JP4333211B2

JP4333211B2 - Coordinated control device for vehicle power source and transmission

Info

Publication number: JP4333211B2
Application number: JP2003132223A
Authority: JP
Inventors: 邦裕岩月; 康則中脇; 恭弘鴛海
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-05-09
Filing date: 2003-05-09
Publication date: 2009-09-16
Anticipated expiration: 2023-05-09
Also published as: JP2004332879A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、内燃機関などの動力源の出力側に変速機が連結された車両を対象とする制御装置に関し、特にその変速機の挙動に関連して動力源を協調して制御する装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車などの車両における駆動トルクはエンジンなどの動力源で発生させるとともに、クラッチや変速機などの伝動機構を介して車輪に伝達される。その伝動機構の伝達トルク容量を大きくすれば、動力源から入力されるトルクを駆動輪などの出力側に伝達できるが、必要以上に伝達トルク容量を大きくするとそのために消費する動力も増大するので、車両の全体としての燃費が悪化する。そのために、従来一般には、伝動機構の伝達トルク容量を設定する油圧を動力源の出力に対応させて予め定めておき、もしくは動力源の出力を油圧の調圧レベルに反映させるように制御装置を構成している。
【０００３】
特に車両用の無段変速機においては、ベルトやパワーローラなどを挟み付ける挟圧力を高くすると、伝達トルク容量が増大する反面、無段変速機での動力の伝達効率が低下し、また一方、滑りに起因する摩耗などの損傷を確実に防止する必要があるので、その挟圧力の制御に高い精度が要求される。しかしながら、車両の走行状態あるいは駆動状態は必ずしも常時一定とはならないので、無段変速機などの伝動機構に一時的に大きいトルクが作用したり、その結果、滑りが生じたりすることがある。また、滑りの生じる限界圧力を求めるために、意図的に微少滑りを生じさせる場合もある。
【０００４】
従来、伝動機構の一例としてのベルト式無段変速機に滑りが発生した場合、理論変速変化率と実変速変化率とを比較し、その比較結果に基づいて滑りを検出し、その滑りを抑制するために、スロットル開度を閉じ、あるいは点火時期を遅角し、もしくは燃料供給量を低減することによりエンジンの出力を低下させる装置が、特許文献１に記載されている。また、伝達される力、速度、伝達比またはこれらの組み合わせに関する条件が少なくともほぼ一定である場合に、圧着力を変化させてスリップ限界を決定する方法が、特許文献２に記載されている。
【０００５】
【特許文献１】
特開平６−１１０２２号公報（請求項５〜７）
【特許文献２】
特開２００１−１２５９３号公報（請求項１，２，６，７）
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上記の特許文献１に記載されているように、無段変速機での滑りが検出された場合に、その入力側のエンジンや電気モータの出力を低下させれば、無段変速機に作用するトルクが低下するから、その滑りを抑制もしくは収束させることができる。しかしながら、そのようなエンジンもしくは電気モータの出力を走行中に低下させると、駆動輪での駆動トルクも低下するので、駆動トルクの変化に伴うショックが生じ、あるいは違和感を与える可能性がある。
【０００７】
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、変速機構の滑りなどに対応した動力源の出力変化に起因する、ショックや違和感を防止することのできる装置を提供することを目的とするものである。
【０００８】
【課題を解決するための手段およびその作用】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、走行のための駆動力を発生する動力源の出力側に無段変速機構が連結されるとともに、その無段変速機構での滑り検出判定時に、無段変速機構への入力トルクを低減させる入力トルク調整手段を備えた車両の動力源と変速機との協調制御装置において、低減させた前記入力トルクを復帰させる時期を、前記無段変速機構の実変速比と前記滑り開始前の該実変速比の変化傾向から推定した推定変速比との差に基づいて制御する入力トルク制御手段を備えていることを特徴とする車両の動力源と変速機との協調制御装置である。
【０００９】
したがって請求項１の発明では、無段変速機構での滑りが検出され入力トルクが低減された際、その低減された入力トルクを復帰させる時期が、車両の動作状態に応じて変更されて設定される。そのため、入力トルクの復帰制御中に、車両の動作状態に起因して、無段変速機構に再び滑りが発生する可能性が生じた場合においても、低減された入力トルクの復帰時期が適正に調整されて設定されるため、無段変速機構での再滑りが防止もしくは抑制される。
【００１６】
【発明の実施の形態】
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする動力源および変速機を含む駆動系統の一例を説明すると、図３において、変速機Ｔは、ベルト式無段変速機構１を備えており、その無段変速機構１は、前後進切換機構２およびロックアップクラッチ３付きの流体伝動機構４を介して動力源５に連結されている。
【００１７】
その動力源５は、内燃機関、あるいは内燃機関と電動機、もしくは電動機などによって構成されている。なお、以下の説明では、動力源５をエンジン５と記す。また、流体伝動機構４は、例えば従来のトルクコンバータと同様の構成であって、エンジン５によって回転させられるポンプインペラとこれに対向させて配置したタービンランナーと、これらの間に配置したステータとを有し、ポンプインペラで発生させたフルードの螺旋流をタービンランナーに供給することよりタービンランナーを回転させ、トルクを伝達するように構成されている。
【００１８】
このような流体を介したトルクの伝達では、ポンプインペラとタービンランナーとの間に不可避的な滑りが生じ、これが動力伝達効率の低下要因となるので、ポンプインペラなどの入力側の部材とタービンランナーなどの出力側の部材とを直接連結するロックアップクラッチ３が設けられている。このロックアップクラッチ３は、油圧によって制御するように構成され、完全係合状態および完全解放状態、ならびにこれらの中間の状態であるスリップ状態に制御され、さらにそのスリップ回転数を適宜に制御できるようになっている。
【００１９】
