JP6494671B2

JP6494671B2 - 無段変速機の側圧制御装置

Info

Publication number: JP6494671B2
Application number: JP2017003889A
Authority: JP
Inventors: 矢ケ崎　徹; 徹矢ケ崎; 恭平坂上
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2017-01-13
Filing date: 2017-01-13
Publication date: 2019-04-03
Anticipated expiration: 2037-01-13
Also published as: JP2018112271A

Description

本発明は、駆動源の駆動力が入力される入力軸要素と、前記駆動源の駆動力が変速して出力される出力軸要素と、前記両要素にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸要素から前記出力軸要素に駆動力を伝達する伝達要素と、前記入力軸要素が有する任意の変動成分の前記出力軸要素への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を推定するトルク比推定手段とを備える無段変速機の側圧制御装置に関する。

かかる無段変速機の側圧制御装置は、下記特許文献１により公知である。この無段変速機の側圧制御装置によれば、無段変速機の伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比Ｔｒを、入力軸要素が有する任意の変動成分が摩擦要素を介して出力軸要素に伝達される伝達特性に基づいて推定する際に、前記両要素の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと、前記両要素の変動成分の位相差を指標化した位相遅れΔφとの何れか一方を用いるので、無段変速機の動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比Ｔｒを精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφからトルク比Ｔｒを推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。

また、入力軸要素に設けたドライブプーリと出力軸要素に設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛けた無段変速機の変速比を変速制御手段で制御する際に、推定したトルク比Ｔｒが目標トルク比に一致するようにドライブプーリおよびドリブンプーリに加えるプーリ側圧を制御するので、目標とするトルク比Ｔｒを直接指定して的確な制御を行うことができるだけでなく、プーリ側圧の応答性が変動成分の周波数によって変化するのを防止することができる。

特許第５５４８７６５号公報

ところで、上記従来の発明は、無端ベルトおよびプーリ間のスリップ状態をミクロスリップ領域の上限、すなわちトルク比Ｔｒ＝１．０となるように制御することで、動力伝達効率を最大限に高めながら、無端ベルトおよびプーリ間にマクロスリップが発生するのを防止してベルト式無段変速機の耐久性を高めることができる。しかしながら、トルク比Ｔｒが増加して１．０に近付くと滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値が次第に小さくなり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐから求めるトルク比Ｔｒの精度が低下するため、トルク比Ｔｒの目標値を１．０に設定すると無端ベルトおよびプーリ間のスリップ状態がマクロスリップ領域に入ってしまい、動力伝達効率の急激な低下を招く可能性があった。

この問題を回避するには、トルク比Ｔｒの目標値を余裕を残して１．０よりも低めに設定すれば良いが、このようにすると、折角の動力伝達効率の向上効果を有効に発揮させられないという問題がある。そこで、無端ベルトおよびプーリ間のスリップ状態がマクロスリップ領域に入ったことを別途検出し、マクロスリップ領域に入ったときにプーリ側圧を増加させてミクロスリップ領域に留めることにより、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφによるプーリ側圧制御の精度をより高め、動力伝達効率の更なる向上を図ることができると考えられる。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφによるプーリ側圧制御の精度をより高めることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源の駆動力が入力される入力軸要素と、前記駆動源の駆動力が変速して出力される出力軸要素と、前記両要素にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸要素から前記出力軸要素に駆動力を伝達する伝達要素と、前記入力軸要素が有する任意の変動成分の前記出力軸要素への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を推定するトルク比推定手段とを備える無段変速機の側圧制御装置であって、前記トルク比推定手段は、前記両要素の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子、および前記両要素の変動成分の位相差を指標化した位相遅れのうちの何れか一方と、前記両要素の変動成分の周波数あるいは前記駆動源であるエンジンの回転数とに基づいて前記トルク比を推定し、前記無段変速機は、前記入力軸要素に設けられたドライブプーリと、前記出力軸要素に設けられたドリブンプーリと、前記両プーリに巻き掛けられた無端ベルトよりなる前記伝達要素と、前記無段変速機の変速比を制御する変速制御手段とを備え、前記変速制御手段は、前記無段変速機の下流側に配置されたドライブシャフトに起因する振動が該ドライブシャフトの共振周波数よりも高い周波数で減衰しないときに、前記推定したトルク比と目標トルク比との偏差に基づいて、該偏差が０となるように、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリに加えるプーリ側圧を制御し、前記無段変速機の下流側に配置されたドライブシャフトに起因する振動が該ドライブシャフトの共振周波数よりも高い周波数で減衰するときに、前記推定したトルク比による前記プーリ側圧の制御を中止することを特徴とする無段変速機の側圧制御装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記入力軸要素および前記出力軸要素の回転変動に基づいて描いたリサジュー図形が楕円形である場合に、推定した前記トルク比によるプーリ側圧の制御を許可することを特徴とする無段変速機の側圧制御装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、前記リサジュー図形が楕円形でなくなった場合、前記リサジュー図形が再度楕円形になるまでの間、最後に前記リサジュー図形が楕円形であったときの前記滑り識別子あるいは前記位相遅れから推定した前記トルク比によりプーリ側圧の制御を継続することを特徴とする無段変速機の側圧制御装置が提案される。

