側に発散する変速アクチュエータ領域を表す図である。
【図７】実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機のトラニオンがストッパに接触しない変速アクチュエータ領域を表す図である。
【図８】実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機が減速側に発散し、かつトラニオンがストッパに接触しない変速アクチュエータ領域を表す図である。
【図９】実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機の変速制御装置の制御内容を表すフローチャートである。
【図１０】実施の形態２におけるトロイダル型無段変速機の後退時制御装置の制御系を表すブロック図である。
【図１１】実施の形態２におけるトラニオン軸方向ズレｙtsv算出マップである。
【図１２】実施の形態２におけるトラニオン軸方向ズレｙtsb算出マップである。
【図１３】実施の形態２におけるトロイダル型無断変速機の変速制御装置の異常時変速制御を表すフローチャートである。
【符号の説明】
１０トロイダル型無段変速機（ＴＣＶＴ）
１２トルクコンバータ
１２ａポンプインペラ
１２ｂタービンランナ
１２ｃステータ
１２ｄロックアップクラッチ
１４出力回転軸
１６トルク伝達軸
１８，２０トロイダル変速部
２２ハウジング
２３トラニオン
２４傾転ストッパ
２８出力ギア
３０カウンターシャフト
３０ａ入力ギア
３４ローディングカム装置
３６スラストベアリング
４０前後進切換装置
４２遊星歯車機構
４４フォワードクラッチ
４６リバースブレーキ
５０油圧サーボ
５１サーボピストン
５２ステップモータ
５３，５４リンク
５５プリセスカム
５６シフトコントロールバルブ
５６Ｓスプール
５６Ｄドレーン
６０変速制御コントローラ
８０後退時制御装置
８１量センサ
８２パワーローラ回転数センサ
８３出力ディスク回転数センサ
８４入力ディスク回転数センサ
８５傾転角度センサ
８６トラニオン変位センサ
８７入力軸トルクセンサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a speed change control device for a continuously variable transmission, and more particularly to speed ratio control during reverse travel.
[0002]
[Prior art]
Japanese Patent Laid-Open No. 8-93873 is known as a reverse control technology for a toroidal continuously variable transmission (hereinafter referred to as TCVT) having different shift control hydraulic systems for forward and reverse movements. Yes. This publication is used when the shift control hydraulic system at the time of reverse travels down or when the forward shift control hydraulic system is mistakenly used at the time of reverse travel. At this time, a drive command value calculated so that the gear ratio is shifted to the speed increase side is commanded to the gear shift actuator using the shift control at the time of forward movement. The TCVT shifts toward the deceleration side because the shift direction with respect to the trunnion offset differs between forward and reverse. Thereby, the start by the gear ratio on the deceleration side can be secured.
[0003]
Here, the reason for using different shift control hydraulic systems for forward and backward travel will be described. The characteristics of the tilt angle (transmission ratio) with respect to the trunnion offset are unstable. Therefore, the TCVT is provided with a recess cam mechanically coupled to a shift control valve that supplies oil to the hydraulic actuator in accordance with the shift actuator displacement, and the tilt angle and trunnion displacement are fed back to the shift control valve via the recess cam. The shift control hydraulic system mechanically stabilizes the tilt angle characteristic with respect to the shift actuator displacement. However, since the rotation direction of the input / output disk is different between forward and backward, the tilt direction of the trunnion with respect to the vertical offset is also different. Correspondingly, a shift control hydraulic system with different polarities is provided for forward and reverse movements, and used by switching between forward and backward.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described prior art, if the drive command value is increased to the speed increasing side (the unit shifts to the speed reducing side when reversing), the trunnion offset increases accordingly. For this reason, if the drive command value is increased too much on the acceleration side, the trunnion may come into contact with a stopper in the offset direction (specifically, a piston cylinder of a servo piston that is an axial displacement actuator of the trunnion). One of the effects of this is that the contact portion (specifically, piston or cylinder) between the trunnion and the stopper may be worn due to the trunnion tilting while being pressed against the stopper with a strong force. Further, when a plurality of power rollers are provided, the offset stopper position is not constant due to variations in processing accuracy. Due to this variation, the offset amount of each trunnion is different and the tilting speed is different in the state where it is in contact with the stopper. As a result, during a transition period until the trunnion comes into contact with the stopper of the tilt angle, the tilt angles are not the same, and the slip between the disk and the power roller at each power roller contact point increases. This slip can cause wear and heat generation. The above wear and heat generation may reduce the durability of the toroidal conduction unit.
[0005]
Further, the conventional technique can be applied at the time of reverse of the TCVT which does not have the reverse shift control hydraulic system and also uses the forward shift control hydraulic system on the reverse side. There is a fear.
[0006]
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned problems, and the object of the present invention is to provide a continuously variable transmission capable of stable shift control even during reverse while improving the durability of the continuously variable transmission. An object of the present invention is to provide a shift control device for a machine.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, the present invention includes a trunnion that supports a power roller that transmits power by the shearing force of oil between coaxially arranged input / output disks, and the trunnion is connected to the trunnion by a hydraulic actuator. A toroidal transmission unit that continuously shifts by tilting the trunnion by offsetting in the direction of the tilting axis and moving the contact point between the power roller and the input / output disk, and different rotations when the vehicle moves forward and backward A forward / reverse switching means for outputting a direction to the toroidal transmission unit, and a difference in tilt direction between a forward rotation direction and a reverse rotation direction input from the forward / reverse switching means with respect to the offset The speed ratio characteristics with respect to the speed change actuator are stable during forward travel. In the shift control apparatus of a continuously variable transmission and a shift control hydraulic system for supplying oil to the hydraulic actuator so that the target speed ratio setting means for setting a target speed ratio, detecting or estimating the transmission ratio The gear ratio detecting means and electronically feeding back the detected gear ratio when the vehicle reverses, so that the deviation of the gear shift actuator is compensated according to the deviation between the target gear ratio and the gear ratio. When the gear ratio cannot be detected or estimated by the normal control means for calculating the drive command value and the gear ratio detection means, the normal control means cannot compensate for the deviation between the target gear ratio and the gear ratio. If the compensation judgment means judges that the deviation cannot be compensated by the compensation judgment means, the drive command value of the speed change actuator is reduced when the speed ratio is reverse. While shifting to the side, the trunnion is provided with abnormality control means to a value that does not strike the trunnion offset direction of the stopper, the.
[0008]
【The invention's effect】
In the present invention, it is possible to perform reverse starting with a low gear ratio, and it is possible to suppress wear and heat generation of the trunnion, power roller and input / output disk, thereby improving the durability of the continuously variable transmission and stabilizing the continuously variable transmission. Shift control can be achieved.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(Embodiment 1)
FIG. 1 shows a skeleton diagram of a toroidal-type continuously variable transmission 10 (hereinafter referred to as TCVT) in Embodiment 1 of the present invention, and FIG. 2 shows a cross section of TCVT 10 and the configuration of a shift control system.
[0010]
An engine rotation (not shown) as a power source provided on the left side in FIG. 1 is input to the TCVT 10 via the torque converter 12. As is generally well known, the torque converter 12 includes a pump impeller 12a, a turbine runner 12b, and a stator 12c. In particular, the torque converter 12 according to the first embodiment is provided with a lockup clutch 12d. Further, a torque transmission shaft 16 that is coaxially arranged with the output rotation shaft 14 of the torque converter 12 is provided, and a first toroidal transmission unit 18 and a second toroidal transmission unit 20 are arranged in tandem on the torque transmission shaft 16. Yes.
[0011]
The first and second

