JP5023383B2 - パワースプリット式自動変速機のギヤ比制御方法並びにパワースプリット式自動変速機 - Google Patents
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Description
パワースプリット式変速機の総減速比igesが、高い発進ギヤ比から低減されるべき場合には、図11に従って(これは図3に相応)、第1の領域においてバリエータのギヤ比ないし変速比ivarが低減され、その後で第2の領域において高められなければならない。そのため従来の設定調整器52では、両方の領域をカバーすることができず、これらの領域の一方においては意に反するものとなってしまう。
総減速比igesの実施の際には、バリエータのギヤ比ivarが切替え点Uに向けて順方向制御され、引き続き切替え点Uから逆方向制御される。この反転が正確に実施されない場合には、車両が不快な変速ショックを引き起こす。この変速ショックは、バリエータの巻掛け手段自体やそれに含まれている摩擦部材対の益々の摩耗を意味する。
以下では領域間の切替えの一般的な問題の有利な解決手段を示す。:
図14には、バリエータ12,第1のプラネタリギヤセット141、第2のプラネタリギヤセット142、後置接続されたギヤ比段FOを備えたパワースプリット式変速機のさらなる例が示されており、それらと車両のさらなる構成要素とのねじれ結合部分は符号62で表されている。
プラネタリギヤセット141のプラネタリキャリヤはプラネタリギヤセット142のリングギヤと剛性結合され、プラネタリギヤセット142のリングギヤは制御クラッチK2の出力軸と剛性結合され、プラネタリギヤセット141のリングギヤは、プラネタリギヤセット142のプラネタリキャリヤと剛性接続され、プラネタリギヤセット142のプラネタリキャリヤは、ギヤ比段FDの入力側に剛性接続され、プラネタリギヤセット142のサンギヤは、制御クラッチK1に剛性接続される。
iges=iFD×ivar×(iP1+iP2−1)/iP2
制御クラッチK1とK2が閉じている場合には、パワースプリット式変速機は制御クラッチK2とバリエータを介して動力伝達する。総減速比は以下の式、
iges=iFD×iP1/(1/ivar+iP1−1)
から算出される。
1.バリエータのギヤ比実際値ivarと変速機の総減速比igesを、測定された回転数と目 下の活動化された動作モード領域から算出するステップ
2.変速機入力側における振動減結合された回転数実際値nistを、総減速比igesと車両速 度に相応するパラメータ、例えば測定されたホイール回転数などから算出するステップ
3.回転数実際値の変化dnist/dtを算出するステップ、これは存在する変速機入力側回転数と、最後の評価以降の時間変化とから例えば時間導関数を用いた補外法によって求められる。さらに目標回転数dnsollの変化は次のようにして求められ、すなわち、
車両速度vistと変速機入力側回転数nistが求められ、
−目標回転数nsollはvistとアクセルペダルに依存する目標ギヤ比から算出され、
−dn/dtsoll=f(nsoll−nist)が求められ、それによって小さな偏差nsoll−nistは、緩慢なdn/dtsollによって修正され、大きな偏差は、比較的高いdn/dtsollによって修正される
4.切替え回転数numの算出(ここでは領域切替えUが現下の車両速度のもとで厳密に行われなければならない)
5.場合によって生じる領域切替えに関する前記算出パラメータに基づく決定。
ステップ1.
