WO2019044587A1 - トロイダル無段変速機の変速制御装置 - Google Patents

トロイダル無段変速機の変速制御装置 Download PDF

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WO2019044587A1
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rotational speed
gain
speed range
sensitivity
increase
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PCT/JP2018/030797
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吉平 松田
昇二 宮西
中島　健一
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川崎重工業株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a transmission control apparatus for a toroidal continuously variable transmission, in which a gear ratio is changed by changing a tilt angle of a power roller by changing a roller position of the power roller with respect to a disk by an actuator.
  • the power roller is tilted to change the transmission ratio by changing the position of the power roller with respect to the disc using an actuator (see, for example, Patent Document 1).
  • the tilt sensitivity of the power roller differs depending on the rotational speed of the disc, and becomes higher as the rotational speed increases. From the viewpoint of control stability, it is necessary to decrease the gain of the closed loop control of the transmission ratio as the rotational speed increases so that the shift sensitivity does not become too high and the shift control does not become unstable (divergence). However, when it is intended to use the toroidal continuously variable transmission under high speed conditions, if the gain of closed loop control of the transmission ratio is continued to decrease in inverse proportion to the increase of the rotational speed, the gain becomes considerably small at high speed. It will be.
  • a transmission control device for a toroidal continuously variable transmission changes a gear position by changing a tilt angle of the power roller by changing a roller position of the power roller with respect to a disc by using an actuator.
  • a transmission control device for a transmission comprising: an actual gear ratio acquisition device for acquiring an actual value of the gear ratio; and closed loop control to reduce a deviation between a command value of the gear ratio and the actual value of the gear ratio.
  • the target position calculator for calculating the target value of the roller position, and in the first rotational speed range and the second rotational speed range higher than the first rotational speed range, the closed loop is performed according to the change in the rotational speed of the disc.
  • a gain setter for adjusting a gain of control, wherein the gain setter lowers the sensitivity of the closed loop control in the first rotational speed range as the rotational speed increases.
  • the present inventors tend to increase the rotational sensitivity of the power roller proportionally as the rotational speed of the disk increases in the low speed region, but in the high speed region, the rotational sensitivity as in the low speed region It has been found that the rate of increase in the tilt sensitivity of the power roller decreases as the rotational speed of the disk increases, rather than increasing proportionally.
  • the sensitivity of the closed loop control decreases with an increase in the rotational speed, so that the shift control is prevented from becoming unstable (divergence).
  • the second rotational speed range high speed range
  • the decrease in sensitivity of the closed loop control as the rotational speed increases is smaller than that in the first rotational speed range, so that the reduction in control responsiveness is prevented. Therefore, both control stability and control response can be achieved even in the high speed region, and the usable range of the disc rotational speed of the toroidal continuously variable transmission can be expanded.
  • the gain setting unit may change the gain such that the decrease rate of the sensitivity in the second rotational speed range becomes continuously smaller as the rotational speed increases.
  • the gain setting unit may change the gain such that a change in the gain with an increase in the rotational speed is inversely correlated with a change in a tilt sensitivity of the power roller with an increase in the rotational speed. Good.
  • a position controller for estimating an actual value of the roller position; and a position controller for calculating an operation command value for the actuator by a second closed loop control so as to reduce a deviation between the target value and the actual value of the roller position.
  • a second gain setting device for adjusting the sensitivity of the internal model of the position estimator according to the change in the rotational speed in the first rotational speed range and the second rotational speed range higher than the first rotational speed range
  • the second gain setter increases the sensitivity of the internal model with the increase of the rotational speed in the first rotational speed range, and the rotation of the second model in the second rotational speed range.
  • the sensitivity of the internal model may be changed such that an increase rate of the sensitivity of the internal model with an increase in speed becomes smaller than the first rotational speed range.
  • the target value of the operating position of the shift element is calculated together with the closed loop control (major closed loop control) for calculating the target value of the operating position of the shift element so as to reduce the deviation between the command value of the transmission ratio and the actual value.
  • the first rotational speed range (low speed range) and the second rotational speed range In any of the (high-speed range), the sensitivity of the internal model of the position estimator also increases or decreases to match the increase or decrease of the tilt sensitivity of the power roller according to the increase or decrease of the rotation speed. It is possible to prevent a decrease in estimation accuracy.
  • the usable range of the disc rotational speed of the toroidal continuously variable transmission can be expanded while achieving both control stability and control response.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of the drive mechanism integrated generator shown in FIG.
  • FIG. 2 is a block diagram of a shift control device of the drive mechanism integrated power generation device shown in FIG. 1.
  • It is a block diagram of the internal model of the position estimator shown in FIG.
  • It is a graph which shows the relationship between the tilting sensitivity of a power roller shown in FIG. 1, and a disk rotational speed.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the calculated gain of the target position calculator shown in FIG. 3 and the disc rotational speed.
  • 5 is a graph showing the relationship between the internal gain of the position estimator shown in FIG. 4 and the disc rotational speed.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram of a drive mechanism integrated generator 1 according to the embodiment.
  • a drive mechanism integrated generator 1 (hereinafter referred to as “IDG”) is used as an AC power supply of an aircraft.
  • the IDG 1 comprises a casing 2 attached to the engine of the aircraft, in which the generator 3 is housed together with a constant speed drive (hereinafter "CSD") 4.
  • the CSD 4 forms a power transmission path for transmitting the rotational power of the engine rotation shaft (not shown) of the aircraft to the generator 3, and the toroidal continuously variable transmission 10 (hereinafter “toroidal CVT”) constitutes a part thereof .
  • TCD constant speed drive
  • the rotational power of the engine rotation shaft is input to the toroidal CVT 10 via the input path 5 of the CSD 4, shifted by the toroidal CVT 10, and output to the generator shaft 7 via the output path 6 of the CSD 4.
  • the generator shaft 7 rotates, the generator 3 generates AC power at a frequency proportional to the rotational speed of the generator shaft 7.
  • the transmission ratio SR of the toroidal CVT 10 is continuous so as to keep the rotational speed of the generator shaft 7 at an appropriate value (a value corresponding to the frequency at which the electrical components in the aircraft operate stably) regardless of the fluctuation of the rotational speed of the engine rotational shaft. Is changed to As a result, the frequency of the AC power generated by the generator 3 is maintained at an appropriate value, and the electrical components in the aircraft operate stably.
  • the CVT input shaft 11 and the CVT output shaft 12 are coaxially arranged on the CVT axis line A1.
  • An input disk 13 is integrally rotatably provided on the CVT input shaft 11, and an output disk 14 is integrally rotatably provided on the CVT output shaft 12.
  • the input disc 13 and the output disc 14 face each other to form an annular cavity 15.
  • the toroidal CVT 10 is a double cavity type, and includes two sets of input disks 13A and 13B and output disks 14A and 14B having the same structure, and two cavities 15A and 15B are aligned in the direction of the CVT axis A1.
  • Each power roller 16 is supported by the trunnion 17 so as to be rotatable about a rolling axis A3.
  • the trunnions 17 correspond to the power rollers 16 in a one-to-one relationship, and are supported by the casing 2 so as to be displaceable in the extending direction of the tilting axis A2 and to be rotatable around the tilting axis A2.
  • the power roller 16 receives the supply of traction oil and is pressed against the disks 13 and 14 by the clamping force generated by the clamping mechanism 18.
  • the clamp mechanism 18 may be cam type (sometimes referred to as loading cam mechanism) or hydraulic type.
  • a high viscosity oil film is formed on the input side contact portion (the contact interface between the power roller 16 and the input disk 13) and the output side contact portion (the contact interface between the power roller 16 and the output disk 14).
  • the CVT input shaft 11 is rotationally driven by the rotational power input from the input path 5.
  • the power roller 16 is rotationally driven around the rolling axis A3 by the shear resistance of the oil film generated at the input side contact portion.
  • the output disk 14 When the power roller 16 rotates around the rolling axis A3, the output disk 14 is rotationally driven by the shear resistance of the oil film generated at the output side contact portion, and the CVT output shaft 12 integrally rotates. The rotational power of the CVT output shaft 12 is output to the output path 6.