toroidal transmission units

18 and 20 have a pair of first input disk 18a, first output disk 18b, second input disk 20a, and second output disk 20b whose opposing surfaces are formed as toroidal curved surfaces. And

power rollers

18c, 18d and 20c, 20d that are brought into frictional contact between the opposing surfaces of the first input /

output disks

18a, 18b and the second input /

output disks

20a, 20b.
[0012]
The first toroidal transmission unit 18 is arranged on the left side of the torque transmission shaft 16 in the drawing, and the second toroidal transmission unit 20 is arranged on the right side of the torque transmission shaft 16 in the drawing, and each first transmission The input disk 18a and the second input disk 20b are disposed inside each other.
[0013]
On the other hand, the first and

second output disks

18b and 20b are spline-fitted to an output gear 28 that is fitted to the torque transmission shaft 16 so as to be relatively rotatable, and are transmitted to the first and

second output disks

18b and 20b. The rotational force is transmitted to the countershaft 30 through the output gear 28 and the input gear 30a meshed therewith, and further transmitted to the output shaft (not shown) through the rotational force output path.
[0014]
A loading cam device 34 is provided outside the first input disk 18a. The loading cam device 34 receives the output rotation of the torque converter 12 via the forward / reverse switching device 40, and a pressing force corresponding to the input torque is generated by the loading cam device 34. The loading cam 34 a of the loading cam device 34 is fitted to the torque transmission shaft 16 so as to be relatively rotatable, and is locked to the torque transmission shaft 16 via a thrust bearing 36.
[0015]
A disc spring 38 is provided between the second input disk 20a and the right end of the torque transmission shaft 16 in the drawing. Accordingly, the pressing force generated by the loading cam device 34 acts on the first input disk 18a and also acts on the second input disk 20a via the torque transmission shaft 16 and the disk spring 38, and the disk spring 38. Is applied to the second input disk 20a and also to the first input disk 18a via the torque transmission shaft 16 and the loading cam device 34.
[0016]
The forward / reverse switching device 40 includes a double pinion planetary gear mechanism 42, a forward clutch 44 capable of fastening the carrier 42 a of the planetary gear mechanism 42 to the output rotation shaft 14, and a ring gear 42 b of the planetary gear mechanism 42. And a reverse brake 46 that can be fastened.
[0017]
In the forward / reverse switching device 40, the forward clutch 44 is engaged and the reverse brake 46 is released, so that the rotation in the same direction as the engine rotation is input to the TCVT 10, and the forward clutch 44 is released and the reverse brake 46 is released. By fastening, rotation in the reverse direction is input.
[0018]
The

