WO2013145972A1 - 無段変速機及びその油圧制御方法 - Google Patents

無段変速機及びその油圧制御方法 Download PDF

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高橋　誠一郎
岳 江口
隆浩 小林
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ジヤトコ株式会社
日産自動車株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to hydraulic control of a continuously variable transmission.
  • a continuously variable transmission (hereinafter referred to as “CVT”) wraps a belt between a primary pulley and a secondary pulley and changes the width of the groove of both pulleys to change the gear ratio steplessly.
  • the torque that can be transmitted by the CVT is determined by the force with which the primary pulley and the secondary pulley press the belt (hereinafter, referred to as “pulley pressing force”). It depends on the pressure.
  • the primary pressure and the secondary pressure are controlled so that the torque that can be transmitted is not smaller than the input torque to the CVT determined by the engine torque and the torque converter torque ratio, and the belt is not slid. Input torque can be transmitted.
  • the inertia torque is obtained based on the change in the input rotation speed of the CVT, and when the primary pressure and the secondary pressure are corrected in accordance with the inertia torque, the correction of the primary pressure and the secondary pressure is reversed due to the control timing deviation. This is because a change in the input rotation speed may be caused, and in this case, the change in the input rotation speed of the CVT and the correction of the primary pressure and the secondary pressure that are received are repeated.
  • An object of the present invention has been made in view of such a technical problem, and is to suppress the hunting of the input rotation speed of the CVT in correcting the primary pressure and the secondary pressure according to the inertia torque.
  • a primary pulley connected to a drive source via an input shaft, a secondary pulley connected to an output shaft, a belt wound between both pulleys to transmit power
  • the pulley pressure supplied to both pulleys is controlled to adjust the speed ratio between both pulleys by changing the groove width of both pulleys based on the target input shaft rotation speed set according to the operating state of the drive source.
  • a continuously variable transmission comprising: a control device configured to detect a rotational speed of the input shaft and calculate an inertia torque input to the continuously variable transmission based on the detected rate of change of the rotational speed. Then, a continuously variable transmission is provided that extracts a positive portion from the calculated inertia torque and obtains a positive inertia torque, and corrects the pulley pressure based on the extracted positive inertia torque.
  • a primary pulley connected to a drive source via an input shaft
  • a secondary pulley connected to an output shaft
  • a belt wound between both pulleys and transmitting power Pulley pressure supplied to both pulleys to adjust the speed ratio between the two pulleys by changing the groove width of both pulleys based on the target input shaft rotational speed set according to the operating state of the drive source.
  • a control device for controlling the hydraulic pressure of the continuously variable transmission, wherein the rotational speed of the input shaft is detected and input to the continuously variable transmission based on the rate of change of the detected rotational speed.
  • a hydraulic control method for calculating an inertia torque, and extracting a positive portion from the calculated inertia torque to obtain a positive inertia torque and correcting the pulley pressure based on the extracted positive inertia torque It is provided.
  • the inertia torque calculation value calculated from the change rate of the actual rotational speed is not used as it is for correcting the primary pressure and the secondary pressure, but only the positive portion of the inertia torque calculation value is used. Therefore, the primary pressure and the secondary pressure are always corrected to the increasing side, and the hydraulic pressure does not decrease more than the necessary pressure due to the correction, so the belt does not slip.
  • the rate of change of the inertia torque calculation value for correction is limited to the part where the rate of change of the actual input rotational speed does not correspond to the target rotational speed change rate and only the rotational change speed is changing.
  • the inertia torque calculation value does not follow the hunting of the actual input rotation speed of the continuously variable transmission, and the hunting of the actual input rotation speed can be suppressed.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a continuously variable transmission.
  • FIG. 2 is a shift map of the continuously variable transmission.
  • FIG. 3 is a flowchart showing the content of correction control of the primary pressure and the secondary pressure corresponding to the inertia torque.
  • FIG. 4A is a diagram showing an actual inertia torque.
  • FIG. 4B is a diagram showing a positive inertia torque.
  • FIG. 4C is a diagram showing a correction inertia torque.
  • FIG. 1 shows a schematic configuration of a continuously variable transmission (hereinafter referred to as “CVT”) 1.
