JP4697219B2 - 動力伝達機構の滑り検出装置 - Google Patents

Description

この発明は、第１の回転部材と第２の回転部材との間でトルクを伝達する動力伝達機構において、第１の回転部材と第２の回転部材との間における滑り状態を検出するための装置に関するものである。

この種の動力伝達機構としては、摩擦力を利用してトルクを伝達する動力伝達機構と、オイルのせん断力を利用して、第１の回転部材と第２の回転部材との間でトルクを伝達する動力伝達機構とが知られている。これらの動力伝達機構では、噛み合い力に依らないでトルクを伝達するから、動力伝達機構のトルク容量を超えたトルクが、第１の回転部材または第２の回転部材に入力された場合は、第１の回転部材と第２の回転部材との間で滑りが生じることがある。このような滑りが生じると、動力伝達機構の動力伝達効率が低下する問題と、動力伝達機構を構成する部品の耐久性が損なわれる問題とが発生する。例えば、ベルト式無段変速機では、ベルトおよびプーリの摩耗が発生し、トロイダル式無段変速機ではパワーローラおよびディスクの摩耗が発生する。

これに対して、従来では、動力伝達機構の滑りに対応した制御をおこなうことのできる検出装置が知られており、その検出装置に一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載されている車両は、エンジンのトルクが、ロックアップクラッチ付きトルクコンバータ、前後進切換装置、ベルト式無段変速機、減速ギヤ装置、差動歯車装置を経て駆動輪に伝達されるように構成されている。前記ベルト式無段変速機は、入力軸および出力軸と、入力軸および出力軸にそれぞれ設けられた可変プーリと、これらの可変プーリに巻き掛けられたベルトとを備えている。

さらに、油圧アクチュエータにより、可変プーリの動作が制御されて、ベルトの巻き掛かり径が調整されて、ベルト式無段変速機の変速比が制御されるとともに、ベルトに対する挟圧力が調整される。具体的には、駆動輪の回転加速度の変化幅が、予め定められた判断基準を超えた場合は、ベルト挟圧力が一時的に増加させられる。このような制御により、駆動輪のスリップおよびグリップが繰り返されて、駆動輪からベルトに比較的大きなトルクが伝達される悪路走行に際して、ベルトの滑りが抑制される。

特開平４−２８５３６１号公報（段落番号０００４、段落番号０００８、段落番号００１１、段落番号００３１、図１、図７）

ところで、ベルトの滑りが生じる場合としては、上記特許文献１に記載されているように、駆動輪のトルクがベルト式無段変速機に伝達されてベルトの滑りが生じる場合（第１の場合）の他に、エンジンのトルクがベルト式無段変速機に伝達されてベルトの滑りが生じる場合（第２の場合）が考えられる。しかしながら、上記公報においては、第２の場合に関する記述が無く、第１の場合および第２の場合が共に発生するような条件下で、ベルト式無段変速機のベルトの滑りをどのようにして検出すべきか不明であり、ベルトの滑り検出精度が低下する可能性があった。

この発明は上記事情を背景としてなされたものであって、動力伝達機構に対して、第１の回転部材または第２の回転部材のいずれからトルクが入力される場合でも、滑り状態の検出精度を向上させることのできる動力伝達機構の滑り検出装置を提供することを目的としている。

上記目的を達成するため請求項１の発明は、車両の駆動力源のトルクが伝達されるプライマリプーリと、前記車両に設けられた車輪とトルク伝達可能に連結されたセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリに巻き掛けられたベルトとを有するベルト式無段変速機が設けられており、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間でトルクが伝達される場合に、前記ベルトの滑り状態を基準値を用いて検出する動力伝達機構の滑り検出装置において、前記駆動力源のトルクが前記プライマリプーリから前記セカンダリプーリに伝達される場合と、前記車輪のトルクが前記セカンダリプーリから前記プライマリプーリに伝達される場合とで、前記ベルトの滑り状態の検出に用いる基準値を異ならせる滑り判断手段を備え、前記滑り判断手段は、前記駆動力源のトルクが前記プライマリプーリから前記セカンダリプーリに伝達される場合、または、前記車輪のトルクが前記セカンダリプーリから前記プライマリプーリに伝達される場合かを、前記セカンダリプーリの回転速度の時間変化量に基づいて判断し、前記セカンダリプーリの回転速度の時間変化量が、所定量以下の場合は、前記車輪のトルクが前記セカンダリプーリから前記プライマリプーリに伝達される場合であると判断するとともに、前記セカンダリプーリの回転速度の時間変化量が、所定量を越えている場合は、前記駆動力源のトルクが前記プライマリプーリから前記セカンダリプーリに伝達される場合であると判断するように構成されていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記滑り判断手段は、前記駆動力源のトルクが前記プライマリプーリから前記セカンダリプーリに伝達される場合に前記ベルトの滑り状態の検出に用いる基準値を、前記車輪のトルクが前記セカンダリプーリから前記プライマリプーリに伝達される場合に前記ベルトの滑り状態の検出に用いる基準値に比較して大きく設定することを特徴とするものである。