power rollers

18c, 18d and 20c, 20d provided in the first toroidal transmission unit 18 and the second toroidal transmission unit 20 are arranged symmetrically with respect to the central axis C. Each power roller is tilted according to vehicle operating conditions via a shift control valve 56 and a hydraulic actuator 50 serving as a shift control device, thereby preventing the first and

second input disks

18a and 20a from rotating. The speed is changed stepwise and transmitted to the first and

second output disks

18b and 20b.
[0019]
FIG. 2 is a mechanical configuration diagram of a hydraulic system that performs shift control of the TCVT 10. The power roller 20c is supported from the back by the trunnion 23. The trunnion 23 is connected to the servo piston 51 of the hydraulic servo 50, and is displaced in the axial direction by the differential pressure between the oil in the cylinder 50a and the oil in the hydraulic servo 50b.
[0020]
The

cylinders

50a and 50b are connected to the Hi side port 56Hi and the Low side port 56Low of the shift control valve 56, respectively. This shift control valve 56 causes the line pressure to flow to the Hi-side port 56Hi or the Low-side port 56Low by the displacement of the spool 56S in the valve, and the oil flows out from the other port to the drain 56D. Change the pressure. The spool 56S is connected to the step motor 52 and a precess cam 55 described later by a link structure.
[0021]
The precess cam 55 is attached to one of the four trunnions, and converts the vertical displacement of the power roller 20a and the tilt angle of the power roller into the displacement of the link. The displacement of the spool 56S is determined by the step motor displacement and the displacement transmitted (feedback) by the recess cam 55.
[0022]
The TCVT 10 shifts the trunnion 23 up and down from the equilibrium point, thereby causing a difference in the rotational direction vectors of the power roller 20c and the input /

output disks

20a and 20b. At the steady state of the shift, the displacement of the power roller 20c and the trunnion 23 returns to the equilibrium point, and the valve is closed at the neutral point of the displacement of the spool 56S. Further, the plurality of trunnions 23 are each provided with a tilt stopper 24 that regulates the tilt angle. Thereby, excessive tilting of the power roller is prevented.
[0023]
During advance, the recess cam 55 negatively feeds back the tilt angle of the power roller 20c to the displacement of the spool 56S, and compensates for the deviation of the tilt angle from the target value. At the same time, the displacement of the power roller 20c and the trunnion 23 from the equilibrium point is also negatively fed back to the displacement of the spool 56S. As a result, a damping effect is provided in a shift transition state, and shift hunting is suppressed.
[0024]
Here, the reaching point of the shift is determined by the displacement of the step motor 52, and a series of shift processes is shown below. By changing the step motor displacement, the spool 56S is displaced and the valve is opened. As a result, the trunnion 23 is displaced in the axial direction from the equilibrium point by changing the differential pressure of the servo piston 51, and the power roller is tilted. When the tilt angle of the power roller corresponds to the step motor displacement, the spool 56S returns to the neutral point and the speed change is completed.
[0025]
On the other hand, at the time of backward movement, the tilt direction with respect to the vertical displacement of the power roller is different from that at the time of forward movement. As a result, the recess cam 55 is based on positive feedback of the tilt angle of the power roller 20c to the displacement of the spool 56S. Therefore, the tilt angle is not balanced at the point corresponding to the step motor displacement when retreating, and the step motor displacement The tilt angle characteristic with respect to is unstable.
[0026]
FIG. 3 is a configuration diagram of the TCVT 10 including the reverse control device. As described above, in the mechanical configuration of the first embodiment, the characteristic of the tilt angle with respect to the step motor displacement becomes unstable during backward movement. For this reason, the gear ratio is controlled using electronic feedback control of the gear ratio. The input disk rotational speed sensor 84 detects the input disk rotational speed by measuring the period or frequency of a pulse signal generated in synchronization with the rotation of any one of the input disks 18a and 21a. The output disk rotational speed sensor 83 detects the output disk rotational speed by measuring the period or frequency of a pulse signal generated in synchronization with the rotation of any one of the output disks 18b and 21b.
[0027]
The power roller rotation speed sensor 82 detects the power roller rotation speed by measuring the period or frequency of a pulse signal generated in synchronization with the rotation of any one of the