前後進切換機構２は、エンジン５の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、入力されたトルクをそのまま出力し、また反転して出力するように構成されている。図３に示す例では、前後進切換機構２としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、サンギヤ６と同心円上にリングギヤ７が配置され、これらのサンギヤ６とリングギヤ７との間に、サンギヤ６に噛合したピニオンギヤ８とそのピニオンギヤ８およびリングギヤ７に噛合した他のピニオンギヤ９とが配置され、これらのピニオンギヤ８，９がキャリヤ１０によって自転かつ公転自在に保持されている。そして、二つの回転要素（具体的にはサンギヤ６とキャリヤ１０と）を一体的に連結する前進用クラッチ１１が設けられ、またリングギヤ７を選択的に固定することにより、出力されるトルクの方向を反転する後進用ブレーキ１２が設けられている。
【００２０】
無段変速機構１は、従来知られているベルト式無段変速機と同じ構成であって、互いに平行に配置された駆動プーリ１３と従動プーリ１４とのそれぞれが、固定シーブと、油圧式のアクチュエータ１５，１６によって軸線方向に前後動させられる可動シーブとによって構成されている。したがって各プーリ１３，１４の溝幅が、可動シーブを軸線方向に移動させることにより変化し、それに伴って各プーリ１３，１４に巻掛けたベルト１７の巻掛け半径（プーリ１３，１４の有効径）が連続的に変化し、変速比が無段階に変化するようになっている。そして、上記の駆動プーリ１３が前後進切換機構２における出力要素であるキャリヤ１０に連結されている。
【００２１】
なお、従動プーリ１４における油圧アクチュエータ１６には、無段変速機構１に入力されるトルクに応じた油圧（ライン圧もしくはその補正圧）が、図示しない油圧ポンプおよび油圧制御装置を介して供給されている。したがって、従動プーリ１４における各シーブがベルト１７を挟み付けることにより、ベルト１７に張力が付与され、各プーリ１３，１４とベルト１７との挟圧力（接触圧力）が確保されるようになっている。これに対して駆動プーリ１３における油圧アクチュエータ１５には、設定するべき変速比に応じた圧油が供給され、目標とする変速比に応じた溝幅（有効径）に設定するようになっている。
【００２２】
上記の従動プーリ１４が、ギヤ対１８を介してディファレンシャル１９に連結され、このディファレンシャル１９から駆動輪２０にトルクを出力するようになっている。したがって上記の駆動機構では、エンジン５と駆動輪２０との間に、ロックアップクラッチ３と無段変速機構１とが直列に配列されている。
【００２３】
上記の無段変速機構１およびエンジン５を搭載した車両の動作状態を検出するために各種のセンサーが設けられている。すなわち、無段変速機構１に対する入力回転数（前記タービンランナーの回転数）を検出して信号を出力するタービン回転数センサー２１、駆動プーリ１３の回転数を検出して信号を出力する入力回転数センサー２２、従動プーリ１４の回転数を検出して信号を出力する出力回転数センサー２３、ベルト挟圧力を設定するための従動プーリ１４側の油圧アクチュエータ１６の圧力を検出する油圧センサー２４が設けられている。また、特には図示しないが、アクセルペダルの踏み込み量を検出して信号を出力するアクセル開度センサー、スロットルバルブの開度を検出して信号を出力するスロットル開度センサー、ブレーキペダルが踏み込まれた場合に信号を出力するブレーキセンサーなどが設けられている。
【００２４】
上記の前進用クラッチ１１および後進用ブレーキ１２の係合・解放の制御、および前記ベルト１７の挟圧力の制御、ならびに変速比の制御、さらにはロックアップクラッチ３の制御をおこなうために、変速機用電子制御装置（ＣＶＴ−ＥＣＵ）２５が設けられている。この電子制御装置２５は、一例としてマイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータおよび予め記憶しているデータに基づいて所定のプログラムに従って演算をおこない、前進や後進あるいはニュートラルなどの各種の状態、および要求される挟圧力の設定、ならびに変速比の設定、ロックアップクラッチ３の係合・解放ならびにスリップ回転数などの制御を実行するように構成されている。
【００２５】
ここで、変速機用電子制御装置２５に入力されているデータ（信号）の例を示すと、無段変速機構１の入力回転数（入力回転速度）Ｎinの信号、無段変速機構１の出力回転数（出力回転速度）Ｎo の信号が、それぞれに対応するセンサから入力されている。また、エンジン５を制御するエンジン用電子制御装置（Ｅ／Ｇ−ＥＣＵ）２６からは、エンジン回転数Ｎe の信号、エンジン（Ｅ／Ｇ）負荷の信号、スロットル開度信号、アクセルペダル（図示せず）の踏み込み量であるアクセル開度信号などが入力されている。
【００２６】
無段変速機構１によれば、入力回転数であるエンジン回転数を無段階に（言い換えれば、連続的に）制御できるので、これを搭載した車両の燃費を向上できる。例えば、アクセル開度などによって表される要求駆動量と車速とに基づいて目標駆動力が求められ、その目標駆動力を得るために必要な目標出力が目標駆動力と車速とに基づいて求められ、その目標出力を最適燃費で得るためのエンジン回転数が予め用意したマップに基づいて求められ、そして、そのエンジン回転数となるように変速比が制御される。
【００２７】
そのような燃費向上の利点を損なわないために、無段変速機構１における動力の伝達効率が良好な状態に制御される。具体的には、無段変速機構１のトルク容量すなわちベルト挟圧力が、エンジントルクに基づいて決まる目標トルクを伝達でき、かつベルト１７の滑りが生じない範囲で可及的に低いベルト挟圧力に制御される。例えば、加減速が比較的頻繁におこなわれたり、路面の凹凸もしくは起伏がある場合などのいわゆる非定常的な走行状態では、無段変速機構１を制御する油圧系統における全体の元圧となるライン圧もしくはその補正圧によってベルト挟圧力が設定される。これに対して平坦路をある程度以上の車速で定速走行しているなどの定常状態もしくはこれに準ずる準定常状態では、滑りを生じずに入力トルクを伝達できる最低の圧力（これを滑り限界圧力と称す）に所定の安全率もしくは滑りに対する余裕伝達トルクを設定する圧力を加えたベルト挟圧力に設定される。
【００２８】
定常走行状態もしくは準定常走行状態であることによりベルト挟圧力を上記のように低下させている場合には、滑り限界圧力に付加してある圧力すなわち滑りに対する余裕が少ないので、エンジン５側からの入力トルクが増大すると、滑りが生じやすい。入力トルクの増大による無段変速機構１の滑りは、入力トルクを低下させることにより収束させることができるが、無段変速機構１に対する入力トルクの低下に伴う車両全体としての駆動トルクの低下を抑制もしくは防止するために、この発明に係る協調制御装置は、以下に述べる制御を実行するように構成されている。図１はその制御例を説明するためのフローチャートであり、図２は図１に示す制御を実行した場合の挟圧力や変速比などの変化を示すタイムチャートである。
