WO2012111216A1 - 無段変速機の変速制御装置及び制御方法 - Google Patents

無段変速機の変速制御装置及び制御方法 Download PDF

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WO2012111216A1
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pulley
thrust
slip limit
chain
primary pulley
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PCT/JP2011/077899
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啓太 奥平
古閑　雅人
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日産自動車株式会社
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    • F16H2061/66277—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing by optimising the clamping force exerted on the endless flexible member

Definitions

  • This invention relates to control of pulley thrust of a continuously variable transmission using an endless torque transmission member such as a V chain and a pair of pulleys.
  • JP2009-144751A issued by the Japan Patent Office in 2009 is a vehicle continuously variable transmission (CVT) in which an endless torque transmission member such as a V chain is wound around a pair of pulleys including a primary pulley and a secondary pulley. It has been proposed to improve the shift response by setting the rigidity of the gear.
  • CVT vehicle continuously variable transmission
  • the primary pulley and the secondary pulley each change the width of the V-shaped groove according to the pulley thrust applied in the direction of the rotation axis, and change the winding radius of the V chain, so that the rotation speed ratio between the pulleys, that is, the gear ratio To change.
  • the pulley thrust is obtained by the hydraulic pressure of a hydraulic pump that uses an internal combustion engine mounted on the vehicle as a power source.
  • slip limit thrust is a value common to both the primary pulley and the secondary pulley, and is determined depending on the winding radius of the V chain around the primary pulley.
  • the slip limit thrust is calculated by the following equation (1).
  • the sheave angle ⁇ is a constant determined in advance by the shapes and dimensions of the primary pulley, the secondary pulley, and the V chain
  • the friction coefficient ⁇ is a constant determined in advance by the material of the primary pulley, the secondary pulley, and the V chain. It is.
  • FIG. 11 in the CVT that transmits torque through the V chain, when the V chain is stretched, the winding radius of the pulley changes at the same gear ratio.
  • the following equation (3) shows the relationship between the gear ratio and the winding radius.
  • ip speed ratio
  • Rp1 the radius of wrapping around the primary pulley when the elongation of the V chain is small
  • Rs1 the radius of wrapping around the secondary pulley when the elongation of the V chain is small
  • Rp2 radius of wrapping around the primary pulley when the elongation of the V chain is large
  • Rs2 the radius of wrapping around the secondary pulley when the elongation of the V chain is large.
  • the pulley thrust is controlled based on the slip limit thrust calculated without considering the elongation of the V chain, the pulley thrust becomes excessive when the V chain is elongated. As a result, hydraulic loss and friction loss increase, and fuel consumption of the internal combustion engine that drives the hydraulic pump increases.
  • an object of the present invention is to realize an appropriate pulley thrust control according to whether or not the endless torque transmission member is extended.
  • a speed change control device includes an endless torque transmission member wound around a pair of pulleys, and at least one of the pulleys displaces a movable sheave in an axial direction in accordance with an applied pulley thrust, thereby transmitting endless torque transmission.
  • the present invention is applied to a continuously variable transmission that changes the winding diameter of a member.
  • the shift control device includes a sensor that detects an operating state of the continuously variable transmission and a programmable controller.
  • the programmable controller calculates the extension amount of the endless torque transmission member based on the operating state of the continuously variable transmission and the slip limit thrust according to the extension amount, and controls at least one pulley thrust based on the slip limit thrust. Programmed.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a transmission control device for a continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a horizontal sectional view of the continuously variable transmission.
  • FIG. 3 is a flowchart for explaining a shift control routine executed by the shift controller according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a block diagram illustrating convergence calculation of slip limit thrust by the speed change controller.
  • FIG. 5A and 5B are timing charts illustrating how the winding radius and the slip limit thrust converge.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the input torque of the primary pulley of the continuously variable transmission and the tension of the V chain according to the simulation of the inventors.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a transmission control device for a continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a horizontal sectional view of the continuously variable transmission.
  • FIG. 3 is a flowchart for explaining a shift control routine executed by the shift controller according to the embodiment of the present
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the thrust of the secondary pulley of the continuously variable transmission and the tension of the V chain according to the simulation of the inventors.
  • FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the rotation speed of the primary pulley and the tension of the V-chain by the inventors' simulation.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the transmission ratio and the tension of the V chain according to the simulation of the inventors.
  • FIG. 10A to 10D are timing charts illustrating how the slip limit thrust is set in consideration of the extension of the V chain by the speed change controller.
  • FIG. 11 is a schematic side view of the V chain chipped around the primary pulley and the secondary pulley, explaining the change in the winding radius due to the extension of the V chain.
  • FIG. 12 is a block diagram for explaining variations of the slip limit thrust calculation function of the speed change controller.
  • the vehicle drive system includes an internal combustion engine 1 as a travel power source.
  • the output rotation of the internal combustion engine 1 is transmitted to the drive wheels 7 via the torque converter 2, the first gear train 3, the continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) 4, the second gear train 5, and the terminal reduction gear 6. Is done.
  • CVT continuously variable transmission
  • CVT4 is composed of a chain type continuously variable transmission mechanism.
  • the CVT 4 includes a primary pulley 11, a secondary pulley 12, and a V chain 13 as an endless torque transmission member that is wound around the pulleys 11 and 12.
  • the V chain 13 has a V-shaped cross section that gradually decreases in width toward the center of the V chain 13.
  • the primary pulley 11 of the CVT 4 includes a fixed sheave 11A and a movable sheave 11B.
  • the fixed sheave 11A has a pulley shaft 11C.
  • the movable sheave 11B is instructed to freely slide in the axial direction on the outer periphery of the pulley shaft 11C.
  • the movable sheave 11B changes the distance of the fixed sheave 11A on the pulley shaft 11C and changes the winding radius of the V chain 13 by the pulley thrust exerted by the hydraulic cylinder 15 in the axial direction.
  • the secondary pulley 12 includes a fixed sheave 12A and a movable sheave 12B.
  • the fixed sheave 12A has a pulley shaft 12C.
  • the movable sheave 12B is instructed to freely slide in the axial direction on the outer periphery of the pulley shaft 12C.
  • the movable sheave 12B changes the distance of the fixed sheave 12A on the pulley shaft 12C and the winding radius of the V chain 13 by the pulley thrust force exerted by the hydraulic cylinder 16 in the axial direction.
  • CVT 4 changes the gear ratio steplessly by changing the wrapping radius around the primary pulley 11 and the secondary pulley 12 of the V chain 13 in this way.
  • the “transmission ratio” is a value obtained by dividing the input rotational speed of CVT4 by the output rotational speed of CVT4.
  • the primary pulley 11 is provided with pulley stoppers 21A and 21B.
  • a portion of the movable sheave 11B that contacts the V chain 13 is referred to as a front end, and an end on the opposite side is referred to as a rear end.
  • the pulley stopper 21A is provided inside the hydraulic cylinder 15, and abuts against the rear end of the movable sheave 11B to prevent the movable sheave 11B from being displaced more than a certain amount in the backward direction from the fixed sheave 11A.
  • the pulley stopper 21B is formed in a step shape on the outer periphery of the pulley shaft 12C of the fixed sheave 11A.
  • Corresponding steps are formed on the inner periphery of the movable sheave 11B.
  • the movable sheave 11B abuts this step on the pulley stopper 21B, thereby preventing displacement beyond a certain level in the approaching direction to the fixed sheave 11A.
  • a pulley stopper 21A and 21B may be provided on the secondary pulley 12.
  • the pulley stoppers 21A and 21B have the following roles. That is,
  • the pulley stopper 21A prevents the V chain 13 from contacting the pulley shaft 11C (12C).
  • the pulley stopper 21B prevents the V chain 13 from coming off from the V groove of the pulley 11 (12).
  • the function (1) is required in the vicinity of the maximum gear ratio in the primary pulley 11 and in the vicinity of the minimum gear ratio in the secondary pulley 12.
  • the function (2) is required in the vicinity of the minimum gear ratio in the primary pulley 11 and in the vicinity of the maximum gear ratio in the secondary pulley 12.
  • the rear end of the movable sheave 11B comes into contact with the pulley stopper 21A, thereby defining the minimum value of the winding radius of the V chain 13 around the primary pulley 11.
