WO2013088504A1 - 自動変速機の油圧制御装置 - Google Patents

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WO2013088504A1
WO2013088504A1 PCT/JP2011/078742 JP2011078742W WO2013088504A1 WO 2013088504 A1 WO2013088504 A1 WO 2013088504A1 JP 2011078742 W JP2011078742 W JP 2011078742W WO 2013088504 A1 WO2013088504 A1 WO 2013088504A1
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hydraulic
pulley
drive
pressure
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PCT/JP2011/078742
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謙大 木村
勇仁 服部
稲川 智一
貴文 稲垣
有 永里
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トヨタ自動車株式会社
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    • F16H61/0251Elements specially adapted for electric control units, e.g. valves for converting electrical signals to fluid signals
    • F16H2061/0255Solenoid valve using PWM or duty-cycle control

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic control device for controlling the hydraulic pressure supplied to and discharged from a driving pulley and a driven pulley in a belt type continuously variable transmission.
  • the belt-type continuously variable transmission is configured to change a transmission gear ratio by winding a belt around a groove in a driving pulley and a driven pulley and changing the width of the belt winding groove by hydraulic pressure. . Also, the belt type continuously variable transmission sets the transmission torque capacity to a capacity corresponding to the input torque by setting the load (clamping pressure) for clamping the belt wound in the belt winding groove to a predetermined value by hydraulic pressure. Configured to set.
  • the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission mounted on the vehicle is controlled so that, for example, the rotational speed of the engine, which is a driving force source, becomes the rotational speed at which the minimum fuel consumption rate is achieved.
  • the engine torque or transmission input torque estimated from the accelerator opening or the like is controlled to a pressure that can transmit the necessary and sufficient amount.
  • a belt that transmits torque between pulleys on a driving side and a driven side is called a hoop or a ring or the like in which many metal pieces called blocks or elements are called. It is configured by binding in a ring with a binding band. Therefore, the metal pieces are sequentially sandwiched between the belt winding grooves of the pulleys and are sequentially pulled out from the belt winding grooves, and the inner peripheral edge of the belt wound on the pulleys connects the inner peripheral ends of the blocks. Because of the polygonal shape, the load acting on the pulley from the belt increases and decreases intermittently.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 2006-70956 discloses that when a hydraulic pressure chamber of a driving pulley and a hydraulic pressure chamber of a driven pulley communicate with each other and vibration occurs in the hydraulic pressure of one hydraulic chamber, An apparatus is described which is configured such that the hydraulic pressure in the chamber does not resonate. That is, in the apparatus described in Japanese Patent Application Laid-Open No.
  • each of a pair of pulleys around which a chain is wound is a fixed sheave and a movable sheave that moves so as to approach and separate from the fixed sheave.
  • each pulley is provided with an oil chamber to which hydraulic pressure for pressing the movable sheave toward the fixed sheave is provided, and a spring that presses the movable sheave toward the fixed sheave inside each oil chamber Is arranged.
  • the spring constants of each spring differ.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 2005-291218 discloses a device configured to suppress vibrations in a belt-type continuously variable transmission, in which a metal piece constituting the belt is caught in a pulley. Judgment of resonance between the vibration frequency caused by the vibration, that is, the meshing frequency, and the resonance frequency of the linear portion of the belt stretched between the pulleys (that is, the string portion), and the gear ratio is changed so that the resonance does not occur. For example, the operation state is changed.
  • the device described in Japanese Utility Model Publication No. 63-48637 has a gear ratio that does not increase the vibration level in order to suppress vibration or noise caused by so-called collision when the metal belt is wound around the pulley.
  • the gear ratio is configured to be corrected by a minute amount.
  • the belt type continuously variable transmission installed in the vehicle needs to change the gear ratio quickly according to the required driving force and vehicle speed, and also to change the belt clamping pressure quickly according to the engine torque or accelerator opening. Therefore, the supply and discharge of the hydraulic pressure to each pulley may be performed by a control valve that is PWM-controlled.
  • the hydraulic pressure in the hydraulic chamber varies as the hydraulic pressure is supplied to or discharged from the hydraulic chamber.
  • a load acting on the hydraulic chamber or a reaction force against the hydraulic pressure changes due to rotation of the pulley and transmission of torque, which may cause a hydraulic pressure pulsation in the hydraulic chamber.
  • the spring constants are made different so that the hydraulic pressures in the hydraulic chambers of the driving pulley and the driven pulley do not resonate. If the vibration frequency of the hydraulic pressure in each hydraulic chamber with different constants matches the vibration frequency of the hydraulic pressure supplied to or discharged from each hydraulic chamber, the hydraulic pressure may change significantly due to resonance. is there.
  • the device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-291474 is configured to suppress the fuel pulsation in which the supply pressure vibrates and the vibration that accompanies the discharge occurs.
  • the supply and discharge are performed with a large time shift, and fluctuations in pressure due to supply and discharge do not affect each other, it is difficult to suppress pulsation of hydraulic pressure.
  • the present invention has been made paying attention to the above technical problem, and can suppress hydraulic pulsation in the pulley around which the belt is wound so that the gear ratio and the belt clamping pressure do not change greatly.
  • An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission.
  • the present invention provides at least a pair of pulleys around which a belt is wound, and the pulley is provided with a width of a groove around which the belt is wound or a pressure for pinching the belt by the pulley.
  • Drive frequency setting means for setting the drive frequency of the drive signal for operating the drive signal to a frequency at which the phase of the maximum value of the amplitude of the drive signal deviates from the phase of the maximum value of the amplitude in vibration accompanying rotation of the pulley. It is characterized by having.
  • the drive frequency setting means may be configured to set the drive frequency to a frequency that has a prime relationship with the frequency of vibration associated with the rotation of the pulley.
  • the drive frequency setting means sets the drive frequency to a frequency that has a prime relationship with respect to a frequency that is an integer multiple of 5 times or less of the vibration frequency associated with the rotation of the pulley. It may be configured.
  • the drive frequency setting means may be configured to set the drive frequency to a frequency that does not coincide with a frequency that is an integral multiple of the frequency of vibration associated with the rotation of the pulley.
  • the frequency obtained by correcting the number of rotations per second of the pulley can be adopted as the frequency of vibration accompanying the rotation of the pulley.
  • the present invention may further include a hydraulic pressure sensor that detects the hydraulic pressure of the hydraulic chamber, and in this case, the frequency of vibration associated with rotation of the pulley is the frequency of hydraulic vibration detected by the hydraulic pressure sensor. Can be adopted.
  • the pair of pulleys in the present invention can include a drive pulley and a driven pulley.
  • the drive frequency setting means is a drive for operating a control valve communicated with a hydraulic chamber of the drive pulley.
  • the driving frequency of the signal is such that the phase of the maximum value of the amplitude of the driving signal is the phase of the maximum value of the amplitude in the vibration accompanying the rotation of the driving pulley and the maximum value of the amplitude in the pulsation of the hydraulic pressure in the hydraulic chamber of the driven pulley. It may be a means for setting a frequency shifted with respect to the phase.
  • the drive frequency setting means determines the drive frequency of the drive signal for operating the control valve connected to the hydraulic chamber of the driven pulley, and the phase of the maximum value of the amplitude of the drive signal is the driven pulley. It may be a means for setting to a frequency that is shifted from the phase of the maximum value of the amplitude in the vibration accompanying the rotation of the shaft and the phase of the maximum value of the amplitude in the pulsation of the hydraulic pressure in the hydraulic chamber of the drive pulley.
  • the present invention provides a controller that calculates and outputs a control amount of the control valve based on a deviation between an actual hydraulic pressure of the hydraulic chamber and a target hydraulic pressure and a predetermined control gain, and the drive frequency is changed.
  • control gain changing means for changing the control gain so that the controllability of the control valve before and after the change of the drive frequency does not change.
  • the control gain changing means is configured to reduce the control gain when the drive frequency is changed to a high frequency side and to increase the control gain when the drive frequency is changed to a low frequency side. May have been.
  • hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chamber of the pulley around which the belt is wound, and the width of the groove around which the belt is wound and the clamping pressure for clamping the belt are controlled.
  • the pulley rotates and the belt travels to transmit torque to the other pulley.