パワースプリット式変速機では総減速比とバリエータギヤ比がギヤ比領域に応じて様々に関連している。総減速比の簡単な計算は、変速機入力側回転数と出力側回転数を測定し相互に除算することである。続いてバリエータギヤ比は、前述したようなギヤ比数式から算出可能である。
振動減結合は従来のCVT変速機に類似して可能である。
目標回転数および回転数実際値の変化の後からの考慮は重要である。
切替え点におけるギヤ比は、変速機の構造によって固定的に予め定められる。
領域ストラテジは、以下の明細書で図16に基づいて説明するように状態オートマンの形態で表され得る。
遮断時間(先の領域切替え以降の持続時間)スタート AND
nsoll+a×dnsoll<num(切替え回転数)AND
nist+b×dnist−c<num(a,b,cは定数)。
遮断時間のスタート AND
nsoll+a×dnsoll>num AND
nist+b×dnist+c>num
状態0は、静止状態においてあるいは、例えばABSの介入による制動の際に、若しくは全く一般的なホイールロックの伴う制動の際に、発進時ギヤ比に対するバリエータの調整を容易にするために用いられる。CVT変速機ないしはバリエータの調整は、円錐プーリー対の回転が遅くなればなるほど難しくなる。ホイールロック傾向の制動の最中とその後では、この調整自体が困難となる。制動中の変速機の開放は、ABS制御を容易にするという利点のみでなく、発進時ギヤ比に対する調整を容易にさせる利点も伴う。これらの利点は、バリエータの構成がより小さな押圧シリンダで十分になる利点をもたらし、このことはコストの節約と重量の低減につながる。
ABS制動 AND Dsoll>>num>>nist
の存在のもとで切替えられる。
ivar近傍 AND nist ≒0
の存在のもとで切替えられる。
以下では、領域切替えの際の快適性が欠けている問題を解決するための有利な手段を説明する。
図14による構造を有し、プラネタリギヤセット141のギヤ比i1が例えば2.5で、プラネタリギヤセット142のギヤ比i2は例えば1.5の変速機のもとでは(これは高トルクの自家用車エンジンに適用され得る)、変速機内部の回転質量体の調整の際にその加速ないし減速のもとで極端に大きな変動性の出力が使い果たされるか供給されることが明らかとなる。この出力の変動によっては、不都合に感じられるトラクション動力の変化が生じ、それはトラクション動力の中断まで引き起しかねない。変速機のギヤ比変化は、特にパワースプリット動作モードにおいては、非常に顕著である。その他にも回転数勾配のある中での切替えは、例えばキックダウンによるシフトダウンは、回転数勾配のない同じような切替えに比べて明らかに不快に感じる。
・切替えクラッチのトルク追従は、有効な慣性を考慮しなければならない
・エンジン介入制御は、切替え点Uにおける有効な慣性の跳躍的変動を考慮しなければならない
・走行ストラテジは、トラクション動力を方向付けて回転数勾配を動的に低減しなければならない。
−調整器全体の構想、エンジン目標回転数が決定的な役割を果たし、後置接続されたモジュールが目標回転数に制御する。設定調整器52と切替えモジュール60(図10)は相互作用し、それと共に切替えが適正な時点で行われ、設定調整器が切替えの際に相応に極性を切替えられる。
−クラッチトルクの計算の時
−バリエータクラッチの計算の時(制御偏差の反転による"極性替え")
−設定調整器の操作の際(例えばI成分の消去)
−バリエータトルクの計算の時
−回転数の計算の時
において無段階に考慮される。
切替えの領域、ないしはその近傍領域では、ローレベルギヤ比領域(非スプリット動作モード)で走行しているのかハイレベルギヤ比領域(スプリット動作モード)で走行しているのかが巻掛け手段の損傷、例えば金属チェーンの損傷に大きく係わってくる。例えば図20によるギヤ比特性(変速比特性)を有するパワースプリット式変速機においては一般に、スプリット動作モードの方が、非スプリット動作モードの場合よりもチェーン損傷の確率が高まる。
領域切替え点U近傍の作動点において走行している場合には、チェーン負荷の低い領域に所期のように切替えることが可能である。緩慢な走行の際には非スプリット動作モードが存在し、それに続いてスプリット動作モードが存在するような変速機においては、上位に位置付けられる走行ストラテジ(例えばモジュール60(図10)にて実行される)によって、チェーン損傷の比較的少ない非スプリット動作モードへの切替えが強制される。それによりとりわけユーザーにとってじゃまに感じられない程度の極僅かに高いエンジン回転数が受入れられる。
