WO2020059339A1 - ベルト式無段変速機 - Google Patents

ベルト式無段変速機 Download PDF

Info

Publication number
WO2020059339A1
WO2020059339A1 PCT/JP2019/030853 JP2019030853W WO2020059339A1 WO 2020059339 A1 WO2020059339 A1 WO 2020059339A1 JP 2019030853 W JP2019030853 W JP 2019030853W WO 2020059339 A1 WO2020059339 A1 WO 2020059339A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
belt
lower limit
primary
primary pressure
continuously variable
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/030853
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
弘道 明保能
今地　昇平
高橋　誠一郎
克之 原
Original Assignee
ジヤトコ株式会社
日産自動車株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ジヤトコ株式会社, 日産自動車株式会社 filed Critical ジヤトコ株式会社
Priority to CN201980058850.8A priority Critical patent/CN112955681B/zh
Priority to US17/274,050 priority patent/US11326691B2/en
Priority to JP2020548094A priority patent/JP6960545B2/ja
Publication of WO2020059339A1 publication Critical patent/WO2020059339A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
    • F16H61/66231—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members controlling shifting exclusively as a function of speed
    • F16H61/66236—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members controlling shifting exclusively as a function of speed using electrical or electronical sensing or control means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
    • F16H61/66254—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members controlling of shifting being influenced by a signal derived from the engine and the main coupling
    • F16H61/66259—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members controlling of shifting being influenced by a signal derived from the engine and the main coupling using electrical or electronical sensing or control means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/14—Inputs being a function of torque or torque demand
    • F16H59/26—Inputs being a function of torque or torque demand dependent on pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/36—Inputs being a function of speed
    • F16H59/44—Inputs being a function of speed dependent on machine speed of the machine, e.g. the vehicle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/48—Inputs being a function of acceleration
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/50—Inputs being a function of the status of the machine, e.g. position of doors or safety belts
    • F16H59/54—Inputs being a function of the status of the machine, e.g. position of doors or safety belts dependent on signals from the brakes, e.g. parking brakes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/68—Inputs being a function of gearing status
    • F16H59/70—Inputs being a function of gearing status dependent on the ratio established
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/68—Inputs being a function of gearing status
    • F16H59/70—Inputs being a function of gearing status dependent on the ratio established
    • F16H2059/704—Monitoring gear ratio in CVT's
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H2061/6604—Special control features generally applicable to continuously variable gearings
    • F16H2061/6605—Control for completing downshift at hard braking

Definitions

  • the present invention relates to a belt-type continuously variable transmission capable of continuously changing a gear ratio when power between pulleys is transmitted by a belt.
  • Patent Document 1 discloses that in a shift pressure control of a belt-type continuously variable transmission, when the rotation speed of a primary pulley is equal to or lower than a predetermined value, the vehicle speed is equal to or lower than a predetermined value, and the deceleration of the vehicle is higher than a predetermined value, the primary A technique for preventing belt slippage by increasing the pressure is disclosed.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a belt-type continuously variable transmission that can suppress belt slippage even when a tire is in a locking tendency.
  • a belt-type continuously variable transmission includes a primary pulley, a secondary pulley, and a belt wound around both pulleys, and a pulley pressing force is supplied to the primary pulley.
  • the deceleration of the vehicle is determined by the pressure and the secondary pressure supplied to the secondary pulley, and during a Low return shift that changes the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission toward the lowest side during vehicle deceleration.
  • a first primary pressure actually measured lower limit value at which the belt actually starts to slip based on the speed ratio and the speed ratio is calculated, and a lower limit value of the primary pressure target value in the low return shift is set to the primary pressure actually measured lower limit value.
  • Gear shift control means for setting when the gear shift control means detects a tendency to lock the wheels, the primary pressure actual measurement lower limit value is set. Compared to when not detecting the locking tendency, it was decided to set higher.
  • the lower limit of the target value of the primary pressure is set higher than when the tires do not tend to lock, so that belt slippage can be suppressed.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a continuously variable transmission according to a first embodiment.
  • 3 is a shift map according to the first embodiment.