  • the pulley With the rear end of the movable sheave 11B in contact with the pulley stopper 21A, the pulley so that the width of the narrowest portion of the groove width formed by the fixed sheave 11A and the movable sheave 11B is narrower than the inner circumference of the V chain 13.
  • the step formed on the inner periphery of the movable sheave 12B comes into contact with the stepped pulley stopper 21B formed on the outer periphery of the pulley shaft 11C, so that the maximum winding radius of the V chain 13 around the primary pulley 11 is reached.
  • the radius of the sheave surface is designed in advance so that the V chain 13 does not come off from the groove formed by the fixed sheave 11A and the movable sheave 11B even if the V chain 13 is elongated.
  • the minimum value of the winding radius of the V chain 13 around the secondary pulley 12 is defined by the rear end of the movable sheave 12B contacting the pulley stopper 21A.
  • the pulley With the rear end of the movable sheave 12B in contact with the pulley stopper 21A, the pulley so that the width of the narrowest portion of the groove width formed by the fixed sheave 12A and the movable sheave 12B is narrower than the inner circumference of the V chain 13.
  • the stopper 21A By setting the position of the stopper 21A, contact with the pulley shaft 12C of the V chain 13 is prevented.
  • the step formed on the inner periphery of the movable sheave 12B comes into contact with the stepped pulley stopper 21B formed on the outer periphery of the pulley shaft 11C, so that the maximum winding radius of the V chain 13 around the primary pulley 12 is increased.
  • the radius of the sheave surface is designed in advance in consideration of the elongation of the V chain 13 so that it does not come off the groove formed by the fixed sheave 12A and the movable sheave 12B even if the V chain 13 is elongated.
  • the pulley stoppers 21A and 21B may be provided on either the primary pulley 11 or the secondary pulley 12. In this embodiment, the pulley stoppers 21A and 21B are provided on the primary pulley 11, and the pulley stopper is not provided on the secondary pulley 12.
  • the shift control of the CVT 4 includes a hydraulic pump 10 driven using a part of the power of the internal combustion engine 1, and a hydraulic cylinder 15 of the continuously variable transmission 4 by adjusting the hydraulic pressure from the hydraulic pump 10. And a hydraulic control circuit 21 that supplies the hydraulic control circuit 21 and a shift controller 22 that controls the hydraulic control circuit 21.
  • the shift controller 22 is composed of a microcomputer having a central processing unit (CPU), a read only memory (ROM), a random access memory (RAM), and an input / output interface (I / O interface). It is also possible to configure the controller with a plurality of microcomputers.
  • CPU central processing unit
  • ROM read only memory
  • RAM random access memory
  • I / O interface input / output interface
  • the shift controller 22 includes an accelerator pedal opening sensor 41 that detects an accelerator pedal opening APO provided in the vehicle as a load of the internal combustion engine 1, an inhibitor switch 45 that detects a selection position of a selector lever provided in the vehicle, and a primary pulley 11.
  • Each detection data is input as a signal from the primary rotation sensor 42 that detects the rotation speed Np and the secondary rotation sensor 43 that detects the rotation speed Ns of the secondary pulley 12.
  • FIG. 3 Referring to FIG. 3, the CVT 4 shift control routine executed by the shift controller 22 will be described. This routine is repeatedly executed at regular intervals of, for example, 10 milliseconds while the primary pulley 11 is rotating.
  • step S1 the transmission controller 22 determines the target transmission ratio Dip by a known method based on the load of the internal combustion engine 1 and the vehicle speed VSP.
  • the load of the internal combustion engine 1 an accelerator pedal opening APO detected by the accelerator pedal opening sensor 41 is used.
  • the vehicle speed VSP is calculated from the rotational speed Ns of the secondary pulley 12 and the gear ratio of the second gear train 5 and the terminal reduction gear 6.
  • step S2 the pulley thrust Fp of the primary pulley 11 and the pulley thrust Fs of the secondary pulley 12 are calculated by known gear ratio feedback control based on the deviation between the target gear ratio Dip and the actual gear ratio ip.
  • step S3 the transmission controller 22 calculates the slip limit thrust Fmin. This process will be described in detail below.
  • the pulley thrust exerted on the movable sheave 11B by the hydraulic cylinder 15 causes the movable sheave 11B to change the distance from the fixed sheave 11A on the pulley shaft 11C.
  • the winding radius Rp is changed.
  • the movable sheave 12B changes the distance from the fixed sheave 12A on the pulley shaft 12C, and changes the winding radius Rs of the V chain 13.
  • the hydraulic pressure of the hydraulic cylinders 15 and 16 that exert pulley thrust on the pulleys 11 and 12 may be increased.
  • the discharge pressure of the hydraulic pump 10 that supplies the hydraulic pressure to the hydraulic cylinders 15 and 16 must be increased.
  • hydraulic loss and friction loss in the hydraulic supply system increase, and the hydraulic pump 10 is driven. This causes an increase in fuel consumption of the internal combustion engine 1.
  • step S3 the transmission controller 22 calculates the minimum value of the pulley thrust that does not cause the V-chain 13 to slip with respect to the actual speed ratio ip as the slip limit thrust Fmin.
  • the slip limit thrust Fmin is a value common to the primary pulley 11 and the secondary pulley 12.
  • the speed change controller 22 calculates the slip limit thrust Fmin in consideration of the extension of the V chain 13, thereby minimizing the energy consumed by the speed change operation of the CVT 4.
  • step S3 The processing in step S3 will be described in detail below.
  • the winding radius Rp of the V chain 13 around the primary pulley 11 can be calculated geometrically with respect to the actual gear ratio ip. Therefore, if the elongation of the V-chain 13 is not taken into account, the slip limit thrust Fmin can be directly calculated from the value (1) using this value.
  • the slip limit thrust Fmin is calculated in consideration of the elongation of the V chain 13.
  • the winding radius Rp of the V chain 13 around the primary pulley 11 increases.
  • the slip limit thrust Fmin decreases. Decreasing the slip limit thrust Fmin reduces the tension of the V chain 13 and, as a result, reduces the amount of extension of the V chain 13.
  • the slip limit thrust Fmin cannot be calculated unless the convergence calculation is performed.
  • Shift controller 22 is FIG. 4 is used to calculate the convergence of the slip limit Fmin.
  • the shift controller 22 includes a chain tension calculating unit B11, a chain length calculating unit B12, a primary pulley winding radius calculating unit B13, and a slip limit thrust calculating unit B14.
  • Each block shown in this figure shows the function of calculating the slip limit thrust Fmin of the speed change controller 22 as a virtual unit, and does not mean physical existence.
  • the input torque Tp to the primary pulley 11, the actual gear ratio ip, the rotation speed Np of the primary pulley 11, and the slip limit thrust Fmin are input to the chain tension calculating unit B11.
  • the input torque Tp to the primary pulley 11 is FIG. Based on the engine torque Teng input from the engine control unit (ECU) 51 shown in FIG. 1, the lockup state of the torque converter 2, and the inertia torque of the power transmission member from the internal combustion engine 1 to the primary pulley 11, for example, It is calculated by a publicly known method disclosed in Japanese Patent No.
  • the rotation speed Np of the primary pulley 11 is a value detected by the primary rotation sensor 42.
  • the actual gear ratio ip is calculated as the ratio of the rotation speed Np of the primary pulley 11 detected by the primary rotation sensor 42 to the rotation speed Ns of the secondary pulley 12 detected by the secondary rotation sensor 43.
  • the slip limit thrust Fmin is a value calculated by the slip limit thrust calculation unit B14.
  • the speed change controller 22 performs convergence calculation by inputting the slip limit thrust Fmin calculated by the slip limit thrust calculating unit B14 to the chain tension calculating unit B11 again.
  • the initial value of the slip limit thrust Fmin is set as follows, for example. That is, the winding radius Rp0 of the primary pulley 11 calculated from the chain length L0 without elongation and the gear ratio of the primary pulley 11 and the secondary pulley 12 is calculated, and is calculated from the winding radius Rp0 and the input torque Tp to the primary pulley 11.
  • the slip limit thrust is used as an initial value of the slip limit thrust Fmin.
  • the initial value of the slip limit thrust Fmin can be set by other methods.