【００２９】
図１において、先ず、フラグＦについて判断される（ステップＳ１０）。このフラグＦは、無段変速機構１の滑りが検出された場合、および後述するステップＳ１００で実変速比γと推定変速比γ’との差が所定値Δγ２以上の場合に“１”にセットされ、ステップＳ６０で実変速比γと推定変速比γ’との差が所定値Δγ１以下の場合に“２”にセットされる。そしてこのルーチンの開始当初は、“０”にセットされている。したがって“Ｆ＝０”の判断が成立することによりステップＳ２０へ進み、無段変速機構１の滑りの有無が判定される。無段変速機構１におけるベルト１７の滑りの判定は、例えば変速比やその変化の状態などに基づいて判定することができる。
【００３０】
無段変速機構１での滑りの発生が判定されないことによりステップＳ２０で否定的に判断された場合には、特に制御をおこなうことなくこのルーチンを終了する。これに対して、無段変速機構１で滑りが生じたことによりステップＳ２０で肯定的に判断された場合には、ステップＳ３０へ進みフラグＦを“１”にセットする（ステップＳ３０）。そして、滑りを収束させるために、無段変速機構１に対する挟圧力の増加指令が出力される（ステップＳ４０）。
【００３１】
ステップＳ４０で挟圧力の増加指令を出力すると、所定時間ｔ１が経過したか否かが判断される（ステップＳ５０）。所定時間ｔ１は、ステップＳ２０で滑りの発生を判定した時点を起点とする予め定めた所定の時間であって、滑りを検出した後に、後述するエンジントルクダウン指令によって低減された入力トルクの復帰を制限する期間である。
【００３２】
当初は所定時間ｔ１が経過していないことにより、このステップＳ５０で否定的に判断されると、次のステップＳ６０を飛ばしステップＳ７０へ進み、入力トルクの低減量すなわちエンジントルクダウン量ΔＴe が、
ΔＴe ＝Ｋ・（γ−γ’）
により求められ、エンジントルクダウン指令が出力される。ここで、Ｋはエンジントルクダウン量ΔＴe のゲインとして定められる変数である。すなわち、エンジントルクダウン量ΔＴe は、滑り発生時の実変速比γと非滑り時の推定変速比γ’との差と、別に設定されたゲインＫとに依存して決定され、その指令値が出力される。
【００３３】
ステップＳ７０でエンジントルクダウン指令を出力すると、所定時間ｔ２が経過したか否かが判断される（ステップＳ１３０）。この所定時間ｔ２は、前述の所定時間ｔ１と同じく、ステップＳ２０で滑りの発生を判定した時点を起点とする予め定めた所定の時間であって、滑りが確実に収束するのを待つための時間である。従って、当初は所定時間ｔ２が経過していないことによって、このステップＳ１３０で否定的に判断されると、以降の制御はおこなわずこのルーチンを一旦、終了する。
【００３４】
前述のステップＳ１０に戻り、フラグＦについて“Ｆ＝１”の判断が成立する場合は、ステップＳ２０ないしＳ４０の制御をおこなわずステップＳ５０へ進み、所定時間ｔ１が経過したか否かが判断される。所定時間ｔ１以上が経過したことにより、このステップＳ５０で肯定的に判断されると、ステップＳ６０へ進み、実変速比γと、滑り開始前の実変速比γの変化傾向から推定した推定変速比γ’との差が、予め定めた所定値Δγ１以下か否かが判断される。すなわち、所定Δγ１を閾値として、実変速比γと推定変速比γ’との差がこの閾値に達したか否かが判断される。
【００３５】
実変速比γと推定変速比γ’との差が所定値Δγ１より大きい場合は、このステップＳ６０で否定的に判断され、前述のステップＳ７０へ進み、以降の制御が同様におこなわれる。一方、実変速比γと推定変速比γ’との差が所定値Δγ１以下の場合は、このステップＳ６０で肯定的に判断され、ステップＳ８０へ進み、フラグＦが“２”にセットされる。次いで、エンジントルクダウン量ΔＴe が０に設定されその指令値が出力される（ステップＳ９０）。すなわち、実変速比γと推定変速比γ’との差が所定値Δγ１より大きい場合にはエンジントルクダウンが再開もしくは継続され、その差が所定値Δγ１以下の場合にはエンジントルクダウンはおこなわれず、低減された入力トルクの復帰が開始される。
【００３６】
ステップＳ９０でエンジントルクダウン量ΔＴe ＝０の指令すなわちエンジントルクダウンの復帰指令を出力すると、前述のステップＳ１３０へ進み、所定時間ｔ２が経過したか否かが判断される。ここで、所定時間ｔ２が経過したことによってこのステップＳ１３０で肯定的に判断されると、次のステップＳ１４０へ進み、エンジントルクダウンの復帰指令が出力されてから滑りの収束時点までの時間である滑り時間Δｔが、予め定められた期間であるΔｔ１からΔｔ２までの所定範囲内か否かが判断される。この期間Δｔ１からΔｔ２までの所定範囲は、滑り収束時に低減された入力トルクの復帰が未だ完了していない場合に生じる、駆動トルクの落ち込みを防ぐため、滑りの収束時点と実エンジントルクの復帰時点とを一致もしくは近接させるように予め定めた所定の範囲である。
【００３７】
滑り時間Δｔが期間Δｔ１からΔｔ２までの所定範囲以内にあることによってステップＳ１４０で肯定的に判断されると、ステップＳ１５０へ進み、フラグＦおよびストア値をクリアしてこのルーチンを一旦、終了する。一方、滑り時間Δｔが期間Δｔ１からΔｔ２までの所定範囲外にあることによってステップＳ１４０で否定的に判断されると、ステップＳ１６０へ進み、前述のエンジントルクダウン量ΔＴe のゲインＫが修正される。具体的には、滑り時間Δｔが小さい、すなわち滑り量が少ない場合はゲインＫの値が低減され、滑り時間Δｔが大きい、すなわち滑り量が多い場合はゲインＫの値が増大される。そしてその後、このルーチンを一旦、終了する。
【００３８】
再びステップＳ１０に戻り、フラグＦについて“Ｆ＝２”の判断が成立する場合は、ステップＳ１００へ進み、実変速比γと推定変速比γ’との差が予め定めた所定値Δγ２以下か否かが判断される。すなわち、所定値Δγ２を閾値として、実変速比γと推定変速比γ’との差がこの閾値に達したか否かが判断される。この所定値Δγ２は、前述のステップＳ６０における所定値Δγ１よりも大きな値として定めたものである。
【００３９】
実変速比γと推定変速比γ’との差が所定値Δγ２以上の場合は、このステップＳ１００で肯定的に判断され、フラグＦを“１”にセットして（ステップＳ１１０）、前述のステップＳ７０へ進み、以降の制御が同様におこなわれる。一方、実変速比γと推定変速比γ’との差が所定値Δγ２より小さい場合は、このステップＳ１００で否定的に判断され、ステップＳ１２０へ進み、エンジントルクダウン量ΔＴe が０に設定されその指令値が出力される。すなわち、実変速比γと推定変速比γ’との差が所定値Δγ２以上の場合にはエンジントルクダウンが再開され、その差が所定値Δγ２より小さい場合にはエンジントルクダウンはおこなわれず、低減された入力トルクの復帰が開始される。そして、ステップＳ１２０でエンジントルクダウン量ΔＴe ＝０の指令すなわちエンジントルクダウンの復帰指令を出力すると、前述のステップＳ１３０へ進み、以降の制御が同様におこなわれる。
