KR101853826B1 - 차량 변속기용 제어 장치 - Google Patents

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도요타 지도샤（주）
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Abstract

라인 압력이 무단 변속기의 공전 시에 1차 압력 및 2차 압력 중 적어도 하나에 의해 지배되는 경우에, 클러치 압력보다 큰 유압이 인가되는, 적어도 하나의 풀리들에 인가되는 유압이 저감된다. 다른 한편으로, 상기 라인 압력이 상기 무단 변속기의 공전 시에 상기 클러치 압력에 의해 지배되는 경우에, 상기 무단 변속기의 변속비가 최저 변속기로 제어된다.

Description

차량 변속기용 제어 장치{CONTROL APPARATUS FOR VEHICLE TRANSMISSION}
본 발명은 구동력원과 구동륜 사이에 서로 병렬에 설치되는 무단 변속 기구(continuously variable transmission mechanism) 및 기어 기구(gear mechanism)를 포함하는 차량 변속기용 제어 장치에 관한 것이다.
입력 회전 부재와 출력 회전 부재 사이에 서로 병렬에 설치되는 벨트식 무단 변속 기구 및 기어 기구를 포함하는 차량 변속기가 잘 알려져 있다. 상기 기어 기구는 소정의 기어 단(gear stage)을 구비한다. 구동력원의 동력은 상기 입력 회전 부재에 전달된다. 상기 출력 회전 부재는 상기 동력을 구동륜에 출력한다. 이는, 예를 들면 일본특허출원공보 제63-28740호(JP 63-28740 A)에 기재된 차량 변속기이다. JP 63-28740 A는, 입력 회전 부재와 출력 회전 부재 사이에 서로 병렬로 설치된, 무단 변속 경로와 직접 구동 경로를 포함하는 차량을 개시하고 있다. 무단 변속은 상기 무단 변속 경로에 개재되어 있다. 상기 직접 구동 경로는, 상기 무단 변속 경로에 있어서의 최고 차속측(최고측)의 변속비(speed gear ratio)(최고 변속비)에 가까운 고정 변속비를 가진다. 예를 들어, 상기 최고 차속측(최고측)의 변속비(최고 변속비)는 최대 기어비이다. 또한, JP 63-28740 A는, 상기 차량이 상기 직접 구동 경로를 이용하여 주행하고 있는 동안, 공전하고 있는(idling) 무단 변속기에 있어서의 손실 토크가, 무부하(no-load) 상태에서 공전을 계속하는 상기 무단 변속기의 변속비를, 상기 최고 변속비에 대하여 저차속측(저측)의 최적 변속비로 제어함으로써 저감된다는 것을 개시하고 있다. 상기 저차속측의 최적 변속비는, 예를 들면 상기 변속비 "1"인 중간 변속비이다.
첨언하면, 상기 기어 기구가 개재되는 상기 동력 전달 경로에 있어서의 변속비가, 상기 무단 변속 기구가 개재되는 상기 동력 전달 경로에 있어서의 최저 변속비보다 낮은 경우, 상기 무단 변속 기구와 상기 기어 기구 간의 전환은, 상기 무단 변속 기구의 최저 변속비측에서 실시되는 것이 바람직하다. 이 경우, 상기 기어 기구를 통한 동력의 전달 시에 공전되는 상기 무단 변속 기구의 변속비가, 상기 전환이 실시되는 상기 최저 변속비측으로부터 최고 변속비측(예를 들면, 중간 변속비측)으로 시프트되는 경우에는, 상기 무단 변속 기구의 출력측 풀리(pulley)의 추력(thrust)(2차 추력)이 저감된다. 그러므로, 상기 출력측 풀리에 인가되는 유압(2차 압력)의 소스 압력인 라인 압력(line pressure)이 저감되고, 또한 상기 라인 압력의 소스 압력을 발생시키는 유압 펌프를 구동하기 위한 상기 구동력원의 손실이 억제되어, 결과적으로 연비 향상 효과를 기대할 수 있게 된다. 하지만, 상기 라인 압력은, 상기 2차 압력과, 입력측 풀리에 인가되는 유압(1차 압력)에 의해 상기 라인 압력이 지배되는 영역에서만 저감될 수 있다. 상기 영역은, 예를 들면 상기 2차 압력 및 상기 1차 압력 양자 모두가, 상기 기어 기구가 개재되는 상기 동력 전달 경로를 성립시키기 위한 클러치의 유압(클러치 압력)보다 크고, 또한 상기 클러치의 유압은 소스 압력으로서 동일한 라인 압력을 사용하는 또다른 제어 유압인 영역이다. 따라서, 연비 향상 효과가 얻어지지 않게 된다. 상기 라인 압력이 상기 2차 압력 및 상기 1차 압력에 의해 지배되는 영역 이외의 영역에 있어서, 상기 공전하고 있는 무단 변속 기구의 변속비가 보다 높은 변속비측으로 시프트된다면, 연비 향상 효과가 얻어지지 않을 뿐만 아니라, 상기 입력 회전 부재의 등가 관성(equivalent inertia)도 증가한다(예를 들면, 상기 출력측 풀리에 대한 상기 입력 회전 부재의 등가 관성이 증가하고, 또한 상기 입력 회전 부재의 등가 관성은 상기 변속비에 의존함). 따라서, 예를 들어 차량 가속 시에 회전 변동들(rotational fluctuations)에 기인하는, 상기 입력 회전 부재의 관성 손실이 증가하고, 그 결과 상기 차량의 동력 성능(구동성(drivability))이 악화될 가능성이 있다. 따라서, 상기 공전하고 있는 무단 변속 기구를 어떻게 제어할 지에 관하여 아직 개선의 여지가 있다. 상술된 과제는 대중에게 공지되어 있지 않다.
본 발명은 입력 회전 부재와 출력 회전 부재 사이에 서로 병렬로 설치되는 무단 변속 기구 및 기어 기구를 포함하는 차량 변속기에 있어서, 공전하고 있는 무단 변속 기구를 적절하게 제어함으로써 연비를 향상시키거나 또는 동력 성능을 향상시킬 수 있는 제어 장치를 제공한다.
본 발명의 일 형태는 차량의 변속기용 제어 장치를 제공한다. 상기 변속기는, 무단 변속 기구, 기어 기구 및 클러치 기구를 포함한다. 상기 무단 변속 기구는, 입력측 풀리, 출력측 풀리 및 벨트를 포함한다. 상기 벨트는 상기 입력측 풀리와 상기 출력측 풀리 사이에 걸쳐 감겨 있다. 상기 기어 기구는 하나 또는 복수의 기어 단을 포함한다. 상기 무단 변속 기구 및 상기 기어 기구는, 입력 회전 부재와 출력 회전 부재 사이에 서로 병렬로 설치되어 있다. 구동력원의 동력은 상기 입력 회전 부재에 전달된다. 상기 출력 회전 부재는 상기 동력을 구동륜에 출력하도록 구성되어 있다. 상기 클러치 기구는, 동력 전달 경로를 제1경로와 제2경로 간에 선택적으로 전환하도록 구성되어 있다. 상기 제1경로는, 상기 구동력원의 동력이 상기 무단 변속 기구를 통해 전달되는 경로이다. 상기 제2경로는, 상기 구동력원의 동력이 상기 기어 기구를 통해 전달되는 경로이다. 상기 클러치 기구는, 상기 제2경로에 있어서의 동력을 전달하거나 또는 동력의 전달을 차단하도록 구성된 클러치를 포함한다. 상기 제어 장치는 전자 제어 유닛을 포함한다. 상기 전자 제어 유닛은, i) 상기 클러치가 계합되어(engaged) 상기 구동력원의 동력이 상기 제2경로를 통해 전달되는 동안, 상기 입력측 풀리에 인가되는 입력 풀리 유압 또는 상기 출력측 풀리에 인가되는 출력 풀리 유압 중 적어도 하나가, 상기 클러치에 인가되는 클러치 유압보다 큰 경우에, 상기 클러치 유압보다 큰 유압이 인가되는, 상기 입력측 풀리 또는 상기 출력측 풀리 중 적어도 하나 상의 상기 벨트의 권선 반경(winding radius)이 감소하도록, 상기 클러치 유압보다 큰 상기 입력 풀리 유압 또는 상기 출력 풀리 유압 중 적어도 하나를 제어하도록, 그리고 ii) 상기 클러치 유압이 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압 중 어느 하나보다 큰 경우에, 상기 입력측 풀리 상의 상기 벨트의 권선 반경이 감소하고 또한 상기 출력측 풀리 상의 상기 벨트의 권선 반경이 증가하도록, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압을 제어하도록 구성되어 있다.
이러한 구성에 의하면, 상기 풀리들이나 상기 클러치에 인가되는 상기 유압들의 소스 압력이, 상기 무단 변속 기구의 공전 시에, 상기 입력측 풀리에 인가되는 유압 또는 상기 출력측 풀리에 인가되는 유압 중 적어도 하나에 의해 지배되는 경우, 상기 클러치 유압보다 큰, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압 중 적어도 하나를 저감시켜 연비 향상 효과가 얻어진다. 다른 한편으로, 상기 무단 변속 기구의 공전 시에, 상기 소스 압력이 상기 클러치 유압에 의해 지배되는 경우에는, 상기 무단 변속 기구의 변속비를 상기 최저 변속비쪽으로 제어함으로써, 상기 입력 회전 부재의 등가 관성이 저감된다. 그러므로, 회전 변동들로 인한 상기 입력 회전 부재의 관성 손실이 저감되어, 상기 차량의 동력 성능이 향상되게 된다. 따라서, 상기 입력 회전 부재와 상기 출력 회전 부재 사이에 서로 병렬로 설치되는 상기 무단 변속 기구 및 상기 기어 기구를 포함하는 상기 차량 변속기에 있어서는, 상기 공전하고 있는 무단 변속 기구를 적절하게 제어함으로써 연비를 향상시키거나 또는 동력 성능을 향상시킬 수 있게 된다.
상기 형태에 있어서, 상기 전자 제어 유닛은, 상기 입력 풀리 유압 또는 상기 출력 풀리 유압 중 적어도 하나가 상기 클러치 유압보다 큰 경우에, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압이, 입력 토크에 대한 상기 벨트의 슬립(slip)을 상기 무단 변속 기구에 대하여 발생시키지 않는 대응하는 최소 유압들이 되도록, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압을 제어하도록 구성될 수도 있다. 이러한 구성에 의하면, 상기 무단 변속 기구의 변속비를 상기 최저 변속비쪽으로 제어할 때에, 상기 입력측 풀리 및 상기 출력측 풀리에 각각 인가되는 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압 중 대응하는 것과, 상기 벨트의 슬립을 발생시키지 않는 각각의 최소 유압들 간의 차이량만큼 연비 향상의 효과가 적절하게 얻어진다.
상기 형태에 있어서, 상기 전자 제어 유닛은, 상기 입력 토크에 대한 상기 벨트의 슬립을 상기 무단 변속 기구에 대하여 발생시키지 않는 상기 최소 유압들 양자 모두가 상기 클러치 유압보다 작은 경우에, 상기 클러치 유압을 하한의 유압으로서 설정하면서, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압을 제어하도록 구성될 수도 있다. 이러한 구성에 의하면, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압 중 어느 하나가 상기 클러치 유압보다 큰 영역 내에 있는 유압 또는 상기 클러치 유압과 실질적으로 같은 유압까지, 상기 클러치 유압보다 큰, 상기 유압들 중 적어도 하나를 저감시킬 수 있게 된다.
상기 형태에 있어서, 상기 전자 제어 유닛은, 상기 클러치 유압이 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압 중 어느 하나보다 큰 경우에, 상기 무단 변속 기구의 변속비가 최소 차속측의 변속비가 되도록, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압을 제어하도록 구성될 수도 있다. 이러한 구성에 의하면, 상기 입력 회전 부재의 등가 관성이 최소화되어, 상기 차량의 동력 성능이 적절하게 향상되게 된다.
본 발명에 따르면, 입력 회전 부재와 출력 회전 부재 사이에 서로 병렬로 설치되는 무단 변속 기구 및 기어 기구를 포함하는 차량 변속기에 있어서, 공전하고 있는 무단 변속 기구를 적절하게 제어함으로써 연비를 향상시키거나 또는 동력 성능을 향상시킬 수 있는 제어 장치를 제공할 수 있다.
이하, 본 발명의 예시적인 실시예들의 특징, 장점, 그리고 기술적 및 산업적 현저성을, 동일한 부호들이 동일한 요소들을 나타내는 첨부 도면들을 참조하여 후술하기로 한다.
도 1은 본 발명이 적용되는 차량의 개략적인 구성을 예시하는 도면;
도 2는 차량 변속기의 주행 패턴에 있어서의 전환들을 예시하기 위한 도면;
도 3은 차량에 있어서의 각종 제어들을 위한 제어 기능들과 제어 시스템의 관련 부분을 예시하는 도면;
도 4는 목표 변속비가 파라미터인 토크비와 추력비(thrust ratio) 간에 사전에 미리 결정된 추력비 맵의 일례를 도시한 그래프;
도 5는 목표 변속비를 유지하는데 필요한 추력들을 예시하기 위한 그래프;
도 6은 최저 변속비를 유지하기 위한 추력 및 슬립 한계 추력들의 일례를 도시한 그래프; 및
도 7은 전자 제어 유닛의 제어 작동들의 관련 부분, 즉 공전하고 있는 무단 변속기를 적절하게 제어함으로써 연비를 향상시키거나 또는 동력 성능을 향상시키기 위한 제어 작동들을 예시하는 플로우차트이다.
이하, 본 발명의 일 실시예를 첨부 도면들을 참조하여 상세히 설명하기로 한다.
도 1은 본 발명이 적용되는 차량(10)의 개략적인 구성을 예시하는 도면이다. 도 1에 도시된 바와 같이, 상기 차량(10)은, 엔진(12), 구동륜(14) 및 동력 전달 시스템(16)을 포함한다. 상기 엔진(12)은 상기 차량(10)을 추진하기 위한 구동력원으로서 기능한다. 상기 동력 전달 시스템(16)은 상기 엔진(12)과 상기 구동륜(14) 사이에 설치되어 있다. 상기 동력 전달 시스템(16)은, 공지된 토크 컨버터(20), 입력 샤프트(22), 공지된 벨트식 무단 변속기(24)(이하, 무단 변속기(24)라고 함), 전진/후진 전환 장치(26), 기어 기구(28), 출력 샤프트(30), 카운터 샤프트(32), 감속 기어 유닛(34), 차동 기어(38), 한 쌍의 차축(40) 등을 포함한다. 상기 토크 컨버터(20)는, 비회전 부재로서의 역할을 하는 하우징(18)에 있어서 상기 엔진(12)에 결합된 유체식 전달 장치(fluid transmission device)로서의 역할을 한다. 상기 입력 샤프트(22)는 상기 토크 컨버터(20)에 결합되어 있다. 상기 무단 변속기(24)는 상기 입력 샤프트(22)에 결합되어 있다. 상기 무단 변속기(24)는 무단 변속 기구로서의 역할을 한다. 상기 전진/후진 전환 장치(26)는 또한 상기 입력 샤프트(22)에 결합되어 있다. 상기 기어 기구(28)는, 상기 전진/후진 전환 장치(26)를 통해 상기 입력 샤프트(22)에 결합되어 있다. 상기 기어 기구(28)는, 상기 무단 변속기(24)와 병렬로 설치되어 있다. 상기 기어 기구(28)는 변속 기구로서의 역할을 한다. 상기 출력 샤프트(30)는, 상기 무단 변속기(24) 및 상기 기어 기구(28)에 공통인 출력 회전 부재이다. 상기 감속 기어 유닛(34)은, 상대적으로 회전 불가하면서 서로 맞물려 있도록 상기 출력 샤프트(30) 및 상기 카운터 샤프트(32) 상에 각각 설치되는 한 쌍의 기어들로 이루어진다. 상기 차동 기어(38)는 기어(36)에 결합되어 있다. 상기 기어(36)는, 상대적으로 회전 불가하도록 상기 카운터 샤프트(32) 상에 설치되어 있다. 상기 한 쌍의 차축(40)은 상기 차동 기어(38)에 결합되어 있다. 이렇게 구성된 동력 전달 시스템(16)에 있어서, 상기 엔진(12)의 동력(특별히 서로 구별되지 않는 경우에는, 동력이 토크 및 힘과 동의어임)은, 상기 토크 컨버터(20), 상기 무단 변속기(24)(또는 상기 전진/후진 전환 장치(26) 및 상기 기어 기구(28)), 상기 감속 기어 유닛(34), 상기 차동 기어(38), 상기 차축(40) 등을 통해 순차적으로 한 쌍의 구동륜(14)에 전달된다.
이러한 방식으로, 상기 동력 전달 시스템(16)은, 상기 엔진(12)과 상기 구동륜(14) 사이에 서로 병렬로 상기 무단 변속기(24) 및 상기 기어 기구(28)를 포함한다. 상기 무단 변속기(24) 및 상기 기어 기구(28)는, 차량 변속기(17)(이하, 변속기(17)라고 함)를 구성하고 있다. 따라서, 상기 변속기(17)는, 상기 입력 샤프트(22), 상기 출력 샤프트(30), 상기 무단 변속기(24) 및 상기 기어 기구(28)를 포함한다. 상기 입력 샤프트(22)는, 상기 엔진(12)의 동력이 전달되는 입력 회전 부재이다. 상기 출력 샤프트(30)는, 상기 엔진(12)의 동력을 상기 구동륜(14)에 출력하는 출력 회전 부재이다. 상기 무단 변속기(24) 및 상기 기어 기구(28)는, 상기 입력 샤프트(22)와 상기 출력 샤프트(30) 사이에 서로 병렬로 설치되어 있다. 상기 변속기(17)는, 제1동력전달경로 및 제2동력전달경로를 포함한다. 상기 제1동력전달경로는, 상기 엔진(12)의 동력을 상기 입력 샤프트(22)로부터 상기 무단 변속기(24)를 통해 상기 구동륜(14)(즉, 출력 샤프트(30))쪽으로 전달한다. 상기 제2동력전달경로는, 상기 엔진(12)의 동력을 상기 입력 샤프트(22)로부터 상기 기어 기구(28)를 통해 상기 구동륜(14)(즉, 출력 샤프트(30))쪽으로 전달한다. 상기 변속기(17)는, 상기 차량(10)의 주행 상태에 의거하여, 상기 제1동력전달경로와 상기 제2동력전달경로 간에 상기 동력 전달 경로를 전환하도록 구성되어 있다. 그러므로, 상기 변속기(17)는, 상기 엔진(12)의 동력을 상기 구동륜(14)쪽으로 전달하는 상기 동력 전달 경로를, 상기 제1동력전달경로와 상기 제2동력전달경로 간에 선택적으로 전환하는 클러치 기구들로서, CVT 드라이브 클러치(C2), 전진 클러치(C1) 및 후진 브레이크(B1)를 포함한다. 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)는, 상기 제1동력전달경로에 있어서 동력을 전달하거나 또는 동력의 전달을 차단하는 클러치로서의 역할을 한다. 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 후진 브레이크(B1)는, 상기 제2동력전달경로에 있어서 동력을 전달하거나 또는 동력의 전달을 차단하는 클러치들로서의 역할을 한다. 상기 CVT 드라이브 클러치(C2), 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 후진 브레이크(B1)는 분리 장치(separating device)에 대응한다. 상기 CVT 드라이브 클러치(C2), 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 후진 브레이크(B1) 각각은 유압 액추에이터에 의해 마찰 계합되는 공지된 유압 마찰 계합 장치(마찰 클러치)이다. 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 후진 브레이크(B1) 각각은 후술하는 바와 같이 상기 전진/후진 전환 장치(26)를 구성하는 요소들 중 하나이다.
상기 토크 컨버터(20)는, 상기 입력 샤프트(22)와 동축으로 상기 입력 샤프트(22) 주위에 설치되어 있다. 상기 토크 컨버터(20)는, 펌프 임펠러(pump impeller; 20p) 및 터빈 러너(turbine runner; 20t)를 포함한다. 상기 펌프 임펠러(20p)는 상기 엔진(12)에 결합되어 있다. 상기 터빈 러너(20t)는 상기 입력 샤프트(22)에 결합되어 있다. 기계식 오일 펌프(41)는 상기 펌프 임펠러(20p)에 결합되어 있다. 상기 오일 펌프(41)는, 상기 엔진(12)에 의해 회전 구동됨으로써 유압을 발생시킨다. 상기 유압은, 상기 무단 변속기(24)의 시프트를 제어하고, 상기 무단 변속기(24)에 있어서의 벨트 조임력(belt clamping force)을 발생시키며, 상기 클러치 기구들 각각의 작동을 전환하거나, 또는 상기 동력 전달 시스템(16)의 동력 전달 경로의 부분들에 윤활유를 공급하는데 사용된다.
상기 전진/후진 전환 장치(26)는, 상기 입력 샤프트(22)와 동축으로 상기 입력 샤프트(22) 주위에 설치되어 있다. 상기 전진/후진 전환 장치(26)는, 더블-피니언식 유성 기어 트레인(26p), 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 후진 브레이크(B1)를 포함한다. 상기 유성 기어 트레인(26p)의 선 기어(26s)는, 상기 입력 샤프트(22)에 일체형으로 결합되어 있다. 상기 유성 기어 트레인(26p)의 링 기어(26r)는, 상기 후진 브레이크(B1)를 통해 상기 하우징(18)에 선택적으로 결합되어 있다. 상기 유성 기어 트레인(26p)의 캐리어(26c)는, 소경 기어(small-diameter gear; 42)에 결합되어 있다. 상기 소경 기어(42)는, 상대적으로 회전가능하도록 상기 입력 샤프트(22)와 동축으로 상기 입력 샤프트(22) 주위에 설치되어 있다. 상기 캐리어(26c) 및 상기 선 기어(26s)는, 상기 전진 클러치(C1)를 통해 서로 선택적으로 결합되어 있다. 이렇게 구성된 상기 전진/후진 전환 장치(26)에 있어서는, 상기 전진 클러치(C1)가 계합되고 또한 상기 후진 브레이크(B1)가 해제되는 경우, 상기 유성 기어 트레인(26p)이 일체형으로 회전되고, 상기 소경 기어(42)는, 상기 입력 샤프트(22)와 동일한 회전 속도로 회전되며, 또한 상기 제2동력전달경로에 있어서 전진 동력 전달 경로가 성립된다(달성된다). 상기 후진 브레이크(B1)가 계합되고 또한 상기 전진 클러치(C1)가 해제되는 경우, 상기 소경 기어(42)는, 상기 입력 샤프트(22)의 회전 방향에 반대 방향으로 회전되고, 또한 상기 제2동력전달경로에 있어서 후진 동력 전달 경로가 성립된다. 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 후진 브레이크(B1) 양자 모두가 해제되는 경우, 상기 제2동력전달경로는 동력의 전달이 차단되는 중립 상태(동력 전달 차단 상태)로 설정된다.
상기 기어 기구(28)는, 상기 소경 기어(42) 및 대경 기어(large-diameter gear; 46)를 포함한다. 상기 대경 기어(46)는, 상대적으로 회전 불가하도록 기어 기구 카운터 샤프트(44) 상에 설치되어 있다. 상기 대경 기어(46)는, 상기 소경 기어(42)와 맞물려 있다. 따라서, 상기 기어 기구(28)는 1개의 기어 단(속도 단)을 구비한 변속 기구이다. 아이들러 기어(idler gear; 48)는 상대적으로 회전 불가하도록 상기 기어 기구 카운터 샤프트(44)와 동축으로 상기 기어 기구 카운터 샤프트(44) 주위에 설치되어 있다. 상기 아이들러 기어(48)는, 상기 아이들러 기어(48)보다 직경이 큰 출력 기어(50)와 맞물려 있다. 상기 출력 기어(50)는, 상기 출력 샤프트(30)에 대하여 상대적으로 회전가능하도록 상기 출력 샤프트(30)와 동일한 회전축 주위에 설치되어 있다.
상기 변속기(17)는, 상기 출력 샤프트(30) 주위에 도그 클러치(dog clutch; D1)를 추가로 포함한다. 상기 도그 클러치(D1)는, 선택적으로 상기 출력 샤프트(30)를 상기 출력 기어(50)에 접속하거나 또는 상기 출력 샤프트(30)를 상기 출력 기어(50)로부터 접속해제시킨다. 따라서, 상기 도그 클러치(D1)는, 상기 제2동력전달경로에 있어서 동력을 전달하거나 또는 동력의 전달을 차단한다. 구체적으로, 상기 도그 클러치(D1)는, 제1기어(52), 제2기어(54) 및 허브 슬리브(hub sleeve; 56)를 포함한다. 상기 제1기어(52)는, 상기 출력 샤프트(30)에 설치되어 있다. 상기 제2기어(54)는, 상기 출력 기어(50)와 일체형으로 설치되어 있다. 상기 허브 슬리브(56)는, 이들 제1기어(52) 및 제2기어(54)와 핏팅가능한(계합가능한, 맞물림가능한) 내부 티스(internal teeth)를 구비한다. 이렇게 구성된 상기 도그 클러치(D1)에 있어서, 상기 허브 슬리브(56)가 이들 제1기어(52) 및 제2기어(54)에 핏팅되는 경우에는, 상기 출력 샤프트(30) 및 상기 출력 기어(50)가 서로 접속된다. 상기 도그 클러치(D1)는, 동기화 기구로서의 역할을 하는 공지된 싱크로메시 기구(synchromesh mechanism)(도시되지 않음)를 포함한다. 상기 싱크로메시 기구는, 상기 제1기어(52)를 상기 제2기어(54)에 핏팅할 때에 회전들을 동기화시킨다. 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 후진 브레이크(B1) 중 어느 하나가 계합되고, 또한 상기 도그 클러치(D1)가 계합되는 경우에는, 상기 제2동력전달경로가 성립(접속)된다. 상기 제2동력전달경로에 있어서, 상기 엔진(12)의 동력은 상기 입력 샤프트(22)로부터 상기 전진/후진 전환 장치(26), 상기 기어 기구(28), 상기 아이들러 기어(48) 및 상기 출력 기어(50)를 통해 순차적으로 상기 출력 샤프트(30)에 전달된다.
상기 무단 변속기(24)는, 상기 입력 샤프트(22)와 상기 출력 샤프트(30) 사이의 동력 전달 경로에 설치되어 있다. 상기 무단 변속기(24)는, 입력측 풀리(이하, 1차 풀리라고 함)(58), 출력측 풀리(이하, 2차 풀리라고 함)(62) 및 전달 벨트(transmission belt; 64)를 포함한다. 상기 1차 풀리(58)는, 상기 입력 샤프트(22)에 설치된 입력측 회전 부재이고, 또한 가변 유효 직경을 갖는 구동 풀리(drive pulley)이다. 상기 2차 풀리(62)는, 상기 출력 샤프트(30)와 동축인 회전 샤프트(60) 상에 설치된 출력측 회전 부재이고, 또한 가변 유효 직경을 갖는 피구동 풀리(driven pulley)이다. 상기 전달 벨트(64)는, 이들 풀리(58, 62)들 사이에 걸쳐 감겨 있는 벨트이다. 동력은 이들 풀리(58, 62)와 상기 전달 벨트(64) 간의 마찰력을 통해 전달된다.
상기 1차 풀리(58)에 있어서, 시브들(sheaves; 58a, 58b) 간의 V-홈 폭을 변경하기 위한 상기 1차 풀리(58)에 있어서의 입력측 추력(1차 추력) Win(= 1차 압력(Pin)×수압 면적(pressure receiving area))은, 유압 제어 회로(84)(도 3 참조)를 이용하여, 상기 1차 풀리(58)에 인가되는 유압(즉, 1차 유압 실린더(58c)에 공급되는 1차 압력(Pin))을 조절하여 제어된다. 상기 2차 풀리(62)에 있어서, 시브들(62a, 62b) 간의 V-홈 폭을 변경하기 위한 상기 2차 풀리(62)에 있어서의 출력측 추력(2차 추력) Wout(= 2차 압력(Pout)×수압 면적)은, 상기 유압 제어 회로(84)를 이용하여, 상기 2차 풀리(62)에 인가되는 유압(즉, 2차 유압 실린더(62c)에 공급되는 2차 압력(Pout))을 조절하여 제어된다. 상기 1차 추력(Win) 및 상기 2차 추력(Wout) 각각이 제어되는 경우에는, 상기 풀리(58, 62)들 각각의 V-홈 폭이 변경되어, 결과적으로 상기 전달 벨트(64)의 권선 직경(유효 직경)이 변경된다. 상기 전달 벨트(64)의 권선 직경이 변경되는 경우에는, 변속비(기어비)(γ)(= 입력 샤프트 회전 속도(Ni)/출력 샤프트 회전 속도(No))가 연속적으로 변경되고, 또한 상기 전달 벨트(64)의 슬립이 발생하지 않도록 각각의 풀리(58, 62)들과 상기 전달 벨트(64) 사이의 마찰력(벨트 조임력)이 제어된다. 이러한 방식으로, 상기 1차 추력(Win) 및 상기 2차 추력(Wout) 각각이 제어되는 경우에는, 상기 전달 벨트(64)의 슬립이 방지되면서, 실제 변속비(γ)가 목표 변속비(γtgt)로 설정된다.
예를 들어, 상기 1차 풀리(58)의 V-홈 폭이 상기 1차 압력(Pin)을 증가시켜 저감되는 경우에는, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)가 감소한다(즉, 무단 변속기(24)가 업시프트됨). 예를 들어, 상기 1차 풀리(58)의 V-홈 폭이 상기 1차 압력(Pin)을 저감시켜 증가되는 경우에는, 상기 변속비(γ)가 증가한다(즉, 무단 변속기(24)가 다운시프트됨). 따라서, 예를 들면 상기 1차 풀리(58)의 V-홈 폭이 최소인 경우에는, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)로서, 최소 변속비(최대 차속측의 변속비, 최고 변속비)(γmin)이 성립된다. 예를 들어, 상기 1차 풀리(58)의 V-홈 폭이 최대인 경우에는, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)로서, 최대 변속비(최소 차속측의 변속비, 최저 변속비)(γmax)가 성립된다. 상기 목표 변속비(γtgt)는, 상기 1차 압력(Pin)(이는 1차 추력(Win)과 동의어임)과 상기 2차 압력(Pout)(이는 2차 추력(Wout)과 동의어임)에 의하여 상기 전달 벨트(64)의 슬립(벨트 슬립)이 방지되면서, 상기 1차 추력(Win)과 상기 2차 추력(Wout) 간의 상관 관계에 의하여 달성된다. 목표 변속비는, 상기 풀리 압력들(이는 추력들과 동의어임) 중 어느 하나에 의해서만 달성되지는 않는다.
상기 CVT 드라이브 클러치(C2)는, 상기 무단 변속기(24)에 대하여 상기 구동륜(14)측에 설치되어 있다(즉, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)는 2차 추력(62) 및 출력 샤프트(30) 사이에 설치되어 있음). 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)는, 선택적으로 상기 2차 풀리(62)(회전 샤프트(60))를 상기 출력 샤프트(30)에 접속시키거나 또는 상기 2차 풀리(62)(회전 샤프트(60))를 상기 출력 샤프트(30)로부터 접속해제시킨다. 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)가 계합되는 경우에는, 상기 제1동력전달경로가 성립(접속)된다. 상기 제1동력전달경로에 있어서, 상기 엔진(12)의 동력이 상기 입력 샤프트(22)로부터 상기 무단 변속기(24)를 통해 상기 출력 샤프트(30)에 전달된다.
이하, 상기 변속기(17)의 작동을 후술하기로 한다. 도 2는 각각의 주행 패턴에 대한 계합 요소들의 계합 차트를 이용하여, 상기 변속기(17)의 주행 패턴에 있어서의 변경들을 예시하기 위한 도면이다. 도 2에서, C1은 상기 전진 클러치(C1)의 작동 상태에 대응하고, C2는 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)의 작동 상태에 대응하며, B1은 상기 후진 브레이크(B1)의 작동 상태에 대응하고, D1은 상기 도그 클러치(D1)의 작동 상태에 대응하며, "O"는 계합(접속) 상태를 나타내고, "×"는 해제(접속해제) 상태를 나타낸다.
우선, 상기 엔진(12)의 동력이 상기 기어 기구(28)를 통해 상기 출력 샤프트(30)에 전달되는 주행 패턴(즉, 동력 전달 경로가 제2동력전달경로로 전환되는 주행 패턴)인 기어 주행 모드(기어 전달 모드라고도 함)에 대해서 설명하기로 한다. 이러한 기어 주행 모드에 있어서는, 도 2에 도시된 바와 같이, 예를 들면 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 도그 클러치(D1)가 계합되는 한편, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2) 및 상기 후진 브레이크(B1)가 해제된다.
구체적으로, 상기 전진 클러치(C1)가 계합되는 경우에는, 상기 유성 기어 트레인(26p)이 상기 입력 샤프트(22)와 동일한 회전 속도에서 일체형으로 회전되어, 기계적으로 결합된 기어 기구(28), 기어 기구 카운터 샤프트(44), 아이들러 기어(48) 및 출력 기어(50)도 회전된다. 상기 출력 기어(50) 및 상기 제1기어(52)가 상기 도그 클러치(D1)의 계합에 의해 서로 접속되어 있기 때문에, 상기 제1기어(52)와 일체형으로 설치된 상기 출력 샤프트(30)가 회전된다. 이러한 방식으로, 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 도그 클러치(D1)가 계합되는 경우에는, 상기 엔진(12)의 동력이, 상기 토크 컨버터(20), 상기 전진/후진 전환 장치(26), 상기 기어 기구(28) 등을 통해 순차적으로 상기 출력 샤프트(30)에 전달된다. 이러한 기어 주행 모드에 있어서, 예를 들면 상기 후진 브레이크(B1) 및 상기 도그 클러치(D1)가 계합되고, 또한 상기 CVT 드라이브 클러치(C2) 및 상기 전진 클러치(C1)가 해제되는 경우에는, 후진 주행이 가능해진다.
후속해서, 상기 엔진(12)의 동력이 상기 무단 변속기(24)를 통해 상기 출력 샤프트(30)에 전달되는 주행 패턴(즉, 동력 전달 경로가 제1동력전달경로로 전환되는 주행 패턴)인 CVT 주행 모드(CVT 전달 모드라고도 함)에 대해서 설명하기로 한다. 이러한 CVT 주행 모드에 있어서는, 도 2의 CVT 주행 모드(고차속)에 도시된 바와 같이, 예를 들면 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)가 계합되는 한편, 상기 전진 클러치(C1), 상기 후진 브레이크(B1) 및 상기 도그 클러치(D1)가 해제된다.
구체적으로, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)가 계합되는 경우에는, 상기 회전 샤프트(60)와 상기 출력 샤프트(30)가 서로 접속되므로, 상기 2차 풀리(62) 및 상기 출력 샤프트(30)가 일체형으로 회전된다. 이러한 방식으로, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)가 계합되는 경우에는, 상기 엔진(12)의 동력이, 상기 토크 컨버터(20), 상기 무단 변속기(24) 등을 통해 순차적으로 상기 출력 샤프트(30)에 전달된다. 상기 도그 클러치(D1)가 상기 CVT 주행 모드(고차속)에서 해제되는 이유는, 예를 들면 상기 CVT 주행 모드에 있어서, 상기 기어 기구(28) 등의 드래그(drag) 등을 제거하고, 또한 고차속에서, 상기 기어 기구(28) 등의 고속 회전을 방지하기 위함이다.
상기 기어 주행 모드는, 예를 들면 상기 차량의 정지 시의 상태를 포함하는 저차속 영역에서 선택된다. 이러한 제2동력전달경로에 있어서의 변속비(γ1)(즉, 기어 기구(28)에 의해 성립되는 변속비(EL))는, 상기 무단 변속기(24)에 의해 성립되는 최저 변속비(γmax)보다 낮은 변속비로 설정된다. 예를 들어, 상기 변속비(γ1)는, 상기 변속기(17)에 있어서의 제1기어단의 변속비인 제1속도(first-speed) 변속비(γ1)에 대응하고, 또한 상기 무단 변속기(24)의 최저 변속비(γmax)는, 상기 변속기(17)에 있어서의 제2기어단의 변속비인 제2속도 변속비(γ2)에 대응한다. 그러므로, 예를 들면 상기 기어 주행 모드 및 상기 CVT 주행 모드는, 공지된 유단 변속기의 시프트 맵(shift map)에 있어서의 상기 제1기어단과 상기 제2기어단 간의 전환을 위한 시프트 라인(shift line)에 따라 전환된다. 예를 들어, 상기 CVT 주행 모드에 있어서는, 시프트(예를 들면, CVT 시프트, 무단 시프트)가 실시된다. 이러한 시프트에 있어서, 상기 변속비(γ)는, 공지된 방법을 사용하여, 액셀러레이터 조작량(θacc) 및 차속(V)과 같은 주행 상태에 의거하여 변경된다. 상기 주행 패턴을 상기 기어 주행 모드로부터 상기 CVT 주행 모드(고차속)로 전환하거나 또는 상기 주행 패턴을 상기 CVT 주행 모드(고차속)로부터 상기 기어 주행 모드로 전환할 때에는, 상기 전환이 도 2에 도시된 CVT 주행 모드(중차속)를 통해 과도적으로 실시된다.
예를 들어, 상기 주행 패턴이 상기 기어 주행 모드로부터 상기 CVT 주행 모드(고차속)로 전환되는 경우, 상기 주행 패턴은 상기 기어 주행 모드로부터 상기 CVT 주행 모드(중차속)로 과도적으로 전환된다. 상기 기어 주행 모드는, 상기 전진 클러치(C1) 및 상기 도그 클러치(D1)가 계합되는 상태이다. 상기 CVT 주행 모드(중차속)는, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2) 및 상기 도그 클러치(D1)가 계합되는 상태이다. 즉, 상기 전진 클러치(C1)를 해제시켜 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)를 계합시키기 위하여, 클러치 계합 전환 시프트(clutch engagement changing shift)(예를 들면, 클러치-투-클러치 시프트(이하, CtoC 시프트라고함))가 실시된다. 이 때, 상기 동력 전달 경로는, 상기 제2동력전달경로로부터 상기 제1동력전달경로로 전환되고, 또한 상기 변속기(17)는 실질적으로 업시프트된다. 상기 동력 전달 경로가 전환된 후, 상기 도그 클러치(D1)는, 불필요한 드래그 또는 상기 기어 기구(28) 등의 고속 회전을 방지하기 위하여 해제된다(도 2의 피구동 입력의 차단 참조). 이러한 방식으로, 상기 도그 클러치(D1)는, 상기 구동륜(14)측으로부터 입력을 차단하는 피구동 입력 차단 클러치로서 기능한다.
예를 들어, 상기 주행 패턴이 상기 CVT 주행 모드(고차속)로부터 상기 기어 주행 모드로 전환되는 경우에는, 상기 주행 패턴을 상기 기어 주행 모드로 전환하기 위한 준비에 있어서, 상기 주행 패턴이 상기 CVT 주행 모드(고차속)로부터 상기 CVT 주행 모드(중차속)으로 과도적으로 전환된다(도 2의 다운시프트 준비 참조). 상기 CVT 주행 모드(고차속)는, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)가 계합되는 상태이다. 상기 CVT 주행 모드(중차속)는, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)가 계합되고 또한 상기 도그 클러치(D1)가 추가로 계합되는 상태이다. 상기 CVT 주행 모드(중차속)에 있어서는, 상기 기어 기구(28)를 통해 상기 유성 기어 트레인(26p)의 캐리어(26c)에도 회전이 전달된다. 상기 CVT 주행 모드(중차속)의 상태로부터, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)를 해제시키고 또한 상기 전진 클러치(C1)를 계합시키기 위하여 클러치 계합 전환 시프트(예를 들면, CtoC 시프트)가 실시되는 경우에는, 상기 주행 패턴이 상기 기어 주행 모드로 전환된다. 이 때, 상기 동력 전달 경로는 상기 제1동력전달경로로부터 상기 제2동력전달경로로 전환되고, 또한 상기 변속기(17)는 실질적으로 다운시프트된다.
도 3은 차량(10)에 있어서의 각종 제어들을 위한 제어 기능들과 제어 시스템의 관련 부분을 예시한 도면이다. 도 3에 도시된 바와 같이, 상기 차량(10)은, 예를 들면 상기 차량(10)용 제어 유닛을 포함하는 전자 제어 유닛(ECU)(70)을 포함한다. 상기 제어 유닛은, 상기 변속기(17)의 주행 패턴을 전환한다. 따라서, 도 3은 상기 전자 제어 유닛(70)의 입/출력 라인들을 도시한 도면이고, 또한 상기 전자 제어 유닛(70)에 의해 구현된 제어 기능들의 관련 부분을 예시한 기능블록도이다. 상기 전자 제어 유닛(70)은 소위 마이크로컴퓨터를 포함한다. 상기 마이크로컴퓨터는, 예를 들면 CPU, RAM, ROM, 입/출력 인터페이스 등을 포함한다. 상기 CPU는 상기 RAM의 임시 기억 기능을 활용하면서 상기 ROM에 미리 저장된 프로그램들에 따라 신호 처리를 실행하여 상기 차량(10)의 각종 제어들을 실행한다. 예를 들어, 상기 전자 제어 유닛(70)은, 상기 엔진(12)의 출력 제어, 상기 무단 변속기(24)의 시프트 제어와 벨트 조임력 제어, 상기 변속기(17)의 주행 패턴을 전환하기 위한 제어 등을 실행하도록 구성되어 있다. 필요한 경우, 상기 전자 제어 유닛(70)은, 상기 엔진을 제어하기 위한 전자 제어 유닛, 시프트를 제어하기 위한 전자 제어 유닛 등으로 나누어진다.
상기 차량(10)의 각종 센서들의 검출 신호들에 의거한 각종 실제값들이 상기 전자 제어 유닛(70)에 공급된다. 상기 각종 센서들은, 예를 들면 각종 회전 속도 센서(72, 74, 76, 78), 액셀러레이터 조작량 센서(80), 스로틀값 개도 센서(82) 등을 포함한다. 상기 각종 실제값들은, 예를 들면 엔진 회전 속도(Ne), 입력 샤프트 회전 속도(Ni), 출력 샤프트 회전 속도(No), 차륜 속도(Nw), 액셀러레이터 조작량(θacc), 스로틀값 개도(θth) 등을 포함한다. 상기 입력 샤프트 회전 속도(Ni)는, 상기 입력 샤프트(22)의 회전 속도이고, 또한 상기 입력 샤프트(22)(1차 풀리(58))의 각속도(입력 샤프트 각속도)(ωi)에 대응한다. 상기 출력 샤프트 회전 속도(No)는, 상기 회전 샤프트(60)의 회전 속도이고, 또한 상기 회전 샤프트(60)(2차 풀리(62))의 각속도(출력 샤프트 각속도)(ωo)에 대응한다. 상기 차륜 속도(Nw)는, 상기 구동륜(14) 중 어느 하나의 회전 속도이고, 또한 상기 차속(V)에 대응한다. 상기 액셀러레이터 조작량(θacc)은, 운전자의 가속 요구량으로서의 액셀러레이터 페달의 조작량이다. 상기 전자 제어 유닛(70)은, 예를 들면 상기 출력 샤프트 회전 속도(No) 및 상기 입력 샤프트 회전 속도(Ni)에 의거하여 상기 무단 변속기(24)의 실제 변속비(γ)를 산출한다.
엔진 출력 제어 지령 신호(Se), 유압 제어 지령 신호(Scvt), 유압 제어 지령 신호(Sswt) 등이 상기 전자 제어 유닛(70)으로부터 출력된다. 상기 엔진 출력 제어 지령 신호(Se)는, 상기 엔진(12)의 출력을 제어하는데 사용된다. 상기 유압 제어 지령 신호(Scvt)는, 상기 무단 변속기(24)의 시프트에 연관된 유압을 제어하는데 사용된다. 상기 유압 제어 지령 신호(Sswt)는, 상기 변속기(17)의 주행 패턴의 전환에 연관된 상기 전진/후진 전환 장치(26), 상기 CVT 드라이브 클러치(C2) 및 상기 도그 클러치(D1)를 제어하는데 사용된다. 예를 들어, 상기 1차 압력(Pin)을 조절하는 솔레노이드 밸브를 구동하기 위한 지령 신호, 상기 2차 압력(Pout)을 조절하는 솔레노이드 밸브를 구동하기 위한 지령 신호, 라인 압력(P1)을 제어하는 솔레노이드 밸브를 구동하기 위한 지령 신호 등이, 상기 유압 제어 지령 신호(Scvt)로서 상기 유압 제어 회로(84)에 출력된다. 상기 전진 클러치(C1), 상기 후진 브레이크(B1), 상기 CVT 드라이브 클러치(C2) 및 상기 도그 클러치(D1)에 인가되는 유압들을 조절하는 솔레노이드 밸브들을 각각 구동하기 위한 지령 신호 등이, 상기 유압 제어 지령 신호(Sswt)로서 상기 유압 제어 회로(84)에 출력된다. 상기 전진 클러치(C1), 상기 후진 브레이크(B1), 상기 CVT 드라이브 클러치(C2) 및 상기 도그 클러치(D1)에 인가되는 상기 유압들은, 상기 전진 클러치(C1), 상기 후진 브레이크(B1), 상기 CVT 드라이브 클러치(C2) 및 상기 도그 클러치(D1)의 액추에이터들에 각각 공급되는 클러치 압력(Pc1), 클러치 압력(Pb1), 클러치 압력(Pc2) 및 클러치 압력(Pd1)이다.
상기 유압 제어 회로(84)에 있어서, 상기 라인 압력(P1)은, 상기 1차 압력(Pin), 상기 2차 압력(Pout), 상기 클러치 압력(Pc1), 상기 클러치 압력(Pb1), 상기 클러치 압력(Pc2), 상기 클러치 압력(Pd1) 등의 조절 시의 소스 압력인 유압이다. 상기 라인 압력(P1)은, 예를 들면 오일 펌프(41)로부터 출력(발생)되는 유압 오일 압력을 사용하여 솔레노이드 밸브에 의해 조절된다. 상기 라인 압력(P1)은, 예를 들면 상기 1차 압력(Pin), 상기 2차 압력(Pout), 상기 클러치 압력(Pc1), 상기 클러치 압력(Pb1), 상기 클러치 압력(Pc2), 상기 클러치 압력(Pd1)들 가운데 최고 유압에 소정의 마진을 더하여 얻어지는 유압으로 조절된다. 따라서, 상기 소스 압력인 상기 라인 압력(P1)의 부족이, 상기 유압들의 조절 시에 회피되고, 또한 불필요하게 높은 라인 압력(P1)이 회피된다. 상기 유압 제어 회로(84)에 있어서, 예를 들면 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)은, 벨트 슬립을 발생시키지 않거나 또는 불필요하게 증가하지 않는 이러한 벨트 조임력들을, 상기 풀리(58, 62)들이 발생시키기 위하여 제어된다. 상기 1차 압력(Pin)과 상기 2차 압력(Pout) 간의 상관 관계 때문에, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)는, 상기 풀리(62, 58)들 간의 추력비(τ)(= Wout/Win)의 변경 결과로서 전환된다. 예를 들어, 상기 추력비(τ)가 증가됨에 따라, 상기 변속비(γ)가 증가한다(즉, 무단 변속기(24)는 다운시프트됨).
상기 전자 제어 유닛(70)은, 엔진 출력 제어 수단, 즉 엔진 출력 제어 유닛(90), 및 시프트 제어 수단, 즉 시프트 제어 유닛(92)을 포함한다.
상기 엔진 출력 제어 유닛(90)은, 예를 들면 상기 엔진(12)의 출력을 제어하기 위하여 상기 엔진 출력 제어 지령 신호(Se)를, 상기 스로틀 액추에이터, 상기 연료 분사 장치 및 상기 점화 장치에 출력한다. 상기 엔진 출력 제어 유닛(90)은, 예를 들어 사전에 미리 경험적으로 또는 설계적으로 얻어진(즉, 사전설정된) 상관 관계(구동력 맵)(도시되지 않음)를 이용하여 실제 액셀러레이터 조작량(θacc) 및 실제 차속(V)에 의거하여 운전자의 구동 요구량으로서의 요구 구동력(Fdem)을 산출한다. 상기 엔진 출력 제어 유닛(90)은, 상기 요구 구동력(Fdem)을 얻기 위한 목표 엔진 토크(Tetgt)를 설정한다. 상기 엔진 출력 제어 유닛(90)은, 상기 목표 엔진 토크(Tetgt)가 얻어지도록, 상기 스로틀 액추에이터에 의한 상기 전자 스로틀 밸브의 개폐 뿐만 아니라, 상기 연료 분사 장치에 의한 연료 분사량 및 상기 점화 장치에 의한 점화 타이밍도 제어한다. 상기 구동륜(14)의 요구 구동력 Fdem[N] 뿐만 아니라, 상기 구동륜(14)의 요구 구동 토크[Nm], 상기 구동륜(14)의 요구 구동 파워[W] 등이, 상기 구동 요구량으로서 사용될 수도 있다. 상기 액셀러레이터 조작량 θacc[%], 상기 스로틀 밸브 개도 θth[%], 상기 엔진(12)의 흡기량[g/sec] 등이, 상기 구동 요구량으로서 간단하게 사용될 수도 있다.
상기 CVT 주행 모드에 있어서, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 예를 들면 상기 무단 변속기(24)의 벨트 슬립이 발생하지 않으면서, 상기 무단 변속기(24)의 목표 변속비(γtgt)가 달성되도록, 상기 유압 제어 지령 신호(Scvt)로서, 1차 지령 압력(Pindir) 및 2차 지령 압력(Poutdir)을 상기 유압 제어 회로(84)에 출력함으로써 CVT 시프트를 실시한다. 상기 1차 지령 압력(Pindir)은, 상기 1차 압력(Pin)의 지령값이다. 상기 2차 지령 압력(Poutdir)은, 상기 2차 압력(Pout)의 지령값이다.
구체적으로, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 사전설정된 공지된 상관 관계(예를 들면, CVT 시프트 맵)를 참조하여 상기 액셀러레이터 조작량(θacc) 및 상기 차속(V)에 의거하여 목표 입력 샤프트 회전 속도(Nitgt)를 산출한다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 목표 입력 샤프트 회전 속도(Nitgt)에 의거하여 목표 변속비(γtgt)(= Nitgt/No)를 산출한다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 사전설정된 공지된 상관 관계(예를 들면, 엔진 토크 맵)를 참조하여 상기 스로틀 밸브 개도(θth) 및 상기 엔진 회전 속도(Ne)에 의거하여 상기 엔진 토크(Te)의 추정값을 산출한다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 엔진 토크(Te) 및 상기 토크 컨버터(20)의 특성에 의거하여 상기 무단 변속기(24)의 입력 토크(Tin)를 산출한다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 도 4에 도시된 사전설정된 상관 관계(추력비 맵)를 참조함으로써, 상기 목표 변속비(γtgt) 및 토크비에 의거하여, 상기 목표 변속비(γtgt)를 정상적으로(steadily) 유지하기 위한 추력비(τ)를 산출한다. 상기 토크비는, 한계 입력 토크(Tlmtin)(= Tin/Tlmtin)에 대한 상기 산출된 입력 토크(Tin)의 비이다. 상기 한계 입력 토크(Tlmtin)는, 상기 무단 변속기(24)에 입력되도록 허용되는 소정의 한계 토크이다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 추력비(τ)를 달성하기 위한 목표 2차 추력(Wouttgt) 및 목표 1차 추력(Wintgt)을 산출한다. 도 5에 도시된 바와 같이, 상기 추력들 중 어느 하나가 결정되는 경우에는, 나머지 다른 추력 또한 상기 목표 변속비(γtgt)를 달성하는 상기 추력비(τ)에 의거하여 결정된다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 유압실린더(62c)의 수압 면적에 의거하여, 상기 목표 2차 추력(Wouttgt)을 목표 2차 압력(Pouttgt)(= Wouttgt/유압 실린더(62c)의 수압 면적)으로 변환시킨다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 유압실린더(58c)의 수압 면적에 의거하여, 상기 목표 1차 추력(Wintgt)을 목표 1차 압력(Pintgt)(= Wintgt/유압 실린더(58c)의 수압 면적)으로 변환시킨다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 목표 1차 압력(Pintgt) 및 상기 목표 2차 압력(Pouttgt)이 얻어지도록, 상기 유압 제어 지령 신호(Scvt)로서 상기 1차 지령 압력(Pindir) 및 상기 2차 지령 압력(Poutdir)을 상기 유압 제어 회로(84)에 출력한다. 상기 유압 제어 회로(84)는, 상기 유압 제어 지령 신호(Scvt)를 따라, 상기 대응하는 솔레노이드 밸브들을 작동시킴으로써, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)을 조절한다. 상기 CVT 시프트의 설명에 있어서는, 설명의 편의상, 상기 목표 변속비(γtgt)를 일정하게 유지하기 위한 추력(예를 들면, 밸런스 추력)이 설명되어 있지만, 시프트의 과도에 있어서는, 목표 업시프트 또는 다운시프트를 달성하기 위한 추력(예를 들면, 시프트 차이 추력(이는 정값 또는 부값일 수 있음)이 상기 밸런스 추력에 더해진다. 즉, 상기 CVT 시프트는, 상기 시프트 차이 추력이 제로로 설정될 때의 시프트 제어의 경우를 설명한다.
상기 목표 2차 추력(Wouttgt) 및 상기 목표 1차 추력(Wintgt)의 산출 시에는, 벨트 슬립 한계 추력(이하, 슬립 한계 추력이라고 함)(Wlmt)이 고려된다. 상기 슬립 한계 추력(Wlmt)은, 필요한 최소 추력을 갖는 벨트 슬립을 방지하기 위하여 요구되는 추력(요구 추력), 즉 벨트 슬립이 발생하는 직전의 추력이다. 예를 들어, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin)과, 상기 목표 변속비(γtgt)를 달성하는 추력비(τ)에 의거하여, 2차 시프트 제어 추력(Woutsh)을 산출한다. 상기 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin)은, 1차 풀리(58)측 슬립 한계 추력이다. 상기 2차 시프트 제어 추력(Woutsh)은, 시프트 제어에 필요한 2차 풀리(62)측 추력이다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout) 및 상기 산출된 2차 시프트 제어 추력(Woutsh) 중 더 큰 것으로, 상기 목표 2차 추력(Wouttgt)을 설정한다. 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)은, 2차 풀리(62)측 슬립 한계 추력이다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 목표 2차 추력(Wouttgt) 및 상기 추력비(τ)에 의거하여 상기 목표 1차 추력(Wintgt)을 산출한다. 상기 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin)은, 상기 무단 변속기(24)의 입력 토크(Tin), 상기 1차 풀리(58)의 시브각(sheave angle)(콘면각; coned face angle)(α), 소정의 벨트 엘리먼트-시브 마찰 계수(μ) 및 1차 풀리(58)측 벨트 권선 반경(Rin)에 의거하여, 하기 수학식 (1)을 통해 상기 시프트 제어 유닛(92)에 의해 산출된다(도 1 참조). 상기 무단 변속기(24)의 입력 토크(Tin)는, 상기 1차 풀리(58)의 입력 토크이다. 상기 1차 풀리(58)측 벨트 권선 반경(Rin)은 실제 변속비(γ)로부터 유니크하게 산출된다. 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)은, 상기 무단 변속기(24)의 출력 토크 Tout(=γ×Tin), 상기 2차 풀리(62)의 시브각(콘면각)(α), 상기 소정의 벨트 엘리먼트-시브 마찰 계수(μ) 및 2차 풀리(62)측 벨트 권선 반경(Rout)에 의거하여, 하기 수학식 (2)를 통해 상기 시프트 제어 유닛(92)에 의해 산출된다(도 1 참조). 상기 무단 변속기(24)의 출력 토크(Tout)는, 상기 2차 풀리(62)의 입력 토크이다. 상기 2차 풀리(62)측 벨트 권선 반경(Rout)은 상기 실제 변속비(γ)로부터 유니크하게 산출된다.
[수학식 1]
Wlmtin ＝ (Tin×cosα)/(2×μ×Rin) (1)
[수학식 2]
Wlmtout = (Tout×cosα)/(2×μ×Rout) (2)
상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 기어 주행 모드와 상기 CVT 주행 모드 간의 주행 패턴을 전환하기 위한 전환 제어를 실행한다. 구체적으로, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 차량이 주행하고 있는 주행 패턴을 전환할 것인 지의 여부를 판정한다. 예를 들어, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 제1속도 변속비(γ1)와 상기 제2속도 변속비(γ2) 간에 변속비를 전환하기 위한 업시프트 라인 및 다운시프트 라인을 이용함으로써, 상기 차속(V) 및 상기 액셀러레이터 조작량(θacc)에 의거하여 시프트(변속비의 전환)할 지의 여부를 판정한다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 판정된 결과에 의거하여, 상기 차량이 주행하고 있는 주행 패턴을 전환할 지의 여부를 판정한다. 상기 제1속도 변속비는 상기 기어 주행 모드에 있어서의 변속비(EL)에 대응한다. 상기 제2속도 변속비는 상기 CVT 주행 모드에 있어서의 최저 변속비(γmax)에 대응한다. 상기 업시프트 라인 및 상기 다운시프트 라인은, 예를 들면 사전설정된 시프트 라인들이고, 소정의 히스테리시스(hysteresis)를 가진다.
상기 시프트 제어 유닛(92)이 상기 주행 패턴의 전환을 판정하는 경우에는, 상기 시프트 제어 유닛(92)이 상기 주행 패턴을 전환시킨다. 예를 들어, 상기 시프트 제어 유닛(92)이 상기 기어 주행 모드에 있어서 업시프트로 판정하는 경우에는, 상기 시프트 제어 유닛(92)이, 상기 기어 주행 모드로부터 상기 CVT 주행 모드(고차속)로 상기 주행 패턴을 전환시킨다. 상기 시프트 제어 유닛(92)이 상기 주행 패턴을 상기 기어 주행 모드로부터 상기 CVT 주행 모드(고차속)로 전환시키는 경우에는, 상기 시프트 제어 유닛(92)이 우선 상기 전진 클러치(C1)를 해제시키고 또한 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)를 계합하기 위한 CtoC 시프트를 통해 업시프트를 실시한다. 이러한 상태는, 상기 주행 패턴이 도 2에서 과도적으로 전환되는 상기 CVT 주행 모드(중차속)에 대응한다. 상기 변속기(17)에 있어서의 동력 전달 경로는, 상기 기어 기구(28)를 통해 동력이 전달되는 상기 제2동력전달경로로부터, 상기 무단 변속기(24)를 통해 동력이 전달되는 상기 제1동력전달경로로 전환된다. 후속해서, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 계합된 도그 클러치(D1)가 해제되도록, 상기 허브 슬리브(56)를 작동시키는 지령을 출력함으로써, 상기 주행 패턴을 상기 CVT 주행 모드(고차속)로 전환시킨다. 상기 허브 슬리브(56)는, 상기 유압 액추에이터(도시되지 않음)에 의해 구동되고, 또한 상기 허브 슬리브(56)에 인가되는 가압력은 상기 유압 액추에이터에 공급되는 유압에 의해 조정된다. 상기 CVT 주행 모드에 있어서, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 예를 들면 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)의 토크 용량이, 상기 제1동력전달경로에서 전달될 필요가 있는 상기 입력 토크(Tin)에 따른 전달 토크보다 큰 정도의 유압으로, 목표 클러치 압력(Pc2tgt)을 설정한다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 목표 클러치 압력(Pc2tgt)이 얻어지도록, 상기 유압 제어 지령 신호(Sswt)로서 클러치 지령 압력(Pc2dir)을, 상기 유압 제어 회로(84)에 출력한다. 상기 유압 제어 회로(84)는, 상기 유압 제어 지령 신호(Sswt)에 따라, 상기 대응하는 솔레노이드 밸브를 작동시켜 상기 클러치 압력(Pc2)을 조절한다.
상기 시프트 제어 유닛(92)이, 상기 CVT 주행 모드(고차속)에 있어서 다운시프트로 판정하는 경우, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 주행 패턴을 상기 CVT 주행 모드(고차속)로부터 상기 기어 주행 모드로 전환시킨다. 상기 시프트 제어 유닛(92)이 상기 주행 패턴을 상기 CVT 주행 모드(고차속)로부터 상기 기어 주행 모드로 전환시키는 경우에는, 상기 시프트 제어 유닛(92)이 우선 상기 해제된 도그 클러치(D1)가 계합되도록 상기 허브 슬리브(56)를 작동시키는 지령을 출력함으로써, 상기 주행 패턴을 상기 CVT 주행 모드(중차속)로 전환시킨다. 후속해서, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)를 해제시키고 또한 상기 전진 클러치(C1)를 계합시키기 위한 CtoC 시프트를 통해 다운시프트를 실시한다. 이러한 상태는 도 2의 기어 주행 모드에 대응한다. 상기 변속기(17)에 있어서의 동력 전달 경로는, 상기 무단 변속기(24)를 통해 동력이 전달되는 상기 제1동력전달경로로부터, 상기 기어 기구(28)를 통해 동력이 전달되는 상기 제2동력전달경로로 전환된다. 이러한 방식으로, 상기 시프트 제어 유닛(92)이, 상기 차량(10)이 주행하고 있는 동안, 상기 무단 변속기(24)를 통한 동력의 전달로부터, 상기 기어 기구(28)를 통한 동력의 전달로, 동력의 전달을 전환하는 경우에는, 상기 도그 클러치(D1)가 계합측으로 작동된 다음, 상기 CVT 드라이브 클러치(C2)가 해제된다. 상기 기어 주행 모드에 있어서는, 상기 시프트 제어 유닛(92)이, 예를 들면 상기 전진 클러치(C1)의 토크 용량이 상기 제2동력전달경로에서 전달될 필요가 있는 상기 입력 토크(Tin)에 따른 전달 토크보다 큰 정도의 유압으로, 목표 클러치 압력(Pc1tgt)을 설정한다. 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 목표 클러치 압력(Pc1tgt)이 얻어지도록, 상기 유압 제어 지령 신호(Sswt)로서 클러치 지령 압력(Pc1dir)을, 상기 유압 제어 회로(84)에 출력한다. 상기 유압 제어 회로(84)는, 상기 유압 제어 지령 신호(Sswt)에 따라, 상기 대응하는 솔레노이드 밸브를 작동시켜 상기 클러치 압력(Pc1)을 조절한다.
상술된 바와 같이 상기 주행 패턴을 상기 CVT 주행 모드(중차속)로 과도적으로 전환하기 위한 제어에 있어서는, 상기 제1동력전달경로 및 상기 제2동력전달경로가 CtoC 시프트를 통한 토크의 교환에 의해서만 전환된다. 그러므로, 전환 쇼크가 억제되게 된다.
첨언하면, 상기 기어 주행 모드에 있어서, 상기 무단 변속기(24)는, 상기 회전 샤프트(60)가 상기 출력 샤프트(30)로부터 분리되는 상태에서, 상기 입력 샤프트(22)에 결합된 상기 1차 풀리(58)의 회전에 의해 공전한다. 한 편으로, 상기 기어 주행 모드로부터 상기 CVT 주행 모드로의 전환 시의 연속성의 관점에서는, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)가, 예를 들면 상기 무단 변속기(24)의 공전 시에, 상기 최저 변속비(γmax)로 제어되는 것을 생각해볼 수 있다. 다른 한편으로, 상기 기어 주행 모드에 있어서는, 상기 무단 변속기(24)를 통해 토크가 전달되지 않으므로, 상기 무단 변속기(24)의 공전 시에, 상기 입력 토크(Tin)에 대하여 벨트 슬립이 발생하지 않는 정도의 벨트 조임 압력들(1차 압력(Pin) 및 2차 압력(Pout))이 확보되기만 하면 된다. 따라서, 도 6에 도시된 바와 같이, 상기 무단 변속기(24)의 공전 시에는, 상기 2차 추력(Wout)이, 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)이 확보되는 범위 내에서 상기 최저 변속비(γmax)를 유지하기 위한 추력에 비해 저감된다. 따라서, 상기 2차 압력(Pout)의 소스 압력인 상기 라인 압력(P1)이 저감되고, 또한 상기 라인 압력(P1)의 소스 압력을 발생시키기 위한 상기 오일 펌프(41)를 구동하는 상기 엔진(12)의 손실이 억제되므로, 연비 향상의 효과가 기대된다.
하지만, 상술된 바와 같이, 상기 기어 주행 모드에 있어서의 상기 라인 압력(P1)은, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout) 뿐만 아니라, 상기 클러치 압력(Pc1)(후진 주행의 경우에는, 클러치 압력(Pb1))에도 의존하고 있다. 그러므로, 상기 입력 토크(Tin)의 크기에 따라, 상기 클러치 압력(Pc1)이 증가될 수 있고, 또한 상기 라인 압력(P1)이 상기 클러치 압력(Pc1)에 의해 지배(설정)될 수 있다. 이러한 경우에 있어서는, 상기 1차 압력(Pin) 또는 상기 2차 압력(Pout)이 얼마나 많이 저감되는가에 상관 없이, 상기 라인 압력(P1)이 저감되지 않고, 또한 연비 향상의 효과가 얻어지지 않게 된다. 도 6에 도시된 바와 같이, 상기 2차 추력(Wout)이 저감되면, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)는 상기 최저 변속비(γmax)로부터 보다 높은 변속비쪽으로 제어되므로, 상기 무단 변속기(24)에 있어서의 입력 샤프트 등가 관성(Iin)[kgm2]이 증가한다(하기 수학식 (3) 참조). 상기 라인 압력(P1)이 상기 클러치 압력(Pc1)에 의해 지배(설정)되는 경우에 있어서, 상기 무단 변속기(24)가 상기 최저 변속비(γmax)로부터 보다 높은 변속비로 제어되는 경우에는, 연비 향상의 효과가 얻어지지 않을 뿐만 아니라, 예를 들면 차량 가속 시에, 상기 입력 샤프트(22)의 회전의 변동들로 인한 입력 샤프트 관성 손실(Tli)[Nm]이 증가한다(하기 수학식 (4) 참조). 따라서, 상기 차량(10)의 동력 성능(구동성)이 악화될 가능성이 있게 된다. 하기 수학식 (3), (4)에 있어서, Igear는 상기 제1동력전달경로를 따르는 상기 입력 샤프트 등가 관성[kgm2]을 나타내고, Isec은 상기 2차 풀리(62)의 관성[kgm2]을 나타내며, γ은 상기 무단 변속기(24)의 변속비를 나타내고, (Isec/γ2)은 상기 2차 풀리(62)의 입력 샤프트 등가 관성[kgm2]을 나타내며, ωi는 상기 입력 샤프트 각속도[rad/s]를 나타내고, (dωi/dt)는 입력 샤프트각 가속도[rad/s2], 즉 상기 입력 샤프트(22)의 회전 속도의 시간 변화율을 나타낸다.
[수학식 3]
Iin = Igear＋(Isec/γ2) (3)
[수학식 4]
Tli = Iin×(dωi/dt) (4)
상기 전진 클러치(C1)(후진 주행의 경우에는, 후진 브레이크(B1))가 계합되고 또한 상기 엔진(12)의 동력이 상기 제2동력전달경로를 통해 전달되고 있는 경우(즉, 무단 변속기(24)의 공전 시), 및 상기 1차 압력(Pin)과 상기 2차 압력(Pout) 중 적어도 하나가 상기 클러치 압력(Pc1)(후진 주행의 경우에는, 클러치 압력(Pb1))보다 큰 경우, 상기 전자 제어 유닛(70)은, 상기 클러치 압력(Pc1)보다 큰 유압이 인가되는 상기 풀리들 중 적어도 하나 상에서의 상기 전달 벨트(64)의 권선 반경(즉, 벨트 권선 반경(R))이 저감되도록, 상기 클러치 압력(Pc1)보다 큰 유압을 제어한다. 상술된 바와 같이, 상기 벨트 권선 반경(R)이 저감되도록 상기 풀리에 인가되는 유압을 제어하는 것은, 상기 풀리에 인가되는 유압을 저감시키는 것이다. 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout) 양자 모두가 상기 클러치 압력(Pc1)보다 큰 경우에는, 상기 벨트 권선 반경(R) 양자 모두가 저감되도록 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)이 제어된다. 이 경우, 절대적으로는, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout) 양자 모두가 저감된다. 그러므로, 상기 풀리(58, 62) 양자 모두의 벨트 권선 반경(Rin, Rout)이 실제로 저감되는 것이 아니라, 상기 변속비(γ)에 대응하는 상기 벨트 권선 반경(Rin, Rout)이, 상기 저감된 1차 압력(Pin) 및 상기 저감된 2차 압력(Pout)에 대응하는 상기 1차 추력(Win)과 상기 2차 추력(Wout) 간의 상관 관계에 따라 전환된다.
구체적으로는, 상기 1차 압력(Pin) 또는 상기 2차 압력(Pout) 중 적어도 하나가 상기 클러치 압력(Pc1)보다 큰 경우, 상기 전자 제어 유닛(70)은, 상기 입력 토크(Tin)에 대한 상기 전달 벨트(64)의 슬립을, 상기 무단 변속기(24)에 대하여 발생시키지 않는 대응하는 최소 유압들(즉, 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin) 및 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)을 제공하는 유압들)로, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)을 제어한다. 예를 들어, 상기 1차 압력(Pin)이, 상기 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin)을 제공하는 유압으로 설정되고, 또한 상기 2차 압력(Pout)이, 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)을 제공하는 유압보다 큰 값으로 설정되는 상태에 있어서, 상기 전자 제어 유닛(70)은, 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)을 제공하는 상기 유압으로 상기 2차 압력(Pout)을 제어한다(도 6 참조).
하지만, 상기 입력 토크(Tin)에 대한 상기 전달 벨트(64)의 슬립을 상기 무단 변속기(24)에 대하여 발생시키지 않는 최소 유압들 양자 모두가 상기 클러치 압력(Pc1)보다 작은 경우, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)이 상기 클러치 압력(Pc1) 아래로 저감되는 영역에 있어서 상기 라인 압력(P1)이 저감되도록 허용되지 않는다. 그러므로, 상기 입력 토크(Tin)에 대한 상기 전달 벨트(64)의 슬립을 상기 무단 변속기(24)에 대하여 발생시키지 않는 최소 유압들 양자 모두가 상기 클러치 압력(Pc1)보다 작은 경우, 상기 전자 제어 유닛(70)은, 상기 클러치 압력(Pc1)을 하한 유압으로서 설정하면서, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)을 제어한다.
다른 한편으로, 상기 클러치 압력(Pc1)이 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout) 중 어느 하나보다 큰 경우에는, 상기 전자 제어 유닛(70)이, 상기 1차 풀리(58) 상의 상기 벨트 권선 반경(Rin)이 저감되도록 상기 1차 압력(Pin)을 제어하고 또한 상기 2차 풀리(62) 상의 상기 벨트 권선 반경(Rout)이 증가되도록 상기 2차 압력(Pout)을 제어한다. 구체적으로는, 상기 클러치 압력(Pc1)이 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout) 중 어느 하나보다 큰 경우, 상기 전자 제어 유닛(70)은, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)가 상기 최저 변속비(γmax)로 설정되도록 하는 유압들(즉, 최저 변속비(γmax)를 달성하기 위한 1차 추력(Win) 및 2차 추력(Wout)을 제공하는 유압들)로, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)을 제어한다.
보다 구체적으로, 상기 전자 제어 유닛(70)은, 유압 판정 수단, 즉 유압 판정 유닛(94)을 추가로 포함한다. 상기 유압 판정 유닛(94)은, 예를 들면 상기 목표 변속비(γtgt)가 상기 최저 변속비(γmax)로 설정되는 경우에, 상기 목표 1차 압력(Pintgt) 및 상기 목표 2차 압력(Pouttgt)(또는 1차 지령 압력(Pindir) 및 2차 지령 압력(Poutdir)) 중 보다 큰 것이, 상기 기어 주행 모드에 있어서 상기 목표 클러치 압력(Pc1tgt)(또는 클러치 지령 압력(Pc1dir))보다 큰 지의 여부를 판정한다. 상기 목표 1차 압력(Pintgt) 및 상기 목표 2차 압력(Pouttgt)(또는 1차 지령 압력(Pindir) 및 2차 지령 압력(Poutdir))은 상기 시프트 제어 유닛(92)에 의해 설정된다. 상기 목표 클러치 압력(Pc1tgt)(또는 클러치 지령 압력(Pc1dir))은 상기 시프트 제어 유닛(92)에 의해 설정된다.
상기 유압 판정 유닛(94)이, 상기 목표 1차 압력(Pintgt) 및 상기 목표 2차 압력(Pouttgt) 중 더 큰 것이 상기 목표 클러치 압력(Pc1tgt)보다 크다고 판정하는 경우, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 1차 추력(Win)을 상기 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin)으로 설정하고 또한 상기 2차 추력(Wout)을 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)으로 설정한다. 즉, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 1차 지령 압력(Pindir) 및 상기 2차 지령 압력(Poutdir)을 상기 유압 제어 회로(84)에 출력한다. 상기 1차 지령 압력(Pindir)은, 상기 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin)을 제공한다. 상기 2차 지령 압력(Poutdir)은, 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)을 제공한다. 상기 목표 클러치 압력(Pc1tgt)이, 상기 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin) 및 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)을 제공하는 상기 유압들 중 어느 하나보다 큰 경우, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 목표 클러치 압력(Pc1tgt)을 하한 유압으로서 설정하면서, 상기 1차 지령 압력(Pindir) 및 상기 2차 지령 압력(Poutdir)을 설정한다. 이러한 제어에 있어서, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 예를 들면 상기 무단 변속기(24)의 목표 변속비(γtgt)를 설정하지 않고, 또한 상기 1차 지령 압력(Pindir) 및 상기 2차 지령 압력(Poutdir)에 따른 상기 변속비(γ)를 성립시킨다.
상기 유압 판정 유닛(94)이, 상기 목표 1차 압력(Pintgt) 및 상기 목표 2차 압력(Pouttgt) 중 더 큰 것이 상기 목표 클러치 압력(Pc1tgt)보다 작다고 판정하는 경우, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 1차 추력(Win) 및 상기 2차 추력(Wout)을, 상기 최저 변속비(γmax)를 달성하기 위한 상기 1차 추력(Win) 및 상기 2차 추력(Wout)으로 각각 설정한다. 즉, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 상기 최저 변속비(γmax)를 달성하기 위한 상기 1차 추력(Win) 및 상기 2차 추력(Wout)을 제공하는, 상기 1차 지령 압력(Pindir) 및 상기 2차 지령 압력(Poutdir)을, 상기 유압 제어 회로(84)에 출력함으로써, 상기 변속비(γ)를 상기 최저 변속비(γmax)로 시프트시키거나 또는 상기 최저 변속비(γmax)를 유지시킨다. 이러한 제어에 있어서, 상기 시프트 제어 유닛(92)은, 예를 들면 상기 최저 변속비(γmax)가 상기 무단 변속기(24)의 목표 변속비(γtgt)로 설정되는 피드백 제어 및/또는 피드포워드 제어에 있어서 시프트를 실시한다. 각종 회전 속도 센서(74, 76)들의 특성의 관점에서, 회전 속도의 검출 정밀도가 낮은 극저 차속 영역에 있어서는, 상기 시프트 제어 유닛(92)이, 예를 들면 피드포워드 제어에서만 시프트를 실시한다.
도 7은 전자 제어 유닛(70)의 제어 작동들, 즉 공전하는 무단 변속기(24)를 적절하게 제어함으로써 연비를 향상시키거나 또는 동력 성능을 향상시키기 위한 제어 작동들의 관련 부분을 예시한 플로우차트이다. 상기 플로우차트는, 예를 들어 수 밀리초 내지 수십 밀리초 정도의 극히 짧은 사이클 타임에서 반복 실행된다.
도 7에서는, 우선 상기 시프트 제어 유닛(92)에 대응하는 단계(이하, 단계는 생략됨) S10에 있어서, 예를 들면 상기 변속기(17)의 동력 전달 경로가 상기 제2동력전달경로인 지의 여부, 즉 상기 기어 전달 모드가 선택되는 지의 여부를, 상기 유압 제어 회로(84)에 대한 지령 신호에 의거하여 판정한다. S10에서 부정적인 판정이 이루어지면, 상기 루틴이 종료된다. S10에서 긍정적인 판정이 이루어지면, 상기 유압 판정 유닛(94)에 대응하는 S20에서는, 예를 들면 상기 목표 변속비(γtgt)가 상기 최저 변속비(γmax)로 설정되는 경우에 있어서의 상기 목표 1차 압력(Pintgt) 및 상기 목표 2차 압력(Pouttgt) 중 더 큰 것이, 상기 기어 주행 모드에 있어서의 상기 목표 클러치 압력(Pc1tgt)보다 큰 지의 여부를 판정한다. S20에서 긍정적인 판정이 이루어지면, 상기 시프트 제어 유닛(92)에 대응하는 S30에 있어서는, 예를 들면 상기 풀리(58, 62)들의 추력(W)들이, 상기 1차 슬립 한계 추력(Wlmtin) 및 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout)으로 각각 설정된다. 다른 한편으로, S20에서 부정적인 판정이 이루어지면, 상기 시프트 제어 유닛(92)에 대응하는 S40에 있어서는, 예를 들면 상기 풀리(58, 62)들의 추력(W)들이, 상기 최저 변속비(γmax)를 달성하기 위한 상기 1차 추력(Win) 및 상기 2차 추력(Wout)으로 각각 설정되고, 또한 상기 무단 변속기(24)가 상기 최저 변속비(γmax)로 시프트된다. 후속해서, 상기 시프트 제어 유닛(92)에 대응하는 S50에 있어서는, 예를 들면 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)가 상기 최저 변속비(γmax)인 지의 여부가 판정된다. S50에서 부정적인 판정이 이루어지면, S40이 반복 실행된다. S50에서 긍정적인 판정이 이루어지면, 상기 루틴은 종료된다.
상기 무단 변속기(24)가 개재되는 동력 전달 경로만을 포함하는 변속기에 있어서는, 예를 들면 저차속 영역에 있어서는, 상기 최저 변속비(γmax)를 달성하기 위한 상기 1차 추력(Win) 및 상기 2차 추력(Wout)(이하, γmax 대응 추력, γmax 유지 추력이라고 함, 도 6 참조)이 설정된다. 이와는 대조적으로, 상기 무단 변속기(24)가 개재되는 상기 제1동력전달경로 및 상기 기어 기구(28)가 개재되는 상기 제2동력전달기구를 포함하는 상기 변속기(17)에 있어서는, 상기 기어 주행 모드가 저차속 영역에서 실시되도록 허용된다. 따라서, S30을 실행함으로써, 도 6에 도시된 바와 같이, 상기 γmax 유지 추력과 상기 2차 슬립 한계 추력(Wlmtout) 간의 차이에 대응하는 유압의 양만큼 연비 향상의 효과가 얻어진다. 다른 한편으로, 상기 클러치 압력(Pc1)이, 상기 γmax 유지 추력에 대응하는 상기 2차 압력(Pout)보다 크기 때문에, 상기 2차 압력(Pout)이 저감되는 경우에도 연비 향상의 효과가 얻어지지 않는 영역에 있어서는, S40, S50을 실행함으로써 상기 입력 샤프트 등가 관성(Iin)이 최소화된다. 따라서, 차량 가속 시에, 상기 입력 샤프트(22)의 회전에 있어서의 변동들로 인한 상기 입력 샤프트 관성 손실(Tli)을 저감시킬 수 있게 된다.
상술된 바와 같이, 본 실시예에 따르면, 상기 무단 변속기(24)의 공전 시에, 상기 라인 압력(P1)이 상기 1차 압력(Pin) 또는 상기 2차 압력(Pout) 중 적어도 하나에 의해 지배(결정)되는 경우에는, 상기 클러치 압력(Pc1)보다 큰, 상기 1차 압력(Pin) 또는 상기 2차 압력(Pout) 중 적어도 하나를 저감시켜 연비 향상의 효과가 얻어진다. 다른 한편으로, 상기 무단 변속기(24)의 공전 시에, 상기 라인 압력(P1)이 상기 클러치 압력(Pc1)에 의해 지배되는 경우에는, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)를 상기 최저 변속비(γmax)쪽으로 제어함으로써, 상기 입력 샤프트 등가 관성(Iin)이 저감된다. 따라서, 상기 입력 샤프트(22)의 회전에 있어서의 변동들로 인한 상기 입력 샤프트 관성 손실(Tli)이 저감되고, 또한 상기 차량(10)의 동력 성능이 향상된다. 따라서, 상기 입력 샤프트(22)와 상기 출력 샤프트(30) 사이에 서로 병렬로 상기 무단 변속기(24) 및 상기 기어 기구(28)를 포함하는 상기 변속기(17)에 있어서는, 상기 공전하는 무단 변속기(24)를 적절하게 제어함으로써 연비를 향상시키거나 또는 동력의 성능을 향상시킬 수 있게 된다.
본 실시예에 따르면, 상기 1차 압력(Pin) 또는 상기 2차 압력(Pout) 중 적어도 하나가 상기 클러치 압력(Pc1)보다 큰 경우, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)은, 상기 입력 토크(Tin)에 대한 상기 전달 벨트(64)의 슬립을, 상기 무단 변속기(24)에 대하여 발생시키지 않는 대응하는 최소 유압들로 제어된다. 그러므로, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)를 상기 최저 변속비(γmax)쪽으로 제어할 때의 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout) 중 대응하는 것과, 상기 전달 벨트(64)의 슬립을 발생시키지 않는 각각의 최소 유압들 간의 차이량만큼 연비 향상의 효과가 적절하게 얻어진다.
본 실시예에 따르면, 상기 입력 토크(Tin)에 대한 상기 전달 벨트(64)의 슬립을 상기 무단 변속기(24)에 대하여 발생시키지 않는 최소 유압들 양자 모두가 상기 클러치 압력(Pc1)보다 작은 경우에는, 상기 클러치 압력(Pc1)이 하한 유압으로서 설정되면서, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)이 제어된다. 그러므로, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout) 중 어느 하나가 상기 클러치 압력(Pc1)보다 큰 범위 내의 유압까지 또는 상기 클러치 압력(Pc1)과 실질적으로 같은 유압까지, 상기 클러치 압력(Pc1)보다 큰 상기 유압들 중 적어도 하나를 저감시킬 수 있게 된다.
본 실시예에 따르면, 상기 클러치 압력(Pc1)이 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout) 중 어느 하나보다 큰 경우, 상기 1차 압력(Pin) 및 상기 2차 압력(Pout)은, 상기 무단 변속기(24)의 변속비(γ)가 상기 최저 변속비(γmax)로 설정되도록 하는 유압들로 제어된다. 그러므로, 상기 입력 샤프트 등가 관성(Iin)이 최소화되어, 상기 차량(10)의 동력 성능이 적절하게 향상되게 된다.
지금까지 본 발명의 실시예들을 도면들을 참조하여 상세히 설명하였지만, 본 발명은 기타 대안적인 실시예들에도 적용가능하다.
예를 들면, 상술된 실시예에 있어서, 본 발명은 주로 상기 1차 압력(Pin)과 상기 2차 압력(Pout) 중 더 큰 것과 상기 클러치 압력(Pc1) 간의 크기 상관 관계를 이용하여 설명되어 있다. 이는 전진 주행의 경우에 적용된다. 상기 실시예에 있어서, (후진 주행의 경우에는, 클러치 압력(Pb1))으로 기재된 바와 같이, 본 발명은 후진 주행의 경우에도 적용가능하다.
상술된 실시예에 있어서, 상기 도그 클러치(D1)는, 상기 기어 기구(28)가 개재되는 상기 제2동력전달경로에 설치되어 있다. 하지만, 상기 도그 클러치(D1)가 본 발명을 구현하기 위하여 반드시 설치될 필요는 없다.
상술된 실시예에 있어서, 상기 기어 기구(28)는, 1개의 기어 단을 구비한 변속 기구이지만, 상기 기어 기구(28)가 이러한 구성으로 한정되는 것은 아니다. 예를 들어, 상기 기어 기구(28)는, 변속비(γ)들이 상이한 복수의 기어 단을 구비한 변속 기구일 수도 있다. 즉, 상기 기어 기구(28)는 2이상 단으로 시프트되는 유단 변속기일 수도 있다.
상술된 실시예에 있어서는, 상기 변속비(γ)의 관점에서, 상기 기어 기구(28)는, 상기 무단 변속기(24)의 최저 변속비(γmax)보다 낮은 변속비(EL)를 성립시키는 변속 기구이지만, 상기 기어 기구(28)가 이러한 구성으로 한정되는 것은 아니다. 예를 들어, 상기 기어 기구(28)는, 높은 변속비(EH) 및 낮은 변속비(EL) 양자 모두를 성립시키는 변속 기구일 수도 있다. 상기 높은 변속비(EH)는 상기 무단 변속기(24)의 최고 변속비(γmin)보다 높다. 본 발명은 이렇게 구성된 기어 기구(28)에도 적용가능하다. 이는 또한 상기 기어 기구(28)가 복수의 기어 단을 구비한 변속 기구인 경우에도 적용된다.
상술된 실시예에 있어서, 상기 변속기(17)의 주행 패턴은 소정의 시프트 맵을 이용하여 전환되지만, 본 발명이 이러한 구성으로 한정되는 것은 아니다. 예를 들어, 상기 변속기(17)의 주행 패턴은, 상기 차속(V) 및 상기 액셀러레이터 조작량(θacc)에 의거하여 운전자의 구동 요구량(예를 들면, 요구 토크)을 산출한 다음, 상기 요구 토크를 만족시키는 변속비를 설정함으로써 전환될 수도 있다.
상술된 실시예에 있어서, 상기 엔진(12)은 상기 구동력원으로서 예시되어 있지만, 본 발명이 이러한 구성으로 한정되는 것은 아니다. 예를 들어, 가솔린 엔진과 디젤 엔진과 같은 내연기관이 상기 구동력원으로서 사용된다. 그 대신에, 상기 구동력원으로서, 전동기와 같은 다른 원동기가 단독으로 또는 상기 엔진(12)과 조합하여 채택될 수도 있다. 상기 엔진(12)의 동력은, 상기 토크 컨버터(20)를 통해 상기 무단 변속기(24) 또는 상기 기어 기구(28)에 전달되지만, 본 발명이 이러한 구성으로 한정되는 것은 아니다. 예를 들어, 상기 토크 컨버터(20) 대신에, 토크 증폭 기능이 없는 유체 커플링(fluid coupling)과 같은 다른 유체식 전달 장치가 사용될 수도 있다. 대안적으로는, 상기 유체식 전달 장치가 반드시 설치될 필요는 없다.
상술된 실시예는 단지 예시적인 것으로, 본 발명은 당업계의 당업자의 지식에 의거하여 다양한 변경예들이나 개량예들을 포함하는 모드들로 구현될 수도 있다.

Claims (4)

  1. 차량의 변속기용 제어 장치로서,
    상기 변속기는,
    입력측 풀리, 출력측 풀리 및 벨트를 포함하는 무단 변속 기구 - 상기 벨트는 상기 입력측 풀리와 상기 출력측 풀리 사이에 걸쳐 감겨 있음-,
    하나 또는 복수의 기어 단을 포함하는 기어 기구 - 상기 무단 변속 기구 및 상기 기어 기구는 입력 회전 부재 및 출력 회전 부재 사이에 서로 병렬로 설치되어 있으며, 구동력원의 동력은 상기 입력 회전 부재에 전달되고, 상기 출력 회전 부재는 상기 동력을 구동륜에 출력하도록 구성됨 -,
    동력 전달 경로를 제1경로와 제2경로 간에 선택적으로 전환하도록 구성된 클러치 기구 - 상기 제1경로는, 상기 구동력원의 상기 동력이 상기 무단 변속 기구를 통해 전달되는 경로이고, 상기 제2경로는, 상기 구동력원의 상기 동력이 상기 기어 기구를 통해 전달되는 경로이며, 상기 클러치 기구는, 상기 제2경로에 있어서의 동력을 전달하거나 또는 동력의 전달을 차단하도록 구성된 클러치를 포함함 -
    를 포함하고,
    상기 제어 장치는,
    i) 상기 클러치가 계합되어 상기 구동력원의 상기 동력이 상기 제2경로를 통해 전달되는 동안, 상기 입력측 풀리에 인가되는 입력 풀리 유압 또는 상기 출력측 풀리에 인가되는 출력 풀리 유압 중 적어도 하나가, 상기 클러치에 인가되는 클러치 유압보다 큰 경우에, 상기 클러치 유압보다 큰 유압이 인가되는, 상기 입력측 풀리 또는 상기 출력측 풀리 중 적어도 하나 상의 상기 벨트의 권선 반경이 감소하도록, 상기 클러치 유압보다 큰 상기 입력 풀리 유압 또는 상기 출력 풀리 유압 중 적어도 하나를 제어하도록 구성되고, 그리고
    ii) 상기 클러치 유압이 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압 중 어느 하나보다 큰 경우에, 상기 입력측 풀리 상의 상기 벨트의 권선 반경이 감소하고 또한 상기 출력측 풀리 상의 상기 벨트의 권선 반경이 증가하도록, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압을 제어하도록 구성되는
    전자 제어 유닛을 포함하는 차량의 변속기용 제어 장치.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 전자 제어 유닛은, 상기 입력 풀리 유압 또는 상기 출력 풀리 유압 중 적어도 하나가 상기 클러치 유압보다 큰 경우에, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압이, 상기 무단 변속 기구로의 입력 토크에 대한 상기 벨트의 슬립이 발생시키지 않는 대응하는 최소 유압들이 되도록, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압을 제어하도록 구성되어 있는 차량의 변속기용 제어 장치.
  3. 제2항에 있어서,
    상기 전자 제어 유닛은, 상기 무단 변속 기구로의 상기 입력 토크에 대한 상기 벨트의 슬립을 발생시키지 않는 상기 최소 유압들 양자 모두가 상기 클러치 유압보다 작은 경우에, 상기 클러치 유압을 하한의 유압으로서 설정하면서, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압을 제어하도록 구성되어 있는 차량의 변속기용 제어 장치.
  4. 제1항 내지 제3항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 전자 제어 유닛은, 상기 클러치 유압이 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압 중 어느 하나보다 큰 경우에, 상기 무단 변속 기구의 변속비가 최소 차속측의 변속비가 되도록, 상기 입력 풀리 유압 및 상기 출력 풀리 유압을 제어하도록 구성되어 있는 차량의 변속기용 제어 장치.
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