  • the chain tension calculating unit B11 calculates the chain tension Tn from the input torque Tp to the primary pulley 11, the slip limit thrust Fmin, the pulley thrust Fp of the primary pulley 11, the rotational speed Np of the primary pulley 11, and the actual gear ratio ip.
  • the chain tension Tn of the V chain 13 is equal to the actual transmission ratio ip of the primary pulley 11 and the secondary pulley 12, the pulley thrust of the secondary pulley 12, and the rotation speed Np of the primary pulley 11. It has a characteristic that it gradually increases as the input torque Tp increases.
  • the thrust Fs of the secondary pulley 12 and the thrust Fp of the primary pulley 11 have a certain relationship based on the actual speed ratio ip.
  • the chain tension Tn of the V chain 13 is set so that the input torque Tp and the rotational speed Np of the primary pulley 11 and the actual speed ratio ip of the primary pulley 11 and the secondary pulley 12 are constant. The bigger is the bigger.
  • the chain tension Tn of the V chain 13 is such that the input torque Tp to the primary pulley 11, the pulley thrust Fs of the secondary pulley 12, and the actual gear ratio ip are constant, the higher the rotational speed Np of the primary pulley 11 is. large.
  • the chain tension Tn of the V chain 13 is constant between the pulley thrust Fs of the secondary pulley 12, the input torque of the primary pulley 11, and the rotational speed Np of the primary pulley 11. There is a tendency to slightly decrease as the actual gear ratio ip increases.
  • the chain tension Tn using the input torque Tp of the primary pulley 11, the pulley thrust Fs of the secondary pulley 12, the actual transmission ratio ip, and the rotation speed Np of the primary pulley 11, which indicate the operating state of the CVT 4, is set.
  • a four-dimensional map can be created.
  • the ROM of the speed change controller 22 stores a four-dimensional map of the chain tension Tn thus created in advance.
  • the chain tension calculation unit B11 obtains the chain tension Tn from the input data by referring to a four-dimensional map of the chain tension Tn stored in the ROM.
  • the chain length calculation unit B12 calculates the chain length L by obtaining the chain elongation amount from the chain tension Tn and adding the chain elongation amount to the chain length without elongation.
  • the relationship between the chain tension Tn and the chain elongation is experimentally determined in advance.
  • the chain length without elongation is a known value.
  • the primary pulley winding radius calculation unit B13 calculates a winding radius Rp around the primary pulley 11 of the V chain 13 (hereinafter referred to as a primary pulley winding radius Rp) from the chain length L, the pulley shaft distance dis, and the actual transmission ratio ip. To do.
  • the inter-pulley shaft distance dis is a fixed value indicating the distance between the rotation shaft of the primary pulley 11 and the rotation shaft of the secondary pulley 12.
  • the primary pulley winding radius calculation unit B13 calculates a primary pulley winding radius Rp by geometric calculation.
  • a map of the primary pulley winding radius Rp using the chain length L and the actual speed ratio ip as parameters is stored in advance in the ROM of the speed change controller 22, and the map is searched from the chain length L and the target speed ratio Dip to thereby wind the primary pulley.
  • the radius Rp is calculated.
  • the primary pulley winding radius calculation unit B13 corrects the primary pulley winding radius Rp to the minimum value.
  • the primary pulley wrapping radius calculation unit B13 restricts the wrapping radius Rp around the primary pulley 11 to a minimum value or more in order to prevent the slip limit thrust Fmin from being excessively calculated.
  • the primary pulley winding radius calculation unit B13 corrects the winding radius Rp around the primary pulley 11 to the maximum value.
  • the primary pulley winding radius calculation unit B13 restricts the primary pulley winding radius Rp to a maximum value or less in order to prevent the slip limit thrust Fmin from being calculated too small.
  • the limitation to the minimum value and the maximum value of the winding radius Rp around the primary pulley 11 can also be realized by previously limiting the map value of the map of the primary pulley winding radius Rp.
  • the slip limit thrust calculation unit B14 calculates the equation (1) from the input torque Tp of the primary pulley 11, the primary pulley winding radius Rp calculated by the primary pulley winding radius calculation unit B13, and the fixed friction coefficient ⁇ and sheave angle ⁇ . Is used to calculate the slip limit thrust Fmin.
  • the slip limit thrust Fmin calculated by the slip limit thrust calculation unit B14 is re-input to the chain tension calculation unit B11, and the chain tension Tn is recalculated. Further, in the chain length calculation unit B12, the primary pulley winding radius calculation unit B13, and the slip limit thrust calculation unit B14, the chain length L, the primary pulley winding radius Rp, and the slip limit thrust Fmin are recalculated.
  • the speed change controller 22 repeats the processing of blocks B11 to B14 to perform convergence calculation and finally calculate the slip limit thrust Fmin corresponding to the actual speed ratio ip.
  • the slip limit thrust Fmin is the value at the time when the primary pulley 11 is in contact with the pulley stopper 21B as long as the contact state is maintained. It is also preferable in terms of reducing the calculation load.
  • the slip limit thrust Fmin is calculated as long as the contact state is maintained, as long as the primary pulley 11 contacts the pulley stopper 21A. It is also preferable to fix the value to reduce the calculation load.
  • step S4 the speed change controller 22 adds a limit by the slip limit thrust Fmin to the pulley thrust Fp of the primary pulley 11 and the pulley thrust Fs of the secondary pulley 12 calculated in step S2. Further, the hydraulic pressure control circuit 21 is instructed to supply hydraulic pressure to the hydraulic cylinders 15 and 16 corresponding to the limited values.
  • FIGS. 10A to 10D the operation provided by the shift control device will be described in detail.
  • the input torque Tp to the primary pulley 11 of the CVT 4 increases at time t1
  • FIG. Consider a case where the rotational speed Np of the primary pulley 11 increases at time t2, as shown at 10B.
  • the slip limit thrust Fmin calculated by the equation (1) is changed to FIG. It increases as shown by the solid line of 10D.
  • the FIG. As shown in FIG. 6, the chain tension Tn of the V chain 13 also increases. The increase in chain tension Tn is shown in FIG. As shown in 10C, the chain length L is increased. As the chain length L increases, the primary pulley winding radius Rp also increases. Increasing the primary pulley winding radius Rp results in a decrease in the slip limit thrust Fmin, as shown in equation (1).
  • the pulley thrust Fs of the secondary pulley 12 is set equal to the slip limit thrust Fmin, and the primary thrust Fp is calculated based thereon.
  • the slip limit thrust Fmin calculated in consideration of the elongation of the V chain 13 is smaller than the slip limit thrust Fmin calculated without considering the extension of the V chain 13, and therefore determined based on the slip limit thrust Fmin.
  • the secondary thrust Fs to be performed is a value that takes into account the elongation of the V chain 13, and is suppressed to a value smaller than the case where the elongation of the V chain 13 is not taken into consideration.
  • the hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder 16 that exerts pulley thrust on the secondary pulley 12 can be kept low.
  • the primary thrust Fp calculated based on the secondary thrust Fs is also suppressed to a smaller value than when the extension of the V chain 13 is not considered. Therefore, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic cylinder 15 that exerts thrust on the primary pulley 11 is also kept low. As a result, hydraulic loss and friction loss associated with these hydraulic pressure supply are reduced, and fuel consumption of the internal combustion engine 1 that drives the hydraulic pump 10 can be reduced.
  • FIG. 10A-10D for the sake of explanation, the input torque Tp to the primary pulley 11 and the rotational speed Np of the primary pulley 11 are drawn stepwise, but these actually increase instantaneously. Rather than rising in a certain time frame.
  • the chain length L is calculated from the parameter indicating the operating state of the CVT 4, and the primary pulley winding radius Rp is calculated from the chain length L.
  • the shift controller 22 is connected to FIG. 4, the chain length L is calculated again using the decreased slip limit thrust Fmin, and the slip limit thrust Fmin is further calculated based on the new chain length L, and the convergence calculation is performed.
  • the combination of the input torque Tp to the primary pulley 11, the actual speed ratio ip, and the rotation speed Np of the primary pulley 11 is determined in advance in FIG. It is possible to calculate the primary pulley winding radius R ′ by iterative calculation of 4, and store the calculation result map in the ROM of the speed change controller 22 as a map.
  • FIG. 12 By creating such a map in advance, FIG.