尚、実施の形態の入力軸１１は本発明の入力軸要素に対応し、実施の形態の出力軸１２は本発明の出力軸要素に対応し、実施の形態の無端ベルト１５は本発明の伝達要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態のベルト式無段変速機ＴＭは本発明の無段変速機に対応し、実施の形態の電子制御ユニットＵは本発明のトルク比推定手段あるいは変速制御手段に対応する。

請求項１の構成によれば、無段変速機の伝達可能な最大トルクに対する実際の伝達トルクの比であるトルク比を、入力軸要素が有する任意の変動成分が摩擦要素を介して出力軸要素に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、前記両要素の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子と、前記両要素の変動成分の位相差を指標化した位相遅れとの何れか一方を用いるので、無段変速機の動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比を精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子あるいは位相遅れからトルク比を推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。

また入力軸要素に設けたドライブプーリと出力軸要素に設けたドリブンプーリとに無端ベルトを巻き掛けた無段変速機の変速比を変速制御手段で制御する際に、推定したトルク比が目標トルク比に一致するようにドライブプーリおよびドリブンプーリに加えるプーリ側圧を制御するので、目標とするトルク比を直接指定して的確な制御を行うことができるだけでなく、プーリ側圧の応答性が変動成分の周波数によって変化するのを防止することができる。

また無段変速機の下流側に配置されたドライブシャフトに起因する振動が該ドライブシャフトの共振周波数よりも高い周波数で減衰しないときに、推定したトルク比に基づいてドライブプーリおよびドリブンプーリに加えるプーリ側圧を制御し、無段変速機の下流側に配置されたドライブシャフトに起因する振動が該ドライブシャフトの共振周波数よりも高い周波数で減衰するときに、推定したトルク比によるプーリ側圧の制御を中止するので、無端ベルトにマクロスリップが発生していないことが保証された状態で上記プーリ側圧の制御を行うことで、制御精度を高めて動力伝達効率の更なる向上が可能になる。

また請求項２の構成によれば、入力軸要素および出力軸要素の回転変動に基づいて描いたリサジュー図形が楕円形である場合に、推定したトルク比によるプーリ側圧の制御を許可するので、無段変速機の下流側に配置されたドライブシャフトに起因する振動が共振周波数よりも高い周波数で減衰しない状態をリサジュー図形により精度良く判定し、推定したトルク比によるプーリ側圧の制御を的確に実行することができる。

また請求項３の構成によれば、リサジュー図形が楕円形でなくなった場合、リサジュー図形が再度楕円形になるまでの間、最後にリサジュー図形が楕円形であったときの滑り識別子あるいは位相遅れから推定したトルク比によりプーリ側圧の制御を継続するので、無端ベルトが一時的にマクロスリップ状態になっても、次にミクロスリップ状態に復帰するまでの間、動力伝達効率を低下させることなくプーリ側圧の制御を継続することができる。

ベルト式無段変速機の全体構造を示す図。プーリ側圧と動力伝達効率との関係を示すグラフ。トルク比と動力伝達効率との関係を示グラフ。トルク比とベルトスリップとの関係を示す図。入力軸回転数の変動波形および出力軸回転数の変動波形を示す図。変動成分の周波数および滑り識別子からトルク比を検索するマップを示す図。変動成分の周波数および位相遅れからトルク比を検索するマップを示す図。プーリ側圧の制御系のブロック図。目標トルク比の設定の一例を示す図。目標トルク比の設定の他の例を示す図。ベルト式無段変速機からタイヤまでの動力伝達経路をモデル化した図。振動周波数に対する振幅の関係を減衰係数の大きさに応じて示すグラフ。振動周波数および減衰係数に応じたリサジュー図形を示す図。マクロスリップを考慮したプーリ側圧制御のフローチャート。

以下、図１〜図１４に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

図１に示すように、自動車に搭載されるベルト式無段変速機ＴＭは、エンジンＥに接続された入力軸１１（あるいは入力軸要素）と、入力軸１１と平行に配置された出力軸１２（あるいは出力軸要素）と、入力軸１１に設けられたドライブプーリ１３と、出力軸１２に設けられたドリブンプーリ１４と、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４に巻き掛けられた金属製の無端ベルト１５（あるいは伝達要素）とを備える。ドライブプーリ１３は固定側プーリ半体１３ａと可動側プーリ半体１３ｂとで構成され、可動側プーリ半体１３ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１３ａに接近する方向に付勢される。同様に、ドリブンプーリ１４は固定側プーリ半体１４ａと可動側プーリ半体１４ｂとで構成され、可動側プーリ半体１４ｂはプーリ側圧で固定側プーリ半体１４ａに接近する方向に付勢される。従って、ドライブプーリ１３の可動側プーリ半体１３ｂおよびドリブンプーリ１４の可動側プーリ半体１４ｂに供給するプーリ側圧を制御し、ドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の一方の溝幅を増加させて他方の溝幅を減少させることで、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を任意に変更することができる。