請求項１の発明によれば、プライマリプーリから前記セカンダリプーリにトルクが伝達される場合と、セカンダリプーリから前記プライマリプーリにトルクが伝達される場合とで、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間における滑り状態を検出する基準値が変更される。つまり、ベルト式無段変速機に入力されるトルクの向きに基づいて、滑り状態の検出に用いる基準値を変更することができる。したがって、ベルト式無段変速機のベルトの滑り状態の検出精度を向上することができる。

請求項１の発明によれば、車両の駆動力源のトルクが、プライマリプーリを経由してセカンダリプーリに伝達される場合と、車輪のトルクが、セカンダリプーリを経由してプライマリプーリに伝達される場合とで基準値を変更でき、滑り状態の検出精度が一層向上する。

請求項１の発明によれば、駆動力源のトルクがプライマリプーリからセカンダリプーリに伝達される場合の滑りと、車輪のトルクがセカンダリプーリからプライマリプーリに伝達される場合の滑りとを、セカンダリプーリの回転速度の時間変化量に基づいて識別することができる。

請求項１の発明によれば、セカンダリプーリの回転速度の時間変化量が所定量以下の場合は、車輪のトルクがセカンダリプーリからプライマリプーリに伝達される場合の滑りであると判断する。これに対して、セカンダリプーリの回転速度の時間変化量が、所定量を越えている場合は、駆動力源のトルクがプライマリプーリからセカンダリプーリに伝達される場合の滑りであると判断する。したがって、滑りの検出精度を一層向上することができる。

請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得ることができる他に、ベルト式無段変速機のベルトの滑り検出精度を向上することができる。

つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。図２には、この発明の検出装置を適用可能な車両Ｖｅのパワートレーンおよび制御系統の一例が、模式的に示されている。ここに示すパワートレーンにおいては、駆動力源１のトルクが、トルクコンバータ９および前後進切換機構８を介して、動力伝達機構としてのベルト式無段変速機４に伝達されるように構成されている。駆動力源１としては、エンジンまたは電動機のうちの少なくとも一方を用いることができる。このエンジンとしては、例えば、内燃機関、具体的には、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなどを用いることができる。以下、駆動力源１としてガソリンエンジンを用いる場合について説明し、便宜上、駆動力源１を“エンジン１”と記す。

前記エンジン１の出力軸に連結されたトルクコンバータ９は、従来一般の車両で採用しているトルクコンバータと同様の構造であって、エンジン１の出力軸が連結されたフロントカバー１０にポンプインペラ１１が一体化されており、そのポンプインペラ１１に対向するタービンランナ１２が設けられている。タービンランナ１２はシャフト５０と一体回転するように連結されている。。これらのポンプインペラ１１とタービンランナ１２とには、多数のブレード（図示せず）が設けられており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。

また、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との内周側の部分には、タービンランナ１２から送り出されたフルードの流動方向を選択的に変化させてポンプインペラ１１に流入させるステータ１３が配置されている。このステータ１３は、一方向クラッチ１４を介して所定の固定部１５に連結されている。

このトルクコンバータ９は、ロックアップクラッチ１６を備えている。ロックアップクラッチ１６は、フロントカバー１０からシャフト５０に至る動力伝達経路に対して並列に配置されたものである。ロックアップクラッチ１６は、シャフト５０と一体回転するように取り付けられており、ロックアップクラッチ１６とフロントカバー１０との係合・解放が、油圧制御装置５９によって制御される。

前後進切換機構８は、エンジン１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、シャフト５０とプライマリシャフト５１との間の動力伝達状態を切り換えるものである。具体的には、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を切り換える機能を備えている。

図２に示す例では、前後進切換機構８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、シャフト５０と一体回転するサンギヤ１７と、サンギヤ１７と同心状に配置されたリングギヤ１８とが設けられ、これらのサンギヤ１７とリングギヤ１８との間に、サンギヤ１７に噛合したピニオンギヤ１９と、ピニオンギヤ１９およびリングギヤ１８に噛合した他のピニオンギヤ２０とが配置され、ピニオンギヤ１９，２０がキャリヤ２１によって、自転かつ公転自在に保持されている。

さらに、サンギヤ１７およびシャフト５０と、キャリヤ２１とを一体回転可能に連結する前進用クラッチ２２が設けられている。またリングギヤ１８を選択的に固定することにより、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を反転する後進用ブレーキ２３が設けられている。上記前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３の係合・解放は、油圧制御装置５９により制御される。なお、プライマリシャフト５１とキャリヤ２１とが一体回転するように連結されている。