  • 4 is a flowchart showing the details of hydraulic pressure drop control at the time of a Low return shift performed by the transmission controller 12 of the first embodiment. 4 is a map showing a relationship between a gear ratio used for hydraulic control of the first embodiment and a required pressure.
  • 6 is a flowchart illustrating a primary pressure actual measurement lower limit calculation process at the time of a Low return shift according to the first embodiment.
  • 5 is a time chart illustrating a state when hydraulic pressure drop control is performed during a Low return shift according to the first embodiment.
  • 6 is a time chart showing a state when the ABS is operated during the hydraulic pressure drop control at the time of the Low return shift according to the first embodiment.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a continuously variable transmission (hereinafter, referred to as “CVT”) 1 according to a first embodiment.
  • CVT continuously variable transmission
  • a primary pulley 2 and a secondary pulley 3 are arranged so that their grooves are aligned, and a belt 4 is stretched over the grooves of these pulleys 2 and 3.
  • the engine 5 is arranged coaxially with the primary pulley 2, and a torque converter 6 and a forward / reverse switching mechanism 7 are provided between the engine 5 and the primary pulley 2 in order from the engine 5 side.
  • the torque converter 6 includes a pump impeller 6a connected to an output shaft of the engine 5, a turbine runner 6b connected to an input shaft of a forward / reverse switching mechanism 7, a stator 6c, and a lock-up clutch 6d.
  • the forward / reverse switching mechanism 7 has a double pinion planetary gear set 7a as a main component, and its sun gear is connected to the turbine runner 6b of the torque converter 6, and the carrier is connected to the primary pulley 2.
  • the forward / reverse switching mechanism 7 further includes a start 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 from the engine 5 via the torque converter 6 is transmitted to the primary pulley 2 as it is, and when the reverse brake 7c is engaged, the input rotation from the engine 5 via the torque converter 6 is reversed. , To the primary pulley 2.
  • 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 speed change is performed by changing the width of the groove of the pulleys 2 and 3 by the differential pressure between the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec, and continuously changing the arc diameter of the belt 4 wound 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 starting 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 receives a signal from an input rotation speed sensor 13 for detecting an actual input rotation speed Nin of the CVT 1, an output rotation speed of the CVT 1, that is, a signal from a vehicle speed sensor 14 for detecting a vehicle speed VSP, and a primary pressure.
  • a signal from the primary pressure sensor 15p for detecting Ppri, a signal from the secondary pressure sensor 15s for detecting the secondary pressure Psec, a signal from the accelerator opening sensor 16 for detecting the accelerator opening APO, and the select lever position are detected.
  • 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 such that the pulley pressing force necessary for transmitting the input torque of the CVT 1 determined by the engine torque and the torque converter torque ratio is obtained.
  • a lower limit value (hereinafter, referred to as a “theoretical lower limit value”) calculated by the following equation is set for the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec, and the primary pressure Ppri and the secondary pressure Psec are usually theoretical values. It is restricted so that it does not become lower than the lower limit.
  • Theoretical lower limit (Tcos ⁇ ) / (2 ⁇ R) T: Transfer torque ⁇ : Sheave angle of pulley ⁇ : Coefficient of friction between belt and pulley R: Contact radius between belt and pulley
  • the transmission controller 12 lowers the primary pressure Ppri from the theoretical lower limit value by performing the hydraulic pressure drop control at the time of the low return shift described below, thereby reducing the low return property of the vehicle on which the CVT 1 is mounted.
  • the fuel consumption is further improved by reducing the size of the oil pump while improving the fuel efficiency.
  • FIG. 3 is a flowchart showing the details of the hydraulic pressure drop control at the time of the Low return shift performed by the transmission controller 12 of the first embodiment. With reference to this, the contents of this control and its operation and effect will be described. During the description, a time chart shown in FIG. 6 is appropriately referred to. The time chart shown in FIG. 6 shows a state when the hydraulic pressure drop control during the low return shift is performed.
  • step S1 the transmission controller 12 determines whether or not a low return shift is being performed. When the accelerator opening is zero and the brake pedal is depressed, or when the accelerator opening is zero and the deceleration of the vehicle is larger than a predetermined value (during climbing), the transmission controller 12 determines that the low return shift is being performed. Judge and proceed to step S2. Otherwise, the process ends.