ベルト式無段変速機ＴＭの変速比を制御する電子制御ユニットＵには、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸１１の回転数と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸１２の回転数と、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジンＥの回転数とに加えて、アクセル開度信号、車速信号等が入力される。電子制御ユニットＵは、アクセル開度信号および車速信号に基づいてベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を変化させる通常の変速比制御以外に、後述するトルク比Ｔｒを推定し、このトルク比Ｔｒを用いてベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高めるべくプーリ側圧を変化させる制御を行う。

ところで、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率を高める手段の一つとして、プーリに加えるプーリ側圧を低下させることが知られている。図２は、プーリ側圧に対する動力伝達効率および摩擦損失の関係を示すもので、プーリ側圧の減少に伴って、プーリおよび無端ベルト間のスリップが小さいミクロスリップ領域から、遷移領域を経て、プーリおよび無端ベルト間のスリップが大きいマクロスリップ領域に移行する。ミクロスリップ領域ではプーリ側圧の減少に応じて動力伝達効率が次第に向上するが、遷移領域で動力伝達効率が低下し始め、マクロスリップ領域で動力伝達効率が急激に低下する。

その理由は、無端ベルトの金属エレメントの半径方向滑りと金属リングの滑りに起因する摩擦損失の和は、プーリ側圧の減少に伴ってミクロスリップ領域からマクロスリップ領域まで一定の比較的に大きい減少率Ａで減少するが、金属エレメントの接線方向滑りに起因する摩擦損失は、ミクロスリップ領域から遷移領域にかけて略一定の比較的に小さい増加率Ｂ（Ａ＞Ｂ）で増加し、マクロスリップ領域で急激に増加するためと考えられる。

最大の動力伝達効率を得るには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に制御することが望ましいが、プーリ側圧を過剰に減少させてしまうと、ミクロスリップ領域から遷移領域を通り越してマクロスリップ領域に入ってしまい、プーリに対して無端ベルトが大きくスリップして損傷する可能がある。従って、ベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保しながら動力伝達効率を高めるには、プーリ側圧を遷移領域の直前のミクロスリップ領域に精度良く制御することが必要となる。

そのために、本発明ではトルク比Ｔｒというパラメータを導入している。トルク比Ｔｒは、
Ｔｒ＝Ｔ／Ｔｍａｘ …（１）
で定義されるもので、Ｔはベルト式無段変速機ＴＭが現在伝達しているトルクであり、Ｔｍａｘはベルト式無段変速機ＴＭが現在の軸推力（つまり、プーリ側圧×プーリピストンの受圧面積）でスリップせずに伝達可能な最大トルクである。トルク比Ｔｒ＝０は動力伝達が行われていない状態に対応し、トルク比Ｔｒ＝１は現在伝達しているトルクが飽和した状態に対応し、トルク比Ｔｒ＞１はマクロスリップが発生してしまったか、それに遷移している状態に対応する。

図３に示すように、変速比がＯＤの状態および変速比がＭＩＤの状態では、トルク比Ｔｒが１．０で最大の動力伝達効率が得られる。また変速比がＬＯＷの状態では、最大の動力伝達効率が得られるトルク比Ｔｒは０．９に低下するが、トルク比Ｔｒが１．０でも依然として高い動力伝達効率が得られることが分かる。つまり、トルク比Ｔｒというパラメータは動力伝達効率と極めて高い相関関係があり、このトルク比Ｔｒが１．０に近い値になるようにベルト式無段変速機ＴＭのプーリ側圧を制御することで動力伝達効率を高めることができ、しかもマクロスリップの発生を防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を確保することができる。

トルク比Ｔｒを算出する際に必要な最大伝達可能トルクＴｍａｘは、
Ｔｍａｘ＝２μＲＱ／ｃｏｓα …（２）
で与えられるもので、μはプーリおよびベルト間の摩擦係数、Ｒはプーリのベルト巻き付き半径、Ｑはプーリの軸推力、αはプーリのＶ角の半分の角度である。このように、トルク比Ｔｒを算出するには最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出する必要があり、最大伝達可能トルクＴｍａｘを算出するには、プーリおよびベルト間の摩擦係数μ、プーリのベルト巻き付き半径Ｒおよびプーリの軸推力Ｑを検出する必要があるため、多くのセンサが必要になる。これらのセンサを実際の車両に搭載することは、コストの観点から実現することが困難である。

本実施の形態は、トルク比Ｔｒを、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀（変動成分の周波数ｆ₀）とから、あるいは位相遅れΔφと入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀（変動成分の周波数ｆ₀）とから推定するものである。入力軸１１の回転数変動はエンジンＥの回転数変動と同期することから、入力軸１１の回転数変動の周波数ｆ₀はエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から算出可能であり、また後述するように、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφは入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数の変動と、出力軸回転数センサＳｂで検出した出力軸回転数の変動とから算出可能であるため、トルク比Ｔｒを最小限の数のセンサで精度良く推定することができる。