power rollers

18c, 18d, 20c, and 20d.
[0028]
The tilt angle sensor 85 detects the tilt angle using a rotary encoder or the like. The trunnion displacement sensor 86 detects the trunnion displacement from the neutral point using a displacement sensor or the like. The accelerator depression amount sensor 81 detects an accelerator depression amount using a rotary encoder or the like. The input shaft torque sensor 87 detects the input shaft torque using a torque sensor.
[0029]
The reverse control device 80 mainly composed of a microcomputer includes an input disk rotation speed, an output disk rotation speed, a power roller rotation speed, a tilt angle, a trunnion displacement, an accelerator depression amount, and an input shaft torque. And the command value of the step motor 52 is calculated.
[0030]
FIG. 4 is a block diagram showing the shift control executed in the reverse control device 80. The target gear ratio setting means 100 calculates a target gear ratio G ^* from the vehicle speed VSP and the accelerator depression amount APS. First, the reached engine speed ωte is obtained from the vehicle speed VSP and the accelerator depression amount APS using the map shown in FIG. Here, the vehicle speed VSP is calculated from the output disk rotation speed ωod using the following equation 1 showing the relationship between the output disk rotation speed ωod and the vehicle speed VSP.
(Formula 1)

Here, kv is a constant determined from the final gear ratio and the tire radius.
[0031]
Next, the reaching CVT gear ratio Gt is calculated from the reaching engine speed ωte and the output disk speed ωod using the relationship shown in the equation (2).
(Formula 2)

Finally, the target gear ratio G ^* is calculated from the reached CVT gear ratio Gt using, for example, a low-pass filter shown in the equation (3).
(Formula 3)

Here, Cr is a constant corresponding to a time constant determined in consideration of a shift feeling or the like.
[0032]
The gear ratio detection means 101 is not limited to the method of calculating from the detected value of the input disk rotational speed ωid and the detected value of the output disk rotational speed ωod, for example, but the detected value of the tilt angle φ and the power roller rotational speed It can also be calculated from the detected value of ωpr.
[0033]
To give some examples, first, there is a method of calculating from the detected value of the tilt angle φ using the equation (5) indicating the relationship between the tilt angle φ and the gear ratio G.
(Formula 5)

Here, η and θ are constants determined by the mechanical specifications of the TCVT 10.
[0034]
Further, the output disk rotational speed ωod, the input disk rotational speed ωid, the power roller rotational speed ωpr, and the tilt angle φ have a relationship represented by the equations (6) and (7).
(Formula 6)

(Formula 7)

Using this relationship, the output disk rotational speed ωod and the input disk rotational speed ωid are calculated from the detected value of the power roller rotational speed ωpr and the detected value of the tilt angle φ, and the relationship shown in Expression (4) is used. It may be calculated.
[0035]
The normal control means 103 inputs the target speed ratio G ^* and the speed ratio G, and outputs a step motor drive command value when the speed ratio can be detected or estimated. The dynamic characteristics of the TCVT 10 are expressed by equations (8) and (9), with the displacement u of the step motor as an input and the trunnion displacement y and the tilt angle φ as state quantities.
(Formula 8)

(Formula 9)

Here, f is a nonlinear function of φ and ωco, a1, a2, and b are constants determined by mechanical specifications of the TCVT 10, g is a valve gain of the shift control valve, φo is a reference angle of the tilt angle, and uo is a step. The reference displacement of the motor, ytsv, ytsb is the backlash between the trunnion and the power roller, or the displacement of the trunnion displacement due to deformation. (Y-ytsv) is the offset amount of the power roller. f is expressed by the following equation.
(Formula 10)

Here, fd is a constant determined by the shape of TCVT10.
[0036]
If the output of the TCVT system represented by the equations (8) and (9) is the tilt angle φ, this system is a controllable observable system. For this reason, the tilt angle (gear ratio) can be stabilized by feedback control of the state quantity. For example, the PID controller expressed by the following equation is used to stabilize the speed ratio characteristics with respect to the target speed ratio.
(Formula 11)

Here, k _P , k _D , and k _I are control gains of the PID controller, and s is a Laplace operator.
[0037]
When the speed change ratio cannot be detected or estimated by the abnormal time control means 200, or when the step motor drive speed is slow due to a failure of each of the above-described sensors at a very low temperature, the speed change ratio cannot be stabilized using the normal control means. If this occurs, the TCVT 10 is shifted to the deceleration side and the drive command value for the step motor 52 is output so that the trunnion 23 does not come into contact with the stopper in the offset direction. In TCVT10, the sign of ωco changes between forward and reverse. In response to this, as shown in Expression (10), the sign of f also changes between forward and backward. Also, the sign of dφ / dt in equation (8) changes depending on whether the gear is shifted forward or backward. From these and equation (8), the sign of (y−ytsv) corresponding to the direction of shifting is determined. For example, when shifting to the deceleration side during reverse,
(Formula 12)

(Formula 13)

If
(Formula 14)

It becomes.
[0038]
Further, from the equation (9), the steady value ys (value of y when dy / dt = 0) of the trunnion displacement y is expressed by the following equation.
(Formula 15)

When the region of the step motor displacement u is obtained so that this ys satisfies y in the equation (14), the following equation is obtained.
(Formula 16)