  • the chain tension calculating unit B11, the chain length calculating unit B12, and the primary pulley winding radius calculating unit B13 of the fourth speed change controller 22 can be replaced with a single primary pulley winding radius calculating unit B21 as shown in the figure.
  • the slip limit thrust calculation unit B14 is supplied with FIG. As in the case 4, the slip limit thrust Fmin is calculated using the primary pulley winding radius R ′ retrieved from the map and the input torque Tp to the primary pulley 11.
  • the pulley stoppers 21A and 21B are provided on the primary pulley 11 and the pulley stopper is not provided on the secondary pulley 12 .
  • the pulley stoppers 21A and 21B are provided on the secondary pulley 12 and Even in the case where no is provided, a preferable result can be obtained by applying the present invention. That is, in this case, the pulley thrust Fs of the secondary pulley 12 near the minimum speed ratio is ensured, while the pulley thrust of the primary pulley 11 may be less than the slip limit thrust Fmin near the maximum speed ratio.
  • the speed change controller 22 regulates the pulley thrust Fp of the primary pulley 11 with the slip limit thrust Fmin.

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Abstract

　無段変速機４は一対のプーリ１１と１２に掛け回された無端トルク伝達部材１３を備え、少なくとも一方のプーリは加えられるプーリ推力に応じて、無端トルク伝達部材１３の巻き付け径を変化させる。コントローラ２２は無段変速機４の運転状態に基づき無端トルク伝達部材１３の伸び量を推定し、伸び量に基づき滑り限界推力を設定し、滑り限界推力に基づき少なくとも一方のプーリ推力を制御する。これにより、無端トルク伝達部材１３の伸びの有無に応じた、適正なプーリ推力制御を実現する。

Description

無段変速機の変速制御装置及び制御方法
　この発明は、Ｖチェーンなどの無端トルク伝達部材と一対のプーリとを用いた無段変速機のプーリ推力の制御に関する。
　日本国特許庁が２００９年に発行したＪＰ２００９－１４４７５１ＡはＶチェーンなどの無端トルク伝達部材をプライマリプーリとセカンダリプーリからなる一対のプーリに掛け回した車両用の無段変速機（ＣＶＴ）において、プーリの剛性の設定により変速応答性を高めることを提案している。
　プライマリプーリとセカンダリプーリは、それぞれ回転軸方向に加えられるプーリ推力に応じてＶ字形の溝の幅を変化させ、Ｖチェーンの巻き付き半径を変化させることで、プーリ間の回転速度比、つまり変速比を変化させる。プーリ推力は車両に搭載された内燃エンジンを動力源とする油圧ポンプの油圧によって得ている。
　このようなＣＶＴにおいて、Ｖチェーンといずれかのプーリとの間に滑りが生じると、プーリ間のトルク伝達に支障が生じる。Ｖチェーンとプーリとの間に滑りを生じさせないようにするには、プーリに一定以上の推力を加える必要がある。この一定以上の推力を滑り限界推力と称する。滑り限界推力はプライマリプーリにもセカンダリプーリにも共通の値であり、プライマリプーリへのＶチェーンの巻き付き半径に依存して決まる。滑り限界推力は次式（１）で計算される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　ただし、Ｆｍｉｎ＝滑り限界推力、
　Ｔｐ＝プライマリプーリの入力トルク、
　α＝シーブ角、
　μ＝Ｖチェーンとプーリの摩擦係数、
　Ｒｐ＝プライマリプーリへのＶチェーンの巻き付き半径。
　ここで、シーブ角αはプライマリプーリ、セカンダリプーリ、及びＶチェーンの形状と寸法で予め決定される定数であり、摩擦係数μはプライマリプーリ、セカンダリプーリ、及びＶチェーンの材質より予め決定される定数である。
　ＦＩＧ．１１を参照すると、Ｖチェーンを介してトルク伝達を行うＣＶＴにおいては、Ｖチェーンに伸びが生じると、同一変速比においてプーリへの巻き付き半径が変化する。次式（３）は変速比と巻き付き半径の関係を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　ただし、ｉｐ＝変速比、
　Ｒｐ１＝Ｖチェーンの伸びが小さい場合のプライマリプーリへの巻き付き半径、
　Ｒｓ１＝Ｖチェーンの伸びが小さい場合のセカンダリプーリへの巻き付き半径、
　Ｒｐ２＝Ｖチェーンの伸びが大きい場合のプライマリプーリへの巻き付き半径、
　Ｒｓ２＝Ｖチェーンの伸びが大きい場合のセカンダリプーリへの巻き付き半径。
　式（１）から分かるようにＶチェーンに伸びが生じると、プーリへのＶチェーンの巻き付き半径が増大し、結果として滑り限界推力は小さくなる。
　したがって、Ｖチェーンの伸びを考慮せずに計算した滑り限界推力に基づきプーリ推力を制御すると、Ｖチェーンに伸びが生じた場合には、プーリ推力が過大となる。その結果、油圧損失や摩擦損失が増大し、油圧ポンプを駆動する内燃エンジンの燃料消費の増大を招く。
　この発明の目的は、したがって、無端トルク伝達部材の伸びの有無に応じた、適正なプーリ推力制御を実現することである。
　この発明による変速制御装置は、一対のプーリに掛け回された無端トルク伝達部材を備え、少なくとも一方のプーリは、加えられるプーリ推力に応じて可動シーブを軸方向に変位させることで、無端トルク伝達部材の巻き付け径を変化させる無段変速機に適用される。変速制御装置は、無段変速機の運転状態を検出するセンサと、プログラマブルコントローラとを備える。プログラマブルコントローラは無段変速機の運転状態に基づき無端トルク伝達部材の伸び量と、伸び量に応じた滑り限界推力と、を算出し、滑り限界推力に基づき少なくとも一方のプーリ推力を制御するよう、プログラムされる。
　この発明の詳細並びに他の特徴や利点は、明細書の以下の記載の中で説明されるとともに、添付された図面に示される
ＦＩＧ．１はこの発明の実施形態による無段変速機の変速制御装置の概略構成図である。 ＦＩＧ．２は、無段変速機の水平断面図である。 ＦＩＧ．３は、この発明の実施形態による変速コントローラが実行する変速制御ルーチンを説明するフローチャートである。 ＦＩＧ．４は、変速コントローラによる滑り限界推力の収束計算を説明するプロックダイアグラムである。 ＦＩＧＳ．５Ａと５Ｂは、巻き付き半径と滑り限界推力の収束の様子を説明するタイミングチャートである。 ＦＩＧ．６は、発明者らのシミュレーションによる、無段変速機のプライマリプーリの入力トルクとＶチェーンの張力との関係を示すダイアグラムである。 ＦＩＧ．７は、発明者らのシミュレーションによる、無段変速機のセカンダリプーリの推力とＶチェーンの張力との関係を示すダイアグラムである。 ＦＩＧ．８は、発明者らのシミュレーションによる、プライマリプーリの回転速度とＶチェーンの張力との関係を示すダイアグラムである。 ＦＩＧ．９は、発明者らのシミュレーションによる、変速比とＶチェーンの張力との関係を示すダイアグラムである。 ＦＩＧＳ．１０Ａ－１０Ｄは、変速コントローラによるＶチェーンの伸びを考慮した滑り限界推力の設定の様子を説明するタイミングチャートである。 ＦＩＧ．１１は、Ｖチェーンの伸びによる巻き付き半径の変化を説明する、プライマリプーリとセカンダリプーリに欠け回されたＶチェーンの概略側面図である。 ＦＩＧ．１２は、変速コントローラの滑り限界推力計算機能のバリエーションを説明するプロックダイアグラムである。