次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφについて説明する。図４に示すように、トルク比Ｔｒが増加するのに伴い、ミクロスリップ領域ではベルトのスリップ量は僅かずつ増加し、マクロスリップ領域に入るとベルトのスリップ量は急激に増加する。入力軸１１に無端ベルト１５を介して接続された出力軸１２には、入力軸１１の回転数変動が無端ベルト１５を介して伝達されるため、出力軸１２にも同じ周波数の回転数変動が発生する。ベルトおよびプーリ間に全くスリップが存在しないとき、入力軸回転数の変動波形と出力軸回転数の変動波形とは一致するが、トルク比Ｔｒの増加に伴ってスリップ量が増加すると、入力軸回転数の変動波形の振幅に対して出力軸回転数の変動波形の振幅が小さくなり、かつ入力軸回転数の変動波形の位相に対して出力軸回転数の変動波形の位相が遅れることになる。

図４および図５において、実線で示す入力軸回転数の変動波形に対して鎖線で示す出力軸回転数の変動波形は、トルク比Ｔｒの増加に伴って振幅が次第に減少するとともに位相が次第に遅れていることが分かる。入力軸回転数の振動波形は、
Ｎｉｎ＝Ａｃｏｓ（ωｔ＋φｉｎ） …（３）
で与えられ、出力軸回転数の振動波形は、
Ｎｏｕｔ＝Ｂｃｏｓ（ωｔ＋φｏｕｔ） …（４）
で与えられる。

つまり、入力軸回転数の振動波形に対して出力軸回転数の振動波形は、振幅がＡからＢに減少し、位相がφｉｎ−φｏｕｔだけ遅れることになる。

次に、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの算出の手法を説明する。

先ず、入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ₀を、エンジンＥの気筒数ｎと、エンジン回転数の直流成分Ｎｅとを用いて、次式により算出する。エンジン回転数の直流成分Ｎｅは、通常のエンジンＥに必ず備えられているエンジン回転数センサＳｃにより検出可能である。

滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、変動周波数ｆ₀における入力軸１１と出力軸１２との間の振幅比Ｍを、ベルト式無段変速機ＴＭの幾何学的な応答、即ち滑りや励振の影響を受けない場合の振幅比Ｍｇにより指標化したものであり、次式により定義される。

入力軸１１の回転数の変動周波数ｆ₀の関数である振幅比Ｍは次式で定義されるもので、変動周波数ｆ₀はエンジン回転数センサＳｃが出力するエンジン回転数から算出可能であり、Ｓｉｎ（ｆ₀）は入力軸回転数の変動波形のパワスペクトルであって入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、またＳｏｕｔ（ｆ₀）は出力軸転数の変動波形のパワスペクトルであって出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。

また幾何学条件における振幅比Ｍｇは、ベルト式無段変速機ＴＭで生じる滑りが小さい場合には、近似的に出力信号と入力信号との直流成分の比として表され、次式で定義される。

幾何学条件における振幅比Ｍｇは、入力軸１１および出力軸１２の変動成分として用いる物理量に依存する。本実施の形態では前記変動成分として回転数変動を用いているため、ベルト式無段変速機ＴＭの変速比をｉとしたときに、Ｍｇ＝１／ｉで与えられる。入力軸１１および出力軸１２の変動成分として、トルク変動を用いた場合には、Ｍｇ＝ｉで与えられる。ベルト式無段変速機ＴＭの変速比ｉは、入力軸回転数センサＳａの出力と出力軸回転数センサＳｂの出力とから算出可能である。

以上のことから、（６）式を書き換えると次式のようになり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐは、ベルト式無段変速機ＴＭに既存の入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力と、エンジンＥに既存のエンジン回転数センサＳｃの出力とから算出することができる。

また位相遅れΔφは次式で定義されるもので、入力軸回転数の変動波形の位相φｉｎは入力軸回転数センサＳａの出力から算出可能であり、出力軸回転数の変動波形の位相φｏｕｔは出力軸回転数センサＳｂの出力から算出可能である。

図６は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ₀（あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に滑り識別子ＩＤｓｌｉｐをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ₀と滑り識別子ＩＤｓｌｉｐとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ₀の値がａであり、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐの値がｂであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。

図７は、横軸に入力軸回転数の変動成分の周波数ｆ₀（あるいはエンジン回転数Ｎｅ）をとり、縦軸に位相遅れΔφをとったマップであり、トルク比Ｔｒを０．７、０．８、０．９、１．０のように変化させると、対応する位相遅れΔφの特性ラインが変化する。このマップにより、そのときのベルト式無段変速機ＴＭの変動成分の周波数ｆ₀と位相遅れΔφとが決まると、それらの値からそのときのトルク比Ｔｒを推定することができる。例えば、変動成分の周波数ｆ₀の値がｃであり、位相遅れΔφの値がｄであるとき、トルク比Ｔｒは一点鎖線で示されるラインの０．９になる。