  • the pressure in the hydraulic chamber is controlled by opening or closing a control valve to supply or discharge hydraulic pressure.
  • the pressure supplied to the hydraulic chamber or the pressure to be discharged pulsates by repeatedly changing the drive signal of the control valve by PWM control or the like.
  • the frequency of the drive signal of the control valve is set to a frequency at which the phase of the maximum value of the amplitude deviates from the phase of the maximum value of the amplitude in the hydraulic pulsation accompanying the rotation of the pulley. Therefore, the hydraulic pressure pulsation caused by the drive signal and the hydraulic pressure pulsation caused by the rotation of the pulley do not resonate.As a result, the change in the hydraulic pressure in the hydraulic chamber can be suppressed, and the gear ratio can be changed. It is possible to prevent or suppress the occurrence of a situation such as insufficient belt clamping pressure.
  • the frequency of the drive signal is such that the frequency of each pulsation is relatively prime. If (that is, the driving frequency) is set, the driving frequency can be set by simple arithmetic processing.
  • the overall control becomes easy.
  • the driving pulley and the driven pulley of the automatic transmission targeted by the present invention are connected by a belt and rotate at a rotational speed corresponding to a predetermined gear ratio. Therefore, the drive frequency of the control valve for the drive pulley is set to have the above-described relationship with respect to the frequency at which the hydraulic pressure pulsates as the drive pulley rotates and the frequency of the pulsation in the hydraulic chamber of the driven pulley, or the driven The drive frequency for the control valve connected to the hydraulic chamber of the pulley is set to have the above-described relationship with respect to the frequency at which the hydraulic pressure pulsates as the driven pulley rotates and the pulsation frequency of the hydraulic chamber of the drive pulley. By doing so, it is possible to more effectively suppress the fluctuation of the hydraulic pressure in the hydraulic chamber of each pulley.
  • the belt-type continuously variable transmission 1 is a primary pulley that is a drive pulley.
  • a pulley 2 and a secondary pulley 3 that is a driven pulley are provided, and a belt 4 is wound around these pulleys 2 and 3.
  • the primary pulley 2 includes a fixed sheave 2A that is integral with a rotating shaft (not shown), and a movable sheave 2B that moves back and forth in the axial direction so as to approach and move away from the fixed sheave 2A on the rotating shaft.
  • a hydraulic chamber 2C is formed on the back side of the movable sheave 2B (the side opposite to the surface facing the fixed sheave 2A), and the movable sheave 2B is pressed toward the fixed sheave 2A by the oil pressure inside the hydraulic chamber 2C. It is configured.
  • the secondary pulley 3 is configured in substantially the same manner as the primary pulley 2 and has a fixed sheave 3A and a movable sheave 3B in which the surfaces facing each other are tapered and a belt winding groove is formed by these tapered surfaces.
  • a hydraulic chamber 3C to which hydraulic pressure is applied to press the movable sheave 3B toward the fixed sheave 3A is provided on the back side of the movable sheave 3B. Then, by controlling the amount of hydraulic pressure or pressure oil supplied to the hydraulic chamber 2C of one of the pulleys (for example, the primary pulley 2) and changing the groove width to be wider or narrower, the radius around which the belt 4 is wound becomes larger or smaller.
  • the movable sheave 3B is pressed toward the fixed sheave 3A in accordance with the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 3C of the other pulley (for example, the secondary pulley 3).
  • the belt 4 is interposed between the sheaves 3A and 3B. It is pinched. That is, it is configured to generate a clamping pressure for clamping the belt 4 by supplying hydraulic pressure to the hydraulic chamber 3C in the secondary pulley 3, and to set a transmission torque capacity corresponding to the clamping pressure.
  • the hydraulic pressure for controlling the belt type continuously variable transmission 1 mounted on the vehicle is generated by an oil pump 5 driven by an engine or a motor (not shown).
  • the hydraulic pressure generated by the oil pump 5 is adjusted to the line pressure.
  • the line pressure is an original pressure of the entire hydraulic control device, and is a hydraulic pressure corresponding to a required drive amount such as an accelerator opening degree in a vehicle.
  • the means for adjusting the line pressure may be a pressure adjusting means that is conventionally generally used in a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle.
  • the signal pressure output based on the required drive amount and the oil pump 5 may be used.
  • the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic chambers 2C and 3C of the pulleys 2 and 3 from the line pressure oil passage 6 and discharged to a predetermined drain location 8 such as an oil pan, thereby controlling the transmission ratio and the clamping pressure.
  • the pressure increasing valve SLP1 is connected to the oil passage 9 branched from the line pressure oil passage 6 and communicating with the hydraulic chamber 2C of the primary pulley 2.
  • This pressure increasing valve SLP1 is constituted by an electromagnetic valve whose drive signal is PWM (Pulse Width Modulation) controlled, and opens when energized to supply hydraulic pressure to the hydraulic chamber 2C of the primary pulley 2. It is configured.
  • the pressure increasing valve SLP1 is preferably configured so that the port can be completely closed in a closed state to confine the oil pressure.
  • a pressure reducing valve SLP2 is communicated with the hydraulic chamber 2C of the primary pulley 2.
  • This pressure reducing valve SLP2 is for discharging the hydraulic pressure from the hydraulic chamber 2C of the primary pulley 2 to the drain location 8 by opening the valve, and similarly to the pressure increasing valve SLP1, the drive signal is PWM (Pulse). (Width Modulation) It is composed of controlled solenoid valves.
  • a hydraulic pressure sensor 10 that detects the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 2C of the primary pulley 2 and outputs a signal is provided.
  • the circuit for controlling the hydraulic pressure in the secondary pulley 3 is configured in substantially the same manner as the circuit for controlling the hydraulic pressure of the primary pulley 2 described above. That is, the pressure increasing valve SLS1 is connected to the oil passage 11 branched from the line pressure oil passage 6 and communicating with the hydraulic chamber 3C of the secondary pulley 3.
  • This pressure increasing valve SLS1 is constituted by an electromagnetic valve whose drive signal is controlled by PWM (Pulse Width Modulation), and opens when energized to supply hydraulic pressure to the hydraulic chamber 3C of the secondary pulley 3. It is configured.
  • the pressure increasing valve SLS1 is preferably configured so that the port can be completely closed in a closed state to confine the oil pressure.
  • a pressure reducing valve SLS2 is communicated with the hydraulic chamber 3C of the secondary pulley 3.
  • This pressure reducing valve SLS2 is for discharging the hydraulic pressure from the hydraulic chamber 3C of the secondary pulley 3 to the drain location 8 by opening the valve.
  • the drive signal is PWM (Pulse). (Width Modulation) It is composed of controlled solenoid valves.
  • a hydraulic sensor 12 that detects the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 3C of the secondary pulley 3 and outputs a signal is provided.
  • valves SLP1, SLP2, SLS1, SLS2 do not have a function of adjusting the pressure
  • the hydraulic pressures of the pulleys 2 and 3 can be appropriately opened / closed by feedback control to each of the valves SLP1, SLP2, SLS1, SLS2. Be controlled.
  • the feedback control for that purpose may be any conventionally known control such as PI control or PD control
  • FIG. 2 schematically shows an example of the controller 13 that performs PID control.
  • “s” is a Laplace operator.
  • the target pressure Pref is obtained based on the target gear ratio, accelerator opening, etc., and the output pressure Pout corresponding to the actual oil pressure is calculated as described below, and the target pressure Pref and the output pressure Pout are calculated.
  • (Pref ⁇ Pout) is calculated. Based on the difference (control deviation) thus obtained, proportional operation, integration operation, and differentiation operation are executed. That is, the proportional component is obtained by processing (multiplying) the control deviation with the proportional gain kP. Further, an integration process based on the control deviation is performed, and an integral component is obtained by processing the integration value with the integration gain kI. Further, differential processing using the control deviation is performed, and the differential value is processed with the differential gain kD to obtain the differential component.
  • each of the valves SLP1S, SLP2, SLS1, SLS2 has a constant voltage and a pulse signal having a predetermined frequency. Is output, and a current I corresponding to the frequency flows.
  • the current I and the flow rate Q of the pressure oil are determined in advance as the characteristics (IQ characteristics) of the valves SLP1, SLP2, SLS1, SLS2. Therefore, the current I is changed to the flow rate Q by the coefficient Gv corresponding to the characteristics.