目標ギヤ比ないし目標回転数が領域切替えUの領域に存在するならば、目標回転数ないし目標ギヤ比の比較的小さな変更も揺動シフトに結び付き得る。これもチェーン損傷の観点から避けられるべきである。
例:
目標総減速比iges sollが少なくとも1つのΔ値分だけ、回転数補償の伴う領域切替えUが実施されるギヤ比よりも大きい場合に初めて、非スプリット領域(Low-Ast)への切替えが許容される。
円錐プーリ式巻掛け伝動装置の場合、定常的な状態において2つの円錐プーリー対における押圧力の間で応力の均衡が生じる。すなわち所定の入力回転数と所定の入力トルクのもとで、ギヤ比を一定に保つために、押圧力の間で所定の応力比が必要である。この応力比は、例えば有効トルクを伴う回転数に依存している。この応力比が定常的値からずれている場合には、ギヤ比調整となる。
パワースプリット式変速機、特にバリエータ内のトルク伝達方向が当該パワースプリット変速機の2つのギヤ比領域で異なるタイプでは、切替えの際に巻掛けチェーンの損傷の危険性が高くなる。なぜなら牽引力が過度に揺動するからである。図22には、特性が表わされている。ここでは横軸に時間が示され、符号MKの付されている縦軸は、制御クラッチK1とK2の伝達可能なクラッチトルクが示され、符号Mvarの付された縦軸には、バリエータから伝達されるトルクが示されている。
完全に操作されたアクセルペダルのもとでは、高い目標回転数nsoll、典型的には、ガソリンエンジンでは、最大エンジン出力とそれに伴う最大加速を達成するために、毎分5800回転が開始される。このことは図24に示されている。2つの特性曲線は、時間軸に亘って回転数経過と速度経過が示されている。実際の回転数nは、バリエータの設定調整器によって目標回転数nsollに適応され、それに対して車両は加速される。符号Uで示されている時点では、領域切替えが毎分5800回転と最大トルクのもとで行われている。
パワースプリット式変速機の場合は、ギヤ比領域切替え点Uにおいて領域チェンジが行われるが(これはギヤ比及び回転数における跳躍的変化なしで可能である)、しかしながら実際には車両加速度の変化が現れる。なぜなら切換のもとでは変速機内部の回転質量体の損失トルクと加速トルクが変化するからである。そのような予期できない加速変化は、快適性の欠陥を意味し、バリエータ、特に巻掛け手段に強く現れる振動を引き起す。
これらの図面では、特性曲線Iがパワースプリット式変速機のバリエータのギヤ比の時間経過を表わしており、この場合符号Uでもって切替え点が表わされている。特性曲線IIaは、切替え点前の車両加速度を表わしており、特性曲線IIbは、切替え点後の車両加速度を表わしている。特性曲線IIIは、エンジン出力を表わしている。ここでは中程度のエンジン出力での加速過程が示されている。
切替え点の領域におけるパワースプリット式変速機のギヤ比制御の特性は、次のようなことからなっている。すなわち、ギヤ比がまず、バリエータの終端位置へ迅速に調整され、続いてこの経路から続けられる。分岐された領域(スプリット領域)と分岐されていない領域(非スプリット領域)の間の切替えをドライバにとってできるだけ感じ取れるように実施するためには、当該設定調整が高い動特性の他にも正確でかつ安定したギヤ比制御が維持されなければならない。この2つの要求は通常は相互に相反している。
図では、総減速比igesがどのようにして、バリエータのギヤ比ivarの通過によってその発進時ギヤ比から特性曲線"Low-Ast"に沿ってできるだけ長いギア比まで調整され、そして切替えの後で再びバリエータのギア比領域の通過のもとで逆方向に特性曲線"High-Ast"の方向に沿って迅速に調整されているかが示されている。ここで明らかに有利だとわかっていることは、切替え点Uの領域においてバリエータのその終端位置からの調整が、ギヤ比ないしは回転数の所望の目標勾配に相応する調整パルスによって支援されることである。それによりギヤ比制御の観点から支援された切換が、有利には、次のようなパルスを印加されている。すなわち希望するギヤ比に相応し、例えば応力、圧力、電流パルスとして実現されるパルスである。この方法の利点は、当該の制御された方法が設定調整器52(図10)のI成分の引き上げにはつながらないことである。それによりこの調整は迅速にかつ目標値の制御開始が不都合な振動なしで実現できる。
パワースプリット式変速機に用いられるバリエータの設計基準は、単独で用いられるCVT変速機の基準とは異なる。なぜならパワースプリット式変速機のバリエータは、トラクション動作状態においても、エンジンブレーキ動作状態においても、高いトルクで作動できるからである。