  • the gear ratio SR is continuously changed in accordance with the roller position X (the position of the power roller 16 in the extension direction of the tilting axis A2).
  • the radius ratio is a ratio of the input-side contact radius r in (the distance from the CVT axis A1 to the input-side contact portion) to the output-side contact radius r out (the distance from the CVT axis A1 to the output-side contact portion).
  • the power roller 16 rotates around the tilting axis A2 until the side slip is eliminated, and the tilting angle ⁇ (rotation angle of the power roller 16 around the tilting axis A2) is changed .
  • the tilt angle ⁇ is changed, the input side contact part and the output side contact part are displaced, whereby the input side contact radius r in and the output side contact radius r out are continuously changed. Therefore, the radius ratio, that is, the gear ratio SR is continuously changed.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of the drive mechanism integrated generator 1 shown in FIG. As shown in FIG. 2, the roller position X is changed by the hydraulic actuator 20.
  • the hydraulic actuator 20 includes a plurality of hydraulic cylinders 21.
  • the hydraulic cylinder 21 corresponds to the power roller 16 and the trunnion 17 one by one.
  • the hydraulic cylinder 21 includes a body 21a, a piston 21b and a rod 21c.
  • the hydraulic cylinder 21 is a double acting type, and the inside of the body 21a is divided into a speed increasing chamber 22 and a speed reducing chamber 23 by a piston 21b.
  • the rod 21c is disposed coaxially with the tilting axis A2, connects the piston 21b to the trunnion 17, and moves in the extension direction of the tilting axis A2 together with the trunnion 17 and the power roller 16 supported thereon.
  • the roller position X is changed to the speed increasing side in the extension direction of the tilting axis A2.
  • the roller position X is changed to the decelerating side opposite to the accelerating side in the extension direction of the tilting axis A2.
  • the two power rollers 16 disposed in one cavity 15 are displaced in opposite directions to each other in the extending direction of the tilting axis A2 in order to keep the radius ratio equal to each other when changing the roller position X.
  • the tilt angle ⁇ increases at a tilt speed corresponding to the position change amount (offset amount), and the gear ratio SR increases, and the roller position X becomes a neutral point X n As a result, the increased gear ratio SR is maintained.
  • the tilt angle ⁇ becomes smaller at a tilt speed corresponding to the position change amount (offset amount), and the gear ratio SR decreases, and the roller position X becomes the neutral point X n By returning, the decelerating transmission gear ratio SR is maintained.
  • the neutral angle ⁇ n is approximately equal to the central value of the displacement tolerance range, and the minimum gear ratio SR min is approximately equal to the reciprocal of the maximum gear ratio SR max .
  • the hydraulic actuator 20 further includes a control valve 25. While the hydraulic cylinders 21 correspond to the power rollers 16 one by one, the control valve 25 is single for a plurality of power rollers 16, for example.
  • the control valve 25 is a four-way switching valve, and has a supply port PS, a return port PT, an acceleration control port CA, and a deceleration control port CB.
  • the hydraulic pump 27 for drawing oil from the oil tank 26 is connected to the supply port PS, and the return port PT is connected to the oil tank 26.
  • the speed increasing control port CA is connected to the speed increasing chamber 22, and the speed reducing chamber 23 is connected to the speed reduction control port CB.
  • the control valve 25 is a spool valve, and the connection state of the port is switched according to the position of the spool 28.
  • the control valve 25 is a three-position switching valve, and the spool 28 is positioned in the shutoff area (center position in FIG. 2), the acceleration area (left position in FIG. 2) or the deceleration area (right position in FIG. 2).
  • the control ports CA and CB are blocked from the supply port PS and the return port PT. At this time, the supply and discharge of oil to the speed increasing chamber 22 and the speed reducing chamber 23 is stopped, and the transmission gear ratio is maintained.
  • the acceleration control port CA is connected to the supply port PS, and the deceleration control port CB is connected to the return port PT. At this time, oil is supplied to the speed increasing chamber 22 and discharged from the speed reducing chamber 23, and the gear ratio is increased.
  • the acceleration control port CA is connected to the return port PT, and the deceleration control port CB is connected to the supply port PS.
  • the opening degree of the supply port PS and the return port PT is variably set according to the spool position in the area.
  • the control valve 25 has a drive unit 29 that drives the spool 28 to control the spool position and the opening degree.
  • the control valve 25 is, for example, a nozzle flapper type servo valve.
  • the flow rate and pressure of oil supplied to and discharged from the speed increasing chamber 22 and the speed reducing chamber 23 are adjusted by the drive unit 29.
  • the control valve 25 is a motor-operated valve, and the drive unit 29 receives a drive signal from the transmission control device 40, and controls the spool position and the opening degree according to the output value I (current value) of the drive signal.
  • the hydraulic actuator 20 includes a bias mechanism (not shown) that forcibly holds the roller position X at a predetermined position when the drive signal satisfies the predetermined condition.
  • the biasing mechanism the output value I is returned to the roller position X satisfy the condition that a zero value I z forcing the lower limit point X min, at a minimum transmission gear ratio SR min as the safe side the speed ratio SR Hold.
  • the roller position X is forcibly returned to the lower limit point X min . If the output value I is zero value I z, the spool 28 is positioned at a bias position of the blocking neutral position SP without deceleration region in the n-area.
  • the roller position X, tilting angle ⁇ and gear ratio SR are respectively the lower limit point X min , minimum tilting angle ⁇ min and minimum gear ratio SR min is reached and held there.
  • the roller position X, tilting angle ⁇ and gear ratio SR are respectively the lower limit point X min , minimum tilting angle ⁇ min and minimum gear ratio SR min is reached and held there.
  • in order to position the spool 28 to the neutral position SP n blocking region to maintain the roller position X is to set the output value I of the driving signal for obtaining a neutral position SP n (neutral value I n) , And continuously output the drive signal to the drive unit 29.
  • FIG. 3 is a block diagram of the transmission control device 40 of the drive mechanism integrated power generation device 1 shown in FIG.
  • the shift control device 40 estimates a tilt angle estimator 41 that obtains an estimated value ⁇ est that is a value obtained by estimating the actual value of the tilt angle, and estimates the actual value of the roller position.
  • Position estimation unit 42 position acquisition unit
  • position control for obtaining operation command value I ref of hydraulic actuator 20 so as to eliminate deviation ⁇ X between target value X ref of roller position and estimated value X est
  • the vessel 43 is provided.
  • Tilting angle estimator 41 regardless of the sensor for directly detecting the tilt angle to obtain the estimate phi est of tilt angle by calculation.
  • the operation command value I ref is, for example, an output value (current value) of a drive signal given to the control valve 25 of the hydraulic actuator 20.
  • Tilting angle estimator 41 includes a conversion unit 45 for converting the actual transmission ratio calculator 44 to determine the actual gear ratio SR (actual gear ratio obtaining unit), and the actual speed ratio SR on the estimated value phi est of tilt angle .
  • the actual gear ratio calculator 44 obtains an actual gear ratio SR according to the ratio between the input rotational speed N1 of the toroidal CVT 10 (the rotational speed of the engine E) and the output rotational speed N2 of the toroidal CVT 10.
  • the input rotational speed N1 and the output rotational speed N2 are respectively detected by the input rotational speed sensor and the output rotational speed sensor.
  • the converter 45 may actually perform an arithmetic operation on the inverse function, but in order to reduce the operation load, a table according to the inverse function is created in advance and this is stored in the transmission control device 40 and estimated by table processing.
  • the value ⁇ est may be determined.
  • the shift control device 40 includes a target gear ratio calculator 46 for obtaining a command value SR ref for the gear ratio.
  • the target gear ratio calculator 46 calculates the command value SR ref of the gear ratio according to the ratio between the input rotational speed N1 detected by the input rotational speed sensor and the command value N2 ref of the output rotational speed stored in advance.
  • the command value N2 ref of the output rotational speed is set to a constant value corresponding to the frequency suitable for the operation of the electrical components in the aircraft. For example, when the target frequency f ref is 400 Hz, the number of poles of the generator 3 is 2, and the detection target of the output rotational speed sensor is the rotational speed of the generator shaft 7, the command value N2 ref is a fixed value of 24,000 rpm.
  • Shift control device 40 includes a target position calculator 48 for calculating a target value X ref roller position so as to reduce the deviation ⁇ SR gear ratio. That is, the target position calculator 48, the major closed-loop control LP1; by (first closed loop control feedback control), calculates the target value X ref roller position so as to approximate the deviation ⁇ SR to zero at a predetermined calculation gain G 1.