  • the volume V of the pressure oil supplied to the pulleys 2 and 3 or discharged from the pulleys 2 and 3 is obtained.
  • the pressure oil used in the hydraulic control device of the belt type continuously variable transmission 1 is not completely incompressible, and the hydraulic chambers 2C and 3C are not completely rigid.
  • the volume and pressure of the pressure oil inside 3C have a certain relationship based on so-called hydraulic rigidity, which is obtained in advance as a VP characteristic.
  • the pressure P is obtained from the volume V using a coefficient GaG indicating this characteristic. This is the output pressure Pout, which is the hydraulic pressure set in the hydraulic chambers 2C and 3C of the pulleys 2 and 3.
  • the actual control command signal for each of the valves SLP1S, SLP2, SLS1, SLS2 is a pulse signal having a predetermined frequency, and therefore the current I vibrates based on the frequency.
  • the state is schematically shown in FIG. 3, and the drive signals output from the electronic control unit (ECU) 14 including the controller 13 to the valves SLP1, SLP2, SLS1, SLS2 are pulse signals of a constant voltage.
  • the current flowing therewith changes (vibrates) depending on the vibration of the drive signal, and the amount of current increases as the frequency increases. Therefore, when hydraulic pressure is supplied to or discharged from the hydraulic chambers 2C and 3C, the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 2C and 3C pulsates (vibrates) in accordance with the frequency (drive frequency) of the pulse signal.
  • the belt 4 used in the belt-type continuously variable transmission 1 has a large number of metal pieces called blocks or elements arranged in an annular shape with their respective postures aligned, and this is formed by a hoop or a ring. It is configured by binding. Therefore, when the belt 4 travels as the pulleys 2 and 3 rotate, the pulleys 2 and 3 bite the metal pieces, and the intermittent stress changes as the metal pieces are detached from the pulleys 2 and 3. This is the main cause of the pulsation of the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 2C and 3C.
  • the hydraulic control apparatus provides drive signals for operating the valves SLP1, SLP2, SLS1, and SLS2 in accordance with the rotational speed of the pulleys 2 and 3 or the frequency of hydraulic pulsation in the hydraulic chambers 2C and 3C. It is comprised so that a frequency may differ. This is because the pulsation of the hydraulic pressure based on the above driving frequency resonates with the pulsation of the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 2C and 3C, which is mainly caused by the pulleys 2 and 3 rotating and the belt 4 traveling. This is to prevent or suppress. Therefore, the drive frequency is determined based on the rotation speed of the pulleys 2 and 3 and the frequency of the hydraulic pulsation.
  • the drive frequency is set to a frequency at which the phase of the extreme value (maximum value or minimum value) of the vibration amplitude deviates from the extreme value of the amplitude in the hydraulic pulsation accompanying the rotation of the pulleys 2 and 3.
  • a typical example is a frequency having a prime relationship with the frequency of hydraulic pulsation caused by the rotation of the pulleys 2 and 3.
  • the “primary relationship” is a relationship between two numbers in which there is no common divisor that is a natural number other than “1”.
  • the drive frequency setting control can be performed based on the detection result by detecting the rotation speed of the pulleys 2 and 3 and the hydraulic pressure of the hydraulic chambers 2C and 3C.
  • the number of revolutions Nin (rpm) of the primary pulley 2 is converted into the number of revolutions per second (Nin / 60), which is used as the pulsation frequency fin accompanying the rotation of the primary pulley 2, and the pressure increase valve SLP1 and the pressure reduction
  • the rotational speed Nout (rpm) of the secondary pulley 3 is converted into the rotational speed per second (Nout / 60), which is used as the pulsation frequency fout accompanying the rotation of the secondary pulley 3, and the pressure increasing valve SLS1.
  • the frequency of the hydraulic pulsation generated in the hydraulic chambers 2C and 3C due to the rotation of the pulleys 2 and 3 depends on the gear ratio, the number of elements (or blocks) wound, the accelerator on / It may change under the influence of the off state, hydraulic pressure, oil temperature, etc. Therefore, the pulsation frequencies fin and fout of the hydraulic pressure caused by the rotation of the pulleys 2 and 3 are the above-mentioned per second.
  • a frequency obtained by correcting the rotational speed may be used. For this correction, the correction factor is obtained in advance by experiment, etc. according to the gear ratio, the number of elements (or blocks) wound, the accelerator on / off state, the hydraulic pressure, or the oil temperature.
  • the correction coefficient may be read in accordance with the operation state of the above and multiplied by the number of rotations per second. Further, since the pulsation of the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 2C and 3C of the pulleys 2 and 3 can be detected by the above-described hydraulic sensors 10 and 12, the vibration frequency of the hydraulic pressure can be obtained based on the detected value, which is described above. The driving frequency can be obtained by replacing the frequency with the rotation of the pulleys 2 and 3.
  • the valves SLP1, SLP2, SLS1 for supplying or discharging the hydraulic pressure to the hydraulic chambers 2C, 3C of the pulleys 2, 3
  • the drive frequency is caused by the rotation of the pulleys 2 and 3 in the respective hydraulic chambers 2C and 3C. It is set to a frequency that does not resonate with the generated hydraulic pulsation (more specifically, a frequency that does not resonate within a practical frequency range). For this reason, even if the hydraulic pressure in each of the hydraulic chambers 2C and 3C pulsates, the fluctuation range does not become particularly large, so that the speed ratio changes or the belt clamping pressure decreases. It can be avoided or suppressed in advance.
  • the primary pulley 2 and the secondary pulley 3 in the belt-type continuously variable transmission 1 are connected by a belt 4 to transmit torque to each other, and the same line pressure is supplied to each of the hydraulic chambers 2C and 3C. Hydraulic pressure is supplied as pressure. Therefore, the behavior of one pulley 2, 3 may affect the behavior of the other pulley 3, 2. Such effects of mutual behavior may also appear in hydraulic pulsations. For example, the pulsation of the hydraulic pressure in the primary pulley 2 may cause the pulsation of the hydraulic pressure of the secondary pulley 3, and conversely, the pulsation of the hydraulic pressure in the secondary pulley 3 may cause the pulsation of the hydraulic pressure of the primary pulley 2.
  • the drive frequency fslp of the valves SLP1 and SLP2 for the primary pulley 2 is in a prime relationship with both the rotation frequency fin of the primary pulley 2 and the frequency fpout obtained from the detected hydraulic pressure in the secondary pulley 3. Is set to a frequency.
  • the driving frequency fsls of the valves SLS1 and SLS2 ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ for the secondary pulley 3 is set to a frequency that has a prime relationship with both the rotation frequency fout of the secondary pulley 3 and the frequency fpin obtained from the detected hydraulic pressure in the primary pulley 2.
  • the pulsation of the hydraulic pressure according to the drive frequency of each valve SLP1 and SLP2 for the primary pulley 2, the pulsation caused by the rotation included in the pulsation of the hydraulic pressure of the primary pulley 2, and the pulsation of the hydraulic pressure of the secondary pulley 3 It is possible to avoid or suppress the resonance with the pulsation affected by the above.
  • the pulsation of the hydraulic pressure according to the driving frequency of each valve SLS1 and SLS2 for the secondary pulley 3 the pulsation caused by the rotation included in the pulsation of the hydraulic pressure of the secondary pulley 3, and the influence of the pulsation of the hydraulic pressure of the primary pulley 2 are affected. Resonance with the received pulsation can be avoided or suppressed.
  • the frequency of the pulsation of the hydraulic pressure of the other pulleys 3 and 2 that affects the hydraulic pressure of one pulley 2 and 3 is determined by the hydraulic pressure sensors 12 and 10 using the hydraulic pressures of the hydraulic chambers 3C and 2C of the other pulleys 3 and 2, respectively. It may be detected and obtained from the detected value. Further, instead of using the detection values of the hydraulic pressure sensors 12 and 10, it is possible to use a factor that has a large influence among factors that pulsate the hydraulic pressure. That is, as described above, the hydraulic pressure of each pulley 2 and 3 pulsates due to the influence of the vibration of the drive signal for each valve SLP1, SLP2, SLS1 and SLS2 and the vibration caused by the rotation of the pulleys 2 and 3.