動力分岐機能(パワースプリット機能)を有するCVT変速機の場合、無段階の走行動作モードの他に、いわゆるティプトロニック動作によって予め選択される(変速段に類似した)固定のギヤ比を実現することも可能である。このティプトロニック動作モードにおけるギヤシフトでは、CVT変速機のギヤ比の連続的な設定調整という条件のために、マニュアルシフトに比べて自発性と有段性に乏しいものと感じ取られる。
バリエータを有するパワースプリット式変速機は、一般に4つの構造空間を必要とする。図29には、パワースプリット式変速機の有利な実施形態が示されている。
特にその調整領域が逆方向に通過する、バリエータを含んだパワースプリット式変速機の場合、その設定調整(これは多くの場合油圧で行われる)が、所要の調整力のもとで、可及的に僅かなポンプ出力ないしは簡単な油圧システム構造で実施するための問題が避けられない。
−押圧装置のための制御バルブ、これは各円錐プーリー対の調整チャンバに対して1つの圧力室しか含んでいない。この場合制御プログラムが実行され、2つの油圧式圧力制御バルブに応じて駆動制御される。そのようなシングルチャンバシステムの欠点は、ギヤ比変更の際に、大型の圧力チャンバが多くの油量で充たされなければならないことである。このことはロスの多い大容量のポンプを必要とすることを意味する
−トルクセンサ及びダブルチャンバシステム:
トルクに依存した所要押圧圧力は、押圧ユニットにおいて形成される。この場合は2つのプーリーセットの押圧チャンバが油圧的に相互に接続されている。この油圧系圧力は、相応のバルブを駆動制御しているトルクセンサに依存する。調整力は、設定調整ユニット内で相応の調整チャンバによって形成され、その圧力印加は、1つ又は2つの制御可能なバルブを介して行われる。この装置においては、比較的小型のポンプが利用可能である。欠点として挙げられることは、所要押圧圧力のギヤ比への依存性が比較的多大なコストをかけなければ表わすことができないことである
−ダブルチャンバ構成による自由な押圧
この場合トルクセンサが制御可能なプロポーションナルバルブに置換えられる。所要押圧圧力のトルク及びギヤ比への依存性は、制御の中に含まれる。前述した欠点は、回避され得る。いずれにせよ、押圧圧力に対して制御可能なバルブのコストがかかる。
図示されているのは、固定ディスク30aを調整ディスク30bを有する円錐プーリー対30である。この調整ディスクは、押圧チャンバ100の圧力と調整チャンバ102の圧力を印可される。
第1のステップでは、ディスクセットの押圧力がそれ自体公知の手法で算出される。このことは、メモリ内にファイルされた目標応力を求めることによって行われるか(この場合はそのつどの目標応力が伝達されたトルク、目下のギヤ比、所望の設定調整に依存して求められる)、若しくはセンサによって検出される応力実際値の形態で、あるいは2つの手段の組合わせによって行われてもよい。
Claims (3)
- パワースプリット式自動変速機のギヤ比の閉ループ制御のための方法であって、
前記変速機は、エンジンによって駆動される駆動軸と、連続的に可変のギヤ比を有するバリエータと、ギヤセットと、出力軸と、少なくとも2つの制御クラッチを含んでおり、前記バリエータとギヤセットは、制御クラッチを用いて、パワースプリット式変速機の全ギヤ比領域の通過の際にバリエータの調整領域が、第1のギヤ比領域内では1つの方向にそして第2のギヤ比領域内では逆方向に通過するように相互接続可能である形式の方法において、
前記パワースプリット式自動変速機は設定調整器を更に有し、前記設定調整器によって、
目標回転数変化値(dn/dt soll )と回転数実際値変化値(dn/dt ist )との偏差を計算し、
前記第1のギヤ比領域と前記第2のギヤ比領域との切り換え点の移行の際に、前記偏差に付ける極性を変更し、
前記極性の付いた偏差を、比例制御、または、積分制御、または、微分制御、または、それらの制御の組み合わせた制御に入力し、かつ、出力し、
前記出力を、傾きdi ges /di var に基づき制御する、
ただし、i ges はパワースプリット式変速機の総減速比であり、di var はバリエータのギヤ比ないし変速比である、
ことを特徴とする方法。 - 前記出力を、傾きdi ges /di var に基づき制御することが、前記出力に、傾きdi ges /di var を乗算することである、請求項1記載の方法。
- 前記出力の内の比例制御成分に、傾きdi ges /di var を乗算することである、請求項2記載の方法。
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