  • Target position calculator 42 the rotational speed of the input disk 13 or output disk 14 of the toroidal CVT 10 (e.g., the output rotational speed N2 in the present embodiment) a gain adjustment for changing the calculated gain G 1 of the target value X ref in accordance with the Do.
  • the target position calculator 48 calculates the target value X ref based on the calculated gain G 1, which is determined by the gain setting device 60 in accordance with the output rotation speed N2, which is detected by the rotation speed sensor 35. That is, the gain setting unit 60 is adjusted according to calculated gain G 1 of the target position calculator 48 as the gain major closed-loop control LP1 to changes in the rotational speed N2. For calculating the gain G 1 will be described later.
  • the position controller 43 calculates the operation command value I ref of the hydraulic actuator 20 so as to reduce the deviation ⁇ X. That is, the position controller 43, the minor loop control LP2; by (second closed loop control feedback control), calculates the operational command value I ref to approach the deviation ⁇ X to zero at a predetermined calculation gain G 2. In the present embodiment, it calculates the gain G 2 is a constant.
  • the minor closed loop control LP2 fed back to the position subtractor 49 is a loop included in the major closed loop control LP1 fed back to the transmission ratio subtractor 47.
  • the control valve 25 of the hydraulic actuator 20 is given a drive signal indicated by the operation command value Iref , whereby the actual roller position is brought close to the target value Xref . Then, the actual gear ratio SR is brought close to the command value SR ref , and the output rotational speed N2 is brought close to the command value N2 ref .
  • FIG. 4 is a block diagram of an internal model of the position estimator 42 shown in FIG.
  • the position estimator 42 is an observer created using the model of the tilt angle ⁇ and the model of the hydraulic actuator 20, and estimates the roller position X.
  • the model of tilting angle ⁇ is expressed by equation (1)
  • the model of hydraulic actuator 20 is expressed by equation (2)
  • K 1 is a first proportional gain
  • K 2 is a second proportional gain
  • T 2 is a time constant
  • s is a Laplace operator
  • a model for designing an observer is expressed by Formula (3) by Formula (1) (2)
  • K K 1 K 2 , T 2 00.
  • the design parameter L of the determinant is introduced as equation (9), and the poles of the observer (the eigenvalues of the estimation matrix ⁇ A) are adjusted to be stable.
  • Equation (14) and (15) can be obtained from the model of tilt angle ⁇ (see Equation (1)) and the model of hydraulic actuator 20 (see Equation (2)).
  • ⁇ is the state of the minimum dimension observer.
  • the position estimator 42 calculates the roller position estimated value X est (refer to equation (15)) by performing calculations according to equations (14) and (15).
  • the position estimator 42 estimate phi est of tilting angle is given to the arithmetic circuit 51 having a matrix G from the tilting angle estimator 41, adds G Faiest (see equation (14)) from the arithmetic circuit 51 Is provided to the vessel 52.
  • the operation command value I ref of the hydraulic actuator 20 is applied from the position controller 43 to the arithmetic circuit 53 of the estimation matrix ⁇ B, and ⁇ BI ref (see equation (14)) is applied from the arithmetic circuit 53 to the adder 52. .
  • the output of the adder 52 is applied to an integration circuit 54 having a transfer function 1 / s, and the state ⁇ is output from the integration circuit 54.
  • the state ⁇ is applied to the arithmetic circuit 55 having the estimation matrix ⁇ A, and ⁇ A ⁇ (see equation (14)) is applied from the arithmetic circuit 55 to the adder 52.
  • the adder 52 derives the differential value d ⁇ / dt of the state ⁇ by adding ⁇ A ⁇ , ⁇ BI ref and G ⁇ est (see equation (14)), and supplies this to the integration circuit 54.
  • the state ⁇ is also applied to the arithmetic circuit 56 of the estimation matrix ⁇ C, and ⁇ C ⁇ (see equation (15)) is applied from the arithmetic circuit 56 to the adder 57.
  • Estimate phi est of tilt angle is also given to the arithmetic circuit 58 of the estimation matrix ⁇ D from tilting angle estimator 41, ⁇ D Faiest (see Equation (15)) is applied to the adder 57 from the arithmetic circuit 58 Be The adder 57 ⁇ (see Equation (15)) c.OMEGA.
  • ⁇ D Faiest derive an estimate X est of the roller position by adding the outputs it to the position subtractor 49.
  • the arithmetic circuit 51 having the matrix G and the arithmetic circuit 58 for the estimation matrix ⁇ D are matrix G ⁇ based on the internal gain K B determined by the gain setting unit 61 according to the output rotational speed N2 detected by the rotational speed sensor 35. And derive ⁇ D.
  • the position estimator 42 calculates the estimated value X est of the roller position on the basis of the operational command value I ref estimates phi est a hydraulic actuator 20 of the tilt angle and rotation speed N2.
  • the internal gain K B will be described later.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the tilt sensitivity of the power roller 16 shown in FIG. 1 and the disc rotational speed N2. As indicated by the broken line in FIG. 5, according to the conventional theory, the tilt sensitivity of the power roller 16 is considered to be proportionally high as the disk rotational speed N2 increases.
  • the “tilt sensitivity” means the ratio of the tilt angular velocity of the power roller 16 to the roller position X (offset amount from the neutral point X n ) of the power roller 16.
  • the present inventors tend to have a proportional increase in the tilt sensitivity of the power roller 16 as the disk rotational speed N2 increases. It has been discovered that the rate of increase in the tilt sensitivity of the power roller 16 decreases as the disc rotational speed N2 increases, rather than the increase in the tilt sensitivity proportionally as in the low speed region.
  • the rate of increase in the tilt sensitivity of the power roller 16 decreases as the disc rotational speed N2 increases, rather than the increase in the tilt sensitivity proportionally as in the low speed region.
  • the tilt sensitivity increases proportionally with the increase of the disk rotation speed N2, but the disk rotation speed N2 is predetermined In the high speed region larger than the rotation speed Na, the rate of increase of the tilt sensitivity is continuously reduced with the increase of the disk rotation speed N2.
  • the internal gain K B of calculating the gain G 1 and the position estimator 42 of the target position calculator 48 is adjusted according to the disc rotation speed N2 as follows.
  • Figure 6 is a graph showing the relationship between the calculated gain G 1 and the disk rotational speed N2 of the target position calculator 48 shown in FIG.
  • calculating the gain G 1 it is is reduced as the sensitivity of the major loop control LP1 with increasing disk rotation speed N2 is lowered.
  • the decrease rate of the sensitivity of the major closed loop control LP1 with the increase of the disk rotational speed N2 becomes smaller than the decrease rate of the sensitivity of the major closed loop control LP1 in the low speed region.
  • calculated gain G 1 with increasing disk rotational speed N2 in the low-speed range calculates the gain G reduced rate of 1 continuously with increasing disk rotational speed N2 in the high speed range It will decline.
  • the calculated gain G 1 at a predetermined rotational speed Nb indicates a minimum value, when the disk rotation speed N2 is greater than the rotational speed Nb, the reduction rate calculation gain G 1 is turn positive. That is, the gain setting unit 60 (FIG. 3), the change in calculated gain G 1 with increasing spin speed N2 becomes the change inversely correlated tilting sensitivity of the power roller 16 with increasing spin speed N2 Thus, the calculated gain G 1 is changed.
  • the sensitivity of the major closed loop control LP1 decreases with the increase of the disk rotation speed N2, so that the shift control is prevented from becoming unstable (divergence).
  • the decrease in sensitivity of the major closed loop control LP1 with the increase in the disk rotational speed N2 is smaller than that in the low speed region, so that the decrease in control responsiveness is prevented. Therefore, both control stability and control response can be achieved even in the high speed region, and the usable range of the disk rotational speed N2 of the toroidal CVT 10 can be expanded.
  • Figure 7 is a graph showing the relationship between the internal gain K B and the disk rotational speed N2 of the position estimator 42 shown in FIG.
  • the internal gain K B is increased so that the position estimation sensitivity of the position estimator 42 becomes higher as the disk rotational speed N 2 increases.
  • the rate of increase in internal gain K B with increasing disk rotation speed N2 is an internal gain K B is smaller than the increase rate in the low speed range. That is, in the high speed range, the rate of increase in internal gain K B is gradually decreases continuously with increasing spin speed N2.
  • internal gain K B at a predetermined rotational speed Nb indicates a maximum value
  • the rate of increase in internal gain K B turns to negative. That is, the gain setting unit 61 (FIG. 4), the change in internal gain K B with increasing spin speed N2 becomes the change positively correlated tilting sensitivity of the power roller 16 with increasing spin speed N2 So as to change the internal gain K B.
  • the sensitivity of the internal model of the position estimator 42 also increases or decreases to match the increase or decrease of the tilt sensitivity of the power roller 16 according to the increase or decrease of the disk rotational speed N2 in both the low speed region and the high speed region. Therefore , it is possible to prevent the decrease in the estimation accuracy of the roller position Xest , which is caused by the change of the disk rotation speed N2.
  • the present invention is not limited to the embodiments described above, and the configuration can be changed, added, or deleted.
  • the sensitivity of the internal model of the position estimator 42 may be constant regardless of the disk rotational speed.
  • the horizontal axis in FIGS. 5-7 was the output rotational speed N2, it may be input speed N 1.
  • the toroidal continuously variable transmission 10 may drive another without driving the generator.