  • the so-called vibration force or influence force that causes the pulsation differs between the vibration of the drive signal and the vibration caused by the rotation. Therefore, if the drive frequency is set so as not to resonate with such pulsation with large vibration force or influential force, it is possible to avoid or suppress the oil pressure in each of the hydraulic chambers 2C and 3C from changing greatly.
  • control includes the drive frequency of the valves PSL1 and PSL2 for the primary pulley 2, the pulsation frequency of the hydraulic pressure accompanying the rotation of the primary pulley 2, the pulsation accompanying the rotation of the secondary pulley 3, and the secondary pulley 3
  • the control is set to a frequency that has a prime relationship with the vibration force or the pulsation frequency having the greater influence of the pulsations caused by the drive frequencies of the valves SLS1 and SLS2.
  • the above control is performed by changing the driving frequency of the valves SLS1 and SLS2 for the secondary pulley 3, the pulsation frequency of the hydraulic pressure accompanying the rotation of the secondary pulley 3, the pulsation accompanying the rotation of the primary pulley 2, and the valve SLP1 for the primary pulley 2.
  • This control is set to a frequency that has a prime relationship with the vibration force or the pulsation frequency having the greater influence of the pulsation caused by the driving frequency of SLP2.
  • the control valve for controlling the hydraulic pressure of the automatic transmission targeted by the present invention is feedback-controlled.
  • the IQ characteristics of the valves SLP1, SLP2, SLS1, and SLS2 that are the control valves differ depending on the drive frequency.
  • the change in the IQ characteristic based on the driving frequency is significant in a poppet type valve that seals the port so that hydraulic leakage does not occur.
  • the outline of the situation is shown in FIG. 4, and the current I increases as the drive frequency increases, but the flow rate Q of the pressure oil with respect to the current I decreases as compared with the case where the current I is large.
  • the change gradient of the flow rate Q with respect to the current I becomes steeper as the drive frequency increases, and when the drive frequency is high, the change amount of the flow rate Q with respect to the change of the current I becomes large. This is the same as the change in the control amount when the gain is increased in terms of control. Therefore, if the control gain kP, kI, kD in the feedback control described above is maintained at the previous value and the drive frequency is increased, Although the control responsiveness is improved, the stability is lowered.
  • the drive frequency of the valves SLP1, SLP2, SLS1 and SLS2 that control the hydraulic pressure of the pulleys 2 and 3 is increased. I will let you.
  • the hydraulic control device according to the present invention is configured to change the control gain in order to maintain control stability within a range that does not impair the responsiveness of hydraulic control in accordance with such a change in drive frequency. .
  • the case of performing the feedback control shown in FIG. 2 will be described as an example.
  • the control gains kP, kI, kD in the proportional operation, the integral operation, and the differential operation are the driving signals of the valves SLP1, SLP2, SLS1, SLS2.
  • FIG. 5 shows an example of a map of the control gains kP, kI, and kD.
  • the control gains kP, kI, and kD are determined so as to decrease as the drive frequency fn increases. These values can be obtained by conducting experiments and simulations in advance, and can be stored in the electronic control unit 14 as a map. Further, as shown in FIG. 5, these values may not be changed step by step, but may be values that change continuously in accordance with a continuous change in drive frequency.
  • control gains kP, kI, and kD are configured to change according to the drive frequency as described above, the control gains kP, kI, and kD are decreased when the drive frequency is increased, and the drive is driven.
  • the control gains kP, kI, kD increase, so that the change in the response or stability caused by the change in the drive frequency is compensated by the change in the control gains kP, kI, kD.