【００４０】
上記の具体例を図２のタイムチャートによって説明すると、先ずＡ点で滑りが発生し、Ｂ点でその滑りの発生が判定されると、同時に挟圧力の増加指令とエンジントルクダウン指令とが出力される。すると、実挟圧力は、不可避的な制御遅れであるＢ、Ｆ点間の無駄時間ｔd1が経過した後に増大を開始する。一方、実際のエンジントルクは、同じく不可避的な制御遅れであるＢ、Ｃ点間の無駄時間ｔd2が経過した後に低下を開始する。
【００４１】
Ａ点で滑り開始後、実変速比γは、Ａ、Ｃ点間のように滑り開始前の変化傾向とは異なった変化を示す。その後、実エンジントルクが低下を開始するＣ点付近から滑りが収束に向かい、Ｅ点で実変速比γと推定変速比γ’との差が０となり、すなわち滑りが収束して、変速比γはそれまでの変化傾向に戻る。またこの時、Ｄ点で実変速比γと推定変速比γ’との差が閾値である所定値Δγ１以下となると、エンジントルクダウンの復帰指令が出力される。その後Ｅ点で滑りが収束して、Ｆ点付近で実際のエンジントルクダウン量は０となる。
【００４２】
実際には、滑りが始まると実変速比γは、Ａ、Ｅ点間に示すように、その値が大小に振動的な変化を繰り返しながら変動する、いわゆるスティック・スリップ現象を生じる場合がある。このスティック・スリップ現象が発生すると、滑り開始直後の初期の段階で実変速比γと推定変速比γ’との差が、一時的であっても所定値Δγ１の閾値に達し、エンジントルクダウンの復帰がおこなわれてしまうことがある。そのために、エンジントルクダウンの復帰を禁止する期間である所定時間ｔ１が設定されている。すなわち、この所定時間ｔ１の期間内でのエンジントルクダウンの復帰を禁止することによって、滑り発生時のエンジントルクダウンが適切におこなわれ、再滑りを防止もしくは抑制することができる。
【００４３】
エンジントルクダウンの復帰指令が出力されたＤ点以降で、例えば、アクセルの踏み込み、路面の凹凸もしくは起伏、あるいは風向きなどによる走行状態や、油圧系統の油温・油圧の変化に伴う挟圧力の復帰応答時間のばらつきなどの、車両の動作状態に起因して再度滑りが発生する可能性が生じた場合は、実変速比γと推定変速比γ’との差が、前記の所定値Δγ１よりも大きな値に設定した所定値Δγ２を超えることによって再びエンジントルクダウンが開始される。そのため、この場合においても滑り発生時におこなうエンジントルクダウンの効果を確保し、再滑りを防止もしくは抑制することができる。
【００４４】
また、Ｄ、Ｅ点間で示される滑り時間Δｔは、変速比γについての線図のＣ、Ｅ点間で示される、滑りが収束へ向かう際の変化勾配の大小によって変化する。そしてこの変化勾配は、エンジントルクダウン量ΔＴe のゲインＫに依存して変化する。従って、滑り時間Δｔはエンジントルクダウン量ΔＴe のゲインＫに依存して変化することになる。
【００４５】
図２のタイムチャートの例では、実エンジントルクがトルクダウンから復帰するＦ点付近よりも以前のＥ点で滑りが収束している。すなわちこの場合は、Ｅ、Ｆ点間で駆動トルクが落ち込むことになる。そこで、所定時間ｔ２が経過した後、滑り時間Δｔが、予め定めた所定範囲以内となるようにエンジントルクダウン量ΔＴe のゲインＫを設定することによって、上記のような駆動トルクの落ち込みを防止もしくは抑制することができる。
【００４６】
したがって図１および図２に示す制御を実行するように構成されたこの発明の協調制御装置によれば、無段変速機構１の滑りが検出された場合に、車両の動作状態に応じて適正に、入力トルクの低下制御とその復帰制御とを実行するので、制御中の再滑りを防止もしくは抑制することができる。また、その入力トルクの低下制御は、滑り収束時の入力トルクの低下に伴う駆動トルクの落ち込みを防ぐため、滑り収束時点と入力トルクの復帰時点とを一致もしくは近接させるように制御をおこなうので、駆動トルクの落ち込みやそれに伴うショックあるいは失速感などを防止することができる。
【００４７】
ここで、上記の具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、上述したステップＳ５０ないしＳ７０、ステップＳ９０、Ｓ１００、Ｓ１２０の各機能的手段が、この発明の入力トルク制御手段に相当し、その内、ステップＳ５０の機能的手段が、この発明の入力トルク復帰禁止手段に相当する。また、ステップＳ１３０、Ｓ１４０、Ｓ１６０の各機能的手段が、この発明の入力トルク増減手段に相当する。
【００４８】
なお、図１に示すステップＳ２０で判定する滑りは、走行中において無段変速機構１に作用するトルクの変化に起因する滑りであってよいが、これ以外に、挟圧力を低下させて生じさせた滑りであってもよい。また、この発明で対象とする変速機は上述したベルト式無段変速機以外に、トラクション式（トロイダル型）無段変速機であってもよく、あるいは変速機に備えたロックアップクラッチなどの摩擦係合式のクラッチなどであってもよい。
【００４９】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、無段変速機構での滑りが検出され入力トルクが低減された際、その低減された入力トルクを復帰させる時期が、車両の動作状態に応じて変更されて設定される。そのため、入力トルクの復帰制御中に、車両の動作状態に起因して、無段変速機構に再び滑りが発生する可能性が生じた場合においても、低減された入力トルクの復帰時期が適正に調整されて設定されるため、無段変速機構での再滑りを防止もしくは抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の制御装置による制御の一例を説明するためのフローチャートである。
【図２】図１の制御を実行した場合のタイムチャートの一例を示す図である。
【図３】この発明で対象とする伝動機構を含む伝動系統の一例を模式的に示す図である。
【符号の説明】
Ｔ…変速機、１…無段変速機構、３…ロックアップクラッチ、５…エンジン（動力源）、１３…駆動プーリ、１４…従動プーリ、１５，１６…アクチュエータ、１７…ベルト、２０…駆動輪、２５…変速機用電子制御装置（ＣＶＴ−ＥＣＵ）。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a vehicle in which a transmission is connected to an output side of a power source such as an internal combustion engine, and more particularly to a device for controlling a power source in cooperation with the behavior of the transmission. It is.