The region represented by the equation (16) is a step motor displacement region that diverges toward the deceleration side.
[0039]
In Expression (16), assuming that the trunnion displacement shifts ytsv and ytsb are zero, Expression (17) is obtained.
(Formula 17)

FIG. 6 shows a region of the step motor displacement that diverges on the speed reduction side shown in Expression (17). The hatched area in FIG. 6 is an area that satisfies Expression (17). The low shift boundary value shown in FIG. 6 is a value on the right side of the equation (17), and is a step motor displacement at which the offset of the

power rollers

18c, 18d, 20c, and 20d becomes zero.
[0040]
The speed change direction changes at the low speed change boundary value. This is because the offset direction of the power roller changes at the low shift boundary value.
[0041]
The condition that the trunnion does not contact the stopper in the offset direction is expressed by the following equation.
(Formula 18)

Δy is a stroke amount of the servo piston 51 as shown in FIG.
[0042]
When the region of the step motor displacement u is obtained so that ys shown in the equation (15) satisfies y in the equation (18), the following equation is obtained.
(Formula 19)

The region represented by the equation (19) is a step motor displacement region where the trunnion does not contact the stopper in the offset direction. In the equation (19), assuming that the trunnion displacement shift ytsb is zero, the equation (20) is obtained.
(Formula 20)

FIG. 7 shows a region of the step motor displacement shown in Expression (20). The hatched area in FIG. 7 is an area that satisfies the equation (20). The collision prevention boundary value shown in FIG. 7 is the value on the right side of Equation (20).
[0043]
When the conditions of Expression (17) and Expression (20) are combined, the following expression is obtained.
(Formula 21)

FIG. 8 shows a region of the step motor displacement shown in the equation (21). By setting the step motor displacement to a value within this region, the gear shifts to the deceleration side, and the trunnion does not contact the stopper in the offset direction.
[0044]
For example, a step motor displacement that satisfies the condition expressed by Equation (21) may be given as the drive command value, but the step motor that has been previously shifted to the deceleration side by experiment or the like and the trunnion does not contact the stopper in the offset direction It is good also as the value which calculated | required the displacement.
[0045]
Compensation judging means 103 judges the situation where the gear ratio cannot be detected or estimated. If the gear ratio can be detected or estimated, it is calculated by the normal control means 102 and the drive command value is instructed to the step motor. When the ratio cannot be detected or estimated, the drive command value calculated by the abnormality control means 200 is commanded to the step motor.
[0046]
The situation in which the gear ratio cannot be detected or estimated is determined, for example, from the disconnection of a sensor that detects the input disk rotation speed, the output disk rotation speed, and the like used by the gear ratio detection means 101 to calculate the gear ratio.
[0047]
Hereinafter, an example of the speed change control device calculated by the speed change control device will be described based on the flowchart of FIG. This shift control calculation is executed at a predetermined control cycle, for example, every 20 ms.
[0048]
In step S1, the input disk rotation speed ωid is detected from the input disk rotation sensor.
[0049]
In step S2, the output disk rotation speed ωod is detected from the output disk rotation sensor.
[0050]
In step S3, the gear ratio G is calculated from the input disk rotational speed ωid and the output disk rotational speed ωod using the equation (4).
[0051]
In step S4, the accelerator depression amount sensor reads the accelerator depression amount APS.
[0052]
In step S5, the vehicle speed VSP is calculated from the output disk rotational speed ωid using the equation (1).
[0053]
In step S6, first, the ultimate engine speed ωte is obtained from the accelerator depression amount APS and the vehicle speed VSP using the shift map of FIG. Next, the reaching CVT gear ratio Gt is calculated from the reaching engine speed ωte and the output disk speed t using Equation (2). Then, the target gear ratio G ^* is calculated from the reached CVT gear ratio Gt using the low-pass filter shown in Expression (3).
[0054]
In step S7, it is determined whether or not the gear ratio can be detected. If possible, the process proceeds to step S8, and if not possible, the process proceeds to step S9.
[0055]
In step S8, a drive command value u for the step motor displacement is calculated from the target gear ratio G ^* and the gear ratio G using the PID controller represented by the equation (11).
[0056]
In step S9, the drive command value u is set as a step motor displacement that shifts to the deceleration side obtained in advance through experiments or the like and the trunnion does not contact the stopper in the offset direction.
[0057]
With the above operation, the TCVT 10 shifts to the deceleration side, and the trunnion 23 does not come into contact with a stopper in the offset direction (such as the cylinder of the servo piston 51). Therefore, it is possible to perform reverse starting with a low gear ratio, and to suppress wear and heat generation of the trunnion 23, the power roller, and the input / output disk (corresponding to the invention described in claim 1).
[0058]
(Embodiment 2)
A second embodiment of the present invention will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described.
[0059]
FIG. 10 is a block diagram showing the configuration of the control system of the abnormal time control means 200.
The output disk rotational speed detecting means 201 predicts the current tilt angle φ ₂ when the most diverging speed is obtained from the tilt angle φp immediately before the gear ratio cannot be detected. From equation (8), the greater the absolute value of y, the faster the tilting speed. The maximum absolute value of y is when the offset of the power roller is at the stopper position. Assuming that the distance from the position where the offset of the power roller is zero to the stopper position is Δy, the maximum value Δφh of the speed change speed toward the acceleration side is expressed by the following equation.
(Formula 22)