  • the control response and control stability as a whole of the hydraulic control device can be maintained as before, and at least an excessive change can be suppressed.
  • the driving frequency when the driving frequency is set to a frequency that has a prime relationship with the pulsation frequency caused by the rotation of the pulley, the driving frequency is an integer multiple of 5 times or less the pulsation frequency caused by the pulley rotation. You may set so that it may become a prime relationship with respect to a frequency.
  • the control for setting the frequency in such a prime relationship is, in essence, the phase of the pulsation maximum value according to the drive frequency and the pulsation maximum value due to the pulsation caused by the rotation of the pulley or the influence of the other pulley. Therefore, the control is performed to set the drive frequency so that the phase of the maximal value of each pulsation does not match, instead of the control to set the frequency so as to have a prime relationship. You can also.
  • the setting of the driving frequency is performed by the electronic control unit 14, and thus the electronic control unit 14 having such a function corresponds to the driving frequency setting means in the present invention.

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Abstract

 少なくとも一対のプーリにベルトが巻き掛けられ、それらのプーリにおけるベルトが巻き掛けられる溝の幅もしくはそのベルトをプーリによって挟み付ける圧力を、前記プーリに設けられた油圧室の油圧によって制御するように構成された自動変速機の油圧制御装置において、前記油圧室への油圧の供給もしくは前記油圧室からの油圧の排出を制御する制御バルブと、その制御バルブを動作させる駆動信号の駆動周波数を、その駆動信号の振幅の極大値の位相が、前記プーリの回転に伴う振動における振幅の極大値の位相に対してずれる周波数に設定する駆動周波数設定手段とを備えている。

Description

自動変速機の油圧制御装置
 この発明は、ベルト式無段変速機における駆動プーリや従動プーリに供給し、またこれらのプーリから排出する油圧を制御する油圧制御装置に関するものである。
 ベルト式無段変速機は、駆動側のプーリおよび従動側のプーリにおける溝にベルトを巻き掛け、そのベルト巻き掛け溝の幅を油圧によって変化させることにより変速比を変化させるように構成されている。また、ベルト式無段変速機は、ベルト巻き掛け溝に巻き掛けられたベルトを挟み付ける荷重(挟圧力)を油圧によって所定値に設定することにより、伝達トルク容量を入力トルクに応じた容量に設定するように構成されている。そして、車両に搭載されたベルト式無段変速機の変速比は、例えば駆動力源であるエンジンの回転数が最小燃料消費率になる回転数となるように制御されており、また挟圧力はアクセル開度などから推定されるエンジントルクもしくは変速機入力トルクを必要十分に伝達できる圧力となるように制御されている。
 ところで、ベルト式無段変速機における駆動側と従動側とのプーリの間でトルクを伝達しているベルトは、ブロックあるいはエレメントなどと称される多数の金属片をフープもしくはリングなどと称される結束帯で環状に結束して構成されている。したがって、それらの金属片が各プーリのベルト巻き掛け溝に順次挟み込まれ、かつベルト巻き掛け溝から順次抜け出るうえに、プーリに巻き掛かっているベルトの内周縁は、各ブロックの内周端を繋いだ多角形状になるから、ベルトからプーリに作用する荷重は間欠的に増減する。これが要因となってプーリあるいはその油圧室が不可避的に振動し、そのために、ベルトを挟み付ける荷重に対する反力が振動し、その反力によって油圧室の変形や油圧室内の油圧の脈動が生じる。特開2006ー70956号公報には、駆動側のプーリの油圧室と従動側のプーリの油圧室とが連通されていることにより、一方の油圧室の油圧に振動が生じた場合に、各油圧室での油圧が共振しないように構成した装置が記載されている。すなわち、この特開2006ー70956号公報に記載された装置では、チェーンが巻き掛けられる一対のプーリのそれぞれが、固定シーブと、その固定シーブに対して接近および離隔するように移動する可動シーブとによって構成され、またそれぞれのプーリには可動シーブを固定シーブ側に押圧する油圧が供給される油室が設けられ、またそれぞれの油室の内部には、可動シーブを固定シーブ側に押圧するばねが配置されている。そして、共振の発生を抑制するために、各ばねのばね定数が異なっている。
 また、特開2005-291218号公報には、ベルト式無段変速機における振動を抑制することを目的として構成された装置であって、ベルトを構成している金属片がプーリに噛み込まれることによる振動の周波数すなわち噛み込み周波数と、プーリの間に張られているベルトの直線部分(すなわち弦部)の共振周波数との共振を判断し、その共振が生じないように、変速比を変更するなど、運転状態を変更するように構成されている。
 さらに、実開昭63ー48637号公報に記載された装置は、金属ベルトがプーリに巻き付く際のいわゆる衝突による振動もしくは騒音を抑制するために、その振動レベルが高くならない変速比となるように、変速比を微小量、修正するように構成されている。
 また一方、圧力制御をPWM制御によって行った場合の技術的課題を解決するための装置が、特開2000ー291474号公報に記載されている。この特開2000ー291474号公報に記載された装置は、燃料圧力調整弁をPWM制御によって制御する場合、その駆動周波数と、燃料圧力調整弁の機械的な固有振動周波数とが一致すると、高圧燃料の脈動が大きくなってしまうので、この不都合を解消するために、上記の駆動周波数を、高圧燃料ポンプの吐出流量変動周波数より高くするように構成されている。
 車両に搭載されているベルト式無段変速機は、要求駆動力や車速などに応じて変速比を迅速に変化させ、またベルト挟圧力をエンジントルクあるいはアクセル開度に応じて迅速に変化させる必要があるので、各プーリに対する油圧の供給や排出をPWM制御される制御バルブによって行うことがある。このような場合、油圧室に対する油圧の供給あるいは排出に伴って油圧室の油圧が変動する。また、プーリが回転してトルクを伝達することに起因して油圧室に作用する荷重もしくは油圧に対する反力が変化するので、これが油圧室の油圧の脈動の要因となることもある。前述した特開2006ー70956号公報に記載された装置では、駆動側のプーリと従動側のプーリとのそれぞれの油圧室の油圧が共振しないようにそれぞれのばね定数を異ならせているが、ばね定数の異なるそれぞれの油圧室の油圧の振動周波数と、それぞれの油圧室に供給もしくは排出される油圧の振動周波数とが一致するなどの場合には、共振によって油圧が大きく変化してしまう可能性がある。
 また、前掲の特開2000ー291474号公報に記載された装置では、変速比などを変化させて共振によるベルトの振動を抑制することができるとしても、変速比や挟圧力を設定する油圧の共振やそれに起因する変速比や挟圧力の変動を抑制することはできない。これと同様に、実開昭63ー48637号公報に記載された装置では、油圧の脈動による変速比の変化を抑制することは困難であり、しかも変速比を微小量であっても変化させてしまうので、エンジン回転数が目標値からずれて燃費が悪化する可能性がある。
 さらに、特開2000ー291474号公報に記載された装置は、供給圧が振動し、かつ吐出することに伴って振動が生じる燃料の脈動を抑制するように構成されたものであり、これとは異なり、供給と吐出とが時間的に大きくずれて行われ、供給と吐出とによる圧力の変動が相互に影響しない場合には、油圧の脈動を抑制することは困難である。
 この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、変速比やベルト挟圧力が大きく変化しないように、ベルトが巻き掛けられているプーリにおける油圧の脈動を抑制することのできる自動変速機の油圧制御装置を提供することを目的とするものである。
 この目的を達成するために、この発明は、少なくとも一対のプーリにベルトが巻き掛けられ、それらのプーリにおけるベルトが巻き掛けられる溝の幅もしくはそのベルトをプーリによって挟み付ける圧力を、前記プーリに設けられた油圧室の油圧によって制御するように構成された自動変速機の油圧制御装置において、前記油圧室への油圧の供給もしくは前記油圧室からの油圧の排出を制御する制御バルブと、その制御バルブを動作させる駆動信号の駆動周波数を、その駆動信号の振幅の極大値の位相が、前記プーリの回転に伴う振動における振幅の極大値の位相に対してずれる周波数に設定する駆動周波数設定手段とを備えていることを特徴とするものである。