しかして、図８に示すように、電子制御ユニットＵは、エンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数に対応する変動成分の周波数ｆ₀を算出するとともに、入力軸回転数センサＳａおよび出力軸回転数センサＳｂの出力をフィルタ機能を有するロックインアンプを通過させて前記周波数ｆ₀に対応する振動波形を抽出し、それら入力側および出力側の振動波形から滑り識別子ＩＤｓｌｉｐおよび位相遅れΔφを算出する。続いて滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφ（図８の例では位相遅れΔφ）と変動成分の周波数ｆ₀とをパラメータとしてマップ検索することで、そのときのトルク比Ｔｒを推定する。

そして推定したトルク比Ｔｒと目標トルク比ＳＴｒとの偏差が入力されるＰＩＤコントローラが、前記偏差をゼロに収束させるための制御信号を出力し、その制御信号が入力される油圧制御回路がベルト式無段変速機ＴＭのドライブプーリおよびドリブンプーリの何れか一方にトルク比Ｔｒを制御するためのプーリ側圧を発生させ、また他方のプーリ側圧は変速比を適正に維持するために制御される。その結果、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒは目標トルク比ＳＴｒに一致するようにフィードバック制御される。従って、例えば目標トルク比ＳＴｒを１．０に設定すれば、動力伝達効率を最大限に高めながら、ベルトおよびプーリ間にマクロスリップが発生するのを防止してベルト式無段変速機ＴＭの耐久性を高めることができる。

次に、図９に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の一例を説明する。

先ずステップＳ１でアクセル開度ＡＰの変化率ｄＡＰを算出し、ステップＳ２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲から外れることで、アクセルペダルが急激に踏み込まれたりアクセルペダルが急激に戻されたと判断された場合、ステップＳ５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ２でアクセル開度変化率ｄＡＰがｄＡＰＬ＜ｄＡＰ＜ｄＡＰＨの範囲に戻り、かつステップＳ３でその状態が所定時間継続すると、ステップＳ４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。

これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、アクセルペダルが急激に操作されてベルト式無段変速機ＴＭのベルトおよびプーリ間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。

次に、図１０に基づいて目標トルク比ＳＴｒの設定の他の例を説明する。

先ずステップＳ１１で目標トルク比ＳＴｒに対する推定トルク比Ｔｒの偏差ｄＴｒを算出し、ステップＳ１２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲から外れることで、車両が悪路を走行して路面からベルト式無段変速機ＴＭに逆伝達される負荷が大きく変動していると判断された場合、ステップＳ１５で目標トルク比ＳＴｒを低トルク比ＳＴｒＬに減少させる。前記ステップＳ１２でトルク比偏差ｄＴｒがｄＴｒＬ＜ｄＴｒ＜ｄＴｒＨの範囲に戻り、かつステップＳ１３でその状態が所定時間継続すると、ステップＳ１４で目標トルク比ＳＴｒを高トルク比ＳＴｒＨに増加させる。

これにより、通常時は目標トルク比ＳＴｒを高く設定してプーリ側圧を減少することで動力伝達効率の向上を図り、悪路走行時に路面からの負荷でベルト式無段変速機ＴＭのベルトおよびプーリ間にスリップが発生する虞があるときには、目標トルク比ＳＴｒを低く設定してプーリ側圧を増加することでベルト式無段変速機ＴＭの保護を図ることができる。また前記ステップＳ１３でヒステリシスを持たすことで、目標トルク比ＳＴｒが頻繁に切り換わるのを防止することができる。

以上のように、本実施の形態によれば、ベルト式無段変速機ＴＭのトルク比Ｔｒを、入力軸１１が有する変動成分が無端ベルト１５を介して出力軸１２に伝達される伝達特性に基いて推定する際に、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子ＩＤｓｌｉｐと、入力軸１１および出力軸１２の変動成分の位相差を指標化した位相遅れΔφとの少なくとも一方を用いるので、ベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率に極めて密接に関連するトルク比Ｔｒを精度良く推定して動力伝達効率の向上を図ることができる。しかも滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφからトルク比Ｔｒを推定するので、それを推定するために必要なセンサの数を最小限に抑えてコストの削減を図ることができる。また推定したトルク比Ｔｒが目標トルク比ＳＴｒに一致するようにドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４の一方に加えるプーリ側圧を制御するので、目標とするトルク比Ｔｒを直接指定して的確な制御を行うことができるだけでなく、プーリ側圧の応答性が変動成分の周波数ｆ₀によって変化するのを防止することができる。

次に、図１１〜図１４に基づいて、無端ベルト１５のマクロスリップの検出に基づく制御について説明する。本制御は上述したプーリ側圧制御に組み合わされるもので、無端ベルト１５のマクロスリップを検出し、マクロスリップが検出されたときに滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφから推定したトルク比Ｔｒによるプーリ側圧制御を中止し、無端ベルト１５のスリップ状態がマクロスリップ領域に入るのを防止することでプーリ側圧制御の精度をより高め、これによりベルト式無段変速機ＴＭの動力伝達効率の更なる向上を図るものである。

図１１は、ベルト式無段変速機ＴＭからタイヤＷまでの動力伝達経路をモデル化したものであり、ベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５の金属エレメントは弾性係数Ｋ１を有するバネ要素を構成し、ベルト式無段変速機ＴＭのプーリ１３，１４および無端ベルト１５は減衰係数Ｃ１を有する摩擦要素を構成し、ベルト式無段変速機ＴＭおよびタイヤＷを接続するドライブシャフトＳは弾性係数Ｋ２を有するバネ要素を構成する。入力軸１１の回転数（つまりドライブプーリ１３の回転数）は入力軸回転数センサＳａで検出され、出力軸１２の回転数（つまりドリブンプーリ１４の回転数）は出力軸回転数センサＳｂで検出される。

タイヤＷが地面に接地した状態では、車体重量に相当する大きな荷重でタイヤＷが固定されていると見なせるため、ベルト式無段変速機ＴＭのドリブンプーリ１４はドライブシャフトＳからなる弾性係数Ｋ２のバネ要素を介して固定端に固定されていると見なすことができる。この状態でベルト式無段変速機ＴＭからドライブシャフトＳに振動が伝達されると、弾性係数Ｋ２のバネ要素を構成するドライブシャフトＳは振動する。ドライブシャフトＳの共振周波数は、例えば２８Ｈｚである。

図１２は、ドライブシャフトＳの振動周波数に対する振幅の関係を、減衰係数Ｃ１の大きさに応じて示すものである。ベルト式無段変速機ＴＭの無端ベルト１５の滑り量が小さいミクロスリップ状態では減衰係数Ｃ１が大きくなり、無端ベルト１５の滑り量が大きいマクロスリップ状態では減衰係数Ｃ１が小さくなる。図１２では、ドライブシャフトＳの共振周波数である２８Ｈｚにおいて、減衰係数Ｃ１＝１、Ｃ１＝１０およびＣ１＝４０の三つの場合の振幅を同じ大きさに揃えて記載しているが、周波数が２８Ｈｚよりも高い領域では減衰係数Ｃ１の大きさに応じて振幅の変化特性が異なっている。

すなわち、周波数がドライブシャフトＳの共振周波数である２８Ｈｚよりも大きい周波数、例えば５１Ｈｚおよび７４Ｈｚにおいて、減衰係数Ｃ１＝１の場合には振幅が減衰しているのに対し、減衰係数Ｃ１＝１０あるいは減衰係数Ｃ１＝４０の場合には振幅が発散している。

その理由は、減衰係数Ｃ１＝１で小さいときは無端ベルト１５がマクロスリップ状態であり、無端ベルト１５の滑り量が大きいためにドライブプーリ１３の回転変動がドリブンプーリ１４に伝達され難くなり、ドリブンプーリ１４の振幅が減衰するためである。逆に、減衰係数Ｃ１＝１０あるいは減衰係数Ｃ１＝４０で大きいときには無端ベルト１５がミクロスリップ状態であり、無端ベルト１５の滑り量が小さいためにドライブプーリ１３の回転変動がドリブンプーリ１４に伝達され易くなり、ドリブンプーリ１４の振幅が発散するためである。

よって、ドライブシャフトＳの共振周波数よりも高い周波数領域で、振幅が減衰すればマクロスリップ状態であり、振幅が発散すればミクロスリップ状態であると判断することができる。そしてマクロスリップ状態では、ミクロスリップ状態を前提とし算出した滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφに基づくプーリ側圧制御は精度が低下するため、滑り識別子ＩＤｓｌｉｐあるいは位相遅れΔφに基づくプーリ側圧制御を中止する。

本実施の形態では、無端ベルト１５がマクロスリップ状態にあることをリサジュー図形を用いて判定する。

クランクシャフトが回転数変動するエンジンＥに接続されたドライブプーリ１３には回転数変動が存在し、ドライブプーリ１３の回転数変動ΔＮＤＲは入力軸回転数センサＳａの出力から算出される。またドライブプーリ１３に無端ベルト１５を介して接続されたドリブンプーリ１４にも回転数変動が存在し、ドリブンプーリ１４の回転数変動ΔＮＤＮは出力軸回転数センサＳｂの出力から算出される。

ドライブプーリ１３の回転数変動ΔＮＤＲを単振動Ｘ＝Ａcos ωｔで表すと、ドリブンプーリ１４の回転数変動ΔＮＤＮは単振動Ｙ＝Ａcos （ωｔ＋δ）で表されるので、単振動Ｘを基準波として横軸に取り、単振動Ｙ＝Ａcos （ωｔ＋δ）を測定波として縦軸に取ることで、ドライブプーリ１３からドライブプーリ１３への振動伝達状態を示すリサジュー図形を描くことができる。

ところで、粘弾性体に正弦波状の応力を与えて発生する歪みを測定する動的測定において、応力の波形を基準波とし、歪みの波形を測定波としてリサジュー図形を描くと、粘性および弾性の大きさに応じて位相差δが変化して楕円形になるが、粘弾性体が純弾性体であって粘性を無視できる場合には位相差δ＝０になってリサジュー図形が直線になり、粘弾性体が純粘性体であって弾性を無視できる場合には位相差δ＝π／２になってリサジュー図形が円形になることが知られている。

図１１に示すベルト式無段変速機ＴＭのモデルは、外力に対して応答の速いバネ（弾性係数Ｋ１のバネ要素）と、応答の遅いダッシュポット（減衰係数Ｃ１の減衰要素）とを直列に接続したマックスウェルモデルであり、ベルト式無段変速機ＴＭの弾性係数Ｋ１および減衰係数Ｃ１はそれぞれ粘弾性体の弾性および粘性に相当し、位相差δは弾性係数Ｋ１および減衰係数Ｃ１の大きさに応じて変化する。よって、弾性係数Ｋ２を有するドライブシャフトＳを考慮しなければ、ベルト式無段変速機ＴＭがバネ要素だけを含んで摩擦要素を含まない場合にはドリブンプーリ１４の単振動Ｙ＝Ａcos （ωｔ＋δ）においてδ＝０となり、リサジュー図形は直線となる。逆にベルト式無段変速機ＴＭが摩擦要素だけを含んでバネ要素を含まない場合にはδ＝π／２となり、リサジュー図形は円形となる。そしてベルト式無段変速機ＴＭがバネ要素および摩擦要素の両方を含む場合には、リサジュー図形は楕円形となる。

無端ベルト１５がミクロスリップ状態にあるとき減衰係数Ｃ１は大きい値をとるのでリサジュー図形は楕円形となり、逆に無端ベルト１５がマクロスリップ状態にあるとき減衰係数Ｃ１は小さい値をとるのでリサジュー図形は直線となることから、リサジュー図形を監視することで無端ベルト１５のスリップ状態を検出することができる。

弾性係数Ｋ２を有するドライブシャフトＳを考慮した場合、図１３（Ａ）に示すように、周波数が共振周波数（２８Ｈｚ）のとき、減衰係数Ｃ１の大小に関わらずにリサジュー図形は直線になる。それに対して、図１３（Ｂ）に示すように、共振周波数（２８Ｈｚ）よりも高い周波数（５１Ｈｚ）において、あるいは図１３（Ｃ）に示すように、共振周波数（２８Ｈｚ）よりも高い周波数（７４Ｈｚ）において、減衰係数Ｃ１＝１であってリサジュー図形が直線になるときには、図１２において振幅が減衰しているのに対し、減衰係数Ｃ１＝１０あるいはＣ１＝４０であってリサジュー図形が楕円形になるときには、図１２において振幅が発散していることが分かる。

ところで、粘弾性体に応力を与えた際の歪みの挙動が線形で表されることが知られているが、これは応力および歪みが小さくて粘弾性体を線形粘弾性体として取り扱うことが可能な場合に限られる。線形粘弾性体の場合には、入力振動の角振動数ωと出力振動の角振動数ωとが一致するため、リサジュー図形が楕円形になるという性質があり、ベルト式無段変速機ＴＭのモデルにおいても、リサジュー図形が楕円形になる場合には線形性が確保されていることになり、再現性の高いプーリ側圧制御が可能となる。一方、リサジュー図形が崩れて楕円形にならない場合には、ベルト式無段変速機ＴＭのモデルを線形粘弾性体と見なせなくなるため、再現性の高いプーリ側圧制御が不能となる。

図１４は本実施の形態によるプーリ側圧制御のフローチャートを示すもので、先ずステップＳ２１でエンジン回転数、ドライブプーリ回転数およびドリブンプーリ回転数を測定し、ステップＳ２２で滑り識別子ＩＤｓｌｉｐ（あるいは位相遅れΔφ）を算出する。続くステップＳ２３でドライブプーリ１３の回転数変動ΔＮＤＲおよびドリブンプーリ１４の回転数変動ΔＮＤＮに基づいて描いたリサジュー図形が楕円形である場合には、ベルト式無段変速機ＴＭのモデルが線形粘弾性体と見なせると判断してステップＳ２４に移行する。

ステップＳ２４でドライブシャフトＳに起因する振動が共振周波数よりも高い周波数において減衰しない場合には、無端ベルト１５にマクロスリップが発生していないと判断してステップＳ２５に移行する。ステップＳ２５で滑り識別子ＩＤｓｌｉｐ（あるいは位相遅れΔφ）に基づいて算出したトルク比Ｔｒに基づいてプーリ側圧を制御する。具体的には、リサジュー図形が楕円形でなくなった場合、リサジュー図形が再度楕円形になるまでの間、最後にリサジュー図形が楕円形であったときに推定したトルク比Ｔｒによりプーリ側圧制御を継続する。これにより、必要最小限のプーリ側圧で無端ベルト１５のスリップを抑制して動力伝達効率を高めることができるだけでなく、無端ベルト１５が一時的にマクロスリップ状態になっても、次にミクロスリップ状態に復帰するまでの間、動力伝達効率を低下させることなくプーリ側圧制御を継続することができる。