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Abstract

トロイダル無段変速機の変速制御装置は、第１回転速度域と前記第１回転速度域よりも速い第２回転速度域とにおいて、ローラ位置の目標値を算出する閉ループ制御のゲインをディスクの回転速度の変化に応じて調整するゲイン設定器を備える。前記ゲイン設定器は、前記第１回転速度域では、前記回転速度の増加に伴って前記閉ループ制御の感度が低下するように前記ゲインを変化させ、前記第２回転速度域では、前記回転速度の増加に伴う前記閉ループ制御の感度の低下率が前記第１回転速度域よりも小さくなるように前記ゲインを変化させる。

Description

トロイダル無段変速機の変速制御装置
　本発明は、ディスクに対するパワーローラのローラ位置をアクチュエータにより変化させることでパワーローラの傾転角を変化させて変速比を変化させるトロイダル無段変速機の変速制御装置に関する。
　トロイダル無段変速機では、ディスクに対するパワーローラの位置をアクチュエータにより変化させることで、パワーローラを傾転させて変速比を変更する（例えば、特許文献１参照）。
特開２００１－１５８４００号公報
　ところで、パワーローラの傾転感度は、ディスクの回転速度によって異なり、当該回転速度が増加するにつれて高感度になる。制御安定性の観点では、傾転感度が高くなり過ぎて変速制御が不安定化（発散）しないように、回転速度の増加に伴って変速比の閉ループ制御のゲインを減少させる必要がある。しかし、トロイダル無段変速機を高速条件下で利用しようとする場合、回転速度の増加に伴って変速比の閉ループ制御のゲインを反比例的に減少させ続けると、高速域では当該ゲインがかなり小さくなることになる。当該ゲインが大幅に減少して変速比の閉ループ制御の感度が下がり過ぎると、目標変速比の細かい変動にパワーローラの傾転が十分に追従できない事態が想定される。このように、高速条件下では制御安定性を求める代償として制御応答性が損なわれるため、トロイダル無段変速機の高速化には限界があるというのが当該分野における現状の認識である。
　そこで本発明では、制御安定性及び制御応答性を両立させながらトロイダル無段変速機のディスク回転速度の使用可能域を拡げることを目的とする。
　本発明の一態様に係るトロイダル無段変速機の変速制御装置は、ディスクに対するパワーローラのローラ位置をアクチュエータにより変化させることでパワーローラの傾転角を変化させて変速比を変化させるトロイダル無段変速機の変速制御装置であって、前記変速比の実値を取得する実変速比取得器と、前記変速比の指令値と前記変速比の前記実値との偏差を減らすように閉ループ制御により前記ローラ位置の目標値を算出する目標位置演算器と、第１回転速度域と前記第１回転速度域よりも速い第２回転速度域とにおいて、前記ディスクの回転速度の変化に応じて前記閉ループ制御のゲインを調整するゲイン設定器と、を備え、前記ゲイン設定器は、前記第１回転速度域では、前記回転速度の増加に伴って前記閉ループ制御の感度が低下するように前記ゲインを変化させ、前記第２回転速度域では、前記回転速度の増加に伴う前記閉ループ制御の感度の低下率が前記第１回転速度域よりも小さくなるように前記ゲインを変化させる。
　本発明者らは、低速域においては、ディスクの回転速度が増加するにつれてパワーローラの傾転感度が比例的に高くなる傾向を有するが、高速域においては、低速域のように傾転感度が比例的に高くなるのではなく、ディスクの回転速度が増加するにつれてパワーローラの傾転感度の増加率が低下することを発見した。前記構成によれば、第１回転速度域（低速域）では、回転速度の増加に伴って閉ループ制御の感度が低下するため、変速制御が不安定化（発散）することが防止される。第２回転速度域（高速域）では、回転速度の増加に伴う閉ループ制御の感度の低下率が第１回転速度域よりも小さくなるため、制御応答性の低下が防止される。よって、高速域においても制御安定性及び制御応答性を両立させることができ、トロイダル無段変速機のディスク回転速度の使用可能域を拡げることができる。
　前記ゲイン設定器は、前記第２回転速度域において前記感度の低下率が前記回転速度の増加に伴って連続的に小さくなるように前記ゲインを変化させてもよい。
　前記構成によれば、ディスクの回転速度が連続的に増加する際に、制御安定性及び制御応答性のバランスを連続的に保つことができる。
　前記ゲイン設定器は、前記回転速度の増加に伴う前記ゲインの変化が、前記回転速度の増加に伴う前記パワーローラの傾転感度の変化と逆相関になるように、前記ゲインを変化させてもよい。
　前記構成によれば、回転速度域の全体にわたって好適に制御安定性及び制御応答性を両立させることができる。
　前記ローラ位置の実値を推定する位置推定器と、前記ローラ位置の前記実値と前記目標値との偏差を減らすように第２の閉ループ制御により前記アクチュエータに対する動作指令値を算出する位置制御器と、第１回転速度域と前記第１回転速度域よりも速い第２回転速度域とにおいて前記回転速度の変化に応じて前記位置推定器の内部モデルの感度を調整する第２のゲイン設定器と、を更に備え、前記第２のゲイン設定器は、前記第１回転速度域では、前記回転速度の増加に伴って前記内部モデルの感度を増加させ、前記第２回転速度域では、前記回転速度の増加に伴う前記内部モデルの感度の増加率が前記第１回転速度域よりも小さくなるように前記内部モデルの感度を変化させてもよい。
　前記構成によれば、変速比の指令値と実値との偏差を減らすように変速要素の動作位置の目標値を算出する閉ループ制御（メジャー閉ループ制御）とともに、変速要素の動作位置の目標値と実値との偏差を減らすように制御弁に対する動作指令値を算出する第２の閉ループ制御（マイナー閉ループ制御）が実行される構成において、第１回転速度域（低速域）及び第２回転速度域（高速域）の何れにおいても、回転速度の増減に応じたパワーローラの傾転感度の増減に合わせるように位置推定器の内部モデルの感度も増減するため、回転速度の変化に伴うローラ位置の推定精度の低下を防止できる。
　本発明によれば、制御安定性及び制御応答性を両立させながらトロイダル無段変速機のディスク回転速度の使用可能域を拡げることができる。
実施形態に係る駆動機構一体型発電装置のスケルトン図である。 図１に示す駆動機構一体型発電装置の油圧回路図である。 図１に示す駆動機構一体型発電装置の変速制御装置のブロック図である。 図３に示す位置推定器の内部モデルのブロック図である。 図１に示すパワーローラの傾転感度とディスク回転速度との関係を示すグラフである。 図３に示す目標位置演算器の算出ゲインとディスク回転速度との関係を示すグラフである。 図４に示す位置推定器の内部ゲインとディスク回転速度との関係を示すグラフである。
　以下、図面を参照して実施形態を説明する。