 この発明において、前記駆動周波数設定手段は、前記駆動周波数を、前記プーリの回転に伴う振動の周波数に対して素の関係にある周波数に設定するように構成されていてよい。
 また、この発明において、前記駆動周波数設定手段は、前記駆動周波数を、前記プーリの回転に伴う振動の周波数の5倍以下の整数倍の周波数に対して素の関係にある周波数に設定するように構成されていてよい。
 さらに、この発明において、前記駆動周波数設定手段は、前記駆動周波数を、前記プーリの回転に伴う振動の周波数の整数倍の周波数に一致しない振動数に設定するように構成されていてもよい。
 一方、この発明において、前記プーリの回転に伴う振動の周波数は、前記プーリの1秒間当たりの回転数を補正して求めた周波数を採用することができる。
 あるいはこの発明は、前記油圧室の油圧を検出する油圧センサを更に備えることができ、その場合には、前記プーリの回転に伴う振動の周波数は、前記油圧センサで検出された油圧の振動の周波数を採用することができる。
 また、この発明における前記一対のプーリは、駆動プーリと従動プーリとを含むことができ、その場合、前記駆動周波数設定手段は、前記駆動プーリの油圧室に連通されている制御バルブを動作させる駆動信号の駆動周波数を、その駆動信号の振幅の極大値の位相が、前記駆動プーリの回転に伴う振動における振幅の極大値の位相および前記従動プーリの油圧室の油圧の脈動における振幅の極大値の位相に対してずれている周波数に設定する手段であってよい。
 また、その場合、前記駆動周波数設定手段は、前記従動プーリの油圧室に連通されている制御バルブを動作させる駆動信号の駆動周波数を、その駆動信号の振幅の極大値の位相が、前記従動プーリの回転に伴う振動における振幅の極大値の位相および前記駆動プーリの油圧室の油圧の脈動における振幅の極大値の位相に対してずれている周波数に設定する手段であってよい。
 さらにまた、この発明は、前記油圧室の実際の油圧と目標油圧との偏差と、所定の制御ゲインとに基づいて前記制御バルブの制御量を求めて出力する制御器と、前記駆動周波数が変更された場合に、駆動周波数の変更前と変更後との前記制御バルブの制御性が変化しないように前記制御ゲインを変更する制御ゲイン変更手段とを更に備えることができる。
 その制御ゲイン変更手段は、前記駆動周波数が高周波数側に変更された場合に前記制御ゲインを小さくし、かつ前記駆動周波数が低周波数側に変更された場合に前記制御ゲインを大きくするように構成されていてよい。
 この発明においては、ベルトが巻き掛けられているプーリの油圧室に油圧が供給されて、ベルトが巻き掛けられている溝の幅やベルトを挟み付ける挟圧力が制御される。この状態で一方のプーリにトルクを伝達すると、そのプーリが回転するとともにベルトが走行して他方のプーリにトルクが伝達される。こうして各プーリが回転すると、プーリがベルトを挟み付ける圧力に対する反力が不可避的に繰り返し変化し、その結果、油圧室の油圧に脈動が生じる。一方、油圧室の圧力は、制御バルブが開閉して油圧の供給もしくは排出することにより制御される。その場合、制御バルブの駆動信号がPWM制御されるなどのことによって繰り返し変化することにより、油圧室に供給される圧力あるいは排出される圧力が脈動する。そして、その制御バルブの駆動信号の周波数は、その振幅の極大値の位相が、プーリの回転に伴う油圧の脈動における振幅の極大値の位相に対してずれる振動数に設定される。そのため、駆動信号に起因する油圧の脈動とプーリの回転に起因する油圧の脈動とが共振することがなく、その結果、油圧室の油圧の変化を抑制でき、併せて変速比が変化したり、ベルト挟圧力が不足したりするなどの事態が生じることを防止もしくは抑制することができる。
 なお、上述したプーリの回転に起因する脈動と、駆動信号に起因する油圧の脈動との周波数を上記の関係に設定する場合、各脈動の振動数が互いに素となるように、駆動信号の周波数(すなわち駆動周波数)を設定することとすれば、駆動周波数を簡単な演算処理によって設定することができる。
 さらに、プーリの回転に起因する油圧の脈動の周波数を、プーリの回転数あるいは油圧センサの検出信号から求めることとすれば、全体としての制御が容易なものとなる。
 この発明で対象とする自動変速機の駆動プーリと従動プーリとは、ベルトによって連結されて所定の変速比に応じた回転数で回転する。したがって、駆動プーリについての制御バルブの駆動周波数を、駆動プーリの回転に伴って油圧が脈動する周波数および従動プーリの油圧室の脈動の周波数に対して上述した関係となるように設定し、あるいは従動プーリの油圧室に連通されている制御バルブについての駆動周波数を、従動プーリの回転に伴って油圧が脈動する周波数および駆動プーリの油圧室の脈動の周波数に対して上述した関係となるように設定すれば、それぞれのプーリの油圧室における油圧の変動をより効果的に抑制することができる。
 そして、制御バルブをフィードバック制御する場合、駆動周波数に応じて制御ゲインを変更することにより、制御応答性や制御の安定性を良好な状態に維持でき、あるいはこれらの制御性の悪化を抑制することができる。
この発明で対象とすることのできるベルト式無段変速機およびその制御油圧回路の一例を模式的に示す図である。 その油圧室の油圧をPID制御するように構成された制御器の一例を模式的に示すブロック図である。 その駆動周波数と電流との関係を示す説明図である。 I-Q特性の駆動周波数に応じた変化を説明するための図である。 駆動周波数に応じた制御ゲインのマップの一例を示す図表である。
 この発明で対象とする自動変速機の一例は、ベルト式無段変速機であり、その構成を簡単に説明すると、図1に示すようにベルト式無段変速機1は、駆動プーリであるプライマリプーリ2と、従動プーリであるセカンダリプーリ3とを備え、これらのプーリ2,3にベルト4が巻き掛けられている。そのプライマリプーリ2は、回転軸(図示せず)と一体の固定シーブ2Aと、その回転軸上を固定シーブ2Aに対して接近し、また離隔するように軸線方向に前後動する可動シーブ2Bとを備え、これらのシーブ2A,2Bの互いに対向する面がテーパ状に形成され、これらのテーパ面によってベルト巻き掛け溝が形成されている。また、可動シーブ2Bの背面側(固定シーブ2Aを向く面とは反対側)に油圧室2Cが形成され、その油圧室2Cの内部の油圧によって可動シーブ2Bを固定シーブ2A側に押圧するように構成されている。
 セカンダリプーリ3は、プライマリプーリ2とほぼ同様に構成されており、互いに対向する面がテーパ状をなし、これらのテーパ面によってベルト巻き掛け溝を形成する固定シーブ3Aと可動シーブ3Bとを有し、その可動シーブ3Bを固定シーブ3A側に押圧する油圧が供給される油圧室3Cが、可動シーブ3Bの背面側に設けられている。そして、いずれか一方のプーリ(例えばプライマリプーリ2)の油圧室2Cに供給する油圧あるいは圧油の量を制御して、その溝幅を広狭に変化させると、ベルト4が巻き掛かる半径が大小に変化するので、変速比が変化し、適宜な変速比を設定できるように構成されている。また、他方のプーリ(例えばセカンダリプーリ3)の油圧室3Cに供給する油圧に応じてその可動シーブ3Bが固定シーブ3A側に押圧され、その結果、これらのシーブ3A,3Bの間にベルト4が挟み付けられる。すなわち、セカンダリプーリ3における油圧室3Cに油圧を供給することによりベルト4を挟み付ける挟圧力を発生させ、その挟圧力に応じた伝達トルク容量を設定するように構成されている。
 車両に搭載されたベルト式無段変速機1を制御する油圧は、エンジンあるいはモータ(それぞれ図示せず)によって駆動されるオイルポンプ5で発生させられる。オイルポンプ5で発生した油圧は、ライン圧に調圧される。ライン圧は、油圧制御装置の全体の元圧となるものであり、車両においてはアクセル開度などの要求駆動量に応じた油圧である。ライン圧に調圧するための手段は、車両用自動変速機の油圧制御装置で従来一般に採用されている調圧手段であってよく、例えば駆動要求量に基づいて出力された信号圧とオイルポンプ5の吐出圧とをバランスさせるように調圧を行ってライン圧油路6にライン圧を生じさせる調圧バルブ7が設けられている。
 各プーリ2,3の油圧室2C,3Cにライン圧油路6から油圧を供給し、またオイルパンなどの所定のドレイン箇所8に排圧することにより、変速比や挟圧力を制御するように構成されている。すなわち、ライン圧油路6から分岐してプライマリプーリ2の油圧室2Cに連通している油路9に増圧バルブSLP1 が接続されている。この増圧バルブSLP1 は、駆動信号がPWM(Pulse Width Modulation)制御される電磁弁によって構成されており、通電されることにより開弁してプライマリプーリ2の油圧室2Cに油圧を供給するように構成されている。なお、この増圧バルブSLP1 は、閉状態でポートを完全に閉じて、油圧をいわゆる閉じ込めることのできるように構成されていることが好ましい。
 また、プライマリプーリ2の油圧室2Cには、減圧バルブSLP2 が連通されている。この減圧バルブSLP2 は、開弁することにより、プライマリプーリ2の油圧室2Cからドレイン箇所8に油圧を排出するためのものであり、上記の増圧バルブSLP1 と同様に、駆動信号がPWM(Pulse Width Modulation)制御される電磁弁によって構成されている。そして、プライマリプーリ2の油圧室2Cの油圧を検出して信号を出力する油圧センサ10が設けられている。
 セカンダリプーリ3における油圧を制御するための回路は、上記のプライマリプーリ2の油圧を制御するための回路とほぼ同様に構成されている。すなわち、ライン圧油路6から分岐してセカンダリプーリ3の油圧室3Cに連通している油路11に増圧バルブSLS1 が接続されている。この増圧バルブSLS1 は、駆動信号がPWM(Pulse Width Modulation)制御される電磁弁によって構成されており、通電されることにより開弁してセカンダリプーリ3の油圧室3Cに油圧を供給するように構成されている。なお、この増圧バルブSLS1 は、閉状態でポートを完全に閉じて、油圧をいわゆる閉じ込めることのできるように構成されていることが好ましい。