If the time from the time when φp is detected to the current time is T, φ ₂ is expressed by the following equation. (Formula 23)

The low shift boundary value calculating means 203 calculates a low shift boundary value at the predicted gear ratio. Since the low shift boundary value u _l is the right side of the equation (17), it is expressed by the following equation.
(Formula 24)

As shown in FIG. 6, the region of the step motor displacement that diverges toward the deceleration side depends on the tilt angle φ. Further, from FIG. 6, the region of the step motor displacement that diverges toward the deceleration side becomes narrower as the tilt angle increases. However, the gear ratio cannot be detected or estimated at the current time. Accordingly, the predicted speed ratio φ ₂ calculated by the predicted speed ratio calculating means 202 is used to determine the narrowest step motor displacement region that diverges toward the deceleration side at the current time. In the equation (17), if φ = φ ₂ , the following equation is obtained.
(Formula 25)

The low shift boundary value u _{l2 at} this time is expressed by the following equation where φ = φ ₂ in equation (24).
(Formula 26)

By setting the step motor displacement to the region shown in the equation (25), the step motor displacement region for reliably shifting to the deceleration side at the current time can be obtained with high accuracy (corresponding to the invention according to claim 2). ).
[0060]
The collision prevention boundary value calculation unit 204 calculates a collision prevention boundary value. Anticollision boundary value u _d is because it is the right side of the equation (20) is expressed by the following equation.
(Formula 27)

As shown in the equation (20), the step motor displacement region where the trunnion does not contact the stopper in the offset direction depends on the tilt angle φ. Furthermore, from FIG. 7, the step motor displacement region where the trunnion does not contact the stopper in the offset direction becomes narrower as the tilt angle is on the deceleration side. Therefore, in Equation (20), if φ at the current time is the minimum value φ _{L of the} tilt angle (deceleration side stopper position of the tilt angle), the following equation is obtained.
(Formula 28)

Anticollision boundary value u _dL at this time, as phi = phi _L is expressed by the following equation.
(Formula 29)

By setting the step motor displacement to the region shown in this equation (28), the step motor displacement region where the trunnion does not reliably contact the offset stopper is obtained with high accuracy (corresponding to the invention according to claim 3). ).
[0061]
The input shaft torque detection means 204 detects or estimates the torque acting on the input disk of the TCVT 10. For example, a value detected using a torque sensor attached to the input shaft is used.
[0062]
The trunnion displacement deviation calculating means 205 calculates ytsv using the map shown in FIG. 11 and ytsb using the map shown in FIG. 12 from the input shaft torque and the gear ratio.
[0063]
The boundary value correcting means 206 corrects the low shift boundary value and the collision prevention boundary value with the trunnion displacement deviations ytsv and ytsb.
[0064]
The low shift boundary value u _l2 shown in the equation (26) and the collision prevention boundary value u _dL shown in the equation (29) are cases where the deviations ytsv and ytsb of the trunnion displacement are assumed to be zero. The condition for diverging to the deceleration side is expressed by the following equation as φ = φ ₂ in the equation (16) before assuming that the deviation of the trunnion displacement is zero.
(Formula 30)

The low shift boundary value u ′ _{l2 at} this time is the right side of the equation (30), and is represented by the following equation.
(Formula 31)

u ′ _l2 is obtained by adding a correction term a2 (ytsv−ytsb) / b due to trunnion displacement deviation to the low shift boundary value expressed by the equation (26). Further, the condition that the trunnion does not contact the stopper is expressed by the following equation as φ = φ ₂ in the equation (19) before assuming the trunnion displacement deviations ytsv and ytsb to be zero.
(Formula 32)

The collision prevention boundary value u _{dL at} this time is the right side of the equation (32) and is represented by the following equation.
(Formula 33)

u _dL is a value obtained by adding a correction term −ytsb / b due to deviation of the trunnion displacement to the collision prevention boundary value represented by Expression (29).
[0065]
With this correction, even in a TCVT unit having a torque shift, it is possible to accurately obtain a shift actuator displacement region in which the gear shifts to the deceleration side and the trunnion 23 does not contact an offset stopper (such as a servo piston cylinder). (Equivalent to the invention of claim 4).
[0066]
FIG. 13 is a flowchart showing the shift control at abnormal time calculated by the shift control device.
[0067]
In step S10, the input shaft torque Tin is detected from the input shaft torque sensor.
[0068]
In step S11, using the equations (22) and (23), the tilt angle φ2 at the current time when diverging most toward the speed increasing side is predicted from the tilt angle φp immediately before the gear ratio cannot be detected. .
[0069]
In step S12, ytsv is calculated from the input shaft torque Tin and the gear ratio G using the map shown in FIG. 11 and ytsb using the map shown in FIG.
[0070]
In step S13, the low shift boundary value _u′l2 is calculated using equation (31).
[0071]
In step S14, the collision prevention boundary value u ′ _d1 is calculated using Expression (33).
[0072]
In step S15, a step motor displacement drive command value u is calculated using, for example, the following equation.
(Formula 34)