[0002]
[Prior art]
Drive torque in a vehicle such as an automobile is generated by a power source such as an engine and transmitted to wheels via a transmission mechanism such as a clutch or a transmission. If the transmission torque capacity of the transmission mechanism is increased, the torque input from the power source can be transmitted to the output side of the driving wheel, etc., but if the transmission torque capacity is increased more than necessary, the power consumed for that increases. The fuel consumption as a whole of the vehicle deteriorates. Therefore, in general, the control device is generally set so that the hydraulic pressure for setting the transmission torque capacity of the transmission mechanism is determined in advance corresponding to the output of the power source, or the output of the power source is reflected in the pressure regulation level of the hydraulic pressure. It is composed.
[0003]
In particular, in a continuously variable transmission for a vehicle, increasing the clamping pressure that sandwiches a belt, a power roller, etc. increases the transmission torque capacity, while the transmission efficiency of power in the continuously variable transmission decreases, Since it is necessary to reliably prevent damage such as wear caused by slipping, high accuracy is required for controlling the clamping pressure. However, since the running state or driving state of the vehicle is not always constant, a large torque may temporarily act on a transmission mechanism such as a continuously variable transmission, and as a result, slipping may occur. Moreover, in order to obtain | require the limit pressure which a slip produces, a slight slip may be produced intentionally.
[0004]
Conventionally, when slip occurs in a belt-type continuously variable transmission as an example of a transmission mechanism, the theoretical shift change rate is compared with the actual shift change rate, and the slip is detected based on the comparison result, and the slip is suppressed. In order to achieve this, Patent Document 1 discloses a device that lowers the engine output by closing the throttle opening, retarding the ignition timing, or reducing the fuel supply amount. Further, Patent Document 2 discloses a method for determining a slip limit by changing a pressure-bonding force when conditions regarding a transmitted force, a speed, a transmission ratio, or a combination thereof are at least substantially constant.
[0005]
[Patent Document 1]
JP-A-6-11022 (Claims 5-7)
[Patent Document 2]
JP 2001-12593 A (Claims 1, 2, 6, 7)
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
As described in the above-mentioned Patent Document 1, when slippage in a continuously variable transmission is detected, if the output of the engine or electric motor on the input side is reduced, it acts on the continuously variable transmission. Since the torque decreases, the slip can be suppressed or converged. However, if the output of such an engine or electric motor is reduced during traveling, the drive torque on the drive wheels also decreases, which may cause a shock due to a change in the drive torque or give a sense of incongruity.
[0007]
The present invention has been made paying attention to the technical problem described above, and provides an apparatus capable of preventing shock and uncomfortable feeling caused by a change in output of a power source corresponding to slipping of a transmission mechanism. It is intended.
[0008]
[Means for Solving the Problem and Action]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a continuously variable transmission mechanism is connected to an output side of a power source that generates a driving force for traveling, and slip detection is performed by the continuously variable transmission mechanism. during determination, the cooperative control device for a power source of a vehicle having an input torque adjustment means for reducing the input torque to the continuously variable transmission mechanism and the transmission, a timing to ascribed recover the input torque with reduced, the An input torque control means is provided for controlling the vehicle based on a difference between an actual transmission ratio of the continuously variable transmission mechanism and an estimated transmission ratio estimated from a change tendency of the actual transmission ratio before the start of the slip . This is a cooperative control device for a power source and a transmission.
[0009]
Therefore, according to the first aspect of the present invention, when slippage in the continuously variable transmission mechanism is detected and the input torque is reduced, the timing for restoring the reduced input torque is changed and set according to the operating state of the vehicle. The For this reason, during the return control of the input torque, even if there is a possibility that the continuously variable transmission mechanism may slip again due to the operating state of the vehicle, the reduced return time of the input torque is adjusted appropriately. Therefore, re-slip in the continuously variable transmission mechanism is prevented or suppressed.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, the present invention will be described based on specific examples. First, an example of a drive system including a power source and a transmission targeted by the present invention will be described. In FIG. 3, the transmission T includes a belt-type continuously variable transmission mechanism 1, and the continuously variable transmission mechanism 1. Is connected to a power source 5 via a forward / reverse switching mechanism 2 and a fluid transmission mechanism 4 with a lock-up clutch 3.
[0017]
The power source 5 is composed of an internal combustion engine, or an internal combustion engine and an electric motor, or an electric motor. In the following description, the power source 5 is referred to as the engine 5. The fluid transmission mechanism 4 has, for example, a configuration similar to that of a conventional torque converter, and includes a pump impeller rotated by the engine 5, a turbine runner disposed so as to face the pump impeller, and a stator disposed therebetween. The turbine runner is rotated by supplying a spiral flow of fluid generated by the pump impeller to the turbine runner, and the torque is transmitted.
[0018]
In such torque transmission through the fluid, inevitable slip occurs between the pump impeller and the turbine runner, and this causes a reduction in power transmission efficiency. Therefore, the input member such as the pump impeller and the turbine runner A lock-up clutch 3 that directly connects an output side member such as the above is provided. The lock-up clutch 3 is configured to be controlled by hydraulic pressure, and is controlled to a fully engaged state, a fully released state, and a slip state that is an intermediate state between them, and the slip rotation speed can be appropriately controlled. It has become.