  • step S2 the transmission controller 12 determines whether or not lock-up is being performed.
  • the lock-up clutch 6d is engaged when the vehicle speed VSP becomes higher than a predetermined lock-up start vehicle speed, and is released when the vehicle speed VSP becomes lower than a predetermined lock-up release vehicle speed ( ⁇ lock-up start vehicle speed). It can be determined whether or not the lock-up is being performed based on this. If it is determined that the lock-up is being performed, the process proceeds to step S3 and thereafter to lower the primary pressure Ppri below the theoretical lower limit of the primary pressure. If it is determined that the lockup is not being performed, the process proceeds to step S9 to return the primary pressure Ppri, which has fallen below the primary theoretical lower limit in the processing after step S3, to the primary pressure theoretical lower limit. In FIG. 6, at time t1, the brake pedal is depressed, and the Low return shift is started.
  • the transmission controller 12 calculates the theoretical lower limit of the primary pressure.
  • step S4 the transmission controller 12 executes a primary pressure actual measurement lower limit calculation process.
  • the primary pressure actual measurement lower limit is the primary pressure Ppri at which the belt 4 actually starts to slip, and is calculated based on the deceleration and the gear ratio of the vehicle with reference to a map obtained in advance through experiments.
  • ABS anti-lock brake control
  • the primary pressure actually measured lower limit value is lower as the deceleration of the vehicle is larger and the gear ratio is lower.
  • the deceleration is large, it is necessary to shift to the Low side more quickly, and a large differential thrust is required. Therefore, it is set to a low value in order to secure a differential pressure between the primary pressure and the secondary pressure. If the gear ratio is on the low side, the required primary pressure is low, so by setting the value to a low value, the pressure required for the secondary pressure can be reduced, and the size of the oil pump is reduced and the fuel efficiency is improved. .
  • the transmission ratio is set to a higher value as the transmission ratio becomes lower.
  • the second primary pressure actual measurement lower limit is set to a value higher than the theoretical lower limit. Details of the primary pressure measurement lower limit calculation process will be described later.
  • step S5 the transmission controller 12 calculates the secondary pressure Psec required to maintain the current gear ratio with reference to the table shown in FIG. Although the required primary pressure is also shown in FIG. 4, it is not used in the hydraulic pressure drop control at the time of the Low return shift.
  • step S6 the transmission controller 12 adds the difference between the theoretical lower limit of the primary pressure and the lower limit of the measured primary pressure (Y1 in FIG. 6) to the required secondary pressure (Y2 in FIG. 6), and calculates the corrected required secondary pressure. Calculate. Then, the transmission controller 12 controls the secondary pressure Psec so that the secondary pressure Psec becomes the required secondary pressure after the correction. Specifically, a solenoid valve that regulates the secondary pressure Psec is controlled.
  • step S7 the transmission controller 12 detects the actual secondary pressure Psec obtained as a result of controlling the secondary pressure Psec in step S6 by using the secondary pressure sensor 15s, and compares this with the pressure receiving area of the primary pulley 2 and the secondary pulley 3. Is converted into the primary balance pressure based on the above (Y3 in FIG. 6).
  • step S8 the transmission controller 12 calculates a target primary pressure by subtracting a differential thrust necessary for downshifting (a value obtained by dividing a necessary differential thrust by a pressure receiving area of the primary pulley 2) from the primary balance pressure (FIG. 6 Y4).
  • the target primary pressure is lower than the primary pressure theoretical lower limit, it is higher than the primary pressure actually measured lower limit and is not limited by the primary pressure actually measured lower limit.
  • the transmission controller 12 controls the primary pressure Ppri so that the primary pressure Ppri becomes the target primary pressure. Specifically, a solenoid valve that regulates the primary pressure Ppri is controlled.
  • FIG. 5 is a flowchart illustrating the primary pressure actual measurement lower limit calculation process of the first embodiment.
  • step S41 it is determined whether or not the ABS is operating. If the ABS is operating, the process proceeds to step S44. If the ABS is not operating, the process proceeds to step S42.