以上のように、本実施の形態によれば、ベルト式無段変速機ＴＭの下流側に配置されたドライブシャフトＳに起因する振動が共振周波数よりも高い周波数で減衰しないときに、つまり無端ベルト１５にマクロスリップが発生していないことが保証されたときに、推定したトルク比Ｔｒに基づいてドライブプーリ１３およびドリブンプーリ１４に加えるプーリ側圧を制御するので、プーリ側圧制御の精度を高めて動力伝達効率の更なる向上が可能になる。

しかも入力軸１１および出力軸１２の回転変動ΔＮＤＲ，ΔＮＤＮに基づいて描いたリサジュー図形が楕円形である場合に、推定したトルク比Ｔｒによるプーリ側圧制御を許可するので、マクロスリップが発生していないことを一層確実に判定し、推定したトルク比によるプーリ側圧制御を的確に実行することができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明の入力軸要素および出力軸要素の変動成分は回転数に限定されず、トルクであっても良い。

また本発明の入力軸要素は実施の形態の入力軸１１に限定されず、入力軸１１に結合されたエンジンＥのクランクシャフトであっても良い。

また実施の形態ではエンジン回転数センサＳｃで検出したエンジン回転数から変動成分の周波数ｆ₀を算出しているが、入力軸回転数センサＳａで検出した入力軸回転数から、あるいはエンジンＥの点火時期信号から変動成分の周波数ｆ₀を算出しても良い。

１１入力軸（入力軸要素）
１２出力軸（出力軸要素）
１３ドライブプーリ
１４ドリブンプーリ
１５無端ベルト（伝達要素）
Ｅエンジン（駆動源）
ＩＤｓｌｉｐ滑り識別子
Ｓドライブシャフト
ＳＴｒ目標トルク比
Ｔ実際の伝達トルク
Ｔｍａｘ伝達可能な最大トルク
Ｔｒトルク比
ＴＭベルト式無段変速機（無段変速機）
Ｕ電子制御ユニット（トルク比推定手段、変速制御手段）
Δφ 位相遅れ

Claims

駆動源（Ｅ）の駆動力が入力される入力軸要素（１１）と、
前記駆動源（Ｅ）の駆動力が変速して出力される出力軸要素（１２）と、
前記両要素（１１，１２）にそれぞれ接触して接触部分の摩擦により前記入力軸要素（１１）から前記出力軸要素（１２）に駆動力を伝達する伝達要素（１５）と、
前記入力軸要素（１１）が有する任意の変動成分の前記出力軸要素（１２）への伝達特性に基づき、伝達可能な最大トルク（Ｔｍａｘ）に対する実際の伝達トルク（Ｔ）の比であるトルク比（Ｔｒ）を推定するトルク比推定手段（Ｕ）と、
を備える無段変速機の側圧制御装置であって、
前記トルク比推定手段（Ｕ）は、前記両要素（１１，１２）の変動成分の振幅差を指標化した滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）、および前記両要素（１１，１２）の変動成分の位相差を指標化した位相遅れ（Δφ）のうちの何れか一方と、前記両要素（１１，１２）の変動成分の周波数（ｆ₀）あるいは前記駆動源（Ｅ）であるエンジンの回転数（Ｎｅ）とに基づいて前記トルク比（Ｔｒ）を推定し、
前記無段変速機（ＴＭ）は、前記入力軸要素（１１）に設けられたドライブプーリ（１３）と、前記出力軸要素（１２）に設けられたドリブンプーリ（１４）と、前記両プーリ（１３，１４）に巻き掛けられた無端ベルトよりなる前記伝達要素（１５）と、前記無段変速機（ＴＭ）の変速比を制御する変速制御手段（Ｕ）とを備え、
前記変速制御手段（Ｕ）は、前記無段変速機（ＴＭ）の下流側に配置されたドライブシャフト（Ｓ）に起因する振動が該ドライブシャフト（Ｓ）の共振周波数よりも高い周波数で減衰しないときに、前記推定したトルク比（Ｔｒ）と目標トルク比（ＳＴｒ）との偏差に基づいて、該偏差が０となるように、前記ドライブプーリ（１３）および前記ドリブンプーリ（１４）に加えるプーリ側圧を制御し、前記無段変速機（ＴＭ）の下流側に配置されたドライブシャフト（Ｓ）に起因する振動が該ドライブシャフト（Ｓ）の共振周波数よりも高い周波数で減衰するときに、前記推定したトルク比（Ｔｒ）による前記プーリ側圧の制御を中止することを特徴とする無段変速機の側圧制御装置。
前記入力軸要素（１１）および前記出力軸要素（１２）の回転変動に基づいて描いたリサジュー図形が楕円形である場合に、推定した前記トルク比（Ｔｒ）によるプーリ側圧の制御を許可することを特徴とする、請求項１に記載の無段変速機の側圧制御装置。
前記リサジュー図形が楕円形でなくなった場合、前記リサジュー図形が再度楕円形になるまでの間、最後に前記リサジュー図形が楕円形であったときの前記滑り識別子（ＩＤｓｌｉｐ）あるいは前記位相遅れ（Δφ）から推定した前記トルク比（Ｔｒ）によりプーリ側圧の制御を継続することを特徴とする、請求項２に記載の無段変速機の側圧制御装置。