[0019]
The forward / reverse switching mechanism 2 is a mechanism that is employed when the rotational direction of the engine 5 is limited to one direction, and outputs the input torque as it is or reversely outputs it. It is configured. In the example shown in FIG. 3, a double pinion type planetary gear mechanism is employed as the forward / reverse switching mechanism 2. That is, a ring gear 7 is arranged concentrically with the sun gear 6, and a pinion gear 8 meshed with the sun gear 6 and the pinion gear 8 and another pinion gear 9 meshed with the ring gear 7 are arranged between the sun gear 6 and the ring gear 7. The pinion gears 8 and 9 are held by the carrier 10 so as to rotate and revolve freely. A forward clutch 11 that integrally connects two rotating elements (specifically, the sun gear 6 and the carrier 10) is provided, and the direction of the torque that is output by selectively fixing the ring gear 7 There is provided a reverse brake 12 that reverses.
[0020]
The continuously variable transmission mechanism 1 has the same configuration as a conventionally known belt-type continuously variable transmission, and each of a drive pulley 13 and a driven pulley 14 arranged in parallel to each other includes a fixed sheave, a hydraulic type The movable sheave is moved back and forth in the axial direction by the actuators 15 and 16. Therefore, the groove width of each pulley 13 and 14 is changed by moving the movable sheave in the axial direction, and accordingly, the winding radius of the belt 17 wound around each pulley 13 and 14 (the effective diameter of the pulleys 13 and 14). ) Changes continuously, and the gear ratio changes steplessly. The drive pulley 13 is connected to a carrier 10 that is an output element in the forward / reverse switching mechanism 2.
[0021]
The hydraulic actuator 16 in the driven pulley 14 is supplied with a hydraulic pressure (line pressure or its correction pressure) corresponding to the torque input to the continuously variable transmission mechanism 1 via a hydraulic pump and a hydraulic control device (not shown). Yes. Therefore, each sheave in the driven pulley 14 holds the belt 17 so that tension is applied to the belt 17, and a holding pressure (contact pressure) between the pulleys 13, 14 and the belt 17 is ensured. . On the other hand, the hydraulic actuator 15 in the drive pulley 13 is supplied with pressure oil corresponding to the speed ratio to be set, and is set to a groove width (effective diameter) corresponding to the target speed ratio. .
[0022]
The driven pulley 14 is connected to a differential 19 through a gear pair 18, and torque is output from the differential 19 to driving wheels 20. Therefore, in the above drive mechanism, the lockup clutch 3 and the continuously variable transmission mechanism 1 are arranged in series between the engine 5 and the drive wheel 20.
[0023]
Various sensors are provided in order to detect the operation state of the vehicle on which the continuously variable transmission mechanism 1 and the engine 5 are mounted. That is, a turbine rotation speed sensor 21 that detects an input rotation speed (rotation speed of the turbine runner) to the continuously variable transmission mechanism 1 and outputs a signal, and an input rotation speed that detects the rotation speed of the drive pulley 13 and outputs a signal. A sensor 22, an output rotation speed sensor 23 that detects the rotation speed of the driven pulley 14 and outputs a signal, and a hydraulic pressure sensor 24 that detects the pressure of the hydraulic actuator 16 on the driven pulley 14 side for setting the belt clamping pressure are provided. ing. Although not specifically shown, an accelerator opening sensor that detects a depression amount of the accelerator pedal and outputs a signal, a throttle opening sensor that detects a throttle valve opening and outputs a signal, and a brake pedal are depressed. A brake sensor or the like that outputs a signal in case is provided.
[0024]
A transmission is used to control the engagement / release of the forward clutch 11 and the reverse brake 12, the control of the clamping force of the belt 17, the control of the transmission ratio, and the control of the lockup clutch 3. An electronic control device (CVT-ECU) 25 is provided. The electronic control unit 25 is configured mainly by a microcomputer as an example, performs calculations according to a predetermined program based on input data and data stored in advance, and various states such as forward, reverse, or neutral, Further, it is configured to execute control such as setting of a required clamping pressure, setting of a gear ratio, engagement / release of the lock-up clutch 3, and slip rotation speed.
[0025]
Here, an example of data (signals) input to the transmission electronic control device 25 is shown. A signal of the input rotation speed (input rotation speed) Nin of the continuously variable transmission mechanism 1 and an output of the continuously variable transmission mechanism 1. A signal of the rotational speed (output rotational speed) No is input from the corresponding sensor. An engine electronic control unit (E / G-ECU) 26 for controlling the engine 5 receives a signal of an engine speed Ne, an engine (E / G) load signal, a throttle opening signal, an accelerator pedal (not shown). )), The accelerator opening signal is input.
[0026]
According to the continuously variable transmission mechanism 1, the engine speed, which is the input speed, can be controlled steplessly (in other words, continuously), so that the fuel efficiency of a vehicle equipped with this can be improved. For example, the target driving force is obtained based on the required driving amount represented by the accelerator opening and the vehicle speed, and the target output necessary to obtain the target driving force is obtained based on the target driving force and the vehicle speed. The engine speed for obtaining the target output with the optimum fuel consumption is obtained based on a map prepared in advance, and the gear ratio is controlled so as to be the engine speed.
[0027]
In order not to impair such an improvement in fuel consumption, the power transmission efficiency in the continuously variable transmission mechanism 1 is controlled to a good state. Specifically, the torque capacity of the continuously variable transmission mechanism 1, that is, the belt clamping pressure, can transmit the target torque determined based on the engine torque, and the belt clamping pressure is as low as possible without causing the belt 17 to slip. Be controlled. For example, in a so-called unsteady running state where acceleration / deceleration is performed relatively frequently, or there is unevenness or undulations on the road surface, a line that serves as the overall source pressure in the hydraulic system that controls the continuously variable transmission mechanism 1 The belt clamping pressure is set by the pressure or the correction pressure. On the other hand, in a steady state such as running at a constant speed on a flat road at a certain speed or a quasi-steady state equivalent to this, the lowest pressure that can transmit input torque without slipping (this is the slip limit pressure). To a predetermined safety factor or a belt clamping pressure to which a pressure for setting a margin transmission torque for slipping is added.
[0028]
When the belt clamping pressure is reduced as described above due to the steady running state or the quasi-steady running state, the pressure added to the slip limit pressure, that is, the margin for slipping is small. As the input torque increases, slipping tends to occur. Although the slip of the continuously variable transmission mechanism 1 due to the increase of the input torque can be converged by reducing the input torque, the decrease of the drive torque of the entire vehicle due to the decrease of the input torque to the continuously variable transmission mechanism 1 is suppressed. Or in order to prevent, the cooperative control apparatus which concerns on this invention is comprised so that the control described below may be performed. FIG. 1 is a flowchart for explaining the control example, and FIG. 2 is a time chart showing changes in the clamping pressure, the gear ratio, and the like when the control shown in FIG. 1 is executed.