  • CVT continuously variable transmission
  • the primary pulley 2 and the secondary pulley 3 are arranged so that the grooves of both are aligned, and a belt 4 is stretched over the grooves of the pulleys 2 and 3.
  • An engine 5 is arranged coaxially with the primary pulley 2, and a torque converter 6, a forward / reverse switching mechanism 7, and an input shaft 2in are provided between the engine 5 and the primary pulley 2 in this order from the engine 5 side.
  • the torque converter 6 includes a pump impeller 6a connected to the output shaft of the engine 5, a turbine runner 6b connected to the input shaft of the forward / reverse switching mechanism 7, a stator 6c, and a lock-up clutch 6d.
  • the forward / reverse switching mechanism 7 includes a double pinion planetary gear set 7a as a main component, its sun gear is coupled to the turbine runner 6b of the torque converter 6, and the carrier is coupled to the primary pulley 2.
  • the forward / reverse switching mechanism 7 further includes a starting clutch 7b that directly connects the sun gear and the carrier of the double pinion planetary gear set 7a, and a reverse brake 7c that fixes the ring gear.
  • the starting clutch 7b When the starting clutch 7b is engaged, the input rotation via the torque converter 6 from the engine 5 is directly transmitted to the primary pulley 2, and when the reverse brake 7c is engaged, the input rotation via the torque converter 6 from the engine 5 is reversed. Is transmitted to the primary pulley 2.
  • the rotation of the primary pulley 2 is transmitted to the secondary pulley 3 via the belt 4, and the rotation of the secondary pulley 3 is transmitted to the driving wheel (not shown) via the output shaft 8, the gear set 9 and the differential gear device 10.
  • one of the conical plates forming the grooves of the primary pulley 2 and the secondary pulley 3 is a fixed conical plate 2a, 3a.
  • the other conical plates 2b and 3b are movable conical plates that can be displaced in the axial direction.
  • the movable conical plates 2b and 3b are attached toward the fixed conical plates 2a and 3a by supplying the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec, which are generated using the line pressure as the original pressure, to the primary pulley chamber 2c and the secondary pulley chamber 3c.
  • the belt 4 is frictionally joined to the conical plate, and power is transmitted between the primary pulley 2 and the secondary pulley 3.
  • the speed change is performed by changing the groove width of the pulleys 2 and 3 by the differential pressure between the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec, and continuously changing the winding arc diameter of the belt 4 around the pulleys 2 and 3. .
  • the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec are controlled by the shift control hydraulic circuit 11 together with the hydraulic pressure supplied to the start clutch 7b that is engaged when the forward travel range is selected and the reverse brake 7c that is engaged when the reverse travel range is selected.
  • the shift control hydraulic circuit 11 performs control in response to a signal from the transmission controller 12.
  • the transmission controller 12 includes a signal from the input rotation speed sensor 13 that detects the actual input rotation speed Nin of the CVT 1, a signal from the vehicle speed sensor 14 that detects the output rotation speed of the CVT 1, that is, the vehicle speed VSP, and a secondary pressure.
  • a signal from the oil temperature sensor 18 that detects TMPt and a signal related to the operating state of the engine 5 (engine rotational speed Ne, engine torque, fuel injection time, cooling water temperature TMPE, etc.) from the engine controller 19 that controls the engine 5 Entered.
  • the transmission controller 12 sets a target input rotation speed tNin corresponding to the vehicle speed VSP and the accelerator opening APO with reference to the shift map shown in FIG. 2, and the actual input rotation speed Nin follows the target input rotation speed tNin.
  • the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec are controlled so that the pulley pressing force necessary for transmitting the basic input torque of the CVT 1 determined by the engine torque and the torque converter torque ratio is obtained.
  • the transmission controller 12 calculates an inertia torque, and increases and corrects the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec according to the calculated value to prevent the belt 4 from slipping.
  • a target rotational speed change rate that is a target value of the actual input rotational speed change rate is set, and the actual input is performed at the time of shifting. Control is performed so that the rate of change of the rotational speed follows the target rate of change of the rotational speed, but the rate of change of the actual input rotational speed repeatedly increases and decreases despite the target rotational speed rate of change not changing.