As described above, by using the configuration of the second embodiment, the region of the step motor displacement that shifts to the deceleration side when reversing is represented in FIG. This region depends on the tilt angle (speed ratio). After the gear ratio cannot be detected or estimated, the tilt angle diverges toward the speed increasing side or the speed reducing side. Accordingly, assuming that the most deceleration side value of the tilt angle considered at the current time is φ ₁ and the most acceleration side value is φ ₂ , the tilt angle at the current time is changed from φ ₁ to φ shown in FIG. I don't know somewhere between the _two . This indicates that the boundary value of the step motor displacement for shifting to the deceleration side is not known somewhere between u _l1 and u _{l2 in} FIG. For this reason, u ₂ , which is the boundary value of the tilt angle φ _{2 at which} the step motor displacement region shifting to the deceleration side becomes the narrowest, is set as the boundary value of the region. As a result, it is possible to accurately calculate the step motor displacement region to be surely shifted to the deceleration side at the current time. Further, since the step motor displacement region to be theoretically shifted to the deceleration side can be calculated, the time and cost for detecting the region by performing experiments and computer simulations can be reduced. Equivalent).
[0073]
Further, the step motor displacement region where the trunnion 23 does not contact the stopper in the offset direction is represented in FIG. Thus, this region depends on the tilt angle (speed ratio). Therefore, the tilt angle at the current time is not known anywhere between φ ₁ and φ ₂ shown in FIG. This indicates that the anti-collision boundary value is not known anywhere between u _d1 and u _d2 shown in FIG. Therefore, the trunnion 23 is to the anti-collision boundary value u _d1 is a boundary value of the speed change actuator displacement areas narrowest gyration angle phi ₁ not in contact with the stopper of the offset direction. During normal shift, tilt angle, since it is controlled near the tilting angle stopper deceleration side, phi ₁ is the tilt angle stopper position of the deceleration side. As a result, the step motor displacement region in which the trunnion 23 does not reliably contact the stopper can be accurately calculated. Further, it is possible to calculate the step motor displacement region where the trunnion 23 does not contact the stopper in theory, and it is possible to reduce the time and cost of detecting the region by performing experiments and computer simulations. This corresponds to the invention described in item 3).
[0074]
Further, even in the TCVT 10 having a torque shift, it is possible to accurately obtain the step motor displacement region in which the gear shifts to the deceleration side and the trunnion 23 does not contact the offset direction stopper (corresponding to the invention according to claim 4). .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a toroidal continuously variable transmission according to a first embodiment.
FIG. 2 is a schematic diagram showing a cross section of a toroidal-type continuously variable transmission and a configuration of a transmission control system in the first embodiment.
FIG. 3 is a configuration diagram including a control system including a reverse control device for a toroidal-type continuously variable transmission according to the first embodiment.
4 is a block diagram showing a control system of a reverse control device for a toroidal-type continuously variable transmission according to Embodiment 1. FIG.
FIG. 5 is a map showing the relationship between the vehicle speed and the reached engine speed for each accelerator opening in the first embodiment.
FIG. 6 is a diagram illustrating a shift actuator region in which the toroidal continuously variable transmission according to the first embodiment diverges toward the deceleration side.
FIG. 7 is a diagram illustrating a shift actuator region in which a trunnion of the toroidal-type continuously variable transmission according to the first embodiment does not come into contact with a stopper.
FIG. 8 is a diagram illustrating a shift actuator region in which the toroidal-type continuously variable transmission according to the first embodiment diverges toward the deceleration side and the trunnion does not contact the stopper.
FIG. 9 is a flowchart showing the control contents of the shift control device for the toroidal-type continuously variable transmission according to the first embodiment.
FIG. 10 is a block diagram illustrating a control system of a reverse control device for a toroidal-type continuously variable transmission according to a second embodiment.
FIG. 11 is a trunnion axial direction deviation ytsv calculation map in the second embodiment.
12 is a trunnion axial direction deviation ytsb calculation map in the second embodiment. FIG.
FIG. 13 is a flowchart showing an abnormal shift control of the shift control device of the toroidal type continuously variable transmission according to the second embodiment.
[Explanation of symbols]
10 Toroidal continuously variable transmission (TCVT)
12 Torque converter