  • step S42 a deceleration gain kg is set based on the deceleration G of the vehicle. The deceleration gain kg is set to a smaller value as the deceleration G is larger.
  • a speed ratio gain kr is set based on the speed ratio. The speed ratio gain kr is set to be smaller as the speed ratio becomes lower.
  • step S44 the deceleration gain kg is set to 1. In other words, a constant value is used regardless of the deceleration. In general, when the ABS operates, it is considered that the deceleration is in a high region. However, when the road surface friction coefficient is low, the vehicle tends to lock even if the deceleration is small. In other words, there is no one-to-one relationship between deceleration and locking tendency. Therefore, in the case of ABS that tends to lock, the lower limit of the primary pressure measurement is set irrespective of the deceleration, and the lower limit is set based on other parameters more relevant to the locking tendency.
  • step S45 the speed ratio gain kr is set.
  • the speed ratio gain kr during the ABS operation is set to a larger value as the speed ratio becomes lower. That is, when the wheels tend to lock, the rotation speed of the secondary pulley 3 fluctuates rapidly, and the rotation speed of the primary pulley 2 fluctuates accordingly. At this time, the fluctuation of the rotation speed of the primary pulley 2 tends to increase toward the lower side, and the slip tends to occur. Thereby, the second primary pressure actual measurement lower limit value higher than the theoretical lower limit value is set.
  • step S46 it is determined whether the vehicle has fallen below a predetermined vehicle speed indicating that the vehicle has stopped. If it is determined that the vehicle has stopped, the flow proceeds to step S42 to shift to control when the ABS is not operated, and determines that the vehicle is traveling In this case, the process proceeds to step S47.
  • step S47 the primary measured lower limit value is calculated by multiplying the reference primary measured lower limit value Ppmin by the deceleration gain kg and the speed ratio gain kr.
  • the actual secondary pressure Psec does not rise to the required secondary pressure after the correction due to the actual shortage of the oil amount balance.
  • the target primary pressure obtained by subtracting the necessary differential thrust therefrom is the primary pressure. Since it is higher than the actually measured lower limit, the primary pressure Ppri can be reduced to the target primary pressure.
  • the secondary pressure at the time of the low return shift can be relatively reduced by lowering the lower limit of the primary pressure (or sufficient secondary pressure can be ensured). Without this, it is possible to obtain a differential thrust required for gear shifting), whereby the size of the oil pump can be reduced and fuel efficiency can be improved.
  • step S3 to S8 by calculating the target primary pressure from the actual secondary pressure Psec, in a region where the actual secondary pressure Psec can be increased as much as possible, the difference required without lowering the primary pressure is reduced. Even if the oil amount balance is actually insufficient while the thrust is secured and the actual secondary pressure Psec does not rise to the required secondary pressure after the correction (time t2 to t3 in FIG. 6), the primary pressure is kept at the lower limit. The required differential thrust can be ensured by lowering the gear ratio, and the speed ratio of the CVT 1 can be quickly returned to the lowest level.
  • step S9 where it is determined in step S2 that it is immediately before the vehicle is stopped or that the speed ratio is steady when the speed ratio does not fluctuate, in step S9, the transmission controller 12 brings the target primary pressure close to the theoretical primary pressure lower limit value with a predetermined ramp gradient, By bringing the required secondary pressure after the correction closer to the required secondary pressure with a predetermined ramp gradient, the required secondary pressure is controlled to the theoretical lower limit of the primary pressure and the required secondary pressure, respectively.
  • the transmission controller 12 brings the target primary pressure close to the theoretical primary pressure lower limit value with a predetermined ramp gradient, By bringing the required secondary pressure after the correction closer to the required secondary pressure with a predetermined ramp gradient, the required secondary pressure is controlled to the theoretical lower limit of the primary pressure and the required secondary pressure, respectively.
  • FIG. 7 is a time chart showing a state when the ABS is operated during the hydraulic pressure drop control at the time of the low return shift.
  • the time t11 to t12 is the same as the time t1 to t2 in FIG. 6, and a description thereof will be omitted.