　図面のＦＩＧ．１を参照すると、車両駆動システムは、走行用動力源として内燃エンジン１を備える。内燃エンジン１の出力回転は、トルクコンバータ２、第１ギヤ列３、無段変速機（以下ＣＶＴと称する）４、第２ギヤ列５、及び終端減速装置６を介して駆動輪７へと伝達される。
　ＣＶＴ４はチェーン式無段変速機構で構成される。
　ＣＶＴ４は、プライマリプーリ１１と、セカンダリプーリ１２と、プーリ１１と１２に掛け回される無端トルク伝達部材としてのＶチェーン１３とを備える。Ｖチェーン１３はＶチェーン１３の中心方向に向かって幅を漸減するＶ字形断面を有する。
　ＦＩＧ．２を参照すると、ＣＶＴ４のプライマリプーリ１１は固定シーブ１１Ａと可動シーブ１１Ｂとを備える。固定シーブ１１Ａはプーリ軸１１Ｃを有する。可動シーブ１１Ｂはプーリ軸１１Ｃの外周に軸方向に摺動自由に指示される。可動シーブ１１Ｂは油圧シリンダ１５が軸方向に及ぼすプーリ推力により、プーリ軸１１Ｃ上で固定シーブ１１Ａとの距離を変化させ、Ｖチェーン１３の巻き付き半径を変化させる。
　セカンダリプーリ１２は固定シーブ１２Ａと可動シーブ１２Ｂとを備える。固定シーブ１２Ａはプーリ軸１２Ｃを有する。可動シーブ１２Ｂはプーリ軸１２Ｃの外周に軸方向に摺動自由に指示される。可動シーブ１２Ｂは油圧シリンダ１６が軸方向に及ぼすプーリ推力により、プーリ軸１２Ｃ上で固定シーブ１２Ａとの距離を変化させ、Ｖチェーン１３の巻き付き半径を変化させる。
　ＣＶＴ４はこのようにしてＶチェーン１３のプライマリプーリ１１とセカンダリプーリ１２への巻き付き半径を変化させることで、変速比を無段階に変化させる。なお、「変速比」は、ＣＶＴ４の入力回転速度をＣＶＴ４の出力回転速度で割って得られる値である。
　プライマリプーリ１１にはプーリストッパ２１Ａと２１Ｂとが設けられる。可動シーブ１１ＢのＶチェーン１３に当接する部位を先端、反対側の端部を後端と称する。プーリストッパ２１Ａは油圧シリンダ１５の内側に設けられ、可動シーブ１１Ｂの後端に当接することで可動シーブ１１Ｂの固定シーブ１１Ａから後退方向への一定以上の変位を阻止する。プーリストッパ２１Ｂは固定シーブ１１Ａのプーリ軸１２Ｃの外周に段差状に形成される。可動シーブ１１Ｂの内周には対応する段差が形成される。可動シーブ１１Ｂはこの段差をプーリストッパ２１Ｂに当接することで、固定シーブ１１Ａへの接近方向への一定以上の変位を阻止される。
　プーリストッパを２１Ａと２１Ｂをセカンダリプーリ１２に設けても良い。プーリストッパ２１Ａと２１Ｂは次の役割をもつ。すなわち、
　（１）プーリストッパ２１ＡはＶチェーン１３がプーリ軸１１Ｃ（１２Ｃ）に接触するのを防止する。
　（２）プーリストッパ２１ＢはＶチェーン１３がプーリ１１（１２）のＶ溝から外れるのを防止する。
　（１）の機能が必要とされるのは、プライマリプーリ１１では最大変速比付近であり、セカンダリプーリ１２では最小変速比付近である。
　（２）の機能が必要とされるのは、プライマリプーリ１１では最小変速比付近であり、セカンダリプーリ１２では最大変速比付近である。
　プーリストッパ２１Ａと２１Ｂをプライマリプーリ１１に設ける場合について説明する。
　最大変速比付近では可動シーブ１１Ｂの後端がプーリストッパ２１Ａに当接することで、Ｖチェーン１３のプライマリプーリ１１への巻き付き半径の最小値を規定する。可動シーブ１１Ｂの後端がプーリストッパ２１Ａに当接した状態で、固定シーブ１１Ａと可動シーブ１１Ｂが形成する溝幅の最も狭い部位の幅がＶチェーン１３の内周の幅より狭くなるようにプーリストッパ２１Ａの位置を設定することで、Ｖチェーン１３のプーリ軸１１Ｃとの接触を防止する。
　最小変速比付近では可動シーブ１２Ｂの内周に形成された段差がプーリ軸１１Ｃの外周に形成した段差状のプーリストッパ２１Ｂに当接することで、Ｖチェーン１３のプライマリプーリ１１への巻き付き半径の最大値を規定する。この時、Ｖチェーン１３に伸びが生じても、固定シーブ１１Ａと可動シーブ１１Ｂが形成する溝から外れないように、あらかじめＶチェーン１３の伸びを考慮して、シーブ面の半径を設計する。
　プーリストッパ２１Ａと２１Ｂをセカンダリプーリ１２に設ける場合について説明する。
　最小変速比付近では可動シーブ１２Ｂの後端がプーリストッパ２１Ａに当接することで、Ｖチェーン１３のセカンダリプーリ１２への巻き付き半径の最小値を規定する。可動シーブ１２Ｂの後端がプーリストッパ２１Ａに当接した状態で、固定シーブ１２Ａと可動シーブ１２Ｂが形成する溝幅の最も狭い部位の幅がＶチェーン１３の内周の幅より狭くなるようにプーリストッパ２１Ａの位置を設定することで、Ｖチェーン１３のプーリ軸１２Ｃとの接触を防止する。
　最大変速比付近では可動シーブ１２Ｂの内周に形成された段差がプーリ軸１１Ｃの外周に形成した段差状のプーリストッパ２１Ｂに当接することで、Ｖチェーン１３のプライマリプーリ１２への巻き付き半径の最大値を規定する。この時、Ｖチェーン１３に伸びが生じても、固定シーブ１２Ａと可動シーブ１２Ｂが形成する溝から外れないように、あらかじめＶチェーン１３の伸びを考慮して、シーブ面の半径を設計する。
　なお、プーリストッパ２１Ａと２１Ｂはプライマリプーリ１１とセカンダリプーリ１２のいずれに設けても良い。この実施形態では、プライマリプーリ１１にプーリストッパ２１Ａと２１Ｂを設け、セカンダリプーリ１２にはプーリストッパを設けないものとする。
　再びＦＩＧ．１を参照すると、ＣＶＴ４の変速制御は、内燃エンジン１の動力の一部を利用して駆動される油圧ポンプ１０と、油圧ポンプ１０からの油圧を調圧して無段変速機４の油圧シリンダ１５と１６に供給する油圧制御回路２１と、油圧制御回路２１を制御する変速コントローラ２２と、によって行われる。
　変速コントローラ２２は中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラを複数のマイクロコンピュータで構成することも可能である。
　変速コントローラ２２には、内燃エンジン１の負荷として車両が備えるアクセラレータペダルの開度ＡＰＯを検出するアクセラレータペダル開度センサ４１、車両が備えるセレクタレバーのセレクト位置を検出するインヒビタスイッチ４５、プライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐを検出するプライマリ回転センサ４２、及びセカンダリプーリ１２の回転速度Ｎｓを検出するセカンダリ回転センサ４３から、それぞれの検出データが信号入力される。
　ＦＩＧ．３を参照して、変速コントローラ２２が実行するＣＶＴ４の変速制御ルーチンを説明する。なお、このルーチンはプライマリプーリ１１の回転中に例えば１０ミリ秒の一定間隔で繰り返し実行される。
　ステップＳ１で、変速コントローラ２２は内燃エンジン１の負荷と車速ＶＳＰとに基づき公知の方法で目標変速比Ｄｉｐを決定する。内燃エンジン１の負荷には、アクセラレータペダル開度センサ４１が検出するアクセラレータペダル開度ＡＰＯを用いる。車速ＶＳＰはセカンダリプーリ１２の回転速度Ｎｓと、第２ギヤ列５及び終端減速装置６のギヤ比とから算出する。
　ステップＳ２では、目標変速比Ｄｉｐと実変速比ｉｐとの偏差に基づく公知の変速比フィードバック制御により、プライマリプーリ１１のプーリ推力Ｆｐとセカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓとを算出する。
　ステップＳ３で、変速コントローラ２２は滑り限界推力Ｆｍｉｎを計算する。この処理について次に詳しく説明する。
　油圧シリンダ１５と１６への供給油圧を変化させると、油圧シリンダ１５が可動シーブ１１Ｂに及ぼすプーリ推力により、可動シーブ１１Ｂはプーリ軸１１Ｃ上で固定シーブ１１Ａとの距離を変化させ、Ｖチェーン１３の巻き付き半径Ｒｐを変化させる。また、油圧シリンダ１６が可動シーブ１２Ｂに及ぼすプーリ推力により、可動シーブ１２Ｂはプーリ軸１２Ｃ上で固定シーブ１２Ａとの距離を変化させ、Ｖチェーン１３の巻き付き半径Ｒｓを変化させる。
　ここで、Ｖチェーン１３とプーリ１１または１２との間に実質的な滑りが生じると、トルク伝達に支障が生じる。実質的な滑りと記載したのは、Ｖチェーン１３の場合は正常なトルク伝達においてもプライマリプーリ１１及びセカンダリプーリ１２に対してそれぞれ微小な滑りを生じるからである。このような微小な滑りと区別するために、トルク伝達に支障を来すようなＶチェーン１３の滑りを実質的な滑りと称する。
　Ｖチェーン１３とプーリ１１または１２との間に実質的な滑りが生じないようにするには、プーリ１１と１２にプーリ推力を及ぼす油圧シリンダ１５と１６の油圧を高めれば良い。しかしながら、そのためには油圧シリンダ１５と１６に油圧を供給する油圧ポンプ１０の吐出圧を高めなくてはならず、結果として油圧供給システム内の油圧損失や摩擦損失が増大し、油圧ポンプ１０を駆動する内燃エンジン１の燃料消費の増大を招く。
　そこで、ステップＳ３で変速コントローラ２２は、実変速比ｉｐに対してＶチェーン１３の滑りを生じさせないプーリ推力の最小値を、滑り限界推力Ｆｍｉｎとして計算する。滑り限界推力Ｆｍｉｎは、プライマリプーリ１１とセカンダリプーリ１２に共通の値である。このとき、変速コントローラ２２は、Ｖチェーン１３の伸びを考慮して滑り限界推力Ｆｍｉｎを計算することで、ＣＶＴ４の変速動作に伴う消費エネルギーを最小限に抑える。
　ステップＳ３の処理について以下に詳しく説明する。
　プーリに巻き付けられたＶチェーンのような無端トルク伝達部材が、プーリに対して実質的な滑りを生じないようにするためには、滑り限界推力以上の推力をプーリに加える必要がある。
　滑り限界推力の計算の基本ロジックを次に説明する。
　Ｖチェーン１３の伸びを考慮しない場合には、実変速比ｉｐに対して、Ｖチェーン１３のプライマリプーリ１１への巻き付き半径Ｒｐは幾何学的に算出可能である。したがって、Ｖチェーン１３の伸びを考慮しなければ、この値を用いて式（１）により滑り限界推力Ｆｍｉｎを直接計算することができる。
　しかしながら、セカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓを、このようにして算出した滑り限界推力Ｆｍｉｎ以上となるように設定すると、次の問題が生じる。
　すなわち、Ｖチェーン１３に伸びが生じると、プライマリプーリ１１へのＶチェーン１３の巻き付き半径Ｒｐが増大し、結果として滑り限界推力Ｆｍｉｎが小さくなる。
　この場合に、Ｖチェーン１３の伸びを考慮せずに算出した滑り限界推力Ｆｍｉｎを適用して、セカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓを設定すると、プーリ推力Ｆｓが過大になる。その結果、油圧損失や摩擦損失が増大し、油圧ポンプ１０を駆動する内燃エンジン１の燃料消費の増大を招く。
　この実施形態においては、Ｖチェーン１３の伸びを考慮して滑り限界推力Ｆｍｉｎの計算を行う。Ｖチェーン１３に伸びがあると、Ｖチェーン１３のプライマリプーリ１１への巻き付き半径Ｒｐが増大する。式（１）から分かるように、巻き付き半径Ｒｐが増大すると、滑り限界推力Ｆｍｉｎが減少する。滑り限界推力Ｆｍｉｎの減少はＶチェーン１３の張力を低下させ、結果としてＶチェーン１３の伸び量を減少させる。このように、Ｖチェーン１３に伸びがある場合には、収束計算を行わないと滑り限界推力Ｆｍｉｎを算出できない。
　変速コントローラ２２はＦＩＧ．４に示す計算ロジックにより、滑り限界Ｆｍｉｎの収束計算を行う。
　ＦＩＧ．４を参照すると、変速コントローラ２２はチェーン張力算出ユニットＢ１１、チェーン長算出ユニットＢ１２、プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３、及び滑り限界推力算出ユニットＢ１４を備える。なお、この図に示す各ブロックは変速コントローラ２２の滑り限界推力Ｆｍｉｎの算出機能を、仮想的なユニットとして示したものであり、物理的な存在を意味しない。
　チェーン張力算出ユニットＢ１１にはプライマリプーリ１１への入力トルクＴｐ、実変速比ｉｐ、プライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐ、及び滑り限界推力Ｆｍｉｎが入力される。
　ここで、プライマリプーリ１１への入力トルクＴｐはＦＩＧ．１に示すエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）５１から入力されるエンジントルクＴｅｎｇ、トルクコンバータ２のロックアップ状態、及び内燃エンジン１からプライマリプーリ１１に至る動力伝達部材のイナーシャトルクに基づき、例えば特開平８－２００４６１号や特開２００２－１０６７０５号に開示される公知の方法で算出される。
　プライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐはプライマリ回転センサ４２により検出された値である。実変速比ｉｐはプライマリ回転センサ４２が検出するプライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐとセカンダリ回転センサ４３が検出するセカンダリプーリ１２の回転速度Ｎｓの比として計算される。
　滑り限界推力Ｆｍｉｎは、滑り限界推力算出ユニットＢ１４が算出する値である。変速コントローラ２２は滑り限界推力算出ユニットＢ１４が算出した滑り限界推力Ｆｍｉｎを、再びチェーン張力算出ユニットＢ１１に入力することで収束計算を行う。
　滑り限界推力Ｆｍｉｎの初期値は例えば次のように設定する。すなわち、伸びなしのチェーン長Ｌ０とプライマリプーリ１１とセカンダリプーリ１２の変速比から計算されるプライマリプーリ１１の巻き付き半径Ｒｐ０を算出し、巻き付き半径Ｒｐ０とプライマリプーリ１１への入力トルクＴｐから算出される滑り限界推力を、滑り限界推力Ｆｍｉｎの初期値として使用する。滑り限界推力Ｆｍｉｎの初期値を他の方法で設定することも可能である。
　チェーン張力算出ユニットＢ１１は、プライマリプーリ１１への入力トルクＴｐ、滑り限界推力Ｆｍｉｎ、プライマリプーリ１１のプーリ推力Ｆｐ、プライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐ、及び実変速比ｉｐからチェーン張力Ｔｎを計算する。
　ＦＩＧ．６を参照すると、Ｖチェーン１３のチェーン張力Ｔｎはプライマリプーリ１１とセカンダリプーリ１２の実変速比ｉｐ、セカンダリプーリ１２のプーリ推力、及びプライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐを一定とすると、プライマリプーリ１１の入力トルクＴｐが増大するにつれて緩やかに増大する特性をもつ。セカンダリプーリ１２の推力Ｆｓとプライマリプーリ１１の推力Ｆｐとは、実変速比ｉｐに基づく一定の関係にある。
　ＦＩＧ．７を参照すると、Ｖチェーン１３のチェーン張力Ｔｎはプライマリプーリ１１の入力トルクＴｐと回転速度Ｎｐ、及びプライマリプーリ１１とセカンダリプーリ１２の実変速比ｉｐを一定とすると、セカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓが大きいほど大きい。
　ＦＩＧ．８を参照すると、Ｖチェーン１３のチェーン張力Ｔｎはプライマリプーリ１１への入力トルクＴｐ、セカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓ、及び実変速比ｉｐを一定とすると、プライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐが高いほど大きい。
　ＦＩＧ．８を参照すると、Ｖチェーン１３のチェーン張力Ｔｎはセカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓ、プライマリプーリ１１の入力トルク、及びプライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐ、を一定とすると、プライマリプーリ１１とセカンダリプーリ１２の実変速比ｉｐが増大するにつれて若干低下する傾向がある。
　以上の特性に基づき、ＣＶＴ４の運転状態を示す、プライマリプーリ１１の入力トルクＴｐ、セカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓ、実変速比ｉｐ、及びプライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐをパラメータとするチェーン張力Ｔｎの４次元マップを作成することができる。変速コントローラ２２のＲＯＭにはこのようにして作成したチェーン張力Ｔｎの４次元マップがあらかじめ格納される。チェーン張力算出ユニットＢ１１は入力データからＲＯＭに格納されたチェーン張力Ｔｎの４次元マップを参照してチェーン張力Ｔｎを求める。
　チェーン長算出ユニットＢ１２は、チェーン張力Ｔｎからチェーン伸び量を求め、伸びなしのチェーン長にチェーン伸び量を加えることでチェーン長Ｌを算出する。チェーン張力Ｔｎとチェーン伸び量との関係はあらかじめ実験的に定めておく。伸びなしのチェーン長は既知の値である。
　プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３は、チェーン長Ｌ、プーリ軸間距離ｄｉｓ、及び実変速比ｉｐからＶチェーン１３のプライマリプーリ１１への巻き付き半径Ｒｐ（以下、プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐと称する）を算出する。プーリ軸間距離ｄｉｓはプライマリプーリ１１の回転軸とセカンダリプーリ１２の回転軸の距離を示す固定値である。プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３は、幾何学的計算によりプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐを算出する。あるいはチェーン長Ｌと実変速比ｉｐをパラメータとするプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐのマップをあらかじめ変速コントローラ２２のＲＯＭに格納しておき、チェーン長Ｌと目標変速比Ｄｉｐからマップを検索してプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐを算出する。
　プライマリプーリ１１にプーリストッパ２１Ａが設けられている場合には、最大変速比付近におけるプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐは、プーリストッパ２１Ａの位置によって決まる最小値を下回らない。計算上、この最小値より小さなプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐが算出された場合には、プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３は、プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐを最小値に修正する。
　プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３が、プライマリプーリ１１への巻き付き半径Ｒｐを最小値以上に規制することは、滑り限界推力Ｆｍｉｎの値を過大に算出するのを防止するうえで好ましい。
　また、プライマリプーリ１１にプーリストッパ２１Ｂが設けられている場合には、最小変速比付近におけるプライマリプーリ１１への巻き付き半径Ｒｐはプーリストッパ２１Ｂの位置によって決まる最大値を上回らない。計算上、この最大値より大きなプライマリプーリ１１への巻き付き半径Ｒｐが算出された場合には、プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３は、プライマリプーリ１１への巻き付き半径Ｒｐを最大値に修正する。
　プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３が、プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐを最大値以下に規制することは、滑り限界推力Ｆｍｉｎの値を過小に算出するのを防止するうえで好ましい。
　なお、プライマリプーリ１１への巻き付き半径Ｒｐの最小値と最大値への制限は、プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐのマップのマップ値にあらかじめ制限を加えることでも実現可能である。
　滑り限界推力算出ユニットＢ１４は、プライマリプーリ１１の入力トルクＴｐ、プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３が算出したプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐ、及び固定値である摩擦係数μとシーブ角αから、式（１）を用いて滑り限界推力Ｆｍｉｎを算出する。
　滑り限界推力算出ユニットＢ１４が算出した滑り限界推力Ｆｍｉｎはチェーン張力算出ユニットＢ１１に再入力され、チェーン張力Ｔｎの再計算が行われる。さらに、チェーン長算出ユニットＢ１２、プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３、及び滑り限界推力算出ユニットＢ１４において、チェーン長Ｌ、プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐ、及びセ滑り限界推力Ｆｍｉｎが再計算される。
　変速コントローラ２２はブロックＢ１１－Ｂ１４の処理を繰り返すことで、収束計算を行って最終的に実変速比ｉｐに対応する滑り限界推力Ｆｍｉｎを算出する。
　式（１）からは、プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐが大きいほど、滑り限界推力Ｆｍｉｎが小さくなり、滑り限界推力Ｆｍｉｎが小さいほど、プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐが大きくなることが分かる。
　ＦＩＧＳ．５Ａと５Ｂを参照すると、上記の収束計算の収束のプロセスでは、滑り限界推力Ｆｍｉｎとプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐは、一方が増量すればもう一方が減少する形をたどって収束する。
　なお、プライマリプーリ１１の可動シーブ１１Ｂがプーリストッパ２１Ｂに当接している場合には、当接状態が持続する限り、滑り限界推力Ｆｍｉｎを、プライマリプーリ１１がプーリストッパ２１Ｂに当接した時点の値に固定することも計算負荷軽減の意味で好ましい。同様に、プライマリプーリ１１の可動シーブ１１Ｂがプーリストッパ２１Ａに当接している場合には、当接状態が持続する限り、滑り限界推力Ｆｍｉｎを、プライマリプーリ１１がプーリストッパ２１Ａに当接した時点の値に固定することも計算負荷軽減の意味で好ましい。
　再びＦＩＧ．３を参照すると、ステップＳ４で変速コントローラ２２は、ステップＳ２で計算したプライマリプーリ１１のプーリ推力Ｆｐとセカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓに滑り限界推力Ｆｍｉｎによる制限を加える。さらに、制限された値に対応する油圧シリンダ１５と１６への供給油圧を油圧制御回路２１に指示する。
　ＦＩＧＳ．１０Ａ－１０Ｄを参照して、この変速制御装置がもたらす作用を具体的に説明する。実変速比ｉｐが最小変速比付近に維持された状態において、ＦＩＧ．１０Ａに示すように、ＣＶＴ４のプライマリプーリ１１への入力トルクＴｐが時刻ｔ１に増大し、ＦＩＧ．１０Ｂに示すように、プライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐが時刻ｔ２に増加するケースを考える。
　時刻ｔ１にプライマリプーリ１１への入力トルクＴｐが増大すると、式（１）で計算される滑り限界推力ＦｍｉｎがＦＩＧ．１０Ｄの実線に示すように増大する。プライマリプーリ１１への入力トルクＴｐが増大すると、ＦＩＧ．６に示すようにＶチェーン１３のチェーン張力Ｔｎも増大する。チェーン張力Ｔｎの増大は、ＦＩＧ．１０Ｃに示すようにチェーン長Ｌを増大させる。チェーン長Ｌの増大に伴いプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐも増大する。プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐの増大は、式（１）に示すように、滑り限界推力Ｆｍｉｎの減少をもたらす。
　Ｖチェーン１３の伸びを考慮しない場合には、ＦＩＧ．１０Ｄの実線に示すように、滑り限界推力Ｆｍｉｎは一定値を保つ。
　さらに、時刻ｔ２に、プライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐが上昇すると、ＦＩＧ．８に示すようにＶチェーン１３のチェーン張力Ｔｎも増大する。チェーン張力Ｔｎの増大は、ＦＩＧ．１０Ｃに示すようにチェーン長Ｌをさらに増大させる。チェーン長Ｌのさらなる増大は、プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐをさらに増大させる。プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐのさらなる増大は、式（１）に示すように、滑り限界推力Ｆｍｉｎのさらなる減少をもたらす。
　一方、Ｖチェーン１３の伸びを考慮しない場合には、ＦＩＧ．１０Ｄの実線に示すように、時刻ｔ２以降も滑り限界推力Ｆｍｉｎは一定値を保つ。
　セカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓは滑り限界推力Ｆｍｉｎに等しく設定され、それに基づきプライマリ推力Ｆｐが算出される。時刻ｔ１以降はＶチェーン１３の伸びを考慮して算出された滑り限界推力Ｆｍｉｎは、Ｖチェーン１３の伸びを考慮せずに算出した滑り限界推力Ｆｍｉｎよりも小さいので、滑り限界推力Ｆｍｉｎに基づき決定されるセカンダリ推力Ｆｓは、Ｖチェーン１３の伸びを考慮した値となり、Ｖチェーン１３の伸びを考慮しない場合より小さく抑えられる。