前記ベルト式無段変速機４は、互いに平行に配置されたプライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５とを有する。まず、プライマリプーリ２４は、プライマリシャフト５１と一体回転するように構成されており、プライマリプーリ２４は、固定シーブ５２と、油圧式のアクチュエータ２６によって、プライマリシャフト５１の軸線方向に動作させられる可動シーブ５３とを有している。

これに対して、セカンダリプーリ２５は、セカンダリシャフト５５と一体回転するように構成されており、セカンダリプーリ２５は、固定シーブ５４と、油圧式のアクチュエータ２７によって、セカンダリシャフト５５の軸線方向に動作させられる可動シーブ５６とを有している。さらに、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５には環状のベルト２８が巻き掛けられている。さらに、上記アクチュエータ２６，２７は、油圧制御装置５９により制御される。なお、セカンダリシャフト５５には歯車伝動装置２９を経由してデファレンシャル６が連結されており、デファレンシャル６には車輪２が連結されている。

つぎに、図２に示された車両Ｖｅの制御系統を説明する。まず、電子制御装置（ＥＣＵ）３４が設けられており、この電子制御装置３４は、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）と、記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）と、入出力インターフェースとを有するマイクロコンピュータにより構成されている。この電子制御装置３４には、エンジン回転速度センサー３０の信号、シャフト５０の回転速度を検出するタービン回転速度センサー３１の信号、プライマリシャフト５１の回転速度を検出する入力回転速度センサー３２の信号、セカンダリシャフト５５の回転速度を検出する出力回転速度センサー３３の信号、加速要求検知センサー５７の信号、制動要求検知センサー５８の信号、シフトポジションセンサ６０の信号などが入力される。この電子制御装置３４からは、エンジン１を制御する信号、油圧制御装置５９を制御する信号などが出力される。

上記のように構成された車両Ｖｅにおいて、エンジン１から出力されたトルクは、トルクコンバータ９またはロックアップクラッチ１６を経由して前後進切換機構８に伝達される。前後進切換機構８から出力されるトルクは、ベルト式無段変速機４および歯車伝動装置２９を経由して車輪２に伝達されて、駆動力が発生する。上記のトルク伝達時に、前記ロックアップクラッチ１６が解放されている場合は、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。これに対して、ロックアップクラッチ１６が係合された場合は、フロントカバー１０とシャフト５０との間で、ロックアップクラッチ１６の摩擦力により動力伝達がおこなわれる。

一方、シフトポジションセンサ６０により、前進ポジションが検知された場合は、前後進切換機構８の前進用クラッチ２２が係合され、かつ、後進用ブレーキ２３が解放される。すると、シャフト５０とキャリヤ２１とが一体回転し、シャフト５０のトルクがプライマリシャフト５１に伝達される。このとき、シャフト５０およびプライマリシャフト５１が同方向に回転する。

これに対して、シフトポジションセンサ６０により、後進ポジションが検知された場合は、前進用クラッチ２２が解放され、かつ、後進用ブレーキ２３が係合される。すると、エンジントルクがサンギヤ１７に伝達された場合は、リングギヤ１８が反力要素となって、サンギヤ１７のトルクがキャリヤ２１を経由してプライマリシャフト５１に伝達される。この場合、シャフト５０とプライマリシャフト５１とは逆方向に回転する。

上記のようにして、エンジントルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、電子制御装置３４に入力される各種の信号、および電子制御装置３４に予め記憶されているデータに基づいて、ベルト式無段変速機４の制御が実行される。すなわち、プライマリシャフト５１の軸線方向における可動シーブ５３の位置が制御されて、プライマリプーリ２４の溝幅が調整される。すると、プライマリプーリ２４に対するベルト２８の巻掛け半径が連続的に変化し、変速比が無段階に変化する。また、セカンダリシャフト５５の軸線方向における可動シーブ５６の位置が制御されて、ベルト２８に対するセカンダリプーリ２５の挟圧力が調整される。このようにして、プライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との間で、ベルト２８を経由して伝達されるトルクの容量が制御される。

上記のベルト式無段変速機４においては、ベルト２８とプライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との接触部分に発生する摩擦力により、プライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との間で動力伝達がおこなわれる。このため、ベルト２８の滑りが生じると、ベルト式無段変速機４で動力伝達効率が低下する可能性があるとともに、ベルト式無段変速機４を構成する部品であって、トルク伝達に関与する部品、例えば、ベルト２８およびプライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５の摩耗や焼き付きが発生し、これらの部品の耐久性が損なわれる可能性がある。この不具合を回避するために、ベルト２８に加えられる挟圧力は、ベルト式無段変速機４に入力されるトルクに基づいて決まる挟圧力、具体的には、ベルト２８の滑り量を所定量以下に抑制できる挟圧力に制御される。