  • the inventor has conducted extensive studies and found that simply returning the lower limit of the primary pressure measurement to the theoretical lower limit of the primary pressure cannot sufficiently suppress the belt slippage. Therefore, in the first embodiment, the lower limit of the primary pressure measurement is set to be higher than the theoretical lower limit of the primary pressure. Further, the primary pulley 2 is more susceptible to rotation fluctuation on the secondary pulley side as the speed ratio is on the low side, and the possibility of belt slip is high. Therefore, the lower limit of the primary pressure is set as the speed ratio is on the low side. And Thus, when the ABS is operating between times t12 and t13, belt slippage can be suppressed by setting the primary pressure lower limit to a high value.
  • the primary pressure actually measured lower limit value when the ABS is operating is shifted to the primary pressure actually measured lower limit value when the ABS is not operated by ramp control.
  • the present invention relates to a belt-type continuously variable transmission determined by a secondary pressure, wherein a deceleration and a shift of a vehicle are performed during a Low return shift that changes the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission toward the lowest during vehicle deceleration.
  • the transmission controller 12 (shift control means) which calculates the lower limit of the primary pressure actually measured at which the belt 4 actually starts to slip based on the ratio and sets the lower limit of the target value of the primary pressure in the Low return shift to the lower limit of the primary pressure actually measured.
  • the transmission controller 12 detects the tendency to lock the wheels
  • the transmission controller 12 detects the lower limit of the primary pressure measurement and the tendency to lock the wheels. Compared to when you are not, is set to be higher. Therefore, even if the tires tend to lock, the lower limit of the target value of the primary pressure in the low return shift is set by the second primary pressure actually measured lower limit, so that belt slippage can be suppressed.
  • the second lower limit of primary pressure measurement is a higher value as the gear ratio is lower. Therefore, even if the rotation fluctuation at the time of locking tends to increase, belt slippage can be suppressed.
  • the second lower limit of primary pressure measurement is constant with respect to deceleration. In other words, the second lower limit of primary pressure measurement is set regardless of the deceleration. Thereby, even if the deceleration at the time of occurrence of the locking tendency varies due to the road surface friction coefficient, an appropriate second primary pressure actually measured lower limit value can be set.
  • the second lower limit of the primary pressure measurement is determined by the transmission torque T, the sheave angle ⁇ of the primary pulley, the friction coefficient ⁇ between the belt 4 and the primary pulley 2, and the contact radius R between the belt 4 and the primary pulley 2. It is higher than the primary pressure theoretical lower limit that is the lower limit of the primary pressure calculated based on the primary pressure. Therefore, even if the primary pressure theoretical lower limit is simply released when the locking tendency of the wheel is not detected and the belt slip occurs even if the primary pressure theoretical lower limit is set, the primary pressure theoretical lower limit is set. By setting the second primary pressure lower measurement lower limit higher than the value, belt slippage can be suppressed.
  • the lower limit of the primary pressure measurement when the ABS is not operated is calculated as a smaller value as the deceleration of the vehicle is larger, and is calculated so as to be smaller as the speed ratio is lower.
  • the primary pressure measurement lower limit value is reduced, so that even when the oil amount balance is insufficient, it is easy to secure the differential pressure between the primary pressure and the secondary pressure, and Speed can be changed quickly by securing the differential thrust.
  • the gear ratio is on the low side, the required primary pressure is low, so by setting the value to a low value, the pressure required for the secondary pressure can be reduced, and the size of the oil pump is reduced and the fuel efficiency is improved.