12a Pump impeller

12b Turbine runner 12c Stator 12d Lock-up clutch 14 Output rotating shaft 16

Torque transmission shaft

18, 20 Toroidal transmission 22 Housing 23 Trunnion 24 Tilt stopper 28 Output gear 30 Countershaft 30a Input gear 34 Loading cam device 36 Thrust bearing 40 Forward / reverse switching device 42 Planetary gear mechanism 44 Forward clutch 46 Reverse brake 50 Hydraulic servo 51 Servo piston 52

Step motor

53, 54 Link 55 Precess cam 56 Shift control valve 56S Spool 56D Drain 60 Shift control controller 80 Reverse control device 81 Quantity sensor 82 Power roller rotational speed sensor 83 Output disk rotational speed sensor 84 Input disk rotational speed sensor SA 85 Tilt angle sensor 86 Trunnion displacement sensor 87 Input shaft torque sensor

Claims

Equipped with a trunnion that supports the back of a power roller that transmits power by the shearing force of oil between input and output disks arranged coaxially.
A toroidal transmission unit that performs continuously variable transmission by tilting the trunnion by offsetting the trunnion in the direction of the tilting axis of the trunnion by a hydraulic actuator, and moving the contact point between the power roller and the input / output disk;
Forward / reverse switching means for outputting to the toroidal transmission unit different rotation directions when the vehicle is moving forward and backward;
A difference in tilt direction between the forward rotation direction and the reverse rotation direction input from the forward / reverse switching means with respect to the offset can be corrected by the speed change actuator, and the speed change ratio with respect to the speed change actuator in the forward direction. A shift control hydraulic system that supplies oil to the hydraulic actuator so that the characteristics of
In the shift control device for a continuously variable transmission having a,
Target gear ratio setting means for setting the target gear ratio;
Gear ratio detecting means for detecting or estimating the gear ratio;
When the vehicle reverses, the detected gear ratio is electronically fed back, and the drive command value of the gear shift actuator is calculated so as to compensate for the deviation according to the deviation between the target gear ratio and the gear ratio. Normal time control means;
A compensation determining means for determining that a deviation between the target speed ratio and the speed ratio cannot be compensated by the normal time control means when the speed ratio cannot be detected or estimated by the speed ratio detecting means;
When it is determined by the compensation determination means that the deviation cannot be compensated, the drive command value of the speed change actuator is changed to the speed reduction side when the speed ratio is reverse, and the trunnion does not hit the stopper in the trunnion offset direction. An abnormality control means;
A transmission control device for a continuously variable transmission, comprising:

The transmission control device for a continuously variable transmission according to claim 1,
In the abnormal time control means,
Output disk rotation speed detecting means for detecting or estimating the output disk rotation speed;
The offset of the power roller increases during backward travel from the time when the gear ratio cannot be detected or estimated to the current time based on the gear ratio immediately before the situation where the gear ratio cannot be detected or estimated and the detected output disk speed. First predicted speed ratio calculating means for calculating a first predicted speed ratio that is a speed ratio when the speed is shifted to the speed increasing side in the state of the speed side stopper position;
Low shift boundary value calculating means for calculating a low shift boundary value that is a shift actuator displacement that shifts toward the deceleration side in the first predicted gear ratio;
Provided,
Said abnormality control means, said deviation by the compensation determining means is determined not to be compensated, and the speed ratio when the speed ratio can not be detected or estimated by the detecting means, before Symbol displacement of the shift actuator the low speed boundary value A speed change control device for a continuously variable transmission, characterized in that it is a means for outputting a drive command value for obtaining a larger displacement.

The transmission control device for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2,
In the abnormal time control means,
The offset of the power roller is decelerated during reverse operation from the speed ratio immediately before the situation where the speed ratio cannot be detected or estimated and the detected output disk rotational speed to the current time after the speed ratio cannot be detected or estimated. Second predicted speed ratio calculating means for calculating a second predicted speed ratio that is a speed ratio when the speed is shifted to the deceleration side in the state of the side stopper position;
An anti-collision boundary value calculating means for calculating an anti-collision boundary value that is a shift actuator displacement such that the trunnion displacement becomes the deceleration side stopper position in the second predicted gear ratio;
The abnormality control means determines that the deviation cannot be compensated for by the compensation judgment means, and when the speed ratio detection means cannot detect or estimate the speed ratio, the displacement of the speed change actuator is greater than the collision prevention boundary value. A shift control device for a continuously variable transmission, characterized in that a drive command value for obtaining a small displacement is output.

The transmission control device for a continuously variable transmission according to claim 3,
An input shaft torque detecting means for detecting or estimating an input shaft torque of the continuously variable transmission in the abnormal time control means;
A trunnion displacement deviation calculating means for calculating a deviation amount of a trunnion displacement that causes a torque shift, which is a deviation of the transmission ratio due to the input shaft torque acting, from the detected input shaft torque and the detected gear ratio;
Command value correcting means for correcting the drive command value with the calculated trunnion displacement deviation amount;
A transmission control device for a continuously variable transmission, comprising: