KR20040096556A - 동력 분할식 자동 트랜스미션의 기어비를 조절하기 위한방법 및 동력 분할식 자동 트랜스미션 - Google Patents

동력 분할식 자동 트랜스미션의 기어비를 조절하기 위한방법 및 동력 분할식 자동 트랜스미션 Download PDF

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미카엘 로이첼
마르틴 포르넴
앙드레 테우베르트
만프레드 홈
에릭 뮐러
라인하르트 슈테허
베른하르트 발터
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Abstract

본 발명은 엔진에 의해 구동되는 샤프트, 배리에이터(variator), 휠 기어, 출력 샤프트 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션을 조정 또는 제어하기 위한 방법에 관한 것으로, 상기 조종 클러치에 의해 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있으며, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 다른 방향으로 통과되는 방식으로 이루어진다. 상기 기어 변경 전략을 통해 동력전달 수단의 마모를 줄이고, 변속비 영역들 간의 안정적인 전환을 달성할 수 있다. 또한 본 발명은 바람직한 동력 분할식 자동 트랜스미션의 구조와도 관련이 있다.

Description

동력 분할식 자동 트랜스미션의 기어비를 조절하기 위한 방법 및 동력 분할식 자동 트랜스미션{METHOD FOR REGULATING THE GEAR RATIO OF AN AUTOMATIC POWER-BRANCHED TRANSMISSION, AND AUTOMATIC POWER SPLIT TRANSMISSION}
무단 변속 트랜스미션(CVT 트랜스미션)은 유성 기어 세트들에 의해서만 구동되는 다단 자동 트랜스미션(stepped automatic transmission)에 비해 연료소비가 적고 안정성이 높다는 이유 때문에 승용차 부문에서 점차 사용이 증대되고 있다. CVT 트랜스미션에서는 예컨대 2개의 원추형 풀리 쌍 사이에서 순환하는 동력전달 수단(예: 벨트)을 통해 동력이 전달되는데, 이 때 각각의 원추형 풀리 쌍의 유효 반경(effective radius)이 간격 변동에 의해 변할 수 있다. 또 다른 형태로, 적절한 토로이드형 표면들 사이에서 마찰 결합 방식으로 구르는 롤링 엘리먼트 또는 다른 원리들을 기초로 하는 무단 변속 트랜스미션도 있다. 최대한 큰 기어비 범위(최소 기어비에 대한 최대 기어비의 비율)를 가진 CVT 트랜스미션이 바람직하다. 현재 6보다 큰 값에 도달하였다. 마찰 결합의 구현을 위해서는 항상 서로 마찰 결합 상태에 있는 두 구조물 사이의 압착이 필요하다. 원추형 풀리 쌍 벨트 구동 트랜스미션에서는 일반적으로 압축 피스톤을 통해 현재 전달된 토크에 따른 압착이 실시된다. 이러한 토크 압착과 더불어 조정 압착이 이루어지며, 상기 조정 압착에 의해 변속비가 조정된다. 변속비 조정을 위해서는 원추형 풀리 쌍들에 작용하는 압착력의 차이가 조정될 수 있어야 한다.
연료소비의 감소를 위해서는, 우수한 CVT 트랜스미션에 의해서 가능한 값 이상으로 트랜스미션의 기어비 범위를 확대시키는 것이 바람직하다. 이는 CVT 트랜스미션의 기어비 범위 또는 변속비 범위가 "2 배"로 사용되는 동력 분할식 트랜스미션에 의해 달성되며, 이러한 경우 휠 기어와의 결합 및 관련 조종 클러치의 활성화를 통해 동력 분할식 트랜스미션의 총 변속비의 변동시 CVT 트랜스미션의 변속비 범위가 전체 확대 범위보다 반대 방향으로 2 배 이상이 된다.
도 1에는 동력 분할식 트랜스미션을 구비한 자동차 드라이브 트레인의 기본 구조가 도시되어 있다.
자동차의 구동 엔진, 예컨대 내연기관(2)은 스타팅 클러치(4)를 통해 동력 분할식 트랜스미션(8)의 구동축(drive shaft, 6)과 연결된다. 동력 분할식 트랜스미션(8)의 종축(driven shaft)은 도면부호 "10"으로 표시되어 있다.
동력 분할식 트랜스미션(8)은 무단 변속비를 가진 배리에이터(12)와 하나 이상의 휠 기어(14) 및 2개 이상의 조종 클러치(K1, K2)를 포함하며, 상기 조종 클러치들에 의해 배리에이터(12)가 상이한 방식으로 휠 기어(14)와 커플링될 수 있다. 전자 제어 장치 내지는 전자 조정 장치(16)의 입력부들은 액셀러레이터 센서(18), 내연기관(2)의 동력 조종 부재 위치 센서(20), 엔진 회전수 센서(22),배리에이터(12)의 입력축(동시에 구동축(6)도 될 수 있음)용 센서(24), 배리에이터(12)의 출력축 회전수를 검출하는 센서(26), 종축(10)의 회전수를 검출하는 센서(28) 및 경우에 따라 또 다른 센서들과 연결되어 있다. 전자 제어 장치 또는 전자 조절 장치에서는 센서들의 신호, 상기 장치 내에 저장된 알고리즘, 특성도 등에 따라 초기 신호가 발생하며, 상기 초기 신호에 의해 내연기관(2)의 출력 제어 소자(30), 스타팅 클러치(4)용 구동기, 배리에이터(12)의 원추형 풀리 쌍들을 위한, 압착 실린더 내 토크 의존적 압력, 원추형 풀리 쌍(12)의 변속비를 변동시키기 위한 조정 실린더(adjusting cylinder) 내 압력 및 조종 클러치(K1, K2)가 제어된다. 휠 세트 또는 클러치 및/또는 후진 주행을 위한 브레이크는 도시되어 있지 않다.
기술한 부품들의 구조와 기능은 이미 공지된 것이므로 상세한 설명은 하지 않는다.
도 2에는 배리에이터(12)를 구비한 동력 분할식 트랜스미션의 한 예가 도시되어 있으며, 상기 배리에이터의 원추형 풀리 쌍(30)은 구동축(6)에 회전 불가능하게 연결되어 있고, 제 1 조종 클러치(K1)를 통해 제 1 기어 휠(32)과 커플링될 수 있다.
배리에이터(12)의 또 다른 원추형 풀리 쌍(34)은 출력축(36)에 회전 불가능하게 연결되어 있고, 상기 출력축은 다시 유성 기어 세트로서 설계된 휠 기어(14)의 선기어(37)에 회전 불가능하게 연결되어 있다. 출력축(36)은 계속해서 조종 클러치(K2)를 통해 제 2 기어 휠(38)과 커플링될 수 있고, 상기 제 2 기어 휠은 중간휠(40)을 통해 제 1 기어 휠(32)과 회전 결속 상태에 있다. 제 2 기어 휠(38)은 유성 기어 세트의 유성 캐리어(42)와 회전 불가능하게 연결되어 있고, 상기 유성 캐리어의 유성 기어(44)는 종축(10)과 회전 불가능하게 연결된 내륜(46)에 맞물린다. 조종 클러치 (K2)가 닫히고 조종 클러치 (K1)이 열리면 선기어(37)와 유성 캐리어(42)가 함께 회전함에 따라 유성 기어(44)는 멈추고 내륜(46)은 함께 움직인다. 그렇게 되면 전체 동력 분할식 트랜스미션이 간단한 CVT 트랜스미션과 같이 작용하며, 상기 CVT 트랜스미션의 전체 변속비가 도 3에 따라 두 배로 사용된다. 도 3에서 가로좌표는 배리에이터의 변속비(ivar)를 가리키고, 세로좌표는 전체 동력 분할식 트랜스미션의 변속비(iges)를 가리킨다. 배리에이터의 변속비가 증가하면 최대 변속비(스타팅 변속비; 도 3의 우측 상단)에서 시작하여 전체 변속비가 Low-curve를 따라 감소하며, 상기 감소는 전체 변속비(ivar)가 미리 정해진 작은 값을 갖게 되는 스위칭 포인트(U)까지 지속된다. 스위칭 포인트(U)에서는 조종 클러치들(K1, K2)이 시프팅됨에 따라 회전 불가능하게 입력축(6)에 연결된 제 1 기어휠(32), 중간 기어휠(40) 및 제 2 기어휠(38) 사이의 변속비에 상응하게 제공된 변속비로 유성 캐리어(42)가 구동축(6)에 상응하게 회전하고, 유성 기어 세트(14)가 작용한다. 변속비는 스위칭 포인트(U)에서 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비(ivar)가 조종 클러치(K1, K2)의 시프팅 상태에 좌우되지 않도록 선택된다. 배리에이터(12)의 변속비 범위가 다시 통과되면, 변속비(iges)가 도 3에 도시된 High-curve(고속 영역)를 따라 변동한다. R-curve는 후진 주행 영역을 위한 변속비를 나타낸다. 동력 분할식 트랜스미션의 구성에 따라 다른 특성곡선도 가능하다.
도 4에는 조종 클러치(K1, K2)의 작동 위치에 따라 도 5에 따른 변속비가 도출되는 동력 분할식 트랜스미션의 또 다른 한 예가 도시되어 있다. 상기 트랜스미션은 "geared natural" 트랜스미션이라고도 불리는데, 그 이유는 트랜스미션이 Low-curve 상태에 있는 경우 배리에이터의 변속비 ivar= G 일 때 이론상 양(+) 또는 음(-)의 무한 변속비가 발생하기 때문이다.
도 6 및 도 7에서는, 조종 클러치 (K1 및 K1')가 닫히고 조종 클러치 (K2 및 K2')가 열리면 배리에이터가 도 6에 따라 하부 풀리 세트로부터 상부 풀리 세트로 토크를 전달하는 반면, 조종 클러치 (K1 및 K1')가 열리고 조종 클러치 (K2 및 K2')가 닫히면 배리에이터가 상부 풀리 세트로부터 하부 풀리 세트로 토크를 전달하는 것을 볼 수 있다. 그럼으로써 토크 전달 장치가 스위칭 포인트에서 스위칭된다. 도 7에 따른 변속비가 발생한다.
도 8은 배리에이터(12)와 2개의 유성 기어 세트(14, 14')를 구비한 또 다른 동력 분할식 자동 트랜스미션의 기본 구조를 보여주고 있다.
배리에이터(12)의 변속비(ivar)에 따라 좌우되는 도 8에 따른 트랜스미션의 전체 변속비(iges)가 도 9에 도시되어 있다.
CVT 트랜스미션에서 변속비를 결정하는 일반적인 방법은 설정 엔진 속도를조정하는 속도 조절기를 구현하는 것으로, 이 방법에서는 상기 설정 엔진 속도가 조정되는 방식으로 트랜스미션의 변속비가 변동된다. 설정 엔진 속도는 액셀러레이터의 작동에 따른 특성곡선의 평가를 통해 결정된다. CVT 트랜스미션의 작동 특성에 따라 항상 제어 회로가 필요하다. 상기 제어 회로는 변속비 조절기 또는 속도 조절기로 설계될 수 있다.
동력 분할식 트랜스미션에서는 도 3, 5, 7, 9의 변속비 그래프로부터 스위칭 포인트(U), 즉 미리 정해진 시프트 변속비에서의 모드 변경을 수행하는 명백한 전략이 제시된다. 이 때 변속비는 변속비 범위 내에서 전환 변속비까지 조정된 다음 전환이 이루어지고, 이어서 새로운 변속비 범위 내에서 다시 조정된다. 배리에이터의 조정을 통해 전환 방향이 변동됨에 따라 (제동에 의해서도 구현될 수 있는) 조종 클러치(K1, K2)의 스위칭과 관련하여 배리에이터의 작동도 이루어져야 한다.
동일한 드라이브 트레인에 작용하는 다수의 개별 작동들(클러치 및/또는 브레이크, 조정 컨트롤러)의 결합으로부터 다양한 문제들이 발생한다. 제 1 작동의 작용은 드라이브 트레인을 통해 다른 작동 또는 다른 작용들의 필연성에 영향을 미친다. 배리에이터를 구비한 본 발명에 따른 동력 분할식 자동 트랜스미션의 문제점으로는 시프팅시 발생하는 드라이브 트레인 진동 또는 배리에이터나 동력 전달 수단 내 마찰 짝결합 상태(friction paring)의 과도한 마모를 들 수 있다.
본 발명은 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 조정하기 위한 방법 및 상기 방법을 수행하기 위한 동력 분할식 자동 트랜스미션에 관한 것이다.
도 1은 동력 분할식 트랜스미션을 구비한 차량 드라이브 트레인의 블록회로도이다.
도 2는 동력 분할식 트랜스미션의 한 실시예의 단면도이다.
도 3은 도 2에 따른 CVT 트랜스미션의 변속비 그래프이다.
도 4 내지 9는 종속 변속비 그래프를 포함하는 또 다른 동력 분할식 CVT 트랜스미션의 예시들이다.
도 10은 동력 분할식 트랜스미션을 위한 제어 및 조정 장치의 기능 블록들을 도시한 도면이다.
도 11은 스위칭 전략을 설명하기 위한 변속비 그래프이다.
도 12는 배리에이터 조정을 설명하기 위한 변속비 그래프이다.
도 13은 영역 스위칭을 설명하기 위한 흐름도이다.
도 14는 동력 분할식 트랜스미션의 또 다른 실시예의 원리도이다.
도 15는 도 12에 따른 트랜스미션의 변속비 그래프이다.
도 16은 스위칭 전략을 유한 상태 머신(finite state machine)의 형태로 도시한 도면이다.
도 17은 상이한 스위칭 전략을 이용한 변속비 그래프이다.
도 18 및 19는 스위칭 전략의 효과를 설명하기 위한 그래프이다.
도 20은 높은 체인 손상의 방지를 설명하기 위한 변속비 그래프이다.
도 21은 진동 스위칭을 방지하기 위한 변속비 그래프이다.
도 22 및 23은 조종 클러치들의 바람직한 작동을 설명하기 위한 그래프이다.
도 24 및 25는 설정 회전수의 영향에 의한 바람직한 주행 전략을 설명하기 위한 그래프이다.
도 26 및 27은 엔진 개입에 의한 바람직한 스위칭 전략을 설명하기 위한 그래프이다.
도 28은 조정 컨트롤러의 서포트(support)에 의한 바람직한 스위칭 전략을 설명하기 위한 변속비 그래프이다.
도 29는 또 다른 동력 분할식 트랜스미션의 원리도이다.
도 30은 도 29에 따른 트랜스미션의 한 변형예이다.
도 31은 커플링된 유성 기어 세트의 4 개의 상이한 구성을 도시한 도면이다.
도 32는 배리에이터의 구동을 설명하기 위한 블록회로도이다.
도 33 및 34는 2개의 상이한 위치에 있는 캐스케이드 밸브를 나타낸 도면이다.
도 35는 캐스케이드 밸브들을 포함하는 유압 회로를 도시한 도면이다.
본 발명의 목적은 배리에이터 및 하나 이상의 휠 기어를 구비한 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 조정하기 위한 방법으로서 배리에이터 내 마찰 짝결합상태를 마모시키지 않으며 안정적인 시프팅을 가능하게 하는 방법을 제공하는 것이다. 또한 본 발명은 본 발명에 따른 방법을 수행하기 위한 동력 분할식 자동 트랜스미션을 제공하는 것이다.
방법에 관련된 본 발명의 목적은 방법 청구항들을 통해 달성된다. 본 발명에 따른 방법들은 각각 상기 방법 청구항들을 인용하는 청구항들을 통해 바람직하게 개선된다.
청구항 33은 본 발명에 따른 방법을 수행하기 위한 동력 분할식 자동 트랜스미션의 기본 구조를 특징으로 한다.
청구항 34 내지 42에는 본 발명에 따른 동력 분할식 트랜스미션의 바람직한 실시예들이 제시되어 있다.
청구항 43은 바람직하게 청구항 44에 따른 제어 회로 내에 설치되는 캐스케이드 밸브(cascade valve, 44)를 기술하고 있다.
본 발명은 배리에이터를 구비한 모든 종류의 동력 분할식 트랜스미션, 특히 원추형 풀리 벨트 구동 트랜스미션에 적용될 수 있다. 특히 본 발명은 자동차에 사용되는 동력 분할식 트랜스미션에 적용하기에 적합하다.
본 발명은 개략적인 도면들을 참고로 실시예들을 통해 하기에 더 상세히 설명된다.
도 10에는 도 1에 따른 전자 제어 장치 또는 전자 조절 장치(16) 내에서 하드웨어로 및/또는 소프트웨어로 구현될 수 있는 제어 모듈들 및 조절 모듈들의 기본 구조가 도시되어 있다. 각각의 타원형은 기능 블록 내지는 기능 모듈을 나타낸다.
nSoll-전략 모듈(50)은 액셀러레이터(18)의 위치 및 자동차 속도에 따라 엔진 또는 구동축(6)의 설정 회전수(nSoll)를 결정한다. 상기 설정 회전수(nSoll)는 조정컨트롤러(52), 모드 전략 모듈(54) 및 스타팅 전략 모듈(56)에 전달된다. 모드 전략 모듈(54), 조정 컨트롤러(52), 스타팅 전략 모듈(56) 및 압착 컨트롤러(58)에는 추가로 엔진 또는 구동축(6)의 실제 회전수가 전달된다. 이 때, 모든 연결이 강제적인 것은 아니며, 예컨대 스타팅 전략 모듈에서는 실제 속도가 고려된다. 추가의 연결도 제공될 수 있다. 엔진(2)으로부터 송출된 토크를 추가로 공급받는 압착 컨트롤러(58)는 토크 및 추가로 구동축(6)의 회전수에 따라 좌우되는, CVT 트랜스미션 또는 배리에이터의 원추형 풀리의 압착력을 조절하여 상기 원추형 풀리와 동력 전달 수단 사이에 바람직하지 않은 슬립이 발생하지 않도록 한다.
모드 전략 모듈(54)은 바람직한 설정 회전수와 실제 회전수에 따라 동력 분할식 트랜스미션의 변속비 범위(Low-curve 또는 High-curve)를 결정하고, 상응하는 신호를 스위칭 모듈(60)에 전송하며, 상기 스위칭 모듈은 조종 클러치들을 적절하게 제어한다. 조정 컨트롤러(52)의 입력부에 압착 컨트롤러(58)와 스위칭 모듈(60)의 파라미터가 전달됨에 따라, 실제 회전수가 설정 회전수에 근접하도록 조정 컨트롤러(52)가 그의 입력 신호들을 기초로 하여 원추형 풀리 쌍의 조정 실린더에 작용하는 힘을 조절한다. 스타팅 전력 모듈(56)은 스타팅시 설정 회전수 또는 회전수들을 기초로 하여 스타팅 클러치(4, 도 2)의 작동을 제어 내지는 조절한다.
nSoll-전략 모듈(50)은 이미 공지되어 있는 방식으로 예컨대 액셀러레이터(18)의 작동과 현재 자동차 속도로부터 현재 필요 출력을 결정한다.페달에 의해 입력된 운전자의 가속 요구는 설정 회전수와 엔진 토크로부터 산출된 출력이 필요 출력과 일치하도록 설정 회전수로 변환된다. 동시에 엔진은 이미 공지되어 있는 방식으로 연료 소비에 최대한 유리한 회전수로 구동된다. 이러한 전략 및 상기 전략의 장점은 종래의 CVT 트랜스미션으로부터 공지된 것이다. 대등한 전략에는 설정 회전수로부터 직접 규정 변속비를 도출하는 전략이 있다.
조정 컨트롤러(52)는 트랜스미션 입력축이기도 한 입력축(6)의 회전수를 설정 회전수와 동일하게 조정하는 역할을 하며, 이 때 디스크 세트에 가해지는 힘이 변동됨에 따라 배리에이터의 변속비가 변동되고, 활성화된 변속 영역을 기초로 하여 전체 트랜스미션의 변속비가 변동된다. 그러한 균등화는 회전수 변동율을 조정하는 종속 기울기 컨트롤러에 의해 이루어질 수 있다. 이 경우 조정 컨트롤러(52)는 적절한 미분기들도 포함한다. 조정 컨트롤러(52)는 바람직하게 컨트롤러 출력부에 직접 의존하여 처리되는 사전 컨트롤(pre-control)을 통해 보완된다. 그러한 사전 컨트롤은 예컨대 서포트(support) 진행에 필요한 힘을 직접 강제적으로 발생시키는데 사용될 수 있다. 힘 변동에 대한 실제 배리에이터의 일정치 않은 반응을 고려하기 위해, 또 다른 "디커플링 요소"가 사용될 수 있다. 그 결과, 배리에이터가 변속비에 전혀 민감하게 반응하지 않는다는 사실이 고려될 수 있다.
종래 기술에 따른 배리에이터를 동력 분할식 트랜스미션에 사용하면 하기에 제시된 다른 문제들이 발생한다.
문제 1:
동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비(iges)가 높은 스타팅 변속비에서 시작하여 감소되면, 도 11(도 3에 상응)에 따라 배리에이터의 변속비(ivar)가 제 1 영역에서 감소된 다음 제 2 영역에서 증가된다. 따라서 종래의 조정 컨트롤러(52)는 2개의 영역을 커버할 수 없다. 종래의 조정 컨트롤러는 상기 영역들 중 하나에서 요구 사항에 정확히 반대되는 동작을 할 것이다.
상기 문제를 해결하기 위한 제 1 방법은 본 발명에 따라, 상기 두 변속비 영역간의 전환시 조정 컨트롤러(52)의 하나 이상의 컨트롤 파라미터가 자신의 부호를 바꾸는 것이다. 각각의 작용(유효) 부호는 스위칭 모듈(60)로부터 조정 컨트롤러(52)에 통지된다.
부호가 변동된 컨트롤 파라미터는 컨트롤러의 복잡도에 따라 컨트롤러 내부에서 처리된 표준 파라미터일 수 있으며, 상기 표준 파라미터는 컨트롤러의 출력 신호를 변동시킨다. 한 간단한 실시예에서는 컨트롤 파라미터, 경우에 따라 출력 신호 자체가 스위칭시 상기 출력 신호의 부호가 변동되는 방식으로 변동된다.
전술한 해결 방법은, 변속비 영역에 따라 조정 컨트롤러(52)의 출력 신호의 부호만 변동될 뿐 아니라 출력 신호가 추가로 diges/divar의 현재 값에 상응하게, 예컨대 상기 기울기 값이 곱해짐으로써 변동되는 방법으로 개선될 수 있다. 변속비 곡선의 가지(branch)들의 기울기 또는 경사는 배리에이터가 전체 트랜스미션에 얼마나 강력하게 어느 방향으로 작용하는지를 보여준다. 전체 변속비의 미리 정해진 변동이 요구되면, 배리에이터를 조금만(B) 조정하거나 매우 강하게(C) 조정해야 한다. 기울기(또는 기울기의 역수)에 의해, 목적에 맞게 조정 컨트롤러(52)의 출력에 곱해지는 배수의 척도(기준)가 주어진다.
상기 문제의 또 다른 해결 방법은, 조정 컨트롤러(52)가 PID 컨트롤러인 경우, 바람직하게 컨트롤러의 P 성분이 diges/divar의 현재 값과 곱해짐으로써 달성된다.
대안으로, 설정 회전수와 실제 회전수 사이의 편차에 상응하는 조정 컨트롤러의 입력 신호가 diges/divar의 현재 값에 상응하게, 예컨대 상기 값과 곱해짐으로써 변동되는 방법을 통해 단일 조정 컨트롤러를 사용하여 2개의 상이한 조정 방향을 조작하는 문제가 해결될 수 있다.
복잡한 컨트롤러 구조에서는 변속비 영역의 전환시 컨트롤러 유닛 중 어느 것이 스위칭되는지가 선택적으로 결정될 수 있다.
도 12에는 전술한 문제의 해결을 위해 사용될 수 있는 조정 컨트롤러(52, 도 10)의 구조가 도시되어 있다.
설정 회전수 전략 모듈(50)로부터 설정 회전수 변동값(dn/dtSoll)이 컨트롤 엘리먼트(62)에 공급되고, 상기 컨트롤 엘리먼트의 다른 입력부에는 미분기(64)에 의해 발생한 실제 회전수 변동값(dn/dtIst)이 전달되며, 상기 값은 회전수 센서(24, 도 2)에서 유래하는 신호로부터 생성된다. 컨트롤 엘리먼트(62)의 입력 신호들간의 차에 상응하는 출력 신호가 스위칭 엘리먼트(66)에 공급되고, 상기 스위칭 엘리먼트(66)에는 스위칭 모듈(60)로부터 활성 영역에 따라 컨트롤 엘리먼트(62)의 출력 신호에 영향을 미치는(예컨대 극성을 전환시키는) 신호가 공급된다. 스위칭 엘리먼트(66)의 출력 신호는 비례 엘리먼트(proportional element, 68) 및 적분 엘리먼트(70)에 공급되고, 상기 엘리먼트들의 출력 신호들은 예컨대 토크, 회전수, 배리에이터 변속비, 설정 회전수의 시간에 따른 변동 등과 관련된 사전 제어 신호들과 함께 다시 컨트롤 엘리먼트(72) 내에서 추가로 처리된다. 컨트롤 엘리먼트(72)의 출력 신호는 배리에이터에 전달된 조정력을 결정한다.
상기 조작 엘리먼트(66)는 바람직하게 변속비 곡선(도 3의 High-curve 또는 도 5의 Low-curve 참조) 내부에서도 상기 곡선을 전체 변속비와 배리에이터 변속비의 특수한 관계에 매칭시키는데 활용될 수 있다. 예컨대 High-curve는 상기 High-curve로부터 선형 특성곡선이 발생하도록 적응될 수 있다.
영역 전환이 실시되면 조정 펄스(도시되지 않음)에 의해 적분 엘리먼트(70)가 제어될 수 있다. 이 때, 적분 엘리먼트(70)의 출력 신호가 한 번 제어되고, 이는 배리에이터에 작용하는 조정력 내에서 미리 정해진 높이의 단계 도약을 야기한다. 상기 조정 펄스는 항상 배리에이터의 조정이 바로 배리에이터 스위칭 변속비에 의해 야기되도록, 즉 "스위칭시 슬라이딩 풀리의 변위 반전"과 같이 작용하도록 조정된다. 조정 펄스의 높이는 스위칭 변속비로 얼마나 빨리 조정되는지, 즉 dn/dtSoll이 얼마나 큰지에 따라 좌우된다.
도 13의 좌측에는 스위칭 모듈(60, 도 10)내에서 스위칭이 어떻게 진행되는지를 보여주는 스위칭 순서도가 도시되어 있다. 도 13의 우측에는 조정컨트롤러(52)에 관련된 부품의 스위칭이 도시되어 있다.
단계 S1에서는 영역 전략 모듈(54, 도 10)이 영역 변경이 필요한지 및 영역 변경이 가능한지의 여부를 검사한다. 만약 그러하다면, 단계 S2에서는 제 1 조종 클러치의 개방을 위한 제어 신호가 발생된다. 계속해서 하기에 설명된 것처럼, 풀-다운 시프트의 경우 또는 푸쉬-업 시프트의 경우 동력 기준이 충족되지 않은 상태에서는 제 2 조종 클러치의 폐쇄 과정을 조금 지연시키는 것이 바람직하다. 따라서 단계 S3에서는 동력 기준이 충족되는지의 여부가 검사된다. 충족되지 않는 것으로 확인되면, 제 1 클러치는 개방된 상태로 유지된다. 단계 S5에서는 제 1 클러치의 개방 및 제 2 클러치의 폐쇄가 완벽하게 실시되고 스위칭이 종료된다.
도 13의 우측에는 적분 엘리먼트(70, 도 2)로의 펄스 인가에 대해 설명되어 있다. 조정 컨트롤러(52, 도 13)는 그의 입력부가 예컨대 신호 diges/divar를 이용하여 현재 영역을 연속하여 인지하는 경우, 2개의 변속비 영역(분할 모드 및 비분할 모드)에서 사용될 수 있다. 단계 S6에서는 도 12에 따라 정상적인 조정 컨트롤 또는 배리에이터 컨트롤이 실시된다. 단계 S7에서는 영역 변경이 실시되는지가 확인되고, 단계 S8에서는 적분 엘리먼트(70)에 펄스가 인가되고, 상기 펄스는 트랜스미션에서의 조정력이 전술한 것처럼 단계적으로 변동되게 한다.
문제 2:
총 트랜스미션 변속비(iges)를 통과(traverse)할 때 배리에이터의변속비(ivar)는 스위칭 포인트(U)에 근접하게 조정된 다음 다시 상기 스위칭 포인트(U)로부터 멀어지도록 조정되어야 한다. 이러한 역동작이 정확하게 실행되지 않으면 차량이 갑자기 덜컹거린다. 이러한 덜컹거림(jerking)은 배리에이터의 동력전달 수단 내지는 상기 배리에이터 내에 포함된 마찰 커플러들의 마모가 심해지고 있다는 의미이기도 하다.
상기 문제를 해결하는 첫 번째 방법은, 제어 커플링(K1, K2)의 스위칭동안 컨트롤러 입력 신호들이 예컨대 1 미만인 배수와 곱해져서 감소되거나 디지털 방식으로 0에 인가되는 것이다. 이러한 방식으로 스위칭동안 조정 컨트롤러(52)에 통지된 설정값-실제값의 유효 편차가 감소된다. 그럼으로써 제어 커플링(K1, K2)의 스위칭동안 조정 컨트롤러(52)에 영향을 미치는 잠재적 장애 신호들이 해롭지 않게 작용할 수 있다.
전술한 문제의 또 다른 해결 방법에 따르면, 변속비 영역들 간의 전환시 각각 전달된 토크의 영향을 받는, 배리에이터 풀리 쌍의 상이한 압착력의 사전 제어가 스위칭되지 않는다. 그래도 배리에이터에서의 현재 토크에 따라 좌우되는 그러한 사전 제어는 새로운 영역에 매칭된다.
전술한 조치들을 대체하거나 상기 조치들에 추가될 수 있는, 전술한 문제의 또 다른 해결 방법은 변속비 영역들간의 스위칭시 조정 컨트롤러(52) 내에 존재하는 I-성분을 변동시키는 것, 특히 감소시키거나 매우 바람직하게는 급격하게 0으로 세팅하는 것이다. 전술한 문제 2의 해결 방법에 대한 또 다른 실시예는, divar/dt의속도로 스위칭 포인트(U)가 스타팅되도록 했던 I-성분 부분을 존속시키는 것이다. 이는 전체 I-성분이 완벽하게 사전 제어된 이상적인 경우에 해당하며, 그러한 경우 상기 전체 I-성분은 문제 1의 해결방법에 상응하는 곱셈을 거친 후 I-성분으로서 존속하며 배리에이터의 재조정에 기여할 수 있다.
문제 3:
하기에는 영역간 스위칭(모드 변경)의 일반적인 문제점을 해결하는 바람직한 방법이 제시된다.
도 14에는 배리에이터(12), 제 1 유성 기어 세트(141), 제 2 유성 기어 세트(142) 및 후방 연결된 변속비 단(ratio-stage)(FD)을 포함하는 동력 분할식 트랜스미션의 또 다른 예가 도시되어 있다. 상기 요소들과 차량의 다른 요소들과의 비틀림 저항이 낮은 연결이 도면부호 "62"로 표시되어 있다.
엔진(2)과 트랜스미션 사이에는 바람직하게 스타팅 클러치(도시되지 않음(가 제공된다. 후진주행을 위한 클러치는 도시되어 있지 않다.
유성 기어 세트(141및 142)의 배선은 예컨대 하기와 같다.
141의 선기어가 배리에이터(12)의 출력축과 고정 연결되고, 141의 유성 캐리어가 142의 내접기어와 고정 연결되며, 141의 내접기어가 142의 유성 캐리어와 고정 연결되고, 142의 유성 캐리어는 변속비 단(FD)의 입력에 고정 연결되며, 142의 선기어가 조종 클러치(K1)와 고정 연결된다.
K1이 닫히고 K2가 열리면, 배리에이터에 의해서만 동력 전달이 이루어진다. 141및 142와 변속비 단(FD)의 변속비가 iP1, iP2및 iFD인 경우, 전체 변속비(경우에 따라 존재하는 전후 병렬축의 변속비는 고려되지 않음)가 다음과 같이 산출된다.
iges= iFDx ivarx (iP1+ iP2- 1)/iP2
K1이 열리고 K2가 닫히면, K2와 배리에이터에 의해 동력 흐름이 분할된다. 전체 변속비는 다음과 같이 산출된다.
iges= iFDx iP1/(1/ivar+ iP1- 1)
iP1= -2.5이고 iP2= -2일 때, 도 15에 따른 변속비 그래프가 도출되며, 이 때 iges에 변속비 단(143)의 변속비(iFD)는 포함되지 않는다.
하기에는 영역 스위칭에 유리한 전략이 기술되며, 상기 전략에 따라 영역 전략 모듈(54)이 작용한다.
영역 전략은 다음의 단계로 이루어진다.
1: 측정된 회전수 및 현재 활성 상태인 모드 영역으로부터 배리에이터의 실제 변속비(ivar) 및 트랜스미션 전체 변속비(iges)를 산출한다.
2: 전체 변속비(iges) 및 차량 속도에 상응하는 변수, 예컨대 휠의 측정 회전수로부터 트랜스미션 입력측에서의 진동이 완화된 실제 회전수(nIst)를 산출한다.
3: 기존의 트랜스미션 입력 회전수 및 최종 평가 이후의 시간 변동으로부터예컨대 시간적 도함수를 이용한 보외법을 통해 산출되는 실제 회전수(dnIst/dt)의 변동을 계산한다. 또한 차량 속도(vIst) 및 트랜스미션 입력 회전수(nIst)가 측정됨에 따라 설정 회전수(dnSoll)의 변동이 산출되며, 이 때
- 차량 속도(vIst) 및 액셀러레이터 의존적 설정 변속비로부터 설정 회전수가 산출되고,
- dn/dtSoll= f(nSoll- nIst)가 산출된 결과, dn/dtSoll값이 작으면 작은 편차(nSoll- nIst)가 보상되고 dn/dtSoll값이 크면 더 큰 편차가 보상된다.
4. 차량의 현재 속도에서 영역 스위칭(U)시 정확하게 일어나야 했던 스위칭 회전수(nUm)를 산출한다.
5. 전술한 계산된 변수를 기초로 하여 잠재적으로 예정된 영역 변경을 결정한다.
하기에는 상기 단계들에 대해 더 구체적으로 설명한다.
단계 1
동력 분할식 트랜스미션에서는 전체 변속비 및 배리에이터 변속비가 변속비 영역에 따라 상이하게 연관된다. 전체 변속비를 계산하는 가장 명백한 방법은 트랜스미션 입력 회전수 및 출력 회전수를 측정하여 서로 나누는 것이다. 그런 다음 전술한 변속비 공식으로부터 배리에이터 변속비가 산출될 수 있다.
물론 그 반대의 방법도 가능하며 더 바람직할 수도 있다. 말하자면, 배리에이터의 입력축 및 출력축에서 직접 회전수를 측정하여 ivar을 계산하는 방법이다. 어떤 방법을 선택하느냐에 따라 어디에 회전수 센서들을 설치할 것인지가 결정된다. 전자의 방법의 경우, 트랜스미션 입력부 및 트랜스미션 출력부에 회전수 센서가 설치되고, 후자의 방법의 경우 트랜스미션 입력부와 배리에이터 출력부에 회전수 센서가 설치된다. 추가로 상기 두 방법에서 휠 회전수 내지는 차량 속도에 상응하는 변수가 측정(산출)된다.
전자의 방법은 클러치나 브레이크 중 하나에 슬립이 발생하면 배리에이터의 변속비가 산출될 수 없다는 단점이 있다. 따라서 예컨대 하기에서 계속 설명되는, 중립 상태에서의 컨트롤과 같이 추가의 센서를 사용하지 않는 특수한 조절/제어 알고리즘이 생성될 수 있다.
단계 2
종래의 CVT 트랜스미션과 유사하게 진동 완화가 가능하다.
단계 3
설정 회전수와 실제 회전수의 변동이 추후에 고려된다는 점이 중요하다.
단계 4
스위칭 포인트에서의 변속비가 트랜스미션의 구조에 의해 확정된다.
단계 5
영역 전략은 하기에서 도 16을 참고로 설명되는 바와 같이 유한 상태 머신(finite state machine)의 형태로 표현될 수 있다.
좌측 원 안에 기술된 Low 상태는 배리에이터(12)에 평행한 동력 경로의 개방(도 12에서 K2의 개방) 및 다른 동력 경로의 폐쇄(클러치 K1의 폐쇄)를 야기한다. 우측 원 안에 기술된 High 상태는 배리에이터에 평행한 동력 경로를 폐쇄하고, 또 다른 동력 경로를 개방한다.
가운데 원 안에 기술된 중립 상태는 배리에이터에 평행한 동력 경로뿐만 아니라 또 다른 동력 경로도 개방함에 따라, 트랜스미션이 마찰 결합을 갖지 않는다.
Low 영역(1)으로부터 High 영역(2)으로의 스위칭은 바람직하게 하기의 조건이 주어질 때 이루어진다.
차단 시간(선행하는 영역 스위칭 이후 지속된 시간)이 경과된 후이고
nSoll+ a x dnSoll< nUm(스위칭 회전수)이고
nIst+ b x dnIst- c < nUm(a, b 및 c는 상수)인 경우.
안정성을 증대시키는 스위칭의 작용은 정확히 스위칭 포인트(U)에서 이루어지는 것이 아니라 이미 그 직전에 이루어진다. 따라서 스위칭은 변속비 및 회전수 가 약간씩 증가하는 양태로 이루어지고, 이는 클러치의 적절한 작동에 의해 안정적으로 구현될 수 있다. 본래의 스위칭 포인트 이전의 스위칭은 전술한 조건에서 항 "c"가 존재함으로써 달성된다. 구동기의 지연 시간을 관찰하기 위해, 항 "b x dnIst"에 의해서 스위칭이 추가로 조금 더 일찍 실시된다.
본래의 스위칭 변속비 이전에 스위칭을 요구하는 전략은 두 스위칭 영역간의 "음"의 히스테리시스(negative hysteresis)를 야기한다. 이는 1에서 2로의 변경직후에 2에서 1로의 역변경을 위한 조건들도 충족된다는 것을 의미한다. 그로 인해 야기될 수 있는 진동 시프팅을 예방하기 위해, 유한 상태 머신 차단 시간을 가진 시간적 히스테리시스가 구현된다.
High 영역(2)에서 Low 영역(1)으로의 스위칭은 하기의 조건의 주어질 때 실시된다.
차단시간이 경과된 후이고,
nSoll+ a x dnSoll> nUm이고,
nIst+ b x dnIst+ c > nUm인 경우.
영(zero) 상태는 정지시 또는 예컨대 ABS의 개입 또는 매우 일반적으로는 휠의 블로킹에 의한 제동시 배리에이터를 스타팅 변속비로 더 간편하게 조정하는데 사용된다. CVT 트랜스미션 또는 배리에이터의 조정이 어려울수록 원추형 풀리가 더 천천히 회전한다. 그렇기 때문에 차단 방식의 제동시 또는 그 이후에는 상기와 같은 조정이 더 어려워진다. 따라서 제동시 트랜스미션이 개방되면 단지 ABS 컨트롤이 간편하다는 것뿐만 아니라 스타팅 변속비(UD)로 조정된다는 장점이 제공된다. 이러한 장점은 배리에이터가 더 작은 압착 실린더들을 갖도록 구성되는 것에 반하여 작용하고, 이는 비용과 중량을 감소시킨다.
바람직하게는 하기의 조건이 주어지면 High 영역(2)으로부터 중립 영역(0)으로 스위칭된다.
ABS 제동 그리고 Soll(설정값) >> nUm>> nIst
UD 이후에 중립 고속 조정을 활성화하기 위한 조건은 충분치 못한 속도로 전환되었던 영역 변경 이상으로의 변속비 조정을 요구하는 차단 제동이 실시됨을 의미한다.
바람직하게는 하기의 조건의 주어지면 중립 영역(0)으로부터 Low 영역(1)으로 스위칭된다.
iVar에 가까운 값 그리고 nIst 0.
문제 4:
하기에는 영역 스위칭시 안정성이 불충분한 문제를 해결하기 위한 한 바람직한 방법이 설명된다.
안정적인 영역 스위칭은 바람직하게 시프팅 타입(풀(pull)/푸쉬(push)/업(up)/다운(down))에 따라 스위칭 포인트 전후에 이루어져야 한다고 알려져 있다. 그 이유는, 스위칭시 슬립의 부호에 따라 가속력 또는 제동력이 릴리스되기 때문이다. 풀 시프트시에는 항상 가속력이 릴리스되고, 푸쉬 시프트시에는 제동력이 릴리스되는 스위칭 전략이 바람직하다.
도 17에 그러한 관계가 도시되어 있다.
도 17a에는 배리에이터의 변속비(iVar)의 함수로서 동력 분할식 트랜스미션의 총 변속비(iges)가 도시되어 있다. Low-curve는 높은 변속비에 해당한다. High 영역은 낮은 변속비에 해당한다. 스위칭 포인트(U)에서 총 변속비는 Low 영역이 활성화되는지 아니면 High 영역이 활성화되는지의 여부와 무관하다.
나머지 도면들(b, c, d 및 e)은 상이한 스위칭 전략을 보여주고 있다.
풀 업 시프트(b)의 경우 스위칭 포인트 이전에 Low 영역으로부터 High 영역으로 스위칭된다. 푸쉬 다운 시프트에서는 스위칭 포인트 이전에 High 영역으로부터 Low 영역으로 전환된다. 풀 다운 시프트(d)에서는 Low 영역에서 스위칭 포인트를 지난 다음 High 영역으로 전환되고, 이 때 스위칭 포인트(U)를 다시 지나게 된다. 푸쉬 업 시프트(e) 에서는 High 영역에서 스위칭 포인트(U)를 지난 다음 Low 영역으로 전환된다. d) 및 e)에서 빗금친 영역은 각각 충족되어야 할 성능 기준을 나타내며, 상기 기준에 따라 스위칭되거나 처음에 열려있던 클러치가 닫히게 된다. 상기 기준은 풀 시프트시에는 가속력이 릴리스되고 푸쉬 시프트시에는 제동력이 릴리스된다는 것이다. d) 및 e)에는 최대한 안정적인 스위칭 궤도(trajectory)가 각각 2개씩 그려져 있다.
도 18에는 바람직하지 않은 스위칭의 한 예가 도시되어 있다. 본 도면에는 시간 경과에 따른 배리에이터의 변속비(iVar)의 양상, 클러치(K1)에 의해 전달될 수 있는 토크(MK1), 클러치(K2)에 의해 전달될 수 있는 토크(MK2), 엔진 회전수(nM) 및 차량 가속도(bF)가 표시되어 있다.
시점 "x"에서 ivar이 0.505일 때, 즉 스위칭 변속비가 0.5가 되기 직전에 풀 업 시프팅이 실시된다. 클러치 토크 MK1이 0이 된다. 클러치 토크 MK2는 높은 값을 갖게 된다(클러치가 닫힘). 엔진 회전수(nM) 및 차량 가속도(bF)는 약간의 진동 내지는 덜컹거림만을 야기한다. 시점 "y"에서는 마찬가지로 스위칭 변속비 이전에풀 시프트/다운 시프트가 실시된다. 엔진 회전수와 차량 가속도가 명백한 진동 내지는 덜컹거림을 야기한다.
도 19에는 도 18과 같은 풀 업 시프트가 도시되어 있다. 그러나 시점 "y"에서 풀 다운 시프트가 실시되면 도 17에 도시된 전략이 적용됨에 따라 ivar이 도 18의 시점 "y"에서의 ivar보다 더 작다. 차량 가속도와 엔진 회전수는 훨씬 더 적은 진동을 나타내며, 이는 안정성이 개선되었음을 보여준다.
문제 5:
토크 저항이 높은 승용차 엔진에 사용될 수 있는 것과 같은 트랜스미션으로서 유성 기어 세트(141)의 변속비(i1)가 예컨대 -2.5이고, 유성 기어 세트(142)의 변속비(i2)가 예컨대 -1.5인, 도 14에 따른 구조를 가진 트랜스미션에서는 트랜스미션 내부의 회전 질량의 가속 내지는 제동을 조정할 때 매우 큰 가변 동력이 제공 또는 공급된다. 상기 동력의 변동에 의해 불안정하게 느껴지는 견인력의 변동이 발생하고, 그로 인해 견인력 차단이 야기될 수 있다. 그러한 경우 트랜스미션의 변속비 변동은 특히 동력 분할 모드에서 매우 더디게 이루어진다. 또한 회전수 구배동안(during speed gradient)의 스위칭, 예컨대 킥다운-다운 시프트는 회전수 구배가 나타나지 않는 유사한 시프트의 경우보다 훨씬 더 불안정하게 된다.
전술한 문제의 원인은 변속비 조정시 큰 가속력을 요구하는 트랜스미션 내부의 회전 질량, 특히 배리에이터의 출력측 풀리 쌍의 회전 질량이다. 상기 동력으로 인해 견인력이 소멸되고, 예컨대 스위칭 포인트(U)에서의 변동이 덜컹거림을 야기한다.
그 외의 트랜스미션 특성들이 동일한 경우, 구조적 구제책으로 유성 기어 세트의 변속비를 유리하게 선택하는 방법이 있다. i1이 작고 i2가 큰 것이 바람직하다. 또한 리어 클러치 단 대신 프론트 클러치 단으로, 즉 입력측 풀리 쌍 앞의 프런트 클러치 트랜스미션으로 작용하는 것이 바람직하다. 출력측 풀리 쌍은 유성 기어 세트(141)의 선기어와 동축으로 배치된다. 배리에이터에 평행한 동력 분기 내 작은 회전 질량도 바람직하다.
트랜스미션 제어(소프트웨어 범위)와 관련하여 다음의 개선 가능성이 존재한다.
- 스위칭 클러치들의 토크 트래킹(torque tracking)시 유효 관성이 고려되어야 한다.
- 엔진 개입(engine intervention)시 스위칭 포인트(U)에서의 유효 관성의 점프(jump)가 고려되어야 한다.
- 주행 전략은 견인력에 맞추어 회전수 기울기를 다이내믹하게 감소시켜야 한다.
유성 기어 변속비가 바람직하지 못하게 선택되면(예: i1= -2.5 i2= -1.5), 적절한 안정성을 달성하는데 있어 제어 장치의 소프트웨어 측면의 조치가 충분치 못하게 된다.
앞에서 이미 설명한 제어 전략, 즉 엔진 설정 회전수가 적절한 역할을 수행하고 후방에 배치된 모듈들이 설정 회전수를 제어하는 컨트롤러의 일반 개념을 사용하여 양호한 결과를 얻을 수 있었다. 적절한 시점에 스위칭이 실시되도록 하고 스위칭시 조정 컨트롤러의 극성이 상응하게 바뀌도록 조정 컨트롤러(52)와 스위칭 모듈(60, 도 10)이 상호 작용한다.
2개의 변속비 영역은 유한 상태 머신(도 16)의 2개 상태로서 구현된다. 스위칭 과정은 각각의 영역 상태의 일부이며, 변수(u)의 카운트 업 또는 카운트 다운을 통해 이루어진다.
스위칭의 실행을 통한 결정은 회전수 기준을 기초로 하여 이루어진다. 이 때 스위칭 회전수가 계산된다. (D-성분들이 가산된) 실제 회전수 및 (D-성분들이 가산된) 설정 회전수가 상기 스위칭 회전수의 다른 면에 놓이면, 상태가 변동됨에 따라 스위칭이 트리거링된다.
D-성분들 및 가수(addend)들에 의해 풀-업 시프팅은 항상 스위칭 포인트 이전에 이루어지고, 풀-다운 시프팅은 스위칭 포인트 이후에 이루어진다(도 17 참조). 스위칭 변수(u)(0(비분할 모드)과 1000(분할 모드) 사이의 값을 취할 수 있음)는 어느 영역에서 직선으로 주행되는지를 알려주며, 다른 모듈들을 위한 인터페이스 변수의 역할을 한다. 유한 상태 머신에서의 변수(u) 카운트 업 또는 카운트 다운을 통해 스위칭이 실행된다. 상기 변수(u)는 하기와 같은 여러 상황에서 연속으로 고려된다.
- 클러치 토크의 계산시,
- 배리에이터 디커플링(제어 편차의 역전(reversal)에 의한 "극성 전환")의계산시,
- 조정 컨트롤러의 조작시(예: I-성분의 소거),
- 배리에이터 토크의 계산시, 및
- 회전수의 계산시.
각각의 클러치 토크는, 이미 공지된 것처럼, 엔진 토크로부터 변속비 의존적 kme-factor를 이용하여 계산된다. 따라서 예컨대 브레이크로서 작용하는 제 1 조종 클러치(K1, 도 14)가 UD에서는 엔진 토크의 수배에 달하는 토크에서 닫혀야 하지만, 스위칭 포인트(U)에서는 엔진 토크 자체에서만 닫혀야 한다. 이 경우 엔진 토크는 회전수 변동을 고려하는 다이내믹한 엔진 토크이다. 스위칭 다이내믹은 변수(u)의 값의 종속성에 의해 달성된다. 즉, 스위칭의 조정은 각각 "u"에 의존하는 클러치 특성곡선 중 하나 그리고 "u"의 카운트 업/카운트 다운을 위한 로직을 기초로 하여 이루어진다. 클러치의 개방이 클러치 폐쇄보다 더 빠르게 이루어진다.
엔진 개입은 유한 상태 머신에서 고려된다. 관성 점프의 보상이 회전수 기울기에 비례하여 실시된다. 이를 위해 분할 모드에서는 변속비 의존적 함수가 나타나고, 비분할 모드에서는 스위칭 이후에 시간이 제한된(예: 2개의 반사이클(half cycle)로 제한된) 액티브 저더(judder) 감쇠기가 바람직하게 사용될 수 있다.
동력 분할식 트랜스미션의 조정 관성 문제, 예컨대 도 14에 따른 설계방식의 문제를 해결하기 위한 또 다른 방법은, 분할 모드에서 트랜스미션 내부의 회전 질량을 위한 가속력이 작게 변동되도록 내지는 트랜스미션의 출력측에서 가속력이 단조롭게 또는 꾸준히 변동되도록(즉, 풀-다운 시프팅시에는 선형으로 증가되도록)회전수 기울기를 의도적으로 변동시키는 것이다. 이로써 풀-다운 시프팅시 엔진 회전수가 예컨대 비선형 방식이지만 덜컹거림이 최소화된 상태로 증가되고, 스위칭 전에는 천천히 증가하다가 스위칭 이후에 더 빠르게 증가한다.
문제 6:
스위칭 영역 내지는 스위칭 영역 근처에서는, Low-변속비 영역(비분할 모드)에서 주행하는지 아니면 High-변속비 영역(분할 모드)에서 주행하는지의 여부가 금속 체인과 같은 동력전달 수단의 손상과 관련될 수 있다. 도 20에 따른 변속비 특성을 가진 동력 분할식 트랜스미션에서는 일반적으로 비분할 모드에서보다 분할 모드에서 체인 손상 정도가 더 높게 나타난다.
그러한 문제는 하기에 설명한 조치를 통해 해결될 수 있다.
모드 전환점(U) 근처에 위치한 작동 지점에서 주행중인 경우, 체인 부하가 더 낮은 영역에서 스위칭이 바람직하게 이루어질 수 있다. 서행시 비분할 모드로 주행한 다음 분할 모드로 주행하는 트랜스미션에서는 예컨대 모듈 "60"(도 10)에서 구현되는 상위 주행 전략에 의해 체인 손상이 더 적은 비분할 모드로의 스위칭이 강제적으로 실시될 수 있다. 그 결과 상황에 따라서는 엔진 회전수가 조금 더 증가될 수 있으나, 운전자가 불편을 느낄 정도는 아니다.
마모 저항성이 높은 영역에서 도달된 작동점은 최초에 선택된, 체인 손상도가 높은 영역과 동일한 견인력 또는 동일한 휠 출력(wheel power)을 사용하여야 한다. E-가스를 사용하는 엔진 제어 시스템(전자 쓰로틀 밸브)에서는 엔진 관리를 통한 지원에 의해 새로운 작동점에 도달될 수 있다.
팁트로닉(Tiptronic) 시프팅(변속비 단의 수동 시프팅) 트랜스미션에서도 역시 체인 손상이 고려됨에 따라, 영역 스위칭 포인트 근처에서 동력 분할 영역이 방지된다.
이 전략은 마찰 짝들(friction pairings)을 포함하는 배리에이터 설계 방식에 바람직하다.
문제 7:
설정 변속비 내지는 설정 회전수가 영역 스위칭(U)의 영역 내에 있으면, 설정 회전수 내지는 설정 변속비의 변동이 작을 때 시프팅시 진동이 야기될 수 있으며, 이러한 진동은 체인 손상 측면에서도 방지되어야 하는 것이다.
그러한 문제를 해결하기 위한 첫 번째 방책은, 요구된 설정 변속비가 스위칭 포인트(U)에서 명백히 먼 곳에 놓이는 경우, 즉 정해진 히스테리시스 영역을 벗어나는 경우에만 선행하는 작동영역으로의 역 시프팅이 실행되도록 하는 것이다. 이는 도 21에 도시되어 있다. 히스테리시스 영역은 변속비 차 또는 회전수 차로서 제시될 수 있다. 설정 변속비는 배리에이터의 변속비로 제한된다. 작동점에 따라 더 높은 회전수가 설정될 수도 있지만 모드 변경은 방지된다.
예:
비분할 영역(Low-curve)으로의 스위칭은 설정 전체 변속비(iges Soll)가 같은 회전수로 영역 스위칭(U)이 일어나는 변속비보다 적어도 Δ값만큼 더 큰 경우에만 허용된다.
설정 변속비가 히스테리시스 영역보다 더 커짐으로써 모드 변경이 일어나는 경우, 목표 변속비는 예컨대 변속비 차(Δiges)가 선형으로 감소됨으로써 적절하게 도달되어야 한다.
상기 문제의 대안적인 또는 추가적인 해결책으로, 최종 모드 변경 이후 미리 정해진 시간이 경과되어야만 모드 변경이 이루어지는 것이 가능하다.
또 다른 방법으로는, 운전자가 적절한 신호를 통해 마지막 모드 변경 이후 예컨대 액셀러레이터, 서비스 브레이크 또는 기어 실렉터 레버 등을 작동시키고자 하는 요구를 표출하는 경우에만 이전의 모드 영역으로 역 스위칭이 이루어지도록 할 수 있다.
문제 8:
원추형 풀리 벨트구동식 트랜스미션에서는 정지 상태에서 2개의 원추형 풀리 쌍들에 가해지는 압착력 사이에 힘의 균형이 조정된다. 즉, 정해진 입력 회전수와 정해진 입력 토크에서 변속비를 일정하게 유지시키기 위해 압착력들 사이에 특정한 힘 비율이 요구된다. 이러한 힘 비율은 특히 유효 토크를 가진 회전수에 따라 좌우된다. 힘 비율이 정상적인 값(stationary value)과 차이가 날 경우, 변속비 조정이 실시된다.
영역 스위칭을 수행하는 동력 분할식 트랜스미션에서는 동력 분할로 인해 영역 스위칭시 토크 점프가 발생한다. 이러한 토크 점프시 상황에 따라 토크가 영점을 통과하게 된다. 토크 점프 위상에서는 한 편으로 단시간의 압착 저하가, 다른한 편으로 안정성 손실이 야기될 수 있다. 압착 저하로 인해 해로운 슬립의 발생이 차단될 수 없다. 또한 원추형 풀리 쌍들에 작용하는 토크의 변동에 의해 의도하지 않은 또는 제어되지 않은 변속비 조정이 실행될 수 있고, 이는 안정성에 불리하게 작용한다.
상기 문제의 한 해결책으로, 변속비 영역의 스위칭시 원추형 풀리 쌍들을 과잉 압착시키는 방법이 있다. 그러한 과잉 압착에 의해 슬립의 위험이 방지된다. 과잉 압착은 단시간만 실시되기 때문에 연료소비나 수명과 관련한 악영향은 예상되지 않는다. 앞에서도 설명했듯이 영역 스위칭은 미리 검출될 수 있다. 그럼으로써 적시에 압착력을 증가시킬 수 있는 가능성이 제공된다.
특히 부호 변경시 토크의 값이 단시간에 감소하는 동안에는 압착력을 감소시키지 않는 것이 바람직하다.
벨트 구동 트랜스미션에서는 회전수 및 토크와 무관하게 과잉 압착에 의해 힘의 비율이 1:1이 되는 방향으로 이동되는 것이 일반적이다. 따라서 강한 과잉 압착시에는 정상적인 힘 비율로 비교적 작은 토크 변동이 야기된다. 즉, 과잉 압착에 의해 원추형 풀리 쌍들의 힘 비율이 변동하는 정도가 과잉 압착을 실시하지 않는 경우에 비해 훨씬 더 작다. 따라서 영역 스위칭시 토크 점프가 배리에이터의 변속비에 큰 영향을 미치지 않으며, 제어되지 않은 변속비 조정이 방지될 수 있다.
과잉 압착력의 발생 및 소거는 점프, 램프(ramp), PT1-함수 등과 같은 매우 다양한 함수들에 의해 구현될 수 있다.
문제 9:
동력 분할식 트랜스미션의 2개의 변속비 영역 내에서 특히 배리에이터의 토크 전달 방향이 상이하게 나타나는 동력 분할식 트랜스미션에서는, 스위칭시 견인력의 과잉 변동으로 인해 동력전달 체인이 크게 손상될 위험이 있다. 도 22에 이러한 관계가 도시되어 있다. 가로축은 시간을 나타내고, MK로 표시된 세로축은 조종 클러치(K1, K2)의 전달 가능 클러치 토크를 나타내며, MVAR로 표시된 세로축은 배리에이터에 의해 전달된 토크를 나타낸다.
도시된 예에서는, 영역 스위칭시 변속비 점프나 회전수 점프가 일어나지 않더라도 토크 전달 방향이 바뀌는(도 6 참조) 동력 분할식 트랜스미션이 가정된다.
차량 드라이브 트레인은 덜컹거림을 동반하는 점프형 토크 변동, 즉 토크의 과잉 변동에 반응한다.
도 22에 따르면 별표(*)가 표시된 지점에서 변속비 영역이 전환되고, 이 때 클러치 또는 브레이크 "K1"이 열리고 클러치 또는 브레이크 "K2"는 닫힌다. 토크 스 스케일(MK)은 상대적으로 표시되어 있다. 즉, 100%는 정상적인 조건하에서 필요할 수 있는 각각의 토크를 나타내며, 그럼으로써 조종 클러치(K1 또는 K2)에 슬립이 발생하지 않는다. Mvar로 표시된 배리에이터의 토크는 스위칭시 그 부호가 바뀌고, 명백하게 인지할 수 있게 과잉 변동된다. 음의 피크값이 스위칭 이전과 유사한 토크의 약 200%에 달한다. 이와 같이 높은 토크는 과거 샤프트, 기어, 동력전달 체인 등과 같은 부하 임계적 부품들의 고장을 야기할 수 있다.
조종 클러치(K1, K2)는 도 22에 따라 각각 동적인 상황에서도 클러치의 덜컹거림에 대해 충분한 안전성이 달성될 정도로 강하게 닫힌다.
도 23에 따르면 스위칭 이후 짧은 시간동안(**로 표시됨) 클러치(본 실시예에서는 K2)가 필요한 것보다 조금 더 높은 강도로(예: 120 내지 130%) 닫히는 클러치 스위칭이 바람직하다. 그 결과, 도면에 명백하게 도시된 바와 같이, 토크의 음의 피크값이 명백하게 감소될 수 있다(본 실시예에서는 스위칭 이전과 유사한 토크의 약 130%). 부하 감소는 안정성 증가와 관련되는데, 그 이유는 덜컹거림이 더 약하게 나타나기 때문이다. 100 내지 300 msec 동안 120 내지 130%의 수치값이 바람직하다.
영역 스위칭시 체인 손상 문제의 또 다른 해결책이 하기에 제시된다.
액셀러레이터가 완전히 작동되면 최대 엔진 출력 및 최대 가속도를 달성하기 위해 높은 설정 회전수(nSoll)(가솔린 엔진의 경우 통상 5,800 rpm)에 도달된다. 이는 도 24에 도시되어 있다. 2개의 곡선은 시간에 따른 회전수 양상 및 속도 양상을 나타낸다. 차량이 가속되는 동안 실제 회전수(n)는 배리에이터의 조정 컨트롤을 통해 설정 회전수(nSoll)에 맞춰진다. 또한 "U"로 표시된 시점에서 회전수가 5,800 rpm 이고 토크가 최대일 때 영역 스위칭이 실시된다.
본 발명에 따르면 영역 스위칭 이전의 설정 회전수가 바람직하게 예컨대 5,000 내지 5,400 rpm 사이의 속도 의존적 값으로 제한된다. 이러한 제한이 스위칭 이후에 중단됨에 따라, 처음에 제한되었던 회전수(nSoll1)가 값 nSoll에 가까워진다. 따라서 도시된 예에서 회전수가 단지 5,400 rpm일 때 스위칭이 실시된다. 낮은 속도에서는 엔진 출력의 손실이 감수된다. 엔진 회전수가 더 낮으면 체인 마모가 감소될 뿐만 아니라 소음 특성도 개선된다(도 25).
문제 10:
동력 분할식 트랜스미션에서는 변속비 영역 스위칭 포인트(U)에서 변속비 점프 및 회전수 점프가 수반되지 않은 채로 모드 변경이 이루어질 수 있다. 그러나 실제로는 스위칭시 트랜스미션 내부의 회전 질량들의 손실 토크 및 가속 토크가 변동되기 때문에 차량 가속도의 변동이 발생한다. 그러한 예상치 못한 가속도 변동은 안정감 저하를 의미하며, 배리에이터, 특히 동력전달 수단에 강력한 부하를 가하는 진동을 야기할 수 있다.
본 발명에 따르면 전술한 덜컹거림을 감소시키거나 소멸하기 위해 바람직하게 스위칭 전후에 엔진 개입이 실시된다.
예컨대 배리에이터의 압착력 및 조정력을 발생시키기 위해 유압 펌프에 필요한 출력이 통상 스위칭시 변동된다. 예를 들어 스위칭시 정해진 트랜스미션 구조에서 배리에이터에 작용하는 토크가 급격히 증가한다(jump). 토크 점프는 전체 압착력 및 펌프 토크의 점프와 연관된다. 동시에 손실(토크 증가시)이 확대될 수 있으며, 이 때 엔진 출력이 추가로 소모된다.
구동기에 의해 작동되는 동력 제어 소자를 구비한 엔진에서 간단하게 구현될 수 있는 엔진 개입을 통해 스위칭 직전에 엔진 출력이 서서히 감소될 수 있고, 그러한 경우 스위칭시 점핑 형태로 최초의 레벨로 급상승한다. 스위칭시 엔진 출력이 점핑 형태로 증가됨에 따라 추가로 또는 대안으로 스위칭 이후에 다시 서서히처음의 레벨을 갖는다.
엔진 출력 변동은 각각의 현재 변속비와 결합될 수 있다. 총 변속비가 스위칭 변속비에 가까워질수록, 엔진 개입이 더욱 확대된다. 최대 엔진 개입의 레벨은 원칙적으로는 현재 엔진 토크에 거의 비례하게 설정될 수 있는, 엔진에 작용하는 출력 점프를 향한다. 비례 상수는 일반적으로 미리 정해질 수 있으며, 통상 최대 5%까지 가능하다.
전자식 엔진 개입의 또 다른 이유는 배리에이터의 동적 토크의 점프와 관련이 있다. 배리에이터의 변속비가 스위칭 전후에 반대방향으로 변동함으로써 변속비 영역 스위칭과 관련되는 배리에이터 출력축의 가속도 변동에 의해 차량 가속도를 변동시키는 토크가 릴리스된다. 예컨대 스위칭 이전에는 배리에이터 출력축이 가속화된 반면, 스위칭 후에는 감속되는 경우 릴리스된 토크가 차량 가속을 야기한다. 스위칭시 실시되는 엔진 개입은 이러한 동적 토크의 점프를 고려하며, 상기 토크 점프는 이전 변속 영역에서보다 새로운 변속 영역에서 더 작은 값을 가진다.
분력(component)은 배리에이터의 조정 속도의 값에 비례하며, 이 때 비례 상수는 배리에이터 출력부에서의 회전 질량으로부터 산출된다. 또한 전술한 동적 토크는 스위칭 포인트가 어느 방향으로 통과되는지와는 상관없이 차량을 가속시킨다. 물론 스위칭과 연결되는 동적 토크 변동이 차량을 감속시키는 작용을 함에 따라 보상을 위해 엔진 출력이 상승되어야 하는 트랜스미션 구조도 있다.
도 26과 도 27은 하기의 과정들을 도시한 그래프이다.
도면에서 곡선 I는 동력 분할식 트랜스미션의 배리에이터 변속비의 시간에따른 양상을 나타내며, 스위칭 포인트는 "U"로 표시되어 있다. 곡선 IIa는 스위칭 포인트 이전의 차량 가속도를 나타내고, 곡선 IIb는 스위칭 포인트 이후의 차량 가속도를 나타낸다. 곡선 III는 엔진 출력을 나타낸다. 평균 엔진 출력에 의해 가속되는 과정이 도시되어 있다.
도 26에서 볼 수 있듯이, 스위칭시 차량 가속도가 명백한 점프를 겪게 된다.
도 27에는 전자식 엔진 개입과의 관계가 도시되어 있는데, 여기서 스위칭 포인트에 도달하면 엔진 출력이 서서히 감소되고, 스위칭 중에는 점프 형태로 증가되었다가 다시 이전의 값으로 서서히 감소되는 것을 볼 수 있다. 차량 가속도에서 훨씬 더 작은 점프가 나타나는 것을 확실하게 알 수 있다. 이는 안정성 이득을 의미한다.
문제 11:
스위칭 포인트 영역에서의 동력 분할식 트랜스미션의 변속비 컨트롤은, 변속비가 일단 신속하게 배리에이터 정지 위치로 조정되었다가 상기 위치로부터 멀어지는 특징이 있다. 운전자가 동력 분할 모드와 동력 비분할 모드간의 스위칭을 최대한 감지할 수 없도록 하기 위해서는, 조정 컨트롤에 높은 다이내믹 외에도 변속비의 정확하고 안정적인 컨트롤이 포함되어야 한다. 상기 두 요건은 통상 서로 상반되는 것이다.
도 28을 참고로 하여 상기 문제의 해결책을 설명한다.
도 28의 그래프에는 총 변속비(iges)가 어떠한 방식으로 스타팅 변속비로부터 배리에이터의 변속비(ivar)를 통과하여 Low-curve를 따라 최대한 오래전 변속비로 조정된 다음, 스위칭 이후에 다시 배리에이터 변속비 영역을 통과하여 반대방향으로 High-curve를 따라 빠르게 조정되는지가 도시되어 있다. 스위칭 포인트(U) 영역에서는 배리에이터의 조정이 상기 배리에이터의 정지 위치로부터 변속비 또는 회전수의 원하는 목표 기울기에 상응하는 조정 펄스의 서포트(support)를 받는 것이 바람직한 것으로 판명되었다. 변속비 컨트롤의 관점에서 스위칭을 서포트하기 위해서는, 요구 변속비에 상응하고 예컨대 힘 펄스, 압력 펄스 또는 전류 펄스로서 구현되는 펄스를 인가하는 것이 바람직하다. 이러한 방법의 장점은, 절차(process)의 제어로 인해 조정 컨트롤러(52, 도 10)의 I-성분이 드로우-업(draw-up)되지 않는다는 점이다. 그 결과 조정이 더욱 빨라질 수 있고, 과잉 변동 없이 목표값의 조절이 구현될 수 있다.
바람직하게는 조정 컨트롤러의 I-성분 내에 펄스가 제공되고, 이 때 상기 펄스는 스위칭 모듈(60, 도 10)에 의해 소거될 수 있다.
또한 더 큰 설정 기울기가 요구되는 경우 펄스 및 상기 펄스에 의해 달성된 사전 제어값이 증가되는 것이 유리하다. 또한 그러한 경우 제공된 펄스 및 사전 제어값이 요구된 조정 기울기보다 큰 것이 바람직하다.
또한 펄스 높이 및 사전 제어는 스위칭 이전의 조정 컨트롤러의 I-성분의 값을 갖는 것이 바람직하다. 그 외에도 배리에이터에 작용하는 입력 토크가 상승하면 펄스 및 사전 제어값이 상승하는 것이 바람직하다. 펄스는 예컨대 입력 토크에 비례할 수 있다.
전술한 문제의 또 다른 해결책은, 변속비 컨트롤을 위한 특성값으로 더 이상 총 변속비(iges)가 사전 설정되지 않고 배리에이터 변속비가 직접 계산되어 조정 컨트롤러에 설정값으로서 미리 제공되는 것이다. 즉, 전체 트랜스미션의 변속비의 Low-curve와 High-curve에서 배리에이터의 설정 변속비의 계산이 상이하다, 그러나 조정 컨트롤러(52)의 작동은 전반적으로 유지될 수 있다. 총 변속비에 배리에이터의 변속비가 미치는 영향에 따라 예컨대 동력 분할 모드에서 컨트롤러 파라미터의 보정과 같은 조정이 좀 더 수행되어야 하며, 이는 스위칭 모듈(60, 도 10)에 의한 제어 하에서 가능하다.
문제 12:
동력 분할식 트랜스미션에 사용되는 배리에이터의 설계 기준은, 동력 분할식 트랜스미션 내 배리에이터가 풀 시프트뿐만 아니라 푸쉬 시프트에서도 매우 높은 토크로 구동될 수 있다는 점에서 일반적으로 사용되는 CVT 트랜스미션의 설계 기준과 상이하다.
따라서 압착면 및 조정면으로 이루어진 각각의 원추형 풀리 쌍들의 전체 면들이 동일한 크기를 갖도록 면 레이아웃이 선택되는 것이 바람직하다. 구조상 이것이 불가능한 경우에는, 예컨대 유압 제어장치의 비대칭 설계에 의해 비대칭성 면설계가 보상됨에 따라 2개의 원추형 풀리 세트에서 전체적으로 거의 동일한 크기의 최대 축력에 도달될 수 있는 것이 바람직할 수 있다.
구동력 분할식 CVT 트랜스미션에서는 무단 주행 모드 외에 소위 팁트로닉 모드에 의해 선택된, 기어단과 유사한 고정 변속비들이 구현될 수 있다. 팁트로닉 모드에서의 시프팅시에는, CVT 트랜스미션의 변속비가 연속 조정된다는 전제 하에, 수동으로 선택된 시프팅이 별로 반사적이지 않은 또는 별로 "탄력적(獨:knackig)"이지 않은 것으로 느껴진다.
상기 문제를 해결하기 위해 구동력 분배식 트랜스미션에서는 조종 클러치(K1, K2)의 작동을 통해 수동 시프팅을 지원하는 방법이 제공된다.
예컨대 수동으로 먼저 선택된 기어단이 동력 분할 영역에 놓이고, 그 다음으로 수동으로 선택된 기어단이 비분할 영역에 놓이면, 클러치들이 스위칭 포인트에 도달해서야 작동되는 것이 아니라 스위칭 포인트 이외의 위치에서 클러치의 작동에 의해 직접 하나의 커브로부터 다른 커브로 점핑됨에 따라 상기 기어단들간의 시프팅이 더욱 탄력성있게 이루어지고, 그 결과 의도한 대로 트랜스미션 내에 임팩트(impact)가 유도된다. 물론 조종 클러치의 스위칭은 다양한 방식으로 배리에이터 변속비의 조정과 연관될 수 있기 때문에 시프팅 임팩트가 사전 선택 가능한 진폭을 유지한다.
동일한 커브 상에 놓인 기어단들에서도, 각각 폐쇄되어 있던 조종 클러치가 개방되고 배리에이터의 변속비가 신속하게 목표 변속비로 조정된 다음 조종 클러치가 상기 목표 변속비에서 빠르게 닫힘으로써 탄력적인 시프팅이 달성될 수 있다.
배리에이터를 포함하는 동력 분할식 트랜스미션은 특정 조종 클러치를 개방시켜 배리에이터가 출력축으로부터 감결합(decoupling)될 수 있게 한다. 이러한 상태에서는 출력축이 정지해 있으면 원추형 풀리 쌍은 계속 회전하기 때문에 정지 상태 조정이 수행될 수 있다. 이는 예컨대 도 2에 따른 트랜스미션에서 조종 클러치(K1, K2)가 열린 경우에 가능하다.
고속 조정시 클러치(K1, K2)가 열린 상태에서도 배리에이터의 입력축 및 출력축의 회전수에 대한 정보가 제공되도록, 각각의 원추형 풀리 쌍에 회전수 센서가 할당되는 것이 바람직하다. 고속 조정 또는 정지 상태 조정시 변속비가 조절 또는 제어될 수 있다.
배리에이터가 나머지 드라이브 트레인으로부터 감결합됨으로써 배리에이터의 조정을 위한 유효 관성 질량이 명백하게 감소함에 따라, 조정에 더 작은 축력이 요구된다. 이는 배리에이터의 변속비 변동이 총 변속비에 큰 영향을 미치지 않는 영역(예컨대 도 3의 경우 High-curve)에서 조정 다이내믹이 개선되도록 한다.
문제 14:
배리에이터를 구비한 동력 분할식 트랜스미션은 통상적으로 큰 설치 공간을 필요로 한다. 도 29는 동력 분할식 트랜스미션의 한 바람직한 실시예를 보여준다.
도시되지 않은 내연기관에 의해 구동되는 구동축(drive shaft, 80)은 스타팅 클러치(AK)를 통해 배리에이터(12)의 입력축(input shaft, 82)과 회전 결속 상태에 놓일 수 있다. 배리에이터(12)의 출력축(84)은 중첩 기어 세트(summation gearset)로서 형성된 유성 기어 세트(88)의 입력 선기어(86)와 맞물린다. 상기 입력 선기어(86)는 제 1 유성 캐리어(90)의 유성 기어들을 통해 제 1 내접 기어(92)와 회전 결속 상태에 놓이고, 상기 제 1 내접 기어는 동시에 종속 유성 기어들을 위한 제 2 유성 캐리어(92a)를 형성한다. 제 2 유성 캐리어(92a)의 유성 기어들은 한 편으로 제 2 선기어(94)와 맞물리고, 다른 한 편으로 제 2 내접 기어(96)와 맞물리며, 상기 제 2 내접 기어는 제 1 유성 캐리어(90)와 회전 불가능하게 연결된다. 제 1 내접 기어는 종축(98)과 회전 불가능하게 연결되고, 상기 종축(98)은 도시된 예에서 차동기어(differential)를 통해 차량의 뒷바퀴와 연결되고, 또 다른 축과 차동기어를 통해 차량의 앞바퀴와 연결된다. 물론 4륜 구동이 가장 적절하다. 구동축(80)은 스타팅 클러치(AK), 배리에이터(12) 및 제 1 선기어를 지나서 제 2 조종 클러치(K2)의 구동 풀리(drive pulley)와 연결되고, 상기 구동 풀리는 제 1 내접 기어(92) 및 제 2 유성 캐리어(92a)에 수용되며, 상기 구동 풀리의 종동측은 제 1 유성 캐리어(90)와 연결된다. 제 2 선기어(94)의 회전은 제 1 조종 클러치(K1)에 의해 결정될 수 있다. 제 1 유성 캐리어(90) 및 상기 제 1 유성 캐리어에 고정 연결된 제 2 내접 기어(96)의 회전은 후진 주행용 클러치를 형성하는 또 다른 클러치(KR)에 의해 결정될 수 있다.
유성 기어 세트 내부에 제 2 조종 클러치가 배치됨으로써 컴팩트한 구조가 형성된다. 물론, 구동축(80)이 직접적으로 배리에이터의 입력축일 수 있고, 변속비 단에 상이하게 배치될 수 있는 등 트랜스미션의 수많은 변형도 가능하다.
도 30에는 도 29에 따른 트랜스미션의 한 변형예가 도시되어 있는데, 여기서는 스타팅 클러치(AK)가 없고 구동축(80)이 입력축(82)과 영구적으로 맞물린다. 스타팅을 위해 클러치 K1과 K2가 동시에 사용된다. 이러한 방식으로 도 29에 따른 스타팅 클러치가 생략될 수 있다.
도 31에는 각각의 회전수에 대해 명백한 해결책을 가진, 각각 2개의 커플링된 유성 기어 세트를 구비한 4 가지 유형의 동력 분할식 트랜스미션이 도시되어 있으며, 도 31에는 도시되지 않은 배리에이터의 변속비 영역이 도 29와 도 30에 따른 트랜스미션의 경우와 유사하게 이중으로 활용될 수 있고, 이 때 트랜스미션은 도 31에 도시되지 않은 클러치가 목적에 맞게 제어됨으로써 동력 비분할 모드와 동력 분할 모드로 구동된다. An1은 동력 비분할 모드 및 동력 분할 모드를 위한 구동축을 나타내고, An2는 각각 K로 표시된 클러치의 폐쇄를 통해 구현되는 동력 분할 모드를 위한 구동축을 나타낸다. "Ab"은 종동부(driven part)를 나타낸다. B1및 B2는 후진 주행 및 전진 주행을 위한 브레이크들이다. 2개의 유성 기어 세트는 각각 원(Wolf'sches symbol) 및 상기 원 안에 기호화된 표준 변속비(i1, i2)가 기입된 형태로 제시되어 있다. 도면에서 볼 수 있듯이, 4 가지 유형은 도면에 직접적으로 제시되어 있는 유성 기어 세트로의 구동축 커플링, 유성 기어 세트로의 구동축 커플링 및 브레이크의 배치에 따라 구별된다. 도시된 커플링된 유성 기어 세트들은 도시되지 않은 배리에이터와 함께 동력 분할식 트랜스미션에 연결될 수 있고, 바람직하게는 전술한 방법에 따라 제어 또는 조절된다. 도시된 트랜스미션 유형의 구성을 위해 상기 트랜스미션들의 제어 또는 조절과 무관하게 안전 장치가 필요하다.
문제 15:
특히 서로 반대되는 방향으로 통과되는 조정 영역을 가진 배리에이터를 구비한 동력 분할식 트랜스미션에서는, 대부분 유압식으로 이루어지는 조정이 최대한 낮은 펌프 출력 및 간단한 구조의 유압 시스템에서 요구되는 조정력에서 수행된다는 문제가 있다.
압착/조정 시스템의 임무는 배리에이터에 필요한 원추형 풀리 쌍들의 압착력을 발생시키는 것이며, 상기 압착력에 의해 동력 전달 수단이 슬립핑되지 않고, 원한다면, 변속비 조정이 이루어진다. 필요 압착력은 한 편으로 전달된 토크에 따라 좌우된다. 이를 위해 변속비 변동을 위한 조졍력이 사용된다.
공지된 바와 같이, 토크 의존적 압착력 및 조정에 필요한 조정력은 하기의 장치에 의해 발생된다.
- 각각의 원추형 풀리 쌍의 조정 챔버를 위해 단 1개의 압력 챔버를 포함하는 압착 장치를 위한 제어 밸브: 이 때, 제어 프로그램이 구현되어 2개의 압력 제어 밸브에 상응하게 구동된다. 이러한 단일 챔버 시스템의 단점은, 변속비의 변동시 큰 압력 챔버가 큰 오일 흐름으로 채워져야 한다는 점, 이는 펌프의 부피가 크고, 그로 인해 상기 펌프의 손실도 많다는 것을 의미한다.
- 토크 감지기 및 이중 챔버 시스템: 토크 의존적인 필요 압착력은 압착 유닛 내에서 발생하는데, 이 때 2개의 풀리 세트의 압착 챔버가 서로 유압식으로 연결된다. 유압은 관련 밸브를 구동하는 토크 감지기에 따라 좌우된다. 조정력은관련 조정 챔버를 포함하는 조정 유닛 내에서 발생하며, 상기 조정 유닛의 압력 공급은 1개 또는 2개의 제어 가능한 밸브를 통해 이루어진다. 이러한 구조에서는 더 작은 펌프가 사용될 수 있다. 변속비에 대한 필요 압착의 종속이 복잡도의 상대적 크기로만 표시될 수 있다는 것이 단점이다.
- 이중 챔버 원리를 이용한 자유 압착: 여기서는 토크 감지기가 제어 가능한 프로포셔닝 밸브(proportioning valve)로 대체된다. 토크 및 변속비에 대한 필요 압착력의 종속이 하나의 제어 장치 내에 저장된다. 전술한 단점들은 무시될 수 있다. 물론 압착력을 위한 제어 가능 밸브에 대한 비용이 발생한다.
토크 의존적 압착력 및 추가로 변속비 의존적 압착력을 위해 프로포셔닝 밸브가 사용되고, 원추형 풀리 쌍들에 할당된 조정 유닛들이 각각 고유의 밸브에 의해 구동되는 후자의 방법을 사용하면, 3개의 밸브에 의해 단 2개의 힘만 제어되어야 하기 때문에 자유도가 존재한다는 이점이 있다.
도 32에는 그러한 시스템의 원리도가 도시되어 있다.
고정 풀리(30a)와 조정 풀리(30b)로 이루어진 원추형 풀리 쌍(30)이 도시되어 있다. 상기 조정 풀리에 압착 챔버(100) 및 조정 챔버(102)의 압력이 가해진다.
도시된 원추형 풀리 쌍의 압착 챔버(100) 내 압력 및 도시되지 않은 원추형 풀리 쌍의 압착 챔버(100) 내 압력은 밸브(104), 바람직하게는 프로포셔닝 밸브에 의해 제어된다. 압착 챔버(102) 내 압력은 밸브(106)에 의해 제어되고, 다른 풀리 쌍의 도시되지 않은 압착 챔버 내 압력은 밸브(108)에 의해 제어된다. 상기 밸브들은 펌프(110)에 의해 압력을 공급받는다. 밸브들 및 펌프(110)의 제어에는 제어 장치(112)가 사용되는데, 상기 제어 장치(112)의 입력부들을 적절한 센서들 및/또는 또 다른 제어 장치들과 연결되고, 출력부들은 밸브 및 경우에 따라 펌프(110)를 제어한다. 기술한 유닛들의 구조 및 기능은 이미 공지되어 있기 때문에 설명하지 않는다. 물론 제어 장치(112)가 버스 시스템과 연결될 수도 있다.
본 발명에 따르면, 펌프의 부하를 최대한 적게 하거나 낮은 압력으로 작용하도록 하기 위해 하기의 조치를 취하는 것이 바람직하다.
제 1 단계에서는 풀리 세트들의 압착력을 공지된 방식으로 산출한다. 이는 메모리 내에 저장된 설정 압착력의 검출을 통해 수행할 수 있으며, 이 때 각각의 설정 압착력은 전달된 토크, 순간의 변속비 및 요구된 조정을 기초로 하여 검출된다. 또는 센서를 이용하여 실제 압착력을 검출하는 형태도 가능하다. 상기 두 방법의 결합도 가능하다.
제 2 단계에서는 각각의 풀리 세트들에 작용하는 더 큰 압착력을 검출한다.
제 3 단계에서는 압착 챔버 및 조정 챔버 내에서 필요한, 더 큰 힘(F)이 가해질 풀리 세트 쌍의 압력(pm, pv)이 거의 압력 평형 상태가 되도록 정해진다. 본 단계에서는 예컨대 pm=pv=F/(Am+Av)로부터 산출되며, 여기서 Am과 Av는 더 큰 힘(F)이 요구되는 풀리 세트 쌍에 위치한 압축 챔버와 조정 챔버의 면적을 나타낸다.
제 4 단계에서는 상대적으로 작은 힘이 가해질 다른 풀리 세트 쌍의 압착력(pv)이 계산된다. 본 단계에서는 예컨대 pv = (F-pm*Am)Av로부터 산출되며,여기서 pm은 이미 알고 있는 압착력이고, Av 및 Am은 더 작은 힘(F)이 요구되는 풀리 세트에 위치한 압착 챔버와 조정 챔버의 면적이다.
총괄해보면 필요한 최대의 힘은 압력이 낮을 때 획득되며, 그 결과 펌프(110)의 하중 및 에너지 소비가 그에 상응하게 감소된다.
동력 분할식 트랜스미션에 사용된 배리에이터의 경우, 상기 배리에이터로부터 전달되는 토크가 작기 때문에 상기 배리에이터가 매우 낮은 압력으로 구동될 수 있는 상황이 발생할 수 있다. 그럼에도 불구하고 도 32에는 도시되지 않은, 트랜스미션의 다른 구성 부품들, 예컨대 스타팅 클러치나 다른 스위칭 소자들의 경우에는 높은 유압이 요구될 수 있다.
그와 달리 의도적으로 더 높은 압력을 사용하는 경우는, 예컨대 비말 윤활(splash lubrication) 또는 오일 냉각을 개선시키려는 목적이 동기가 될 수 있다. 또한 예컨대 유압 라인들 또는 챔버들의 "공회전"을 막기 위해 아주 적은 최소 압력을 유지하는 것이 바람직할 수 있으며, 이로써 상기 챔버들의 구동 재생력이 개선되거나 가동 부품들의 윤활이 유지된다. 냉각된 트랜스미션에서는 트랜스미션 및 경우에 따라 내연기관이 바람직한 작동 온도에 더 빠르게 도달하도록 하기 위해 심지어 압력 상승을 통해 효율을 잠시 악화시키는 것이 바람직할 수도 있다.
상기의 모든 경우에 유압이 추가로 적어도 상기 다른 부품들을 위한 압력 요구(최소 압력)를 커버한다는 로직(logic)이 구현되어야 한다.
본 발명에 따르면 전술한 제 3 단계에 따라 산출된 압착력이 수정됨으로써, 즉 상기 압착력이 최소 필요 압력에 도달할 때까지 또는 제 4 단계에서 산출된, 다른 풀리 세트를 위한 조정력이 최소 압력에 도달할 때까지 상기 압착력이 증가함에 따라(이 때, 더 큰 압착력을 유지하는데 필요한 조정 압력이 동시에 상응하게 감소됨) 상기 최소 압력 로직이 변환된다.
전술한 방법에서는 조정 압력이 0까지 감소되어야 하는 경우 과잉 압착이 감수될 수 있다.
전술한 방법은 소프트웨어에 의해서만 변환될 수 있기 때문에, 비용면에서 매우 유리하다.
전술한 방법을 수행하는 데에는 특히 캐스케이드 밸브가 적합하며, 이는 도 33 및 도 34를 참고로 하기에 기술된다.
도 33에 따르면 캐스케이드 밸브는 내부 윤곽만 도시된 원통형 하우징(122) 내에서 작용하는 밸브 부재(120)를 포함하며, 상기 하우징(122)은 (124)에 단계적으로 형성된 실린더 보어(126)를 포함한다. 실린더 보어의 좌측이 밀폐되어 있기 때문에, 실린더 보어(126)에서 직경이 더 확장된 섹션 내에 나 있는, 밸브 부재(120)의 컬러(collar, 128) 좌측이 사전 제어 압력이 가해지는 챔버(130)를 제한한다. 상기 칼라(128)와 또 다른 컬러(132) 사이에 더 작은 직경을 가진 밸브 부재가 형성됨에 따라, 도 32에 따른 밸브 부재의 위치에서 좌측에 에너지 소비장치와 연결될 수 있는 제 1 배출구(136)를 가진 제 1 링 챔버(134)가 형성된다. 도 32에 따른, 상기 제 1 링 챔버(134)의 우측 단부에는 오일 펌프에 연결될 수 있는 제 1 유입구(138)가 형성된다.
밸브 부재는 칼라(132)의 우측에 최소 직경을 가진 샤프트를 포함하며, 후속하여 추가의 칼라(140)를 포함함으로써 제 2 링 챔버(142)가 형성된다.
도 33에 도시된 밸브 부재의 위치에서는 제 2 링 챔버(142)가 역시 유압 펌프와 연결된 제 2 유입구(144)와 연결되고, 배출구(146)는 칼라(132)의 우측 단부에 형성된 제어 에지에 의해 제 2 링 챔버(142)와 분리되도록 설치된다.
칼라(140)의 우측에는 하우징에서부터 역류 라인이 시작된다. 칼라(128)의 영역에도 역시 역류 라인이 배치된다.
도 33에 따른 위치는 캐스케이드 밸브의 압력 제한 위치에 상응한다. 즉, 유압 펌프로부터 배출되는 전체 유압 매체 흐름이 제 1 링 챔버(134)를 통과하여 배출구(136)에 공급되고, 이 때 제 1 링 챔버(!34) 내에서 작용하는 압력은 다단식 실린더 보어(126) 및 그에 따라 직경이 같지 않은 칼라들 (128 및 132)로 인해 챔버(130) 내 사전 제어 압력에 반하는 작용을 한다. 제 1 링 챔버(134) 내 압력이 너무 크면, 밸브 부재(120)가 좌측으로 움직이고, 그로 인해 제 1 링 챔버(134)로의 유입구가 칼라(132)의 제어 에지에 의해 점차 폐쇄되고, 제 2 배출구(146)는 점점 열리게 된다. 따라서 펌프에 의해 유출된 부피 흐름이 캐스케이드 밸브 내에서 압력 제한 기능에 의해 프리텐셔닝(pretensioning)되고, 사전 제어 압력에 의해 결정된, 제 1 배출구(136)의 흐름 아래쪽에 있는 소비자 장치를 위한 압력이 조정된다.
소비자 장치 압력 및 제 1 링 챔버(134) 내 압력이 더 상승하면, 밸브 부재(120)가 점차 좌측으로 움직여서 도 34에 따른 압력 감소 위치를 취하며, 상기 위치에서는 제 1 링 챔버(!34)가 칼라(132)의 좌측 제어 에지에 의해 제 1 유입구와 분리되고, 칼라(124)의 우측 제어 에지를 통해 역류 라인(148)과 서서히 연결된다. 우측 내지는 제 2 링 챔버(142)는 제 2 유입구(144)를 제 2 배출구(146)에 연결한다.
더 많은 캐스케이드 밸브가 직렬 연결되면, 유압의 프리텐셔닝을 위한 특수 밸브가 필요없는 유압 제어 장치가 구현될 수 있다. 그 대신 최대 작동 압력을 필요로 하는 캐스케이드 밸브가 상기 작동 압력 자체를 조정한다. 그러한 경우 선행하는 캐스케이드 밸브들은 압력 감소 기능을 하게되고, 후속하는 캐스케이드 밸브들은 감소된 필요 압력으로 압력 제한 기능을 하게 된다.
다수의 캐스케이드 밸브가 연결되는 경우 중요한 것은, 캐스케이드 밸브들이 그들의 중요도에 따른 순서로 연달아 접속된다는 점이다. 이는 가장 중요한 압력을 조정하는 밸브가 직렬 회로 내에서 첫 번째로 배치된다는 것을 의미한다. 그러한 유압 회로의 한 예가 도 35에 제시되어 있다. 상기 도면에는 배리에이터의 2개의 원추형 풀리 쌍의 압착 챔버(160) 및 각각의 원추형 풀리 쌍의 조정 챔버(162, 164)를 제어하기 위한 유압 시스템 구조가 도시되어 있다. 유압 펌프(166)는 부피 흐름 제한 밸브(VQP) 내에서 제한된 다음 사전 제어 압력 밸브(도시되지 않음)를 통과하여 제 1 캐스케이드 밸브(KV1)의 유입구들에 공급되는 부피 흐름을 발생시킨다. 제 1 캐스케이드 밸브(KV1)의 제 1 배출구는 압착 챔버(160)와 연결되어 있다. 제 1 캐스케이드 밸브(KV1)의 제 2 배출구는 제 2 캐스케이드 밸브(KV2)의 유입구로 통하며, 상기 제 2 캐스케이드 밸브(KV2)의 제 2 배출구는 제 3 캐스케이드 밸브(KV3)의 유입구에 연결되어 있다. 제 3 캐스케이드 밸브(KV3)의 제 1 배출구는 조정 챔버(164)에 연결되고, 제 2 배출구는 바람직하게 관류 모드로 작동되고 있는, 예컨대 원추형 풀리를 냉각시키기 위한 개구 및/또는 원심 연료통(獨:Fliehoelhaube)를 유압 매체로 채우기 위한 개구 등과 같은 배리에이터의 적어도 하나의 유닛으로 통한다. 캐스케이드 밸브의 사전 제어 압력은 도시되지 않은 제어 장치를 전자 제어하는, 왼편에 도시된 밸브들을 통해 제어되고, 도 35에 도시된 것처럼, 상기 밸브들을 통해 트랜스미션의 개별 클러치들(K1, K2, KA 및 KR)을 제어하는 밸브들도 제어된다.
도 35에 따른 유압 시스템 구조에서는 압착 챔버(160) 내 압력이 가장 중요한 것으로 보이기 때문에, 상기 챔버들이 캐스케이드 밸브(KV1)와 연결되어 있다.
전술한 캐스케이드 밸브의 또 다른 장점은, 상기 캐스케이드 밸브들이 그들의 압력 제한 위치에서 소비자 장치에 의해 역류하는 유압 매체를 제어 장치로 돌려보냄으로써 다른 소비자 장치의 유압 매체가 사용된다는 것이다. 이는 제어 장치의 부피 흐름의 평형에 긍정적인 영향을 미치며, 더 작은 펌프의 사용을 가능하게 한다.
전술한 문제 해결 방책들은 개별적으로 사용될 수도 있고, 목적에 맞게 서로 결합된 형태로 사용될 수도 있다. 도시된 유압 시스템 및 상기 유압 시스템을 제어하는 방법의 적용 분야가 동력 분할식 CVT 트랜스미션으로만 제한되는 것은 아니다.
본 출원서와 함께 제출된 특허 청구항은 포괄적인 특허권 보호의 획득을 위한 선례가 없는 작성 제안이다. 출원인 측은 지금까지 명세서 및/또는 도면에만공개된 추가의 특징 조합을 청구하는 것을 보류하고 있다.
종속항에서 사용된 재인용은 독립 청구항의 대상을 각각의 종속항의 특징들을 통해 추가로 설명함을 가리키는 것이며, 재인용된 종속항의 특징 조합의 독립적이고 구체적인 특허권의 획득을 포기하는 것을 의미하지는 않는다.
종속항의 대상은 종래 기술의 관점에서 우선권일에 독자적이고 독립적인 발명을 형성할 수 있기 때문에, 출원인은 독립 청구항의 대상을 위한 발명 및 분할 선언을 보류하고 있다. 또한 상기 종속항의 대상은 선행 종속항의 대상에 종속되지 않는 형태를 가진 독립적인 발명을 형성할 수 있다.
본 발명은 명세서의 실시예에 제한되는 것은 아니다. 오히려 본 명세서의 범주 내에서 다수의 변경 및 수정, 특히 예컨대 일반적인 명세서와 실시예 및 청구항에 기술되고 도면에 제시되는 특징들이나 요소들 또는 공정 단계들과 함께(결합되어) 조합 또는 변형됨으로써 전문가에 의해 문제 해결의 관점에서 추론될 수 있고 조합 가능한 특징들을 통해 새로운 대상 또는 새로운 공정단계 내지는 공정 단계 시퀀스를 도출하는 변형물, 구성 요소 및 조합물 및/또는 재료들의 다양한 변경 및 수정이 가능하며, 아울러 이들은 제조 방법, 검사 방법 및 작업 방법과도 관련된다.

Claims (44)

  1. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들 간의 전환시 상기 배리에이터의 변속비를 조정하기 위한 조정 컨트롤러의 적어도 하나의 컨트롤 파라미터의 부호가 바뀌는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  2. 제 1항에 있어서,
    상기 변속비 영역들 간의 전환시 상기 조정 컨트롤러의 출력 신호의 부호가 바뀌는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  3. 제 1항 또는 제 2항에 있어서,
    상기 조정 컨트롤러의 출력 신호가 diges/divar의 현재 값에 상응하게 변동되고, 여기서 iges는 동력 분할식 트랜스미션의 변속비이고 ivar은 배리에이터의 변속비인, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  4. 제 1항 내지 제 3항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 조정 컨트롤러가 PID 컨트롤러이고, 상기 컨트롤러의 P-성분이 diges/divar의 현재 값과 곱해지는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  5. 제 1항 내지 제 4항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 조정 컨트롤러의 실제 회전수에 상응하는 입력 신호와 설정 회전수 사이의 편차가 상기 diges/divar의 현재 값에 상응하게 변동되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  6. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들 간의 전환시 상기 배리에이터의 변속비를 조정하기 위한 조정 컨트롤러의 입력 신호들이 감소되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  7. 제 6항에 있어서,
    상기 변속비 영역들 간의 전환시 상기 배리에이터로부터 전달된 토크에 의존적인, 상기 배리에이터의 풀리 쌍들의 압착력 편차의 사전 제어값이 변동하는 토크에 상응하게만 변동되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  8. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들 간의 전환시 상기 배리에이터의 변속비를 조정하기 위한 조정 컨트롤러의 적분 성분이 변동되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  9. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며,
    - 측정된 회전수 및 상기 조종 클러치의 스위칭 상태로부터 배리에이터의 실제 변속비(ivar) 및 동력 분할식 트랜스미션의 실제 전체 변속비(iges)를 산출하는 단계;
    - 상기 전체 변속비(iges) 및 측정된 차량 휠 회전수로부터 상기 배리에이터의 입력축의 실제 회전수(nIst)를 산출하는 단계;
    - 상기 입력축의 실제 회전수(nist)의 변동 및 설정 회전수(nSoll)의 변동을 산출하는 단계;
    - 차량의 현재 휠 회전수에서 조종 클러치들의 스위칭이 정확하게 일어나야 했던 스위칭 회전수(num)를 산출하는 단계; 및
    - 산출된 상기 변수들을 기초로 하여 스위칭을 결정하는 단계를 포함하는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  10. 제 9항에 있어서,
    상기 스위칭은 상기 스위칭 회전수(num)에 도달하기 조금 전에 이루어지고, 다음 스위칭은 차단 지속 시간이 경과된 후에야 가능한, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  11. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 미리 정해진 조건들이 주어지면 상기 트랜스미션이 토크를 전달하지 않는 상태에서 상기 배리에이터의 변속비가 빠르게 조정되는 방식으로 상기 클러치들이 제어되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  12. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 동력 분할식 트랜스미션의 변속비가 활성화된 변속비 영역과 무관한 변속비 값에 상기 배리에이터의 변속비가 포함되지 않는 경우에 변속비 영역들간의 스위칭을 위한 조종 클러치들이 풀 시프팅시에는 가속력이 릴리스되고 및/또는 푸쉬 시프팅시에는 제동력이 릴리스되는 방식으로 시프팅되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  13. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 배리에이터의 체인 장치의 마모가 상기 변속비 영역들 중 서로 인접하는 영역에서 서로 상이하게 나타나고, 상기 트랜스미션 제어 전략은 적어도 상기 배리에이터로부터 전달된 토크가 높은 경우 상기 변속비 영역들 중 인접하는 영역들 내에서 상기 체인 수단의 마모가 더 적은 변속비 영역에서의 작동이 상기 구동축의 회전수보다 우선권을 갖는 방식으로 구현되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  14. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 하나의 변속비 영역으로부터 다른 변속비 영역으로의 스위칭이 실시된 후에는 미리 정해진 히스테리시스 영역이 통과된 후에만 다시 새로운 스위칭이 실시되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  15. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 하나의 변속비 영역으로부터 다른 변속비 영역으로의 스위칭이 실시된 후에는 미리 정해진 시간이 경과된 후에만 다시 새로운 스위칭이 실시되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  16. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 하나의 변속비 영역으로부터 다른 변속비 영역으로의 스위칭이 실시된 후에는 차량 조작부의 미리 정해진 작동이 실행된 후에만 다시 새로운 스위칭이 실시되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  17. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들간의 스위칭 동안 상기 배리에이터의 마찰 풀리 쌍들의 과잉 압착이 실시되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  18. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 배리에이터의 토크 전달 방향은 바람직하게 상기 동력 분할식 트랜스미션의 제 1 변속비 영역과 제 2 변속비 영역에서 각각 반대로 나타나고, 상기 변속비 영역들간의 스위칭시 닫혀있던 클러치는, 전달 가능한 클러치 토크가 잠시동안상기 트랜스미션에 인가되는 토크보다 조금 더 높아지는 방식으로 열리는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  19. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 배리에이터의 토크 전달 방향은 바람직하게 상기 동력 분할식 트랜스미션의 제 1 변속비 영역과 제 2 변속비 영역에서 각각 반대로 나타나고, 상기 액셀러레이터의 위치에 따라 좌우되는 엔진의 설정 회전수는 낮은 차량 속도에 상응하는 트랜스미션의 변속비 영역 내에서 상기 차량 속도에 따른 상한값으로 제한되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  20. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들간의 스위칭시 엔진 출력이 상기 스위칭 이전, 스위칭 동안 및 스위칭 이후에 상기 트랜스미션의 작동에 필요한 장치들의 상이한 소비 전력에 상응하게 변동되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  21. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들간의 스위칭시 엔진 출력이 상기 스위칭 동안에 발생하는, 회전 부품들의 상이한 가속도들에 상응하게 변동되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  22. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들간의 스위칭시 조종 클러치들이 상기 스위칭 동안에 발생하는, 회전 부품들의 상이한 가속도들에 상응하게 제어되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  23. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들간의 스위칭시 상기 변속비 조정을 제어하는 한 변수에 상기 변속비 조정을 서포트하는 조정 펄스가 인가되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  24. 제 23항에 있어서,
    상기 조정 펄스는 조정 기울기가 점차 증가함에 따라 증가되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  25. 제 23항 또는 제 24항에 있어서,
    상기 조정 펄스는 스위칭 이전에 조정 컨트롤러의 I-성분이 취하는 값에 따라 좌우되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  26. 제 23항 내지 제 25항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 조정 펄스가 조정 컨트롤러의 I-성분에 인가되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  27. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비 영역들간의 스위칭 영역에서 상기 동력 분할식 트랜스미션의 변속비를 위한 사전 설정값으로부터 직접 상기 배리에이터의 설정 변속비가 산출되어, 상기 배리에이터의 조정 컨트롤러에 사전 설정값으로서 전달되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  28. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상이한 변속비 영역에 놓인 변속비들의 수동 선택에 의해 시프팅이 이루어지고, 이 때 상기 변속비 영역들 사이에 놓인 스위칭 포인트에 도달하기 전에 이미 조종 클러치들이 작동되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  29. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 변속비의 수동 선택에 의한 스위칭을 통해 각각 닫혀있던 조종 클러치들이 열리고, 상기 배리에이터가 요구된 새로운 변속비로 신속하게 조정된 다음, 상기 조종 클러치가 다시 닫히는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  30. 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하는 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비를 제어하기 위한 방법으로서, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 상기 트랜스미션의 동력 비분할 모드에서는 트랜스미션 내부의 회전 질량을 위한 가속력이 거의 변동하지 않거나 종축 출력이 일정하게 변동하는 방식으로 입력 회전수의 기울기가 변동하는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  31. 배리에이터의 원추형 풀리 쌍들의 원추형 풀리의 상보적 접촉 압력을 제어하기 위한 방법으로서, 각각의 원추형 풀리 쌍에 배리에이터로부터 전달된 토크에 따라 좌우되는 접촉 압력이 가해진 접촉 유닛 및 요구된 변속비 변동에 따라 좌우되는 조정 압력이 가해진 조정 유닛이 할당되고,
    - 상기 풀리 쌍들에 필요한 압착력(pressing force)을 결정하는 단계;
    - 상기 압착력들 중 더 큰 값(Fmax)을 결정하는 단계;
    - 상기 압착력(Fmax)에 도달하기 위해 접촉 압력(pm) 및 조정 압력(pv)이 거의 동일한 크기를 갖도록 상기 접촉 압력(pm) 및 조정 압력(pv)을 계산하는 단계;
    - 더 큰 압착력이 가해진 풀리 쌍의 접촉 유닛과 조정 유닛을 산출된 압력(pm)으로 구동하는 단계;
    - 상기 풀리 쌍의 접촉 유닛에 압력(pm)이 가해지고 상기 풀리 쌍의 조정 유닛에 조정 압력(pv)이 가해지면 필요한 압착력에 도달되도록 다른 풀리 쌍의 조정 유닛의 조정 압력(pv)을 정하는 단계; 및
    - 다른 풀리 쌍의 유닛들을 상기 압력(pm및 pv)으로 구동하는 단계를 포함하는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  32. 제 31항에 있어서,
    산출된 상기 접촉 압력(pm)이 증가하고, 더 높은 압착력(Fmax)이 가해진 풀리쌍의 조정 압력은 그에 상응하게, 상기 증가된 접촉 압력이 사전 설정된 최소 압력에 도달할 때까지 또는 상기 증가된 접촉 압력으로부터 산출된 다른 풀리 쌍의 조정 압력이 사전 설정된 최소 압력에 도달할 때까지 감소되는, 동력 분할식 자동 트랜스미션의 변속비 제어 방법.
  33. 차량용 동력 분할식 자동 트랜스미션으로서, 엔진에 의해 구동되는 구동축(drive shaft), 연속으로 변동 가능한 변속비를 가진 배리에이터(variator), 휠 기어, 종축(driven shaft) 및 2개 이상의 조종 클러치(steering clutch)를 포함하고, 상기 조종 클러치에 의해 상기 배리에이터와 휠 기어가 서로 연결될 수 있고, 상기 연결은 동력 분할식 트랜스미션의 전체 변속비 영역의 통과시 배리에이터의 조정 영역이 제 1 변속비 영역에서는 임의의 한 방향으로 통과되고, 제 2 변속비 영역에서는 그와 반대되는 방향으로 통과되는 방식으로 이루어지며, 또한 차량의 드라이브 트레인의 작동 파라미터를 검출하기 위한 센서들 및 트랜스미션의 구동기의 작동을 제어 및 조절하기 위한 장치를 포함하고, 상기 장치는 적어도 액셀러레이터의 작동 및 차량 속도를 기초로 하여 트랜스미션의 변속비를 조정하며, 상기 조정은 제 1항 내지 제 32항 중 어느 한 항에 따라 이루어지는, 차량용 동력 분할식 자동 트랜스미션.
  34. 제 33항에 있어서,
    상기 배리에이터의 입력축 및 출력축의 회전수를 검출하기 위한 회전수 센서들이 제공되는, 차량용 동력 분할식 자동 트랜스미션.
  35. 제 33항 또는 제 34항에 있어서,
    상기 배리에이터의 입력축이 제 1 조종 클러치를 통해 제 1 기어휠에 커플링될 수 있고, 상기 제 1 기어휠은 중간 기어휠을 통해 제 2 기어휠과 회전 결속을 이루며, 상기 배리에이터의 출력축은 유성 기어 세트의 선기어와 회전 불가능하게 연결되고, 제 2 조종 클러치를 통해 제 2 기어휠에 커플링될 수 있으며, 상기 제 2 기어휠은 상기 유성 기어 세트의 유성 기어 캐리어와 회전 불가능하게 연결되는, 차량용 동력 분할식 자동 트랜스미션.
  36. 제 33항 내지 제 35항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 배리에이터 및 상기 배리에이터의 구동 엘리먼트는 2개의 풀리 세트에서 동일한 크기의 최대 접촉력이 도달될 수 있도록 형성되는, 차량용 동력 분할식 자동 트랜스미션.
  37. 제 33항에 있어서,
    상기 트랜스미션이 엔진에 의해 구동될 수 있는 구동축을 포함하고, 상기 구동축은 스타팅 클러치를 통해 배리에이터 입력축과 커플링될 수 있으며, 상기 배리에이터의 출력축은 유성 기어 세트의 입력 선기어와 맞물리고, 상기 입력 선기어는 제 1 유성 캐리어의 유성 기어들을 통해 제 2 유성 캐리어를 형성하는 제 1 내접기어와 맞물리며, 상기 제 2 유성 캐리어의 유성 기어들은 제 2 선기어 및 제 2 내접 기어와 맞물리고, 상기 제 1 내접 기어는 종축과 회전 불가능하게 연결되며, 상기 제 2 선기어는 제 1 조종 클러치에 의해 고정될 수 있고, 상기 구동축은 제 2 조종 클러치를 통해 제 1 유성 캐리어와 커플링될 수 있으며, 상기 제 1 유성 캐리어는 상기 제 2 내접 기어와 회전 불가능하게 연결되는, 차량용 동력 분할식 자동 트랜스미션.
  38. 제 33항에 있어서,
    상기 트랜스미션이 엔진에 의해 구동될 수 있는 구동축을 포함하고, 상기 구동축은 배리에이터 입력축과 맞물릴 수 있으며, 상기 배리에이터의 출력축은 유성 기어 세트의 입력 선기어와 맞물리고, 상기 입력 선기어는 제 1 유성 캐리어의 유성 기어들을 통해 제 2 유성 캐리어를 형성하는 제 1 내접 기어와 맞물리며, 상기 제 2 유성 캐리어의 유성 기어들은 제 2 선기어 및 제 2 내접 기어와 맞물리고, 상기 제 1 내접 기어는 종축과 회전 불가능하게 연결되며, 상기 제 2 선기어는 제 1 조종 클러치에 의해 고정될 수 있고, 상기 구동축은 제 2 조종 클러치를 통해 제 1 유성 캐리어와 커플링될 수 있으며, 상기 제 1 유성 캐리어는 상기 제 2 내접 기어와 회전 불가능하게 연결되고, 상기 제 1 유성 캐리어를 고정시킬 수 있는 추가의 클러치가 제공되며, 상기 추가 클러치는 상기 제 1 조종 클러치와 함께 스타팅 클러치로서 사용되는, 차량용 동력 분할식 자동 트랜스미션.
  39. 제 33항에 따른 동력 분할식 CVT 트랜스미션으로서,
    상기 배리에이터의 입력측이 제 2 조종 클러치를 통해 제 2 유성 기어 세트와 연결되고, 상기 제 2 유성 기어 세트의 작동은 제 1 조종 클러치에 의해 변동될 수 있으며, 상기 배리에이터의 출력측은 제 1 유성 기어 세트 및 상기 제 2 조종 클러치와 연결된, 상기 제 2 유성 기어 세트의 입력부와 연결되고, 상기 두 유성 기어 세트의 출력부들은 공동으로 트랜스미션의 출력축에 연결되며, 상기 유성 기어 세트들의 변속비는 엔진에서 멀리 떨어져 있는 원추형 풀리 쌍을 위한 관성 계수가 최소가 되도록 선택되는, 동력 분할식 CVT 트랜스미션.
  40. 제 33항에 따른 동력 분할식 CVT 트랜스미션으로서,
    상기 배리에이터의 입력측이 제 2 조종 클러치를 통해 제 2 유성 기어 세트와 연결되고, 상기 제 2 유성 기어 세트의 작동은 제 1 조종 클러치에 의해 변동될 수 있으며, 상기 배리에이터의 출력측은 제 1 유성 기어 세트 및 상기 제 2 조종 클러치와 연결된, 상기 제 2 유성 기어 세트의 입력부와 연결되고, 상기 두 유성 기어 세트의 출력부들은 공동으로 트랜스미션의 출력축에 연결되며, 상기 제 2 유성 기어 세트의 변속비(i2)가 상기 제 1 유성 기어 세트의 변속비(i1)보다 더 큰 동력 분할식 CVT 트랜스미션.
  41. 제 40항에 있어서,
    i1은 약 -1.5이고, i2는 약 -2.5인 동력 분할식 CVT 트랜스미션.
  42. 제 33항에 따른 동력 분할식 CVT 트랜스미션으로서,
    상기 배리에이터의 입력측이 제 2 조종 클러치를 통해 제 2 유성 기어 세트와 연결되고, 상기 제 2 유성 기어 세트의 작동은 제 1 조종 클러치에 의해 변동될 수 있으며, 상기 배리에이터의 출력측은 제 1 유성 기어 세트 및 상기 제 2 조종 클러치와 연결된, 상기 제 2 유성 기어 세트의 입력부와 연결되고, 상기 두 유성 기어 세트의 출력부들은 공동으로 트랜스미션의 출력축에 연결되며, 상기 배리에이터의 변속비 영역을 매칭시키기 위해 프론트 클러치 및/또는 리어 클러치가 제공되는, 동력 분할식 CVT 트랜스미션.
  43. 특히 제 33항에 따른 유압 작동식 배리에이터를 구비한 동력 분할식 트랜스미션에 사용하기 위한 캐스케이드 밸브로서, 계단식으로 형성된 횡단면을 가진 원통형 하우징 내에서 이동할 수 있으면서 사전 제어 압력이 가해진 챔버에 접하는 단부면을 가진 밸브 부재, 상기 밸브 부재의 2개의 칼라(collar)와 상기 하우징 사이에 형성된 제 1 링 챔버 및 상기 밸브 부재의 2개의 칼라와 상기 하우징 사이에 형성된 제 2 링 챔버를 포함하며, 상기 제 1 링 챔버의 사전 제어 압력쪽 링 면은 사전 제어 압력 반대쪽 링 면보다 더 큰 직경을 가지고, 상기 제 1 링 챔버는 압력 제한 위치에서 유압 펌프와 연결될 수 있는 제 1 유입구 및 소비자 장치와 연결될수 있는 제 1 배출구와 접속되고, 상기 제 2 링 챔버는 유압 펌프와 연결될 수 있는 제 2 유입구와 연결되며, 상기 두 유입구들 사이에서 상기 하우징으로부터 시작되는 제 2 배출구는 상기 두 링 챔버들 사이에 형성된 밸브 부재의 칼라에 의해 형성된 제어 에지에 의해 제 2 링 챔버와 분리되고, 상기 밸브 부재의 압력 감소 위치에서 상기 하우징으로부터 시작되는 역류 라인이 밸브 부재의 사전 압력 제어측 칼라에 의해 형성된 제어 에지에 의해 제 1 링 챔버와 분리되고, 상기 제 1 유입구는 상기 두 링 챔버 사이에 형성된 밸브 부재의 칼라에 의해 형성된 제어 에지에 의해 제 1 링 챔버와 분리되며, 상기 제 2 링 챔버는 상기 제 2 유입구 및 상기 제 2 배출구와 연결되는 캐스케이드 밸브.
  44. 2개의 원추형 풀리 쌍들을 구비한 배리에이터를 제어하기 위한 유압 제어 회로로서, 각각의 원추형 풀리 쌍의 조정 풀리에 접촉 유닛과 조정 유닛이 각각 하나씩 할당되고, 제 43항에 따른 제 1 캐스케이드 밸브의 유입구들과 연결된 유압 펌프를 포함하며, 상기 캐스케이드 밸브의 제 1 배출구는 상기 배리에이터의 접촉 유닛들과 연결되고, 상기 캐스케이드 밸브의 제 2 배출구는 제 43항에 따른 제 2 캐스케이드 밸브의 유입구들과 연결되며, 상기 제 2 캐스케이드 밸브의 제 1 배출구는 상기 배리에이터의 조정 유닛들 중 하나에 연결되고, 상기 제 2 캐스케이드 밸브의 제 2 배출구는 제 43항에 따른 제 3 캐스케이드 밸브의 유입구들과 연결되며, 상기 제 3 캐스케이드 밸브의 제 1 배출구는 상기 배리에이터의 또 다른 조정 유닛과 연결되고, 상기 제 3 캐스케이드 밸브의 제 2 배출구는 순환하는 유압 매체로채워진 배리에이터의 적어도 하나의 또 다른 유닛과 연결되는 유압 제어 회로.
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