　図１は、実施形態に係る駆動機構一体型発電装置１のスケルトン図である。図１に示すように、駆動機構一体型発電装置１（Integrated Drive Generator，以下「ＩＤＧ」）は、航空機の交流電源として用いられる。ＩＤＧ１は、航空機のエンジンに取り付けられるケーシング２を備え、ケーシング２には、発電機３が定速駆動装置（Constant Speed Drive，以下「ＣＳＤ」）４と共に収容される。ＣＳＤ４は、航空機のエンジン回転軸（図示せず）の回転動力を発電機３に伝達する動力伝達経路を形成し、トロイダル無段変速機１０（以下「トロイダルＣＶＴ」）がその一部を構成する。エンジン回転軸の回転動力は、ＣＳＤ４の入力経路５を介してトロイダルＣＶＴ１０に入力され、トロイダルＣＶＴ１０で変速され、ＣＳＤ４の出力経路６を介して発電機軸７に出力される。発電機軸７が回転すると、発電機３は発電機軸７の回転速度に比例した周波数で交流電力を発生する。トロイダルＣＶＴ１０の変速比ＳＲは、エンジン回転軸の回転速度の変動に関わらず発電機軸７の回転速度を適値（航空機内の電装品が安定動作する周波数と対応する値）に保つように連続的に変更される。これにより、発電機３で発生される交流電力の周波数が適値に保たれ、航空機内の電装品が安定動作する。
　トロイダルＣＶＴ１０では、ＣＶＴ入力軸１１及びＣＶＴ出力軸１２がＣＶＴ軸線Ａ１上で同軸状に配置される。入力ディスク１３がＣＶＴ入力軸１１上に一体回転可能に設けられ、出力ディスク１４がＣＶＴ出力軸１２上に一体回転可能に設けられる。入力ディスク１３及び出力ディスク１４は、互いに対向して円環状のキャビティ１５を形成する。本実施形態では、トロイダルＣＶＴ１０は、ダブルキャビティ型であり、同構造の２組の入力ディスク１３Ａ，１３Ｂ及び出力ディスク１４Ａ，１４Ｂを備え、２つのキャビティ１５Ａ，１５ＢがＣＶＴ軸線Ａ１方向に並ぶ。２つのパワーローラ１６（対象物）が１つのキャビティ１５内に配置され、各パワーローラ１６が転動軸線Ａ３周りに回転可能にトラニオン１７に支持される。トラニオン１７は、パワーローラ１６と一対一で対応し、傾転軸線Ａ２の延在方向に変位可能且つ傾転軸線Ａ２周りに回転可能にケーシング２に支持される。
　パワーローラ１６は、トラクションオイルの供給を受け、且つクランプ機構１８により発生されるクランプ力でディスク１３，１４に押し付けられる。クランプ機構１８は、カム式（ローディングカム機構と称される場合もある）でも油圧式でもよい。これにより、高粘度油膜が入力側接触部（パワーローラ１６と入力ディスク１３との接触界面）と出力側接触部（パワーローラ１６と出力ディスク１４との接触界面）とに形成される。ＣＶＴ入力軸１１は入力経路５から入力された回転動力で回転駆動される。ＣＶＴ入力軸１１が回転すると、入力ディスク１３が一体回転し、パワーローラ１６が入力側接触部で生じる油膜の剪断抵抗で転動軸線Ａ３周りに回転駆動される。パワーローラ１６が転動軸線Ａ３周りに回転すると、出力ディスク１４が出力側接触部で生じる油膜の剪断抵抗で回転駆動され、ＣＶＴ出力軸１２が一体回転する。ＣＶＴ出力軸１２の回転動力は出力経路６に出力される。
　変速比ＳＲはローラ位置Ｘ（パワーローラ１６の傾転軸線Ａ２の延在方向における位置）に応じて連続的に変更される。変速比ＳＲは、トロイダルＣＶＴ１０の入力回転速度（ＣＶＴ入力軸１１の回転速度）Ｎ１に対する出力回転速度（ＣＶＴ出力軸１２の回転速度）Ｎ２の比として定義され、半径比と等しい（ＳＲ＝Ｎ２／Ｎ１＝ｒin／ｒout）。半径比は、出力側接触半径ｒout（ＣＶＴ軸線Ａ１から出力側接触部までの距離）に対する入力側接触半径ｒin（ＣＶＴ軸線Ａ１から入力側接触部までの距離）の比である。ローラ位置Ｘが変更されると、パワーローラ１６がサイドスリップを解消するまで傾転軸線Ａ２周りに回転し、傾転角φ（パワーローラ１６の傾転軸線Ａ２周りの回転角）が変更される。傾転角φが変化すると、入力側接触部及び出力側接触部が変位し、それにより入力側接触半径ｒin及び出力側接触半径ｒoutが連続的に変更される。したがって、半径比すなわち変速比ＳＲが連続的に変更される。
　図２は、図１に示す駆動機構一体型発電装置１の油圧回路図である。図２に示すように、ローラ位置Ｘは油圧アクチュエータ２０によって変更される。油圧アクチュエータ２０は複数の油圧シリンダ２１を含む。油圧シリンダ２１は、パワーローラ１６及びトラニオン１７と一対一で対応する。油圧シリンダ２１は、ボディ２１ａ、ピストン２１ｂ及びロッド２１ｃを含む。油圧シリンダ２１は複動式であり、ボディ２１ａの内部はピストン２１ｂで増速室２２と減速室２３とに仕切られる。ロッド２１ｃは、傾転軸線Ａ２と同軸状に配置され、ピストン２１ｂをトラニオン１７に連結し、トラニオン１７及びこれに支持されたパワーローラ１６と共に傾転軸線Ａ２の延在方向に移動する。
　増速室２２に油が供給され減速室２３から油が排出されると、ローラ位置Ｘが、傾転軸線Ａ２の延在方向における増速側へ変更される。油がその逆に流れると、ローラ位置Ｘが、傾転軸線Ａ２の延在方向における増速側とは反対側である減速側へ変更される。１つのキャビティ１５内に配置された２つのパワーローラ１６は、ローラ位置Ｘの変更時に半径比を互いに同値で保つため、傾転軸線Ａ２の延在方向において互いに逆向きに変位する。
　ローラ位置Ｘが増速側へ変更されると、その位置変化量（オフセット量）に応じた傾転速度で傾転角φが大きくなり変速比ＳＲが上昇し、ローラ位置Ｘを中立点Ｘnに戻すことで、その増速された変速比ＳＲが維持される。ローラ位置Ｘが減速側へ変更されると、その位置変化量（オフセット量）に応じた傾転速度で傾転角φが小さくなり変速比ＳＲが低下し、ローラ位置Ｘを中立点Ｘnに戻すことで、その減速された変速比ＳＲが維持される。中立角φnは傾転許容範囲の中央値と概略等しく、最小変速比ＳＲminは最大変速比ＳＲmaxの逆数と概略等しい。
　油圧アクチュエータ２０は、制御弁２５を更に含む。油圧シリンダ２１がパワーローラ１６に一対一で対応するのに対し、制御弁２５は例えば複数のパワーローラ１６に対して単一である。制御弁２５は４方向切換弁であり、供給ポートＰＳ、戻りポートＰＴ、増速用制御ポートＣＡ及び減速用制御ポートＣＢを有する。油タンク２６から油を吸い出す油圧ポンプ２７は、供給ポートＰＳに接続され、戻りポートＰＴは、油タンク２６に接続されている。増速用制御ポートＣＡは、増速室２２に接続され、減速室２３は、減速用制御ポートＣＢに接続されている。制御弁２５はスプール弁であり、ポートの接続状態がスプール２８の位置に応じて切り換わる。制御弁２５は３位置切換弁であり、スプール２８は遮断領域（図２で中央位置）、増速領域（図２で左位置）又は減速領域（図２で右位置）に位置付けられる。