  • the inertia torque calculation value positive value used for correcting the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec is calculated with respect to the inertia torque calculation value.
  • the rate of decrease of the value is limited, and the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec are increased and corrected according to the value after the limitation (correction inertia torque calculation value). That.
  • the correction of the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec makes it difficult for the inertia torque calculation value to follow the hunting of the actual input rotational speed Nin, so the fluctuations in the correction values of the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec continue. No longer. Therefore, it is possible to suppress the hunting duration.
  • FIG. 3 is a flowchart showing the content of the correction control of the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec according to the inertia torque calculation value performed by the transmission controller 12.
  • 4A to 4C are diagrams for explaining a correction inertia torque calculation value used for correcting the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec. The correction control of the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec corresponding to the inertia torque will be described with reference to these.
  • the transmission controller 12 reads the actual input rotational speed Nin detected by the input rotational speed sensor 13.
  • the transmission controller 12 calculates the actual inertia torque input to the CVT 1.
  • the actual inertia torque calculation value can be calculated by multiplying the moment of inertia around the axis of the primary pulley 2 by the rate of change of the actual input rotational speed Nin.
  • the solid line in FIG. 4A schematically represents the actual inertia torque calculated in this way.
  • the one-dot chain line in the figure shows the target rotational speed change rate as the target value of the input rotational speed change rate set based on the difference between the target input rotational speed tNin and the actual input rotational speed Nin. This is a target inertia torque calculation value obtained by multiplying the moment of inertia.
  • the transmission controller 12 extracts only a portion having a positive value from the actual inertia torque calculation value calculated in S2, and sets this as a positive inertia torque calculation value.
  • the solid line in FIG. 4B shows a positive inertia torque calculation value obtained by extracting only a portion where the value is positive from the actual inertia torque calculation value.
  • the transmission controller 12 specifies an inertia torque calculation value change portion caused by a change in the change rate of the input rotation speed from the positive inertia torque calculation value obtained in S3, and specifies the specified inertia torque calculation value.
  • the reduction rate of the value change portion is limited to a correction inertia torque calculation value.
  • the inertia torque calculation value change portion refers to a portion where only the actual input rotation speed Nin changes with respect to the target input rotation speed tNin without corresponding to the target input rotation speed tNin due to a change in the gear ratio. Specifically, the portion where the target rotational speed change rate and the actual input rotational speed Nin do not change with respect to the positive inertia torque calculated from the actual input rotational speed, and the target rotational speed change rate are This is a portion excluding a portion where the change rate of the actual input rotational speed Nin changes so as to follow and change.
  • the decrease rate of the inertia torque calculation value is larger than a predetermined lower limit value
  • the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec corrected by the inertia torque calculation value are calculated so as to follow the decrease rate of the inertia torque calculation value.
  • the solid line in FIG. 4C indicates the corrected inertia torque calculated value obtained by limiting the decrease rate of the inertia torque calculated value changing portion of the positive inertia torque calculated value. In the portion where the decrease rate is limited, the correction inertia torque calculation value gradually changes.
  • the transmission controller 12 corrects the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec based on the correction inertia torque calculation value obtained in S4.
  • the corrected inertia torque calculation value is a positive value, and the torque that needs to be transmitted by the CVT 1 increases accordingly. Therefore, the transmission controller 12 increases and corrects the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec.
  • the actual inertia torque calculation value is not used as it is for correcting the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec, but only the positive part of the actual inertia torque calculation value is used (S3). Thereby, the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec are always corrected to the increasing side, and the belt 4 does not slip due to the correction.
  • the corrected inertia torque calculation value used for correcting the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec the correction inertia among the portions where the change rate of the actual input rotation speed Nin does not correspond to the target rotation speed change rate.
  • the reduction rate of torque calculation value was limited. Thereby, the fluctuation
  • the reduction rate is limited only to the portion where the change rate of the actual input rotational speed Nin does not correspond to the target rotational speed change rate, it is corrected by limiting the reduction rate of the correction inertia torque calculation value. Friction increase and fuel consumption deterioration due to the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec becoming difficult to decrease can be minimized.