[0029]
In FIG. 1, first, the flag F is determined (step S10). This flag F is set to “1” when slippage of the continuously variable transmission mechanism 1 is detected and when the difference between the actual transmission ratio γ and the estimated transmission ratio γ ′ is equal to or larger than a predetermined value Δγ2 in step S100 described later. In step S60, the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is set to “2” when it is equal to or smaller than a predetermined value Δγ1. At the beginning of this routine, it is set to “0”. Accordingly, when the determination of “F = 0” is established, the process proceeds to step S20, and it is determined whether or not the continuously variable transmission mechanism 1 is slipping. The determination of the slip of the belt 17 in the continuously variable transmission mechanism 1 can be made based on, for example, the speed ratio and the state of change thereof.
[0030]
If the occurrence of slippage in the continuously variable transmission mechanism 1 is not determined and a negative determination is made in step S20, this routine is terminated without performing any particular control. On the other hand, if a positive determination is made in step S20 due to the occurrence of slippage in the continuously variable transmission mechanism 1, the process proceeds to step S30 and the flag F is set to “1” (step S30). And in order to converge slip, the increase command of the pinching pressure with respect to the continuously variable transmission mechanism 1 is output (step S40).
[0031]
When a command to increase the clamping pressure is output in step S40, it is determined whether or not a predetermined time t1 has elapsed (step S50). The predetermined time t1 is a predetermined time starting from the time point when the occurrence of slip is determined in step S20. After the slip is detected, the input torque reduced by an engine torque down command described later is restored. It is a limited period.
[0032]
When the predetermined time t1 has not elapsed at the beginning, if a negative determination is made in step S50, the next step S60 is skipped and the process proceeds to step S70, where the amount of reduction in input torque, that is, the engine torque down amount ΔTe is
ΔTe = K · (γ−γ ′)
The engine torque down command is output. Here, K is a variable determined as a gain of the engine torque down amount ΔTe. In other words, the engine torque reduction amount ΔTe is determined depending on the difference between the actual transmission gear ratio γ at the time of slippage and the estimated transmission gear ratio γ ′ at the time of non-slip, and the gain K set separately, and its command value is Is output.
[0033]
When an engine torque down command is output in step S70, it is determined whether or not a predetermined time t2 has elapsed (step S130). This predetermined time t2 is a predetermined time starting from the time point when the occurrence of slipping is determined in step S20, as with the above-mentioned predetermined time t1, and is a time for waiting for the slip to surely converge. It is. Accordingly, if the predetermined time t2 has not elapsed at the beginning, and if a negative determination is made in this step S130, the routine is temporarily terminated without performing the subsequent control.
[0034]
Returning to the above-described step S10, if the determination of “F = 1” is established for the flag F, the control proceeds to step S50 without performing the control of steps S20 to S40, and it is determined whether or not the predetermined time t1 has elapsed. . If a positive determination is made in step S50 because the predetermined time t1 or more has elapsed, the process proceeds to step S60, where the estimated speed ratio estimated from the actual speed ratio γ and the change tendency of the actual speed ratio γ before the start of slipping. It is determined whether or not the difference from γ ′ is equal to or smaller than a predetermined value Δγ1. That is, with the predetermined Δγ1 as a threshold value, it is determined whether or not the difference between the actual gear ratio γ and the estimated gear ratio γ ′ has reached this threshold value.
[0035]
If the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is larger than the predetermined value Δγ1, a negative determination is made in step S60, the process proceeds to the above-described step S70, and the subsequent control is similarly performed. On the other hand, if the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is equal to or smaller than the predetermined value Δγ1, a positive determination is made in step S60, the process proceeds to step S80, and the flag F is set to “2”. Next, the engine torque reduction amount ΔTe is set to 0 and its command value is output (step S90). That is, when the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is greater than the predetermined value Δγ1, engine torque reduction is resumed or continued, and when the difference is less than the predetermined value Δγ1, engine torque reduction is not performed. Then, the return of the reduced input torque is started.
[0036]
When a command for engine torque reduction amount ΔTe = 0 in step S90, that is, a command for returning engine torque reduction is output, the process proceeds to step S130 described above to determine whether or not a predetermined time t2 has elapsed. If an affirmative determination is made in step S130 because the predetermined time t2 has elapsed, the process proceeds to the next step S140, and is the time from when the engine torque down return command is output to when the slip converges. It is determined whether or not the slip time Δt is within a predetermined range from Δt1 to Δt2, which is a predetermined period. The predetermined range from this time period Δt1 to Δt2 is a time point when the slip converges and a time point when the actual engine torque returns to prevent the drive torque from dropping when the return of the input torque reduced at the time of slip convergence has not yet been completed. Is a predetermined range determined in advance so as to match or approach each other.
[0037]
If the slip time Δt is within the predetermined range from the period Δt1 to Δt2 and a positive determination is made in step S140, the process proceeds to step S150, the flag F and the store value are cleared, and this routine is once ended. On the other hand, if the slip time Δt is outside the predetermined range from the period Δt1 to Δt2 and a negative determination is made in step S140, the process proceeds to step S160, and the gain K of the engine torque reduction amount ΔTe is corrected. Specifically, when the slip time Δt is small, that is, when the slip amount is small, the value of the gain K is reduced, and when the slip time Δt is large, that is, when the slip amount is large, the value of the gain K is increased. Thereafter, this routine is once terminated.
[0038]
Returning to step S10 again, if the determination of “F = 2” is established for the flag F, the process proceeds to step S100, and whether or not the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is equal to or smaller than a predetermined value Δγ2. Is judged. That is, using the predetermined value Δγ2 as a threshold value, it is determined whether or not the difference between the actual gear ratio γ and the estimated gear ratio γ ′ has reached this threshold value. The predetermined value Δγ2 is determined as a value larger than the predetermined value Δγ1 in step S60 described above.
[0039]
If the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is greater than or equal to the predetermined value Δγ2, a positive determination is made in step S100, the flag F is set to “1” (step S110), and the above-described steps Proceeding to S70, the subsequent control is similarly performed. On the other hand, if the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is smaller than the predetermined value Δγ2, a negative determination is made in step S100, the process proceeds to step S120, and the engine torque down amount ΔTe is set to 0 and Command value is output. That is, when the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is equal to or larger than the predetermined value Δγ2, the engine torque reduction is restarted. When the difference is smaller than the predetermined value Δγ2, the engine torque is not reduced and is reduced. Return of the input torque is started. When the engine torque down amount ΔTe = 0 command, that is, the engine torque down return command is output in step S120, the process proceeds to step S130 described above, and the subsequent control is similarly performed.