　遮断領域では、制御ポートＣＡ，ＣＢが供給ポートＰＳ及び戻りポートＰＴから遮断される。このとき、増速室２２及び減速室２３に対する油の給排が止まり、変速比が維持される。増速領域では、増速用制御ポートＣＡが供給ポートＰＳと接続されて減速用制御ポートＣＢが戻りポートＰＴと接続される。このとき、油が増速室２２に供給されて減速室２３から排出され、変速比が上昇する。減速領域では、増速用制御ポートＣＡが戻りポートＰＴと接続されて減速用制御ポートＣＢが供給ポートＰＳと接続される。このとき、油が減速室２３に供給されて増速室２２から排出され、変速比が低下する。スプール２８が増速領域又は減速領域に位置する際、供給ポートＰＳ及び戻りポートＰＴの開度は当該領域内でのスプール位置に応じて可変的に設定される。
　制御弁２５は、スプール２８を駆動してスプール位置及び開度を制御する駆動部２９を有する。制御弁２５は、例えばノズルフラッパ型サーボ弁である。駆動部２９により増速室２２及び減速室２３に対して給排される油の流量及び圧力が調整される。制御弁２５は電動弁であり、駆動部２９は、変速制御装置４０から駆動信号が入力され、駆動信号の出力値Ｉ（電流値）に応じてスプール位置及び開度を制御する。
　油圧アクチュエータ２０は、駆動信号が所定条件を満たすとローラ位置Ｘを所定位置で強制的に保持するバイアス機構（図示せず）を備える。例えば、当該バイアス機構は、出力値Ｉが零値Ｉzであるという条件を満たせばローラ位置Ｘを下限点Ｘminに強制的に戻し、変速比ＳＲを安全側となる最小変速比ＳＲminで保持する。なお、出力値Ｉが負値であるという条件を満たしたときも、ローラ位置Ｘが下限点Ｘminに強制的に戻される。出力値Ｉが零値Ｉzであれば、スプール２８が遮断領域内の中立位置ＳＰnではなく減速領域内のバイアス位置に位置付けられる。
　出力値Ｉが零値Ｉzとなりスプール２８がバイアス位置で維持されれば、ローラ位置Ｘ、傾転角φ及び変速比ＳＲは、それぞれ下限点Ｘmin、最小傾転角φmin及び最小変速比ＳＲminに達し、そこで保持される。逆に、スプール２８を遮断領域内の中立位置ＳＰnに位置付けてローラ位置Ｘを維持するためには、中立位置ＳＰnを得るための駆動信号の出力値Ｉ（中立値Ｉn）を設定し、その駆動信号を駆動部２９に出力し続ける。
　図３は、図１に示す駆動機構一体型発電装置１の変速制御装置４０のブロック図である。図３に示すように、変速制御装置４０は、傾転角の実値を推定した値である推定値φestを求める傾転角推定器４１、ローラ位置の実値を推定した値である推定値Ｘestを求める位置推定器４２（位置取得器）、及び、ローラ位置の目標値Ｘrefと推定値Ｘestの偏差ΔＸを解消するように油圧アクチュエータ２０の動作指令値Ｉrefを求める位置制御器４３を備える。傾転角推定器４１は、傾転角を直接的に検出するセンサに依らずに、演算によって傾転角の推定値φestを求める。動作指令値Ｉrefは、例えば、油圧アクチュエータ２０の制御弁２５に与えられる駆動信号の出力値（電流値）である。
　傾転角推定器４１は、実変速比ＳＲを求める実変速比演算器４４（実変速比取得器）、及び実変速比ＳＲを傾転角の推定値φestに換算する換算器４５を備える。実変速比演算器４４は、トロイダルＣＶＴ１０の入力回転速度Ｎ１（エンジンＥの回転速度）とトロイダルＣＶＴ１０の出力回転速度Ｎ２との比に応じて実変速比ＳＲを求める。なお、入力回転速度Ｎ１及び出力回転速度Ｎ２は、それぞれ入力回転速度センサ及び出力回転速度センサにより検出される。
　換算器４５は、傾転角φの実変速比ＳＲに対する関数の逆関数（φ＝ｆ－1（ＳＲ））に従い、実変速比ＳＲに応じて傾転角を推定した値である推定値φestを求める。換算器４５は、実際に逆関数を算術演算してもよいが、演算負荷軽減のため逆関数に従ったテーブルを予め作成してこれを変速制御装置４０に記憶させておき、テーブル処理によって推定値φestを求めてもよい。
　変速制御装置４０は、変速比の指令値ＳＲrefを求める目標変速比演算器４６を備える。目標変速比演算器４６は、入力回転速度センサで検出された入力回転速度Ｎ１と予め記憶されている出力回転速度の指令値Ｎ２refとの比に応じて変速比の指令値ＳＲrefを算出する。本実施形態では、出力回転速度の指令値Ｎ２refは、航空機内の電装品の作動に適した周波数と対応する一定値に設定される。例えば、目標周波数ｆrefを400Hz、発電機３の極数を２、出力回転速度センサの検出対象を発電機軸７の回転速度とする場合、指令値Ｎ２refは24,000rpmの一定値である。
　変速制御装置４０は、変速比の指令値ＳＲrefと実変速比ＳＲとの偏差ΔＳＲを求める変速比減算器４７を備える（ΔＳＲ＝ＳＲref－ＳＲ）。変速制御装置４０は、変速比の偏差ΔＳＲを減らすようにローラ位置の目標値Ｘrefを算出する目標位置演算器４８を備える。即ち、目標位置演算器４８は、メジャー閉ループ制御ＬＰ１（第１閉ループ制御；フィードバック制御）により、偏差ΔＳＲをゼロに近づけるようにローラ位置の目標値Ｘrefを所定の算出ゲインＧ1で算出する。目標位置演算器４２は、トロイダルＣＶＴ１０の入力ディスク１３又は出力ディスク１４の回転速度（例えば、本実施形態では出力回転速度Ｎ２）に応じて目標値Ｘrefの算出ゲインＧ1を変化させるゲイン調整を行う。具体的には、目標位置演算器４８は、回転速度センサ３５で検出された出力回転速度Ｎ２に応じてゲイン設定器６０で決定される算出ゲインＧ1に基づいて目標値Ｘrefを算出する。即ち、ゲイン設定器６０は、メジャー閉ループ制御ＬＰ１のゲインとしての目標位置演算器４８の算出ゲインＧ1を回転速度Ｎ２の変化に応じて調整する。算出ゲインＧ1については、後述する。
　変速制御装置４０は、ローラ位置の目標値Ｘrefと推定値Ｘestとの偏差ΔＸを求める位置減算器４９を備える（ΔＸ＝Ｘref－Ｘest）。位置制御器４３は、偏差ΔＸを減らすように油圧アクチュエータ２０の動作指令値Ｉrefを算出する。即ち、位置制御器４３は、マイナー閉ループ制御ＬＰ２（第２閉ループ制御；フィードバック制御）により、偏差ΔＸをゼロに近づけるように動作指令値Ｉrefを所定の算出ゲインＧ2で算出する。本実施形態では、算出ゲインＧ2は一定である。
　位置減算器４９に帰還するマイナー閉ループ制御ＬＰ２は、変速比減算器４７に帰還するメジャー閉ループ制御ＬＰ１に包含されたループである。油圧アクチュエータ２０の制御弁２５が動作指令値Ｉrefで示される駆動信号を与えられることで、実ローラ位置は目標値Ｘrefに近づけられる。そして、実変速比ＳＲが指令値ＳＲrefに近づけられ、出力回転速度Ｎ２が指令値Ｎ２refに近づけられる。
　図４は、図３に示す位置推定器４２の内部モデルのブロック図である。図４に示すように、位置推定器４２は、傾転角φのモデルと油圧アクチュエータ２０のモデルとを用いて作成されたオブザーバであり、ローラ位置Ｘを推定する。傾転角φのモデルは数式（１）で表され、油圧アクチュエータ２０のモデルは数式（２）で表される
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
  