Abstract

　変速機コントローラは、入力軸の回転速度を検出し、検出された回転速度の変化率に基づき無段変速機に入力されるイナーシャトルクを演算し、演算されたイナーシャトルクから正の部分を抽出して正イナーシャトルクを求め、抽出された正イナーシャトルクに基づいてプーリ圧を補正する。

Description

無段変速機及びその油圧制御方法
　本発明は、無段変速機の油圧制御に関する。
　無段変速機（以下、「ＣＶＴ」という。）は、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間にベルトを巻き掛け、両プーリの溝の幅を変更することによって変速比を無段階に変更する。ＣＶＴが伝達可能なトルクは、プライマリプーリ及びセカンダリプーリがベルトを押し付ける力（以下、「プーリ押し付け力」という。）によって決まり、プーリ押し付け力は、プライマリプーリ及びセカンダリプーリに供給されるプライマリ圧及びセカンダリ圧によって決まる。
　したがって、ＣＶＴにおいては、伝達可能なトルクが、エンジントルク及びトルクコンバータトルク比によって決まるＣＶＴへの入力トルクよりも小さくならないように、プライマリ圧及びセカンダリ圧を制御することによって、ベルトを滑らせることなく入力トルクを伝達できるようにしている。
　また、ＣＶＴの入力回転速度が変化すると、ＣＶＴにイナーシャトルクが入力され、ＣＶＴが実際に伝達する必要のあるトルクがその分だけ増大又は減少する。このため、ＣＶＴに入力されるイナーシャトルクを演算し、演算したイナーシャトルクに応じてプライマリ圧及びセカンダリ圧を補正するようにすれば、伝達可能なトルクを過不足なく確保することが可能である。
　なお、ＣＶＴに入力されるイナーシャトルク、及び、その演算方法については、ＪＰ１１－２０５１２Ａに記載がある。
　しかしながら、ＣＶＴに入力されるイナーシャトルクに応じてプライマリ圧及びセカンダリ圧の補正を行うと、ＣＶＴの入力回転速度がハンチングする可能性がある。
　これは、ＣＶＴの入力回転速度の変化に基づきイナーシャトルクを求め、このイナーシャトルクに応じてプライマリ圧及びセカンダリ圧を補正すると、制御のタイミングのずれによってプライマリ圧及びセカンダリ圧の補正が逆にＣＶＴの入力回転速度の変化を引き起こす場合があり、この場合、ＣＶＴの入力回転速度の変化とそれを受けたプライマリ圧及びセカンダリ圧の補正とが繰り返されてしまうからである。
　本発明の目的は、このような技術的課題に鑑みてなされたもので、イナーシャトルクに応じてプライマリ圧及びセカンダリ圧を補正するにあたり、ＣＶＴの入力回転速度がハンチングするのを抑えることである。
　本発明のある態様によれば、入力軸を介して駆動源に連結されたプライマリプーリと、出力軸に連結されたセカンダリプーリと、両プーリ間に巻き懸けられて動力を伝達するベルトと、前記駆動源の運転状態に応じて設定された目標入力軸回転速度に基づいて前記両プーリの溝幅を変更して前記両プーリ間の速度比を調整すべく前記両プーリに供給するプーリ圧を制御する制御装置と、を備えた無段変速機であって、前記入力軸の回転速度を検出し、前記検出された回転速度の変化率に基づき前記無段変速機に入力されるイナーシャトルクを演算し、前記演算されたイナーシャトルクから正の部分を抽出して正イナーシャトルクを求め、前記抽出された正イナーシャトルクに基づいて前記プーリ圧を補正する、無段変速機が提供される。
　本発明の別の態様によれば、入力軸を介して駆動源に連結されたプライマリプーリと、出力軸に連結されたセカンダリプーリと、両プーリ間に巻き懸けられて動力を伝達するベルトと、前記駆動源の運転状態に応じて設定された目標入力軸回転速度に基づいて前記両プーリの溝幅を変更して前記両プーリ間の速度比を調整すべく前記両プーリに供給するプーリ圧を制御する制御装置と、を備えた無段変速機の油圧制御方法であって、前記入力軸の回転速度を検出し、前記検出された回転速度の変化率に基づき前記無段変速機に入力されるイナーシャトルクを演算し、前記演算されたイナーシャトルクから正の部分を抽出して正イナーシャトルクを求め、前記抽出された正イナーシャトルクに基づいて前記プーリ圧を補正する、油圧制御方法が提供される。
　これらの態様によれば、実回転速度の変化率から演算されるイナーシャトルク演算値をそのままプライマリ圧及びセカンダリ圧の補正に使うのではなく、イナーシャトルク演算値のうち正の部分のみを使うようにしたので、プライマリ圧及びセカンダリ圧は常に増大側に補正され、補正が原因となって必要圧以上に油圧が低下しないため、ベルトが滑ることはない。