なお、上記の“ベルト２８の滑り”とは、“ベルト２８に加えられる挟圧力に基づいて決まるベルト式無段変速機４のトルク容量よりも、ベルト式無段変速機４に入力されるトルクの方が高くなり、ベルト２８と、プライマリプーリ２４またはセカンダリプーリ２５の少なくとも一方とが、接触部分で、回転方向に所定量以上の範囲で相対移動すること。”を意味する。

ところで、図２に示す車両Ｖｅにおいては、エンジン１と車輪２との間の動力伝達経路にベルト式無段変速機４が配置されている。このため、エンジントルクがプライマリシャフト５１を経由してベルト式無段変速機４に入力される場合（以下、正入力と呼ぶ）と、車輪２の運動エネルギに対応するトルクが、セカンダリシャフト５５を経由してベルト式無段変速機４に入力される場合（以下、逆入力と呼ぶ）とが考えられる。この逆入力は、例えば、路面の凹凸の激しい悪路や、段差のある道路などを、車両Ｖｅが走行した場合に発生する。したがって、前述のようにベルト２８に加える挟圧力を制御することに先立ち、ベルト式無段変速機４に対する入力されるトルクの向きが、正入力であるか逆入力であるかに応じて、ベルト２８の滑り検出精度を高めることが好ましい。

このように、ベルト２８の滑り検出の内容を、ベルト式無段変速機４に入力されるトルクの向きに応じて変更する場合の制御例を、図１のフローチャートに基づいて説明する。まず、プライマリシャフト５１の回転速度Ｎin（ｉ）と、セカンダリシャフト５５の回転速度Ｎout （ｉ）とを計測し、この計測結果に基づいて、ベルト式無段変速機４の変速比γ（ｉ）を算出する（ステップＳ１）。

このステップＳ１についで、プライマリシャフト５１の回転速度Ｎinおよびセカンダリシャフト５５のＮout の最新計測データを、それぞれＮ個用いて、相関係数ｋ（ｉ）が算出される（ステップＳ２）。この相関係数ｋ（ｉ）は、ベルト式無段変速機４における入力回転速度と出力回転速度とに基づいて求められる係数である。この相関係数ｋ（ｉ）を一般式で示せば、次数式のとおりであり、その詳細は、例えば、特願２００１−３０２１８１号の願書に添付された明細書に記載されている。

上記ステップＳ２についで、ベルト式無段変速機４に入力されるトルクの向きが、逆入力である場合に、ベルト２８の滑りを想定したときのしきい値kslp１（ｉ）を算出する（ステップＳ３）。このステップＳ３についで、前記相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値kslp１（ｉ）以下であるか否かが判断される（ステップＳ４）。このステップＳ４で否定的に判断された場合は、リターンされる。これに対して、ステップＳ４で肯定判断された場合は、「ベルト式無段変速機４に対するトルクの入力の向きがいずれであるかを判別する制御」が実施されているか否かが判断される（ステップＳ５）。

このステップＳ５で否定的に判断された場合は、「ベルト式無段変速機４に対するトルクの入力の向きがいずれであるかを判別する制御」を実行し（ステップＳ６）、ステップＳ７に進む。なお、ステップＳ６の処理例は後述する。これに対して、ステップＳ５で肯定判断された場合は、そのままステップＳ７に進む。

このステップＳ７では、「ベルト式無段変速機４に対するトルクの入力の向きがいずれであるかを判別する制御」の結果に基づき、逆入力による滑りか否かが判断される（ステップＳ７）。このステップＳ７で肯定的に判断された場合は、“ベルト２８の滑りが、発生している。”と判定する（ステップＳ８）。このステップＳ８についで、ベルト２８の滑り量を減少させる制御を実行し（ステップＳ９）、リターンする。このステップＳ９では、例えば、ベルト２８に加えられる挟圧力を高める制御が実行される。

前記ステップＳ７で否定的に判断された場合は、正入力によるベルト２８の滑りを想定したときのしきい値kslp２（ｉ）を算出する（ステップＳ１０）。このステップＳ１０についで、前記相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値kslp２（ｉ）以下であるか否かが判断される（ステップＳ１１）。このステップＳ１１で肯定判断された場合はステップＳ８に進み、ステップＳ１１で否定的に判断された場合は、リターンされる。

上記の制御において、前記しきい値kslp１（ｉ）およびしきい値kslp２（ｉ）は、各種のパラメータ基づいて設定することができる。前記各種のパラメータとしては、例えば、車速、ベルト式無段変速機４の変速比、ベルト式無段変速機４の実際の変速速度、車両の加減速度、変速指令値などが挙げられる。また、しきい値kslp１（ｉ）としきい値kslp２（ｉ）とは大小関係が異なる。具体的には、しきい値kslp１（ｉ）の方が、しきい値kslp２（ｉ）よりも大きく設定される。その理由は、正入力によるベルト２８の滑りが、“急激なダウンシフトに起因するベルト２８の滑りである。”と誤判定されることを回避するためである。

つぎに、図１のステップＳ６の第１の処理例を、図３のフローチャートに基づいて説明する。まず、相関係数ｋ（ｉ）の算出に用いたセカンダリシャフト５５の回転速度Ｎout （ｉ）よりも、ｎ回前に計測されたセカンダリシャフト５５の回転速度Ｎout （ｉ−ｎ）と、このセカンダリシャフト５５の回転速度Ｎout （ｉ−ｎ）よりも１回前に計測されたセカンダリシャフト５５の回転速度Ｎout （ｉ−ｎ−１）とに基づいて、セカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量ΔＮout （ｉ）を算出する（ステップＳ２１）。

このステップＳ２１についで、車両Ｖｅの運転条件に応じたしきい値ΔＮout_slp を算出する（ステップＳ２２）。上記車両Ｖｅの運転条件としては、例えば、車速、ベルト式無段変速機４の変速比、ベルト式無段変速機４の実際の変速速度、車両の加減速度、変速指令値などが挙げられる。そして、セカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量ΔＮout （ｉ）が、しきい値ΔＮout_slp 以下であるか否かが判断される（ステップＳ２３）。このステップＳ２３で肯定的に判断された場合は、逆入力と判定され（ステップＳ２４）、図１のステップＳ７に進む。これに対して、ステップＳ２３で否定的に判断された場合は、正入力であると判定され（ステップＳ２５）、図１のステップＳ７に進む。

このように、図３のフローチャートでは、セカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量ΔＮout に基づいて、逆入力であるか否かを判断している。その理由は、逆入力によりベルト２８の滑りが発生する場合は、セカンダリシャフト５５の回転速度Ｎout が急激に低下して、そのセカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量ΔＮout が、車両の減速時（アクセル開度の全閉時など）におけるセカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量ΔＮout よりも、非常に小さい値となるからである。

つぎに、図３のフローチャートに対応するタイムチャートの一例を、図４および図５に示す。図４および図５のタイムチャートでは、相関係数ｋ（ｉ）の時間変化が示され、出力軸回転数の時間変化が示され、出力軸回転加速度の時間変化が示されている。なお、しきい値の変化量Δkslp１およびしきい値の変化量Δkslp２は、便宜上、略一定に示されている。まず、正入力に相当する図４のタイムチャートについて説明する。時刻ｔ１以前においては、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp１を越えており、時刻ｔ１で、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp１以下となっている。つまり、時刻ｔ１において、図１のステップＳ４で肯定判断される。

一方、時刻ｔ１以前および時刻ｔ１以後のいずれにおいても、出力軸回転加速度、すなわち、セカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量ΔＮout （ｉ）は、しきい値ΔＮout_slp を越えている。つまり、時刻ｔ１において、図１のステップＳ４で肯定判断され、かつ、図３のステップＳ２５に進むことを意味する。ついで、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp２以下になる時刻ｔ２において、図１のステップＳ１１で肯定判断される。

さらに、逆入力に相当する図５のタイムチャートについて説明する。時刻ｔ１以前では、セカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量ΔＮout （ｉ）は、しきい値ΔＮout_slp を越えている。時刻ｔ１以後は、セカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量ΔＮout （ｉ−ｎ）が、しきい値ΔＮout_slp 未満となっている。すなわち、図３のフローチャートでステップＳ２４に進む。さらに、時刻ｔ２において、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp１以下となり、図１のステップＳ７で肯定判断される。

さらに、図１のステップＳ６の第２の処理例を、図６のフローチャートに基づいて説明する。まず、ベルト２８の滑りが発生する直前における、ベルト式無段変速機４の変速比γ_preを算出する（ステップＳ３１）。ここで、
γ_pre＝γ（ｉ−ｍ）
として算出する。なお、上記数式において“ｉ−ｍ”はベルト２８の滑りが発生する直前を意味している。

このステップＳ３１についで、ベルト式無段変速機４の変速比γ_preと、プライマリシャフト５１の回転速度Ｎin（ｉ）と、セカンダリシャフト５５の回転速度Ｎout （ｉ）とに基づいて、ベルト２８の相対滑り速度Ｎslp を算出する（ステップＳ３２）。

具体的には、
ベルト２８の相対滑り速度Ｎslp ＝Ｎin（ｉ）／γ_pre−Ｎout （ｉ）
として算出される。

前記ステップＳ３２についで、車両Ｖｅの運転条件に応じたしきい値Ｎslp_max が算出される（ステップＳ３３）。上記車両Ｖｅの運転条件としては、例えば、車速、ベルト式無段変速機４の変速比、ベルト式無段変速機４の実際の変速速度、車両の加減速度、変速指令値などが挙げられる。さらに、ステップＳ３３についで、ベルト２８の相対滑り速度Ｎslp が、しきい値Ｎslp_max 以下であるか否かが判断される（ステップＳ３４）。このステップＳ３４で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２４を経由して、図１のステップＳ７に進む。これに対して、ステップＳ３４で否定的に判断された場合は、ステップＳ２５を経由して、図１のステップＳ７に進む。図６のステップＳ２４の処理は、図３のステップＳ２４の処理と同じであり、図６のステップＳ２５の処理は、図３のステップＳ２５の処理と同じである。

以上のように、図６のフローチャートにおいては、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５に対するベルト２８の掛かり径に基づいてベルト式無段変速機４の変速比を算出し、ベルト式無段変速機４の変速比と、プライマリシャフト５１の回転速度Ｎinおよびセカンダリシャフト５５の回転速度Ｎout とに基づいて、逆入力であるか否かを判断している。このように、図６のフローチャートにおいては、ベルトの滑りが発生する直前における変速比（プーリに対するベルトの巻き掛かり径）に基づいて相対滑り速度を算出し、その相対滑り速度に基づいて、正入力または逆入力を判別する処理がおこなわれる。

つぎに、図６のフローチャートに対応するタイムチャートの一例を、図７および図８に示す。図７および図８のタイムチャートでは、相関係数ｋ（ｉ）の時間変化が示され、ベルト式無段変速機４の変速比の時間変化が示され、出力回速度の時間変化および入力回転速度の時間変化が示されている。なお、図７，図８のタイムチャートでは、しきい値の変化量Δkslp１およびしきい値の変化量Δkslp２は、便宜上、略一定に示されている。また、ベルトに滑りが発生していない状態では、変速比に関わりなく入力回転速度と出力回転速度とを同じ回転速度として示すために、入力回転速度として、Ｎin（ｉ）／γ_preを用いている。

まず、正入力に相当する図７のタイムチャートについて説明する。時刻ｔ１以前においては、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp１を越えているとともに、入力回転速度（破線）と出力回転速度（実線）とが一致している。そして、時刻ｔ１において、変速比が大きくなり始めるとともに、入力回転速度と出力回転速度とに差が生じている。具体的には、入力回転速度の方が出力回転速度よりも高速となっている。

このように、時刻ｔ１でベルトの滑りが開始されると、ベルトが滑る直前におけるベルト式無段変速機の変速比が算出される。さらに、時刻ｔ２において、変速比が小さくなり始めるとともに、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp１以下となり、その後、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp２以下となっている。すなわち、図１のステップＳ１１で肯定判断される。

つぎに、逆入力に相当する図８のタイムチャートについて説明する。時刻ｔ１以前においては、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp１を越えているとともに、入力回転速度と出力回転速度とが一致している。そして、時刻ｔ１において、変速比が大きくなり始めるとともに、入力回転速度と出力回転速度とに差が生じている。具体的には、入力回転速度よりも出力回転速度の方が高速となっている。

このように、時刻ｔ１でベルトの滑りが開始されると、ベルトが滑る直前におけるベルト式無段変速機の変速比が算出される。さらに、時刻ｔ２において、変速比が小さくなり始めるとともに、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp１以下となり、逆入力による滑りと判定される。その後、相関係数ｋ（ｉ）が、しきい値の変化量Δkslp１よりも大きくなっている。なお、図４、図５、図７、図８において、異なる図に示されている時刻同士には対応関係はない。

このように、図１の制御例によれば、同じ相関係数ｋ（ｉ）と、ベルト２８の滑り判定に用いるしきい値kslpとの対応関係に基づいて、ベルト２８の滑り状態を検出する場合に、ベルト式無段変速機４に入力されるトルクの向きが、正方向であるか逆方向であるかを判断し、その判断結果に基づいて、しきい値kslpを設定している。したがって、ベルト式無段変速機４のベルト２８の滑り検出精度を向上することができる。また、セカンダリシャフト５５の回転速度の時間変化量に基づいて、逆入力であるか否かを判断しているため、ベルト式無段変速機４に入力されるトルクの向きを高精度に検出できる。

なお、図１の制御例は、相関係数ｋ（ｉ）と比較するしきい値を、逆入力か否かにより変更する制御例であるが、ベルト２８の滑りの有無を判断するしきい値、または、ベルト２８の滑りの程度（滑り量、滑り速度、滑りの発生回数など）を判断するしきい値を、逆入力か否かにより変更する制御も、各請求項の発明に含まれる。さらに、しきい値の設定方法として、上記の方法以外の設定方法を採用し、相関係数の方がしきい値よりも大きい場合に、“ベルトの滑り量が所定量以上である。”と判定する制御も、各請求項の発明に含まれる。

ここで、図１、図３、図６に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、図１に示されたステップＳ１ないしステップＳ８、ステップＳ１０およびステップＳ１１、図３に示されたステップＳ２１ないしステップＳ２５、図６に示されたステップＳ３１ないしステップＳ３４、ステップＳ２４、ステップＳ２５が、この発明の滑り判断手段に相当する。また、しきい値kslpが、この発明の基準値に相当し、しきい値kslp１（ｉ）が、この発明の“セカンダリプーリからプライマリプーリにトルクが伝達される場合に選択する基準値”に相当し、しきい値kslp２（ｉ）が、この発明の“プライマリプーリからセカンダリプーリにトルクが伝達される場合に選択する基準値”に相当し、しきい値ΔＮout_slpが、この発明の所定量に相当する。

また、図２に示された構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ベルト式無段変速機４が、この発明の動力伝達機構に相当し、エンジンおよび電動機が、この発明の駆動力源に相当する。

なお、図１のパワートレーンでは、変速比を連続的に制御することのできる無段変速機として、ベルト式無段変速機４が用いられているが、他の無段変速機、例えば、トロイダル式無段変速機を有する車両に対しても、この発明を適用可能である。トロイダル式無段変速機は、トロイダル面を有する入力ディスクおよび出力ディスクと、各ディスクに対して接触するパワーローラとを有する変速機である。各ディスクとパワーローラとの接触面には潤滑油が存在する。そして、パワーローラを、各ディスクの軸線に直交する平面内で直線状に移動させて、パワーローラと各ディスクとの接触半径を調整することにより、入力ディスクと出力ディスクとの間の変速比が制御される。また、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を調整することにより、入力ディスクと出力ディスクとの間で伝達されるトルクの容量が制御される。

すなわち、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を高圧にすると、潤滑油がガラス状になり、いわゆるトラクション伝動（せん断力）により、入力ディスクと出力ディスクとの間で動力の伝達がおこなわれる。このように、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を調整するための油圧サーボ機構が設けられている。油圧サーボ機構は、ピストンと、各ピストンを動作させる第１の油圧室とを有している。また、パワーローラを各ディスクの軸線に直交する平面内で直線状に移動させる油圧サーボ機構が設けられている。この油圧サーボ機構は、第２の油圧室を有している。このトロイダル式無段変速機においては、駆動力源のトルクが、入力ディスクからパワーローラを経由して出力ディスクに伝達される正入力と、車輪の運動エネルギによるトルクは、出力ディスクからパワーローラを経由して入力ディスクに伝達される逆入力とが発生する。このトロイダル式無段変速機におけるトルク容量は、第１の油圧室の油圧に応じて、各ディスクに加えられる軸線方向の挟圧力により制御される。

このようなトロイダル式無段変速機に対して、この発明を適用することができる。この場合、パワーローラの滑り状態の検出に用いるしきい値が、トロイダル式無段変速機に対するトルクの入力方向に応じて変更される。

さらに、駆動力源と車輪との間に、摩擦式のクラッチなどの動力伝達機構が設けられている車両に対しても、この発明を適用することができる。摩擦式のクラッチの配置位置は、駆動力源と変速機との間の動力伝達経路、または、変速機と車輪との間の動力伝達経路、または有段変速機の一部のいずれであってもよい。この摩擦式のクラッチは、例えば、駆動力源側に設けられた摩擦材と、車輪側に設けられた摩擦材とにより構成される。そして、油圧制御装置（図示せず）などにより、クラッチの係合圧が制御される。

さらに、駆動力源のトルクが駆動力源側に設けられた摩擦材を経由して車輪側に設けられた摩擦材に伝達される正入力と、車輪の運動エネルギに相当するトルクが、車輪側に設けられた摩擦材を経由して駆動力源側に設けられた摩擦材に伝達される逆入力とが生じる。このクラッチを有する車両においては、摩擦材同士の間で生じる滑り状態が、この発明の滑り状態に相当する。そして、クラッチの滑り状態の検出に用いるしきい値が、クラッチに対するトルクの入力方向に応じて変更される。

以上のように、この発明は、入力側の回転部材と出力側の回転部材とが、介在物（例えば、ベルト、パワーローラ、潤滑油）を介して、間接的に動力伝達可能に連結される構成の第１の動力伝達機構（例えば、ベルト式無段変速機、トロイダル式無段変速機）、または、入力側の回転部材と出力側の回転部材とが直接接触する構成の第２の動力伝達機構（摩擦式クラッチ）のいずれにも適用可能である。

そして、
（ａ）第１の動力伝達機構においては、入力側の回転部材または出力側の回転部材と、介在物との接触部分における滑り状態が検出される。
なお、
（ｂ）トロイダル式無段変速機においては、パワーローラおよび潤滑油を、共に介在物であると把握することができ、この場合は、介在物同士の接触部分（境界面）における滑り状態を検出することもできる。

これに対して、
（ｃ）第２の動力伝達機構においては、入力側の回転部材と出力側の回転部材との接触部分における滑り状態が検出される。

したがって、この発明において、“滑り状態”には、上記（ａ），（ｂ），（ｃ）で述べた滑り状態が含まれる。

ここで、この実施例に開示された特徴的な構成を記載すれば、以下のとおりである。すなわち、入力側の回転部材と出力側の回転部材との間でトルクが伝達される場合に、前記入力側の回転部材と出力側の回転部材との間における滑り状態を検出する変速機の滑り検出装置において、前記入力側の回転部材から前記出力側の回転部材にトルクが伝達される場合と、前記出力側の回転部材から前記入力側の回転部材にトルクが伝達される場合とで、前記入力側の回転部材と出力側の回転部材との間で発生する滑り状態を検出する基準値を変更する滑り判断手段を備えていることを特徴とする変速機の滑り検出装置である。

ところで、この明細書の「特許請求の範囲」の各請求項に記載されている「滑り判断手段」を、「滑り判断器」または「滑り判断コントローラ」と読み替えることもできる。この場合、実施例で説明した電子制御装置３４が、「滑り判断器」および「滑り判断コントローラ」に相当する。また、各請求項に記載されている「動力伝達機構」を「作動機」または「バリエータ」と読み替えることもできる。さらにまた、各請求項に記載されている「滑り判断手段」を、「滑り判断ステップ」と読み替え、「動力伝達機構の滑り検出装置」を、「動力伝達機構の滑り検出方法」と読み替えることもできる。

この発明の動力伝達機構の検出装置の一例を示すフローチャートである。 この発明の動力伝達機構の検出装置を適用可能な車両のパワートレーンおよびその制御系統を示す概念図である。 図１に示すフローチャートの処理の一部の具体例を示すフローチャートである。 図１および図３に示すフローチャートに対応するタイムチャートの一例である。 図１および図３に示すフローチャートに対応するタイムチャートの一例である。 図１に示すフローチャートの処理の一部の具体例を示すフローチャートである。 図１および図６に示すフローチャートに対応するタイムチャートの一例である。 図１および図６に示すフローチャートに対応するタイムチャートの一例である。

符号の説明

１…エンジン（駆動力源）、 ２…車輪、 ４…ベルト式無段変速機、 ２４…プライマリプーリ、 ２５…セカンダリプーリ、 ２８…ベルト、 ３４…電子制御装置、 ５１…プライマリシャフト、 ５５…セカンダリシャフト、 Ｖｅ…車両。

Claims (2)

1. 車両の駆動力源のトルクが伝達されるプライマリプーリと、前記車両に設けられた車輪とトルク伝達可能に連結されたセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリに巻き掛けられたベルトとを有するベルト式無段変速機が設けられており、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間でトルクが伝達される場合に、前記ベルトの滑り状態を基準値を用いて検出する動力伝達機構の滑り検出装置において、
   前記駆動力源のトルクが前記プライマリプーリから前記セカンダリプーリに伝達される場合と、前記車輪のトルクが前記セカンダリプーリから前記プライマリプーリに伝達される場合とで、前記ベルトの滑り状態の検出に用いる基準値を異ならせる滑り判断手段を備え、
   前記滑り判断手段は、前記駆動力源のトルクが前記プライマリプーリから前記セカンダリプーリに伝達される場合、または、前記車輪のトルクが前記セカンダリプーリから前記プライマリプーリに伝達される場合かを、前記セカンダリプーリの回転速度の時間変化量に基づいて判断し、
   前記セカンダリプーリの回転速度の時間変化量が、所定量以下の場合は、前記車輪のトルクが前記セカンダリプーリから前記プライマリプーリに伝達される場合であると判断するとともに、
   前記セカンダリプーリの回転速度の時間変化量が、所定量を越えている場合は、前記駆動力源のトルクが前記プライマリプーリから前記セカンダリプーリに伝達される場合であると判断するように構成されていることを特徴とする動力伝達機構の滑り検出装置。
2. 前記滑り判断手段は、前記駆動力源のトルクが前記プライマリプーリから前記セカンダリプーリに伝達される場合に前記ベルトの滑り状態の検出に用いる基準値を、前記車輪のトルクが前記セカンダリプーリから前記プライマリプーリに伝達される場合に前記ベルトの滑り状態の検出に用いる基準値に比較して大きく設定することを特徴とする請求項１に記載の動力伝達機構の滑り検出装置。

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