　ここで、Ｋ1は第１比例ゲイン、Ｋ2は第２比例ゲイン、Ｔ2は時定数、ｓはラプラス演算子である。
　数式（１）（２）により、オブザーバを設計するためのモデルが数式（３）で表される
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
  
　ここで、Ｋ＝Ｋ1Ｋ2、Ｔ2≒０である。
　次に、状態空間表現された行列Ａ，Ｂが、数式（４）～（６）のとおり分割される
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
  
　ここで、ｘは状態変数である。このとき、数式（７）（８）が成り立つ
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
  
　したがって、Ａ11＝Ａ21＝Ａ22＝Ｂ1＝０、Ａ12＝Ｋ1、Ｂ2＝Ｋ2が成り立つ。
　次に、行列式の設計パラメータＬが数式（９）のとおり導入され、オブザーバの極（推定行列＾Ａの固有値）が安定になるように調整される
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
  
　他のパラメータ（推定行列＾Ｂ、行列Ｇ、推定行列＾Ｃ及び推定行列＾Ｄ）は、設計パラメータＬを用いて数式（１０）～（１３）に従って求められる
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
  
　以上から、傾転角φのモデル（数式（１）参照）及び油圧アクチュエータ２０のモデル（数式（２）参照）から、数式（１４）（１５）で示される最小次元オブザーバが得られる
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
  
　ここで、ωは最小次元オブザーバの状態である。
　位置推定器４２は、数式（１４）（１５）に従った演算を行うことで、ローラ位置の推定値Ｘest（数式（１５）参照）を求める。位置推定器４２では、傾転角の推定値φestが、傾転角推定器４１から行列Ｇを有する演算回路５１に与えられ、Ｇφest（数式（１４）を参照）が演算回路５１から加算器５２に与えられる。油圧アクチュエータ２０の動作指令値Ｉrefが、位置制御器４３から推定行列＾Ｂの演算回路５３に与えられ、＾ＢＩref（数式（１４）を参照）が演算回路５３から加算器５２に与えられる。加算器５２の出力は、伝達関数１／ｓを有する積分回路５４に与えられ、状態ωが積分回路５４から出力される。状態ωは、推定行列＾Ａを有する演算回路５５に与えられ、＾Ａω（数式（１４）参照）が演算回路５５から加算器５２に与えられる。加算器５２は、＾Ａω、＾ＢＩref及びＧφestを加算することで状態ωの微分値ｄω／ｄｔを導出し（数式（１４）参照）、これを積分回路５４に与えている。
　状態ωは、推定行列＾Ｃの演算回路５６にも与えられ、＾Ｃω（数式（１５）参照）が演算回路５６から加算器５７に与えられる。傾転角の推定値φestは、傾転角推定器４１から推定行列＾Ｄの演算回路５８にも与えられ、＾Ｄφest（数式（１５）参照）が演算回路５８から加算器５７に与えられる。加算器５７は、＾Ｃω及び＾Ｄφestを加算することでローラ位置の推定値Ｘestを導出し（数式（１５）参照）、これを位置減算器４９に出力する。
　行列Ｇを有する演算回路５１及び推定行列＾Ｄの演算回路５８は、回転速度センサ３５で検出された出力回転速度Ｎ２に応じてゲイン設定器６１で決定される内部ゲインＫBに基づき行列Ｇ＾及び＾Ｄを導出する。このようにして、位置推定器４２は、傾転角の推定値φestと油圧アクチュエータ２０の動作指令値Ｉrefと回転速度Ｎ２とに基づいてローラ位置の推定値Ｘestを求める。内部ゲインＫBについては、後述する。
　図５は、図１に示すパワーローラ１６の傾転感度とディスク回転速度Ｎ２との関係を示すグラフである。図５の破線に示すように、従来の理論では、パワーローラ１６の傾転感度は、ディスク回転速度Ｎ２が増加するにつれて比例的に高感度になるものと考えられていた。なお、「傾転感度」とは、パワーローラ１６のローラ位置Ｘ（中立点Ｘnからのオフセット量）に対するパワーローラ１６の傾転角速度の割合を意味する。
　しかし、図５の実線に示すように、本発明者らは、低速域においては、ディスク回転速度Ｎ２が増加するにつれてパワーローラ１６の傾転感度が比例的に高くなる傾向を有するが、高速域においては、低速域のように傾転感度が比例的に高くなるのではなく、ディスク回転速度Ｎ２が増加するにつれてパワーローラ１６の傾転感度の増加率が低下することを発見した。図５の実線の例では、ディスク回転速度Ｎ２が所定の回転速度Ｎａよりも小さい低速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴い傾転感度が比例的に高くなるが、ディスク回転速度Ｎ２が所定の回転速度Ｎａよりも大きい高速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴う傾転感度の増加率が連続的に低下していく。そして、所定の回転速度Ｎｂで傾転感度が最大値を示し、ディスク回転速度Ｎ２がその回転速度Ｎｂ（Ｎｂ＞Ｎａ）より大きくなると、傾転感度の増加率がマイナスに転じる。このような知見に基づき、以下のように目標位置演算器４８の算出ゲインＧ1と位置推定器４２の内部ゲインＫBとがディスク回転速度Ｎ２に応じて調整される。
　図６は、図３に示す目標位置演算器４８の算出ゲインＧ1とディスク回転速度Ｎ２との関係を示すグラフである。図６に示すように、低速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴ってメジャー閉ループ制御ＬＰ１の感度が低下するように算出ゲインＧ1が減少させられる。他方、高速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴うメジャー閉ループ制御ＬＰ１の感度の低下率が、低速域におけるメジャー閉ループ制御ＬＰ１の感度の低下率よりも小さくなる。
　具体的には、低速域ではディスク回転速度Ｎ２の増加に伴い算出ゲインＧ1が比例的に減少するが、高速域ではディスク回転速度Ｎ２の増加に伴う算出ゲインＧ1の減少率が連続的に低下していく。そして、所定の回転速度Ｎｂで算出ゲインＧ1が最小値を示し、ディスク回転速度Ｎ２がその回転速度Ｎｂより大きくなると、算出ゲインＧ1の減少率がプラスに転じる。即ち、ゲイン設定器６０（図３）は、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴う算出ゲインＧ1の変化が、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴うパワーローラ１６の傾転感度の変化と逆相関になるように算出ゲインＧ1を変化させる。
　このようにすれば、低速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴ってメジャー閉ループ制御ＬＰ１の感度が低下するため、変速制御が不安定化（発散）することが防止される。高速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴うメジャー閉ループ制御ＬＰ１の感度の低下率が低速域よりも小さくなるため、制御応答性の低下が防止される。よって、高速域においても制御安定性及び制御応答性を両立させることができ、トロイダルＣＶＴ１０のディスク回転速度Ｎ２の使用可能域を拡げることができる。
　図７は、図４に示す位置推定器４２の内部ゲインＫBとディスク回転速度Ｎ２との関係を示すグラフである。図７に示すように、低速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴って位置推定器４２の位置推定感度が高くなるように内部ゲインＫBが増加させられる。他方、高速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴って内部ゲインＫBの増加率が、低速域における内部ゲインＫBが増加率よりも小さくなる。即ち、高速域では、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴う内部ゲインＫBの増加率が連続的に低下していく。そして、所定の回転速度Ｎｂで内部ゲインＫBが最大値を示し、ディスク回転速度Ｎ２がその回転速度Ｎｂより大きくなると、内部ゲインＫBの増加率がマイナスに転じる。即ち、ゲイン設定器６１（図４）は、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴う内部ゲインＫBの変化が、ディスク回転速度Ｎ２の増加に伴うパワーローラ１６の傾転感度の変化と正相関になるように内部ゲインＫBを変化させる。
　このようにすれば、低速域及び高速域の何れにおいても、ディスク回転速度Ｎ２の増減に応じたパワーローラ１６の傾転感度の増減に合わせるように位置推定器４２の内部モデルの感度も増減するため、ディスク回転速度Ｎ２の変化に伴うローラ位置Ｘestの推定精度の低下を防止できる。
　なお、本発明は前述した実施形態に限定されるものではなく、その構成を変更、追加、又は削除することができる。例えば、位置推定器４２の内部モデルの感度はディスク回転速度に関わらず一定としてもよい。また、図５～７の横軸は出力回転速度Ｎ２としたが、入力回転速度Ｎ1としてもよい。トロイダル無段変速機１０は、発電機を駆動せずに別のものを駆動してもよい。
　１　駆動機構一体型発電装置
　３　発電機
　１０　トロイダル無段変速機
　１３　入力ディスク
　１４　出力ディスク
　１６　パワーローラ
　２０　油圧アクチュエータ
　４０　変速制御装置
　４２　位置推定器
　４３　位置制御器
　４４　実変速比演算器（実変速比取得器）
　４８　目標位置演算器
　６０　ゲイン設定器
　６１　ゲイン設定器（第２のゲイン設定器）
　Ｇ１　算出ゲイン
　ＫＢ　内部ゲイン
　ＬＰ１　メジャー閉ループ制御
　ＬＰ２　マイナー閉ループ制御（第２の閉ループ制御）
 

Claims (4)

  1. 　ディスクに対するパワーローラのローラ位置をアクチュエータにより変化させることでパワーローラの傾転角を変化させて変速比を変化させるトロイダル無段変速機の変速制御装置であって、
    　前記変速比の実値を取得する実変速比取得器と、
    　前記変速比の指令値と前記変速比の前記実値との偏差を減らすように閉ループ制御により前記ローラ位置の目標値を算出する目標位置演算器と、
    　第１回転速度域と前記第１回転速度域よりも速い第２回転速度域とにおいて、前記ディスクの回転速度の変化に応じて前記閉ループ制御のゲインを調整するゲイン設定器と、を備え、
    　前記ゲイン設定器は、
    　　前記第１回転速度域では、前記回転速度の増加に伴って前記閉ループ制御の感度が低下するように前記ゲインを変化させ、
    　　前記第２回転速度域では、前記回転速度の増加に伴う前記閉ループ制御の感度の低下率が前記第１回転速度域よりも小さくなるように前記ゲインを変化させる、トロイダル無段変速機の変速制御装置。
  2. 　前記ゲイン設定器は、前記第２回転速度域において前記感度の低下率が前記回転速度の増加に伴って連続的に小さくなるように前記ゲインを変化させる、請求項１に記載のトロイダル無段変速機の変速制御装置。
  3. 　前記ゲイン設定器は、前記回転速度の増加に伴う前記ゲインの変化が、前記回転速度の増加に伴う前記パワーローラの傾転感度の変化と逆相関になるように、前記ゲインを変化させる、請求項１又は２に記載のトロイダル無段変速機の変速制御装置。
  4. 　前記ローラ位置の実値を推定する位置推定器と、
    　前記ローラ位置の前記実値と前記目標値との偏差を減らすように第２の閉ループ制御により前記アクチュエータに対する動作指令値を算出する位置制御器と、
    　第１回転速度域と前記第１回転速度域よりも速い第２回転速度域とにおいて前記回転速度の変化に応じて前記位置推定器の内部モデルの感度を調整する第２のゲイン設定器と、を更に備え、
    　前記第２のゲイン設定器は、
    　　前記第１回転速度域では、前記回転速度の増加に伴って前記内部モデルの感度を増加させ、
    　　前記第２回転速度域では、前記回転速度の増加に伴う前記内部モデルの感度の増加率が前記第１回転速度域よりも小さくなるように前記内部モデルの感度を変化させる、請求項１乃至３のいずれか１項に記載のトロイダル無段変速機の変速制御装置。
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