　また、実入力回転速度の変化率が目標回転速度変化率に対応せず、回転変化速度のみが変化している部分に対して、補正用イナーシャトルク演算値の減少率を制限したことにより、補正用イナーシャトルク演算値は、無段変速機の実入力回転速度のハンチングに追従することがなくなり、実入力回転速度のハンチングの持続を抑えることができる。
　本発明の実施形態及び本発明の利点については、添付された図面を参照しながら以下に詳細に説明する。
図１は、無段変速機の概略構成図である。 図２は、無段変速機の変速マップである。 図３は、イナーシャトルクに応じたプライマリ圧及びセカンダリ圧の補正制御の内容を示したフローチャートである。 図４Ａは、実イナーシャトルクを示した図である。 図４Ｂは、正イナーシャトルクを示した図である。 図４Ｃは、補正用イナーシャトルクを示した図である。
　図１は、無段変速機（以下、「ＣＶＴ」という。）１の概略構成を示している。プライマリプーリ２及びセカンダリプーリ３が両者の溝が整列するよう配置され、これらプーリ２、３の溝にはベルト４が掛け渡されている。プライマリプーリ２と同軸にエンジン５が配置され、エンジン５とプライマリプーリ２の間には、エンジン５の側から順に、トルクコンバータ６、前後進切換え機構７、入力軸２ｉｎが設けられている。
　トルクコンバータ６は、エンジン５の出力軸に連結されるポンプインペラ６ａ、前後進切換え機構７の入力軸に連結されるタービンランナ６ｂ、ステータ６ｃ及びロックアップクラッチ６ｄを備える。
　前後進切換え機構７は、ダブルピニオン遊星歯車組７ａを主たる構成要素とし、そのサンギヤはトルクコンバータ６のタービンランナ６ｂに結合され、キャリアはプライマリプーリ２に結合される。前後進切換え機構７は、さらに、ダブルピニオン遊星歯車組７ａのサンギヤ及びキャリア間を直結する発進クラッチ７ｂ、及びリングギヤを固定する後進ブレーキ７ｃを備える。そして、発進クラッチ７ｂの締結時には、エンジン５からトルクコンバータ６を経由した入力回転がそのままプライマリプーリ２に伝達され、後進ブレーキ７ｃの締結時には、エンジン５からトルクコンバータ６を経由した入力回転が逆転され、プライマリプーリ２へと伝達される。
　プライマリプーリ２の回転はベルト４を介してセカンダリプーリ３に伝達され、セカンダリプーリ３の回転は、出力軸８、歯車組９及びディファレンシャルギヤ装置１０を経て図示しない駆動輪へと伝達される。
　上記の動力伝達中にプライマリプーリ２及びセカンダリプーリ３間の変速比を変更可能にするために、プライマリプーリ２及びセカンダリプーリ３の溝を形成する円錐板のうち一方を固定円錐板２ａ、３ａとし、他方の円錐板２ｂ、３ｂを軸線方向へ変位可能な可動円錐板としている。
　これら可動円錐板２ｂ、３ｂは、ライン圧を元圧として作り出したプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃがプライマリプーリ室２ｃ及びセカンダリプーリ室３ｃに供給されることにより固定円錐板２ａ、３ａに向けて付勢され、これによりベルト４を円錐板に摩擦接合させてプライマリプーリ２及びセカンダリプーリ３間での動力伝達が行われる。
　変速は、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃ間の差圧により両プーリ２、３の溝の幅を変化させ、プーリ２、３に対するベルト４の巻き掛け円弧径を連続的に変化させることによって行われる。
　プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃは、前進走行レンジの選択時に締結する発進クラッチ７ｂ、及び後進走行レンジの選択時に締結する後進ブレーキ７ｃへの供給油圧と共に変速制御油圧回路１１によって制御される。変速制御油圧回路１１は変速機コントローラ１２からの信号に応答して制御を行う。
　変速機コントローラ１２には、ＣＶＴ１の実入力回転速度Ｎｉｎを検出する入力回転速度センサ１３からの信号と、ＣＶＴ１の出力回転速度、すなわち、車速ＶＳＰを検出する車速センサ１４からの信号と、セカンダリ圧Ｐｓｅｃを検出するセカンダリ圧センサ１５からの信号と、アクセル開度ＡＰＯを検出するアクセル開度センサ１６からの信号と、セレクトレバー位置を検出するインヒビタスイッチ１７からの選択レンジ信号と、ＣＶＴ１の油温ＴＭＰｔを検出する油温センサ１８からの信号と、エンジン５を制御するエンジンコントローラ１９からのエンジン５の運転状態（エンジン回転速度Ｎｅ、エンジントルク、燃料噴時間、冷却水温ＴＭＰｅ等）に関する信号とが入力される。