[0040]
The above specific example will be described with reference to the time chart of FIG. 2. First, when a slip occurs at point A and the occurrence of the slip is determined at point B, an increase command of the clamping pressure and an engine torque down command are output at the same time. Is done. Then, the actual clamping pressure starts to increase after the dead time td1 between points B and F, which is an unavoidable control delay, has elapsed. On the other hand, the actual engine torque starts decreasing after a dead time td2 between points B and C, which is also an unavoidable control delay, has elapsed.
[0041]
After the start of slipping at point A, the actual gear ratio γ shows a change different from the change tendency before the start of slipping, as between points A and C. Thereafter, the slip starts to converge from the point C where the actual engine torque starts to decrease, and at the point E, the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ becomes 0, that is, the slip converges and the speed ratio γ Returns to the previous trend of change. At this time, if the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ at the point D is equal to or less than a predetermined value Δγ1, which is a threshold value, an engine torque down return command is output. Thereafter, the slip converges at point E, and the actual engine torque reduction amount becomes zero near point F.
[0042]
Actually, when the slip starts, the actual gear ratio γ may cause a so-called stick-slip phenomenon in which the value fluctuates while repeating a vibrational change in magnitude as shown between points A and E. When this stick-slip phenomenon occurs, the difference between the actual gear ratio γ and the estimated gear ratio γ ′ reaches the threshold value of the predetermined value Δγ1 even in the initial stage immediately after the start of slipping, and the engine torque down is reduced. A return may occur. Therefore, a predetermined time t1, which is a period for prohibiting the return of engine torque reduction, is set. In other words, by prohibiting the return of the engine torque reduction within the predetermined time t1, the engine torque is appropriately reduced when the slip occurs, and re-slip can be prevented or suppressed.
[0043]
After point D when the engine torque down return command is output, for example, the travel state due to accelerator depression, road surface unevenness or undulation, or wind direction, or the return of pinching pressure due to changes in oil temperature and hydraulic pressure of the hydraulic system When there is a possibility that slip will occur again due to the operating state of the vehicle, such as variation in response time, the difference between the actual speed ratio γ and the estimated speed ratio γ ′ is larger than the predetermined value Δγ1. When the predetermined value Δγ2 set to a large value is exceeded, the engine torque reduction is started again. Therefore, even in this case, it is possible to secure the effect of engine torque reduction that occurs when slipping occurs, and to prevent or suppress re-slip.
[0044]
Further, the slip time Δt indicated between the points D and E varies depending on the magnitude of the change gradient when the slip toward convergence is indicated between the points C and E in the diagram regarding the speed ratio γ. This change gradient changes depending on the gain K of the engine torque down amount ΔTe. Therefore, the slip time Δt changes depending on the gain K of the engine torque down amount ΔTe.
[0045]
In the example of the time chart of FIG. 2, the slip converges at the point E before the vicinity of the point F where the actual engine torque returns from the torque reduction. That is, in this case, the driving torque falls between the points E and F. Therefore, by setting the gain K of the engine torque down amount ΔTe so that the slip time Δt is within a predetermined range after the predetermined time t2 has elapsed, the above-described drop in the drive torque is prevented or Can be suppressed.
[0046]
Therefore, according to the cooperative control device of the present invention configured to execute the control shown in FIGS. 1 and 2, when slippage of the continuously variable transmission mechanism 1 is detected, it is properly determined according to the operation state of the vehicle. Since the input torque reduction control and its return control are executed, re-slip during control can be prevented or suppressed. In addition, the input torque reduction control is performed so that the slip convergence time point and the input torque return time point coincide with or approach each other in order to prevent the drive torque from dropping due to the decrease in input torque at the time of slip convergence. It is possible to prevent the drive torque from dropping and the accompanying shock or stall feeling.
[0047]
Here, the relationship between the above specific example and the present invention will be briefly described. Each of the functional means of steps S50 to S70, steps S90, S100, and S120 described above corresponds to the input torque control means of the present invention. Among them, the functional means of step S50 corresponds to the input torque return prohibiting means of the present invention. Each functional means of steps S130, S140, and S160 corresponds to the input torque increasing / decreasing means of the present invention.
[0048]
The slip determined in step S20 shown in FIG. 1 may be a slip caused by a change in torque that acts on the continuously variable transmission mechanism 1 during traveling. It may be slippery. In addition to the belt type continuously variable transmission described above, the transmission targeted by the present invention may be a traction type (toroidal type) continuously variable transmission, or friction such as a lock-up clutch provided in the transmission. An engagement clutch or the like may be used.
[0049]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, when slippage in the continuously variable transmission mechanism is detected and the input torque is reduced, the timing for returning the reduced input torque is the vehicle operating state. It is changed and set accordingly. For this reason, during the return control of the input torque, even if there is a possibility that the continuously variable transmission mechanism may slip again due to the operating state of the vehicle, the reduced return time of the input torque is adjusted appropriately. Therefore, the re-slip in the continuously variable transmission mechanism can be prevented or suppressed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart for explaining an example of control by a control device of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing an example of a time chart when the control of FIG. 1 is executed.
FIG. 3 is a diagram schematically showing an example of a transmission system including a transmission mechanism that is a subject of the present invention.
[Explanation of symbols]
T ... transmission, 1 ... continuously variable transmission mechanism, 3 ... lock-up clutch, 5 ... engine (power source), 13 ... drive pulley, 14 ... driven pulley, 15, 16 ... actuator, 17 ... belt, 20 ... drive wheel 25 ... Electronic control unit for transmission (CVT-ECU).

Claims

An input torque that reduces the input torque to the continuously variable transmission mechanism when a continuously variable transmission mechanism is connected to the output side of the power source that generates driving force for traveling and slip detection is detected in the continuously variable transmission mechanism. In a cooperative control device for a vehicle power source and a transmission including an adjusting means,
Input torque for controlling the time when the reduced input torque is restored based on the difference between the actual transmission ratio of the continuously variable transmission mechanism and the estimated transmission ratio estimated from the change tendency of the actual transmission ratio before the start of slipping A cooperative control device for a vehicle power source and a transmission, characterized by comprising a control means.