　したがって、セカンダリプーリ１２にプーリ推力を及ぼす油圧シリンダ１６への供給油圧を低く抑えられる。セカンダリ推力Ｆｓに基づき算出されるプライマリ推力ＦｐもＶチェーン１３の伸びを考慮しない場合より小さく抑えられる。したがって、プライマリプーリ１１に推力を及ぼす油圧シリンダ１５への供給油圧も低く抑えられる。その結果、これらの油圧供給に伴う油圧損失や摩擦損失も少なくなり、油圧ポンプ１０を駆動する内燃エンジン１の燃料消費を低減することができる。
　なお、ＦＩＧＳ．１０Ａ－１０Ｄでは、説明の都合上、プライマリプーリ１１への入力トルクＴｐやプライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐがステップ的に上昇するように描かれているが、これらは実際には瞬間的に増大するのではなく、ある時間枠の中で上昇する。
　以上の実施形態では、ＣＶＴ４の運転状態を示すパラメータからチェーン長Ｌを算出し、チェーン長Ｌからプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐを計算している。しかしながら、ＣＶＴ４の運転状態を示すパラメータとプライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐとの関係を規定するマップを変速コントローラ２２のＲＯＭに格納しておき、パラメータから直接プライマリプーリ巻き付き半径Ｒｐを算出することも可能である。
　以上説明したように、チェーン長Ｌが増大すると、プライマリプーリ１１へのＶチェーン１２の巻き付き半径Ｒｐは増大し、滑り限界推力Ｆｍｉｎは減少する。したがって、変速コントローラ２２は、ＦＩＧ．４に示すように減少した滑り限界推力Ｆｍｉｎを用いて再びチェーン長Ｌを算出し、新たなチェーン長Ｌに基づきさらに滑り限界推力Ｆｍｉｎを算出する、というプロセスの反復により収束計算を行っている。
　この収束計算による変速コントローラ２２の演算負荷を低減するために、あらかじめプライマリプーリ１１への入力トルクＴｐ、実変速比ｉｐ、及びプライマリプーリ１１の回転速度Ｎｐの組み合わせに対して、ＦＩＧ．４の反復計算によりプライマリプーリ巻き付き半径Ｒ’として計算し、計算結果のマップを変速コントローラ２２のＲＯＭにマップとして格納しておくことができる。
　ＦＩＧ．１２を参照すると、このようなマップをあらかじめ作成しておくことで、ＦＩＧ．４の変速コントローラ２２のチェーン張力算出ユニットＢ１１、チェーン長算出ユニットＢ１２、プライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ１３を、図に示すように単一のプライマリプーリ巻き付き半径算出ユニットＢ２１で置き換えることが可能である。滑り限界推力算出ユニットＢ１４は、ＦＩＧ．４のケースと同様にマップから検索されたプライマリプーリ巻き付き半径Ｒ’とプライマリプーリ１１への入力トルクＴｐを用いて滑り限界推力Ｆｍｉｎを算出する。
　このようなプライマリプーリ巻き付き半径Ｒ’のマップを作成しておくことで、収束計算を省略できる。したがって、変速コントローラ２２の演算負荷を軽減することができる。
　この実施形態では、プライマリプーリ１１にプーリストッパ２１Ａと２１Ｂを設け、セカンダリプーリ１２にプーリストッパを設けない場合について説明したが、セカンダリプーリ１２にプーリストッパ２１Ａと２１Ｂを設け、プライマリプーリ１１にプーリストッパを設けない場合についても、この発明を適用することで好ましい結果が得られる。すなわち、この場合には、最小変速比付近でのセカンダリプーリ１２のプーリ推力Ｆｓが確保される一方、最大変速比付近においてプライマリプーリ１１のプーリ推力が滑り限界推力Ｆｍｉｎを下回る可能性がある。この場合に変速コントローラ２２は、プライマリプーリ１１のプーリ推力Ｆｐを滑り限界推力Ｆｍｉｎで規制するが、Ｖチェーン１３に伸びが生じると、プライマリプーリ１１の巻き付き半径Ｒｐが増大し、結果として滑り限界推力Ｆｍｉｎが減少する。しかし、変速コントローラ２２がＶチェーン１３の伸びに応じて減少する滑り限界推力Ｆｍｉｎを正確に算出することで、この場合もＶチェーン１３の実質的な滑りを防止しつつ、プーリ推力が過剰になるのを抑制することができる。
　以上の説明に関して２０１１年２月１５日を出願日とする日本国における特願２０１１－０３００６６号、の内容をここに引用により合体する。
　以上、この発明をいくつかの特定の実施例を通じて説明してきたが、この発明は上記の各実施例に限定されるものではない。当業者にとっては、クレームの技術範囲でこれらの実施例にさまざまな修正あるいは変更を加えることが可能である。
　この発明による無段変速機の変速制御装置及び制御方法を、車両駆動システムに適用することで、無端トルク伝達部材の伸びの有無に影響されない正確な変速比制御が可能となり、車両の駆動性能の向上に好ましい効果が得られる。
　この発明の実施例が包含する排他的性質あるいは特長は以下のようにクレームされる。　
　
　
　
　
　
　
　

Claims (6)

  1. 　一対のプーリ（１１，１２）に掛け回された無端トルク伝達部材（１３）を備え、少なくとも一方のプーリ（１１，１２）は、加えられるプーリ推力に応じて可動シーブ（１１Ａ，１１Ｂ）を軸方向に変位させることで、無端トルク伝達部材（１３）の巻き付け径を変化させる無段変速機（４）、の変速比を制御する変速制御装置において、
    　無段変速機（４）の運転状態を検出するセンサ（２１，４２，４３）と；
    　次のようにプログラムされたプログラマブルコントローラ（２２）：
    　無段変速機（４）の運転状態に基づき無端トルク伝達部材（１３）の伸び量と、伸び量に応じた滑り限界推力と、を算出し（Ｓ３）；
    　滑り限界推力に基づき少なくとも一方のプーリ推力を制御する（Ｓ４）；
    　とを備える。
  2. 　請求項１の変速制御装置において、コントローラ（２２）は、伸び量が増大するにつれて、滑り限界推力が減少するように、滑り限界推力を算出するよう（Ｂ１４）、さらにプログラムされる。
  3. 　請求項１または２の変速制御装置において、一対のプーリ（１１，１２）は、外部からトルクを入力するプライマリプーリ（１１）と、外部へトルクを出力するセカンダリプーリ（１２）からなり、運転状態は、プライマリプーリ（１１）への入力トルクと、セカンダリプーリ（１２）に加えられるプーリ推力と、プライマリプーリ（１１）の回転速度と、プライマリプーリ（１１）とセカンダリプーリ（１２）との実変速比と、の少なくとも一つを含む。
  4. 　請求項３の変速制御装置において、コントローラ（２２）は、無端トルク伝達部材（１３）の伸び量を含む無端トルク伝達部材（１３）の長さを計算し（Ｂ１２）、無端トルク伝達部材（１３）の長さから滑り限界推力を計算し（Ｂ１４）、計算された滑り限界推力を用いて無端トルク伝達部材（１３）の長さを再計算し（Ｂ１２）、再計算した無端トルク伝達部材（１３）の長さから滑り限界推力を再計算するプロセス（Ｂ１４）を繰り返すことで、滑り限界推力の収束計算を行うよう、さらにプログラムされる。
  5. 　請求項２から４のいずれかの変速制御装置において、一対のプーリ（１１，１２）の各々が、加えられるプーリ推力に応じて可動シーブ（１１Ｂ，１２Ｂ）を軸方向に変位させるよう構成され、一方のプーリ（１１、１２）は加えられるプーリ推力に対して可動シーブ（１１Ｂ，１２Ｂ）の一定以上の軸方向変位を規制するストッパ（２１Ｂ）を備え、コントローラ（２２）は、可動シーブ（１１Ｂ，１２Ｂ）の変位がストッパ（２１Ｂ）に規制されている場合に算出される滑り限界推力を、可動シーブ（１１Ｂ，１２Ｂ）の変位がストッパ（２１Ｂ）に到達する時点の滑り限界推力に等しく設定するよう（Ｂ１３）、さらにプログラムされる。
  6. 　一対のプーリ（１１，１２）に掛け回された無端トルク伝達部材（１３）を備え、少なくとも一方のプーリ（１１，１２）は、加えられるプーリ推力に応じて可動シーブ（１１Ａ，１１Ｂ）を軸方向に変位させることで、無端トルク伝達部材（１３）の巻き付け径を変化させる無段変速機（４）、の変速比を制御する変速制御方法において、
    　無段変速機の運転状態を検出し；
    　運転状態に基づき無端トルク伝達部材（１３）の伸び量と、伸び量に応じた滑り限界推力と、を算出し（Ｓ３）、
    　滑り限界推力に基づき少なくとも一方のプーリ推力を制御する（Ｓ４）。
    　
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