  • the lower limit of the primary pressure actual measurement is made smaller as the speed ratio becomes lower, and during the ABS operation, the lower primary value of the primary pressure measurement is made higher as the speed ratio becomes lower, so that the fuel efficiency is improved. Belt slippage can be suppressed while improving.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

本発明のベルト式無段変速機では、プライマリプーリ（２）と、セカンダリプーリ（３）と、両プーリ（２，３）に巻回されたベルトとを備え、プーリ押し付け力がプライマリプーリ（２）に供給されるプライマリ圧及びセカンダリプーリ（３）に供給されるセカンダリ圧によって決まり、車両減速時にベルト式無段変速機の変速比を最Ｌｏｗ側に向けて変更するＬｏｗ戻し変速を行っているときに、車両の減速度と変速比とに基づいてベルトが実際に滑り始める第１のプライマリ圧実測下限値を算出し、Ｌｏｗ戻し変速におけるプライマリ圧の目標値の下限値を、プライマリ圧実測下限値に設定する変速制御手段を備え、変速制御手段は、車輪のロック傾向を検出したときは、プライマリ圧実測下限値を、ロック傾向を検出していないときに比べ、高く設定することとした。

Description

ベルト式無段変速機
　本発明は、プーリ間の動力をベルトにより伝達する際の変速比を無段階に変更可能なベルト式無段変速機に関する。
　従来、特許文献１には、ベルト式無段変速機の変速圧力制御において、プライマリプーリの回転数が所定値以下、車速が所定値以下、かつ車両の減速度が所定値より大きいときは、プライマリ圧を高めることでベルト滑りを防止する技術が開示されている。
　しかしながら、例えば低μ路などでさほど大きな減速度が出ていない場合であっても、ブレーキによりタイヤがロック傾向になった場合、ベルト滑りが発生するおそれがあった。
　本発明は、上記課題に着目してなされたもので、タイヤがロック傾向のときであってもベルト滑りを抑制可能なベルト式無段変速機を提供することを目的とする。
特開２００２－３２７８３５号公報
　上記目的を達成するため、本発明のベルト式無段変速機では、プライマリプーリと、セカンダリプーリと、両プーリに巻回されたベルトとを備え、プーリ押し付け力が前記プライマリプーリに供給されるプライマリ圧及び前記セカンダリプーリに供給されるセカンダリ圧によって決まり、車両減速時に前記ベルト式無段変速機の変速比を最Ｌｏｗ側に向けて変更するＬｏｗ戻し変速を行っているときに、車両の減速度と前記変速比とに基づいて前記ベルトが実際に滑り始める第１のプライマリ圧実測下限値を算出し、前記Ｌｏｗ戻し変速における前記プライマリ圧の目標値の下限値を、前記プライマリ圧実測下限値に設定する変速制御手段を備え、前記変速制御手段は、車輪のロック傾向を検出したときは、前記プライマリ圧実測下限値を、前記ロック傾向を検出していないときに比べ、高く設定することとした。
　よって、タイヤがロック傾向となったとしても、プライマリ圧の目標値の下限値が、タイヤがロック傾向となっていない場合に比べ、高く設定されるため、ベルト滑りを抑制できる。
実施形態１の無段変速機の概略構成を示す図である。 実施形態１の変速マップである。 実施形態１の変速機コントローラ１２が行うＬｏｗ戻し変速時の油圧降下制御の内容を示したフローチャートである。 実施形態１の油圧制御に用いる変速比と必要圧との関係を示すマップである。 実施形態１のＬｏｗ戻し変速時におけるプライマリ圧実測下限値演算処理を表すフローチャートである。 実施形態１のＬｏｗ戻し変速時の油圧降下制御が行われるときの様子を示すタイムチャートである。 実施形態１のＬｏｗ戻し変速時の油圧降下制御中にＡＢＳが作動したときの様子を示すタイムチャートである。
　〔実施形態１〕
　図１は、実施形態１の無段変速機（以下、「ＣＶＴ」という。）１の概略構成を示す図である。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をプライマリプーリ室２ｃ及びセカンダリプーリ室３ｃに供給す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を円錐板に摩擦係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、プライマリ圧Ｐｐｒｉを検出するプライマリ圧センサ１５ｐ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１５ｓ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、ブレーキペダルの踏み込みの有無を検出するブレーキスイッチ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、燃料噴射時間、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。
　ここで、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃには、次式で演算される下限値（以下、「理論下限値」という。）が設定されており、プライマリ圧Ｐｐｒｉ及びセカンダリ圧Ｐｓｅｃは、通常は理論下限値よりも低くならないように制限される。
　理論下限値＝（Ｔｃｏｓθ）／（２μＲ）
　Ｔ：伝達トルク
　θ：プーリのシーブ角
　μ：ベルトとプーリとの間の摩擦係数
　Ｒ：ベルトとプーリとの接触半径
　そして、一方が理論下限値に制限される場合は、他方の圧を上げて、プライマリプーリ２とセカンダリプーリ３との間で変速に必要な差推力が確保されるようにする。
　さらに、アクセルが解放されて、ブレーキが踏み込まれる、又は、登坂時等で、車両が減速し、図２のＡＰＯ＝０／８の線に沿ってＣＶＴ１が最Ｌｏｗに向けてダウンシフトするＬｏｗ戻し変速時であって、停車直前または変速比が変動しない変速定常時（最Ｌｏｗ）には、プライマリ圧理論下限値よりも低下させることによって発生する可能性のあるベルト滑りを抑制するために、停車直前または変速比が変動しない変速定常時を除き、プライマリ圧Ｐｐｒｉを上記理論下限値よりも下げることが可能である。
　そこで、変速機コントローラ１２は、以下に説明するＬｏｗ戻し変速時の油圧降下制御を行うことにより、プライマリ圧Ｐｐｒｉを上記理論下限値よりも下げ、これによってＣＶＴ１が搭載される車両のＬｏｗ戻り性を向上させつつ、オイルポンプの小型化によって燃費をさらに向上させる。
　図３は、実施形態１の変速機コントローラ１２が行うＬｏｗ戻し変速時の油圧降下制御の内容を示したフローチャートである。これを参照しながら本制御の内容及びその作用効果について説明する。説明中、適宜、図６に示すタイムチャートを参照する。図６に示すタイムチャートは、Ｌｏｗ戻し変速時の油圧降下制御が行われるときの様子を示している。
　ステップＳ１では、変速機コントローラ１２は、Ｌｏｗ戻し変速中か否かを判断する。アクセル開度ゼロかつブレーキペダルが踏み込まれている場合、又は、アクセル開度ゼロかつ車両の減速度が所定値よりも大きい場合（登坂時）は、変速機コントローラ１２はＬｏｗ戻し変速中であると判断し、ステップＳ２に進む。そうでない場合は処理が終了する。
　ステップＳ２では、変速機コントローラ１２は、ロックアップ中か否かを判断する。ロックアップクラッチ６ｄは、車速ＶＳＰが所定のロックアップ開始車速よりも高くなると締結され、車速ＶＳＰが所定のロックアップ解除車速（＜ロックアップ開始車速）よりも低くなると解放されるので、車速ＶＳＰに基づきロックアップ中か判断することができる。ロックアップ中と判断された場合は、プライマリ圧Ｐｐｒｉをプライマリ圧理論下限値よりも下げるべく、ステップＳ３以降に進む。ロックアップ中でないと判断された場合は、ステップＳ３以降の処理でプライマリ理論下限値未満に下がったプライマリ圧Ｐｐｒｉをプライマリ圧理論下限値まで戻すべく、ステップＳ９に進む。図６では、時刻ｔ１でブレーキペダルが踏み込まれ、Ｌｏｗ戻し変速が開始されている。
　ステップＳ３では、変速機コントローラ１２は、プライマリ圧理論下限値を演算する。プライマリ圧理論下限値は、上記の通り、伝達トルク（＝エンジン回転速度Ｎｅ及びアクセル開度ＡＰＯに基づきエンジントルクマップを参照して演算されるエンジン５のトルク）、プライマリプーリ２のシーブ角（固定値）、ベルト４とプライマリプーリ２との間の摩擦係数（固定値）、ベルト４とプライマリプーリ２との接触半径（変速比に応じて決まる値）によって演算する。
　ステップＳ４では、変速機コントローラ１２は、プライマリ圧実測下限値演算処理を実行する。プライマリ圧実測下限値は、ベルト４が実際に滑り始めるプライマリ圧Ｐｐｒｉであり、車両の減速度と変速比とに基づき、予め実験によって求めておいたマップを参照して演算される。プライマリ圧実測下限値は、車輪のロックを回避するアンチロックブレーキ制御（以下、ＡＢＳと記載する。）非作動時には、車両の減速度が大きいほど、また、変速比がＬｏｗ側であるほど低い値に設定される。減速度が大きいときは、より素早くＬｏｗ側に変速させる必要があり、大きな差推力が必要となる。よって、プライマリ圧とセカンダリ圧との差圧