 また、セカンダリプーリ3の油圧室3Cには、減圧バルブSLS2 が連通されている。この減圧バルブSLS2 は、開弁することにより、セカンダリプーリ3の油圧室3Cからドレイン箇所8に油圧を排出するためのものであり、上記の増圧バルブSLS1 と同様に、駆動信号がPWM(Pulse Width Modulation)制御される電磁弁によって構成されている。そして、セカンダリプーリ3の油圧室3Cの油圧を検出して信号を出力する油圧センサ12が設けられている。
 上述した各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 には、圧力を調整する機能はないので、各プーリ2,3の油圧は、フィードバック制御によって各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 を適宜に開閉させて制御される。そのためのフィードバック制御は、PI制御やPD制御などの従来知られているいずれの制御であってもよく、図2にはPID制御を行う制御器13の一例を模式的に示してある。なお、図2で「s」はラプラス演算子である。目標圧Pref は、目標とする変速比やアクセル開度などに基づいて求められ、実際の油圧に相当する出力圧Pout は、以下に説明するようにして演算され、これら目標圧Pref と出力圧Pout との差(Pref -Pout )が演算される。このようにして求められた差(制御偏差)に基づいて比例動作、積分動作、微分動作が実行される。すなわち、制御偏差を比例ゲインkPで処理(乗算)することにより比例成分が求められる。また、制御偏差に基づく積分処理が行われ、その積分値を積分ゲインkIで処理することにより積分成分が求められる。さらに、制御偏差を使用した微分処理が行われ、その微分値を微分ゲインkDで処理して微分成分が求められる。
 こうして求められた各成分が合算され、その合算値が制御量である電流値Iに変換されて前述した各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 に適宜、出力される。ここで説明しているこの発明の具体例では、前述したようにPWM制御するように構成されているので、各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 には、一定電圧で、所定の周波数のパルス信号が出力され、その周波数に応じた電流Iが流れることになる。その電流Iと圧油の流量Qとは、各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 の特性(I-Q特性)として予め決まっており、したがってその特性に応じた係数Gv によって電流Iを流量Qに変換することができる。こうして求められる流量Qを積分すれば、プーリ2,3に供給された圧油もしくはプーリ2,3から排出した圧油の体積Vが求められる。ベルト式無段変速機1の油圧制御装置で使用されている圧油は、完全には非圧縮性ではなく、また各油圧室2C,3Cは完全には剛体ではないので、各油圧室2C,3Cの内部の圧油の体積と圧力とには、いわゆる油圧剛性に基づいた一定の関係があり、これは、V-P特性として予め求められている。この特性を示す係数Ga を使用して体積Vから圧力Pが求められる。これが出力圧Pout であり、各プーリ2,3の油圧室2C,3Cに設定される油圧になる。
 上述したように各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 に対する実際の制御指令信号は、所定の周波数のパルス信号であり、したがって電流Iはその周波数に基づいて振動する。その状態を図3に模式的に示してあり、前述した制御器13を含む電子制御装置(ECU)14から各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 に出力される駆動信号は、一定電圧のパルス信号であり、それに伴って流れる電流は、駆動信号の振動に応じて高低に変化し(振動し)、かつ周波数が高い程、電流量が大きくなる。そのため、各油圧室2C,3Cに油圧を供給し、あるいは排出する場合、油圧室2C,3Cの油圧が、上記のパルス信号の周波数(駆動周波数)に応じて脈動(振動)する。
 一方、上記のベルト式無段変速機1に使用されているベルト4は、ブロックあるいはエレメントと称される多数の金属片を、それぞれの姿勢を揃えて環状に配列し、これをフープもしくはリングによって結束して構成されている。したがって、プーリ2,3の回転に伴ってベルト4が走行すると、プーリ2,3が金属片を噛み込み、また金属片がプーリ2,3から離脱することに伴って間欠的な応力の変化が生じ、これが主な要因となって油圧室2C,3Cの油圧が脈動する。
 そこで、この発明に係る油圧制御装置は、プーリ2,3の回転数あるいはその油圧室2C,3Cにおける油圧の脈動の周波数に応じて、各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 を動作させる駆動信号の周波数を異ならせるように構成されている。これは、上記の駆動周波数に基づいた油圧の脈動と、プーリ2,3が回転してベルト4が走行することが主な要因となる油圧室2C,3Cの油圧の脈動とが共振することを防止もしくは抑制するためである。したがって、駆動周波数はプーリ2,3の回転数やその油圧の脈動の周波数に基づいて決められる。その一例を挙げれば、駆動周波数は、その振動の振幅の極値(極大値もしくは極小値)の位相が、プーリ2,3の回転に伴う油圧の脈動における振幅の極値からずれる振動数に設定される。その典型的な例は、プーリ2,3の回転が要因となる油圧の脈動の周波数に対して、素の関係になる周波数である。ここで「素の関係」とは、「1」以外に自然数である公約数が存在しない二つの数の関係である。また、その関係を式で表せば、駆動周波数をfsol とし、プーリ2,3の回転周波数をfp とすると、
  fsol ≠n・fp    (n=1,2,3…)
である。
 このような駆動周波数の設定制御は、より具体的には、プーリ2,3の回転数やその油圧室2C,3Cの油圧を検出し、その検出結果に基づいて行うことができる。例えばプライマリプーリ2の回転数Nin(rpm)を1秒間当たりの回転数(Nin/60)に換算し、これをプライマリプーリ2の回転に伴う脈動の振動数finとし、その増圧バルブSLP1 および減圧バルブSLP2 の駆動周波数fslp を
  fslp ≠n・fin   (n=1,2,3…)
の関係が成立する周波数に設定する。同様に、セカンダリプーリ3の回転数Nout (rpm)を1秒間当たりの回転数(Nout /60)に換算し、これをセカンダリプーリ3の回転に伴う脈動の振動数fout とし、その増圧バルブSLS1 および減圧バルブSLS2 の駆動周波数fsls を
  fsls ≠n・fout    (n=1,2,3…)
の関係が成立する周波数に設定する。
 なお、各プーリ2,3が回転することが要因となってそれぞれの油圧室2C,3Cに生じる油圧の脈動の周波数は、変速比や巻き掛かっているエレメント(もしくはブロック)の数、アクセルオン・オフの状態、油圧、もしくは油温などの影響を受けて変化することがあり、したがって各プーリ2,3が回転することに起因する油圧の脈動の周波数fin,fout は、上記の1秒間当たりの回転数を補正した周波数であってもよい。その補正は、変速比や巻き掛かっているエレメント(もしくはブロック)の数、アクセルオン・オフの状態、油圧、もしくは油温などに応じて補正係数を実験などによって予め求めておき、変速機の実際の動作状態に応じてその補正係数を読み出して、上記の1秒間当たりの回転数に掛け合わせて行えばよい。また、各プーリ2,3の油圧室2C,3Cにおける油圧の脈動は、前述した油圧センサ10,12によって検出できるので、その検出値に基づいて油圧の振動周波数を求めることができ、これを上述したプーリ2,3の回転に伴う振動数に置き換えて、前記駆動周波数を求めることができる。
 したがって、上述したように構成されたこの発明に係る油圧制御装置によれば、各プーリ2,3の油圧室2C,3Cに油圧を供給し、あるいは排出するための各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 がPWM制御され、それが要因となって油圧室2C,3Cの油圧に脈動が生じるとしても、その駆動周波数が、各プーリ2,3の回転に起因してそれぞれの油圧室2C,3Cで生じる油圧の脈動に対して共振しない振動数(より具体的には実用される振動数の範囲で共振しない振動数)に設定される。そのため、各油圧室2C,3Cの油圧が脈動するとしても、その変動幅が特に大きくなることはないので、変速比が変化してしまったり、あるいはベルト挟圧力が低下してしまうなどの事態を未然に回避もしくは抑制することができる。
 ところで、ベルト式無段変速機1におけるプライマリプーリ2とセカンダリプーリ3とはベルト4によって連結されて相互にトルクを伝達しており、またそれぞれの油圧室2C,3Cには同一のライン圧を元圧として油圧が供給されている。そのため、一方のプーリ2,3の挙動が他方のプーリ3,2の挙動に影響を及ぼすことがある。このような相互の挙動の影響は油圧の脈動にも現れることがある。例えば、プライマリプーリ2における油圧の脈動がセカンダリプーリ3の油圧の脈動の要因になり、また反対にセカンダリプーリ3における油圧の脈動がプライマリプーリ2の油圧の脈動の要因になることがある。そこで、各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 についての駆動周波数を設定する場合、いずれか一方のプーリ2,3の回転に起因する油圧の脈動だけでなく、他方のプーリ3,2における油圧の脈動をも考慮した制御を行うことが好ましい。
 具体的には、プライマリプーリ2についてのバルブSLP1 ,SLP2 の駆動周波数fslp を、プライマリプーリ2の回転周波数finおよびセカンダリプーリ3における油圧の検出値から求まる周波数fpoutのいずれに対しても素の関係になる周波数に設定する。また、セカンダリプーリ3についてのバルブSLS1 ,SLS2 の駆動周波数fsls を、セカンダリプーリ3の回転周波数fout およびプライマリプーリ2における油圧の検出値から求まる周波数fpin のいずれに対しても素の関係になる周波数に設定する。