　変速機コントローラ１２は、図２に示す変速マップを参照して、車速ＶＳＰとアクセル開度ＡＰＯに対応する目標入力回転速度ｔＮｉｎを設定し、実入力回転速度Ｎｉｎが目標入力回転速度ｔＮｉｎに追従、到達するように、また、エンジントルク及びトルクコンバータトルク比によって決まるＣＶＴ１の基礎入力トルクを伝達するのに必要なプーリ押し付け力が得られるように、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃを制御する。
　また、ＣＶＴ１のアップシフト時等、実入力回転速度Ｎｉｎが減少する場合は、ＣＶＴ１に入力されるイナーシャトルク（正値）によって、ＣＶＴ１が伝達する必要のあるトルクがＣＶＴ１への基礎入力トルクよりも大きくなる。このため、変速機コントローラ１２は、イナーシャトルクを算出し、同演算値に応じてプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃを増大補正し、ベルト４が滑るのを防止する。
　これに対し、ＣＶＴ１のダウンシフト時等、実入力回転速度Ｎｉｎが増大する場合は、ＣＶＴ１に入力されるイナーシャトルク（負値）によって、ＣＶＴ１が伝達する必要のあるトルクがＣＶＴ１への基礎入力トルクよりも小さくなる。このため、この場合は、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃを減少補正することが可能である。
　しかしながら、イナーシャトルクが負値になるタイミングと補正によってプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃが下がるタイミングとがずれると、プーリ押し付け力が不足してベルト４が滑る可能性があるので、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの減少補正は行わないようにする。
　さらに、一般的に実入力回転速度Ｎｉｎを目標入力回転速度ｔＮｉｎに追従、到達させるために、実入力回転速度の変化率の目標値となる目標回転速度変化率を設定し、変速に際して、実入力回転速度の変化率が目標回転変化率に追従するように制御するが、目標回転速度変化率が変化していないにもかかわらず、実入力回転速度の変化率が増減を繰り返している場合で、特にそれがＣＶＴ１の実入力回転速度Ｎｉｎが減少している際に発生している場合は、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正に用いるイナーシャトルク演算値（正値）に対して、イナーシャトルク演算値の減少率を制限し、制限後の値（補正用イナーシャトルク演算値）に応じてプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃを増大補正するようにする。これにより、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正によって、実入力回転速度Ｎｉｎのハンチングに対して、イナーシャトルク演算値が追従しにくくなるため、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正値の変動が持続しなくなる。よって、ハンチングの持続を抑制することが可能となる。
　図３は、変速機コントローラ１２が行う、イナーシャトルク演算値に応じたプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正制御の内容を示したフローチャートである。また、図４Ａ～４Ｃは、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正に用いられる補正用イナーシャトルク演算値を説明するための図である。これらを参照しながらイナーシャトルクに応じたプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正制御について説明する。
　まず、Ｓ１では、変速機コントローラ１２は、入力回転速度センサ１３で検出される実入力回転速度Ｎｉｎを読み込む。
　Ｓ２では、変速機コントローラ１２は、ＣＶＴ１に入力される実イナーシャトルクを演算する。実イナーシャトルク演算値は、プライマリプーリ２の軸周りの慣性モーメントに実入力回転速度Ｎｉｎの変化率を掛けることによって演算することができる。
　図４Ａの実線はこのようにして演算される実イナーシャトルク演算値を模式的に表している。図中一点鎖線は、目標入力回転速度ｔＮｉｎと実入力回転速度Ｎｉｎとの差に基づいて設定される入力回転速度の変化率の目標値としての目標回転速度変化率にプライマリプーリ２の軸周りの慣性モーメントを掛けて得られる目標イナーシャトルク演算値である。
　Ｓ３では、変速機コントローラ１２は、Ｓ２で演算された実イナーシャトルク演算値から正値をとる部分のみを抽出し、これを正イナーシャトルク演算値とする。
　図４Ｂの実線は、実イナーシャトルク演算値から値が正になる部分のみを抽出して得られる正イナーシャトルク演算値を示している。
　Ｓ４では、変速機コントローラ１２は、Ｓ３で得られた正イナーシャトルク演算値のうち、入力回転速度の変化率の変動を要因とするイナーシャトルク演算値変化部分を特定し、特定されたイナーシャトルク演算値変化部分の減少率を制限して補正用イナーシャトルク演算値とする。
　ここで、イナーシャトルク演算値変化部分とは、変速比の変動によって、目標入力回転速度ｔＮｉｎに対応せず実入力回転速度Ｎｉｎのみが目標入力回転速度ｔＮｉｎに対して変動している部分を指す。具体的には、実入力回転速度から演算される正イナーシャトルク演算値に対して、目標回転速度変化率と実入力回転速度Ｎｉｎの変化率とがともに変化しない部分、及び目標回転速度変化率が変化し、これに追従するように実入力回転速度Ｎｉｎの変化率が変化する部分を除いた部分である。
　また、減少率を制限するとは、イナーシャトルク演算値の減少率（＝変化率×－１）が所定の下限値よりも大きい場合は下限値に制限することである。イナーシャトルク演算値の減少率が所定の下限値よりも大きくなると、イナーシャトルク演算値によって補正されるプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃが、イナーシャトルク演算値の減少率に追従するように演算されることで、結果として、プーリ油圧の変動が発生してしまい、結果として、ＣＶＴ１の実入力回転速度Ｎｉｎのハンチングが持続するので、下限値はＣＶＴ１の実入力回転速度Ｎｉｎのハンチングの持続が発生しにくい値に設定される。
　図４Ｃの実線は、正イナーシャトルク演算値のうち、イナーシャトルク演算値変化部分の減少率を制限することで得られる補正用イナーシャトルク演算値を示している。減少率が制限された部分は、補正用イナーシャトルク演算値が緩やかに変化する。
　Ｓ５では、変速機コントローラ１２は、Ｓ４で得られた補正用イナーシャトルク演算値に基づきプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃを補正する。補正用イナーシャトルク演算値は正値であり、ＣＶＴ１が伝達する必要のあるトルクがその分大きくなるので、変速機コントローラ１２は、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃを増大補正する。
　続いて、上記イナーシャトルク演算値に応じたプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正制御を行うことによる作用効果について説明する。
　本実施形態では、実イナーシャトルク演算値をそのままプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正に使うのではなく、実イナーシャトルク演算値のうち正の部分のみを使うようにした（Ｓ３）。これにより、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃは常に増大側に補正され、補正が原因となってベルト４が滑ることはない。
　さらに、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃの補正に用いる補正用イナーシャトルク演算値では、実入力回転速度Ｎｉｎの変化率が目標回転速度変化率に対応せず変動している部分のうち、補正用イナーシャトルク演算値の減少率を制限するようにした。これにより、プーリ油圧の変動を抑制することができ、制御の安定性が高められ、ＣＶＴ１の実入力回転速度Ｎｉｎのハンチングの持続を抑えることができる（Ｓ４）。
　減少率の制限は実入力回転速度Ｎｉｎの変化率が目標回転速度変化率に対応せず変化している部分に限って行われるので、補正用イナーシャトルク演算値の減少率の制限によって補正後のプライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃが下がりにくくなることによるフリクション増大、燃費悪化は、最小限に抑えることができる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一つを示したものに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　本願は日本国特許庁に２０１２年３月２８日に出願された特願２０１２－７４９２２号に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。
 

Claims (6)

  1. 　入力軸を介して駆動源に連結されたプライマリプーリと、
    　出力軸に連結されたセカンダリプーリと、
    　両プーリ間に巻き懸けられて動力を伝達するベルトと、
    　前記駆動源の運転状態に応じて設定された目標入力軸回転速度に基づいて前記両プーリの溝幅を変更して前記両プーリ間の速度比を調整すべく前記両プーリに供給するプーリ圧を制御する制御装置と、を備えた無段変速機であって、
    　前記制御装置が、
    　前記入力軸の回転速度を検出する回転速度検出手段と、
    　前記検出された回転速度の変化率に基づき前記無段変速機に入力されるイナーシャトルクを演算する演算手段と、
    　前記演算されたイナーシャトルクから正の部分を抽出して正イナーシャトルクを求める抽出手段と、
    　前記抽出された正イナーシャトルクに基づいて前記プーリ圧を補正する補正手段と、
    を備える無段変速機。
  2. 　請求項１に記載の無段変速機であって、
    　前記入力軸の実際の回転速度を前記目標入力回転速度に到達させるために入力軸回転速度の変化率の目標値である目標回転速度変化率を設定し、
    　前記抽出手段は、前記目標回転速度変化率に基づいて算出された目標イナーシャトルク対する前記演算されたイナーシャトルクの正の部分を抽出するように構成される、
    無段変速機。
  3. 　請求項１又は２に記載の無段変速機であって、
    　前記入力軸の実際の回転速度を前記目標入力回転速度に到達させるために入力軸回転速度の変化率の目標値である目標回転速度変化率を設定し、
    　前記正イナーシャトルクのうち、前記入力回転速度の変化率が前記目標入力回転速度変化率に対応せず変化している部分の減少率を制限することで補正用イナーシャトルクを求める補正演算手段を設け、
    　前記補正手段が、前記補正用イナーシャトルクが大きいほど前記プーリ圧を増大側に補正するように構成される、
    無段変速機。
  4. 　入力軸を介して駆動源に連結されたプライマリプーリと、出力軸に連結されたセカンダリプーリと、両プーリ間に巻き懸けられて動力を伝達するベルトと、前記駆動源の運転状態に応じて設定された目標入力軸回転速度に基づいて前記両プーリの溝幅を変更して前記両プーリ間の速度比を調整すべく前記両プーリに供給するプーリ圧を制御する制御装置と、を備えた無段変速機の油圧制御方法であって、
    　前記入力軸の回転速度を検出し、
    　前記検出された回転速度の変化率に基づき前記無段変速機に入力されるイナーシャトルクを演算し、
    　前記演算されたイナーシャトルクから正の部分を抽出して正イナーシャトルクを求め、
    　前記抽出された正イナーシャトルクに基づいて前記プーリ圧を補正する、
    油圧制御方法。
  5. 　請求項４に記載の油圧制御方法であって、
    　前記入力軸の実際の回転速度を前記目標入力回転速度に到達させるために入力軸回転速度の変化率の目標値である目標回転速度変化率を設定し、
    　前記目標回転速度変化率に基づいて算出された目標イナーシャトルク対する前記演算されたイナーシャトルクの正の部分を抽出する、
    油圧制御方法。
  6. 　請求項４又は５に記載の油圧制御方法であって、
    　前記入力軸の実際の回転速度を前記目標入力回転速度に到達させるために入力軸回転速度の変化率の目標値である目標回転速度変化率を設定し、
    　前記正イナーシャトルクのうち、前記入力回転速度の変化率が前記目標入力回転速度変化率に対応せず変化している部分の減少率を制限することで補正用イナーシャトルクを求め、
    　前記補正用イナーシャトルクが大きいほど前記プーリ圧を増大側に補正する、
    油圧制御方法。
     
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