 このようにすれば、プライマリプーリ2についての各バルブSLP1 ,SLP2 の駆動周波数に応じた油圧の脈動と、プライマリプーリ2の油圧の脈動に含まれる回転に起因する脈動およびセカンダリプーリ3の油圧の脈動の影響を受けた脈動とが共振することを回避もしくは抑制することができる。同様に、セカンダリプーリ3についての各バルブSLS1 ,SLS2 の駆動周波数に応じた油圧の脈動と、セカンダリプーリ3の油圧の脈動に含まれる回転に起因する脈動およびプライマリプーリ2の油圧の脈動の影響を受けた脈動とが共振することを回避もしくは抑制することができる。
 なお、一方のプーリ2,3の油圧に影響を及ぼす他方のプーリ3,2の油圧の脈動の周波数は、当該他方のプーリ3,2の油圧室3C,2Cの油圧を油圧センサ12,10で検出し、その検出値から求めたものであってよい。また、油圧センサ12,10の検出値を利用する替わりに、油圧を脈動させる要因のうち影響力の大きいものを利用することができる。すなわち、各プーリ2,3の油圧は、前述したように、各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 についての駆動信号の振動、およびプーリ2,3の回転に起因する振動の影響を受けて脈動するが、その脈動を生じさせるいわゆる起振力あるいは影響力は、駆動信号の振動と回転に起因する振動とでは異なっている。したがって、このような起振力あるいは影響力の大きい脈動に対して共振しないように駆動周波数を設定すれば、各油圧室2C,3Cの油圧が大きく変化することを回避もしくは抑制することができる。
 このような制御は、具体的には、プライマリプーリ2についてのバルブPSL1 ,PSL2 の駆動周波数を、プライマリプーリ2の回転に伴う油圧の脈動周波数と、セカンダリプーリ3における回転に伴う脈動およびセカンダリプーリ3についてのバルブSLS1 ,SLS2 の駆動周波数に起因する脈動のうちの起振力あるいは影響力の大きいほうの脈動の周波数とに対して素の関係になる周波数に設定する制御である。あるいは上記の制御は、セカンダリプーリ3についてのバルブSLS1 ,SLS2 の駆動周波数を、セカンダリプーリ3の回転に伴う油圧の脈動周波数と、プライマリプーリ2における回転に伴う脈動およびプライマリプーリ2についてのバルブSLP1 ,SLP2 の駆動周波数に起因する脈動のうちの起振力あるいは影響力の大きいほうの脈動の周波数とに対して素の関係になる周波数に設定する制御である。
 この発明で対象とする自動変速機の油圧、特にベルト式無段変速機における各プーリ2,3の油圧を制御する制御バルブはフィードバック制御される。その制御バルブである上記の各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 のI-Q特性は、駆動周波数によって異なる。駆動周波数に基づくI-Q特性の変化は、油圧の漏れが生じないようにポートを密閉するポペットタイプのバルブにおいて顕著である。その状況の概略を図4に示してあり、駆動周波数が高くなるほど、電流Iが増大するが、電流Iに対する圧油の流量Qは、電流Iが多い場合には少ない場合に対して減少する。言い換えれば、電流Iに対する流量Qの変化勾配が、駆動周波数が高いほど急になり高周波数の場合には、電流Iの変化に対する流量Qの変化量が大きくなる。これは、制御の点ではゲインが大きくなった場合の制御量の変化と同様であり、したがって前述したフィードバック制御における制御ゲインkP,kI,kDを従前の値に維持して駆動周波数を高くすると、制御の応答性が向上するものの、安定性が低下することになる。
 この発明に係る油圧制御装置では、前述したように、プーリ2,3の回転数が増大した場合にはそのプーリ2,3の油圧を制御するバルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 の駆動周波数を増大させることになる。この発明に係る油圧制御装置は、このような駆動周波数の変更に伴って、油圧制御の応答性を損なわない範囲で制御安定性を維持するために、制御ゲインを変更するように構成されている。前述した図2に示すフィードバック制御を行う場合を例に採って説明すると、比例動作および積分動作ならびに微分動作における制御ゲインkP,kI,kDが、各バルブSLP1 ,SLP2 ,SLS1 ,SLS2 に対する駆動信号の周波数に応じて設定されている。図5はその制御ゲインkP,kI,kDのマップの一例であり、各制御ゲインkP,kI,kDは、駆動周波数fn が高くなるほど小さい値になるように定められている。なお、それらの値は、実験やシミュレーションなどを予め行って求めておき、これをマップとして電子制御装置14に記憶させておくことができる。また、それらの値は、図5に示すように、ステップ的に変化するものとせずに、駆動周波数の連続的な変化に合わせて連続的に変化する値としてもよい。
 制御ゲインkP,kI,kDを上記のように駆動周波数に応じて変更するように構成した場合には、駆動周波数が高くなった場合には、制御ゲインkP,kI,kDが低下し、また駆動周波数が低くなった場合には、制御ゲインkP,kI,kDが増大するので、駆動周波数の変化に起因する応答性あるいは安定性の変化を制御ゲインkP,kI,kDが変化することにより補うので、結果的には、油圧制御装置の全体としての制御応答性や制御安定性を従前と同様に維持することができ、少なくとも過度な変化を抑制することができる。
 なお、この発明で、駆動周波数を、プーリの回転に起因する脈動の周波数に対して素の関係になる周波数に設定する場合、プーリの回転に起因する脈動の周波数の5倍以下の整数倍の周波数に対して素の関係になるように設定してもよい。また、周波数をこのように素の関係に設定する制御は、要は、駆動周波数に応じた脈動の極大値の位相と、プーリの回転に起因する脈動あるいは他方のプーリの影響による脈動の極大値の位相とを相互にずらすための制御であり、したがって周波数を素の関係になるように設定する制御に変えて、各脈動の極大値の位相が一致しないように駆動周波数を設定する制御を行うこともできる。
 上述した駆動周波数の設定は、上記の具体例では電子制御装置14で行われ、したがってこのような機能を備えた電子制御装置14がこの発明における駆動周波数設定手段に相当する。

Claims (10)

  1.  少なくとも一対のプーリにベルトが巻き掛けられ、それらのプーリにおけるベルトが巻き掛けられる溝の幅もしくはそのベルトをプーリによって挟み付ける圧力を、前記プーリに設けられた油圧室の油圧によって制御するように構成された自動変速機の油圧制御装置において、
     前記油圧室への油圧の供給もしくは前記油圧室からの油圧の排出を制御する制御バルブと、
     その制御バルブを動作させる駆動信号の駆動周波数を、その駆動信号の振幅の極大値の位相が、前記プーリの回転に伴う振動における振幅の極大値の位相に対してずれる周波数に設定する駆動周波数設定手段と
    を備えていることを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。
  2.  前記駆動周波数設定手段は、前記駆動周波数を、前記プーリの回転に伴う振動の周波数に対して素の関係にある周波数に設定する手段を含むことを特徴とする請求項1に記載の自動変速機の油圧制御装置。
  3.  前記駆動周波数設定手段は、前記駆動周波数を、前記プーリの回転に伴う振動の周波数の5倍以下の整数倍の周波数に対して素の関係にある周波数に設定する手段を含むことを特徴とする請求項1または2に記載の自動変速機の油圧制御装置。
  4.  前記駆動周波数設定手段は、前記駆動周波数を、前記プーリの回転に伴う振動の周波数の整数倍の周波数に一致しない振動数に設定する手段を含むことを特徴とする請求項1に記載の自動変速機の油圧制御装置。
  5.  前記プーリの回転に伴う振動の周波数は、前記プーリの1秒間当たりの回転数を補正して求めた周波数を含むことを特徴とする請求項1ないし4のいずれかに記載の自動変速機の油圧制御装置。
  6.  前記油圧室の油圧を検出する油圧センサを更に備え、
     前記プーリの回転に伴う振動の周波数は、前記油圧センサで検出された油圧の振動の周波数であることを特徴とする請求項1ないし4のいずれかに記載の自動変速機の油圧制御装置。
  7.  前記一対のプーリは、駆動プーリと従動プーリとを含み、
     前記駆動周波数設定手段は、前記駆動プーリの油圧室に連通されている制御バルブを動作させる駆動信号の駆動周波数を、その駆動信号の振幅の極大値の位相が、前記駆動プーリの回転に伴う振動における振幅の極大値の位相および前記従動プーリの油圧室の油圧の脈動における振幅の極大値の位相に対してずれている周波数に設定する手段を含む
    ことを特徴とする請求項1ないし6のいずれかに記載の自動変速機の油圧制御装置。
  8.  前記駆動周波数設定手段は、前記従動プーリの油圧室に連通されている制御バルブを動作させる駆動信号の駆動周波数を、その駆動信号の振幅の極大値の位相が、前記従動プーリの回転に伴う振動における振幅の極大値の位相および前記駆動プーリの油圧室の油圧の脈動における振幅の極大値の位相に対してずれている周波数に設定する手段を含む
    ことを特徴とする請求項7に記載の自動変速機の油圧制御装置。
  9.  前記油圧室の実際の油圧と目標油圧との偏差と、所定の制御ゲインとに基づいて前記制御バルブの制御量を求めて出力する制御器と、
     前記駆動周波数が変更された場合に、駆動周波数の変更前と変更後との前記制御バルブの制御性が変化しないように前記制御ゲインを変更する制御ゲイン変更手段と
    を更に備えていることを特徴とする請求項1ないし8のいずれかに記載の自動変速機の油圧制御装置。
  10.  前記制御ゲイン変更手段は、前記駆動周波数が高周波数側に変更された場合に前記制御ゲインを小さくし、かつ前記駆動周波数が低周波数側に変更された場合に前記制御ゲインを大きくするように構成されていることを特徴とする請求項9に記載の自動変速機の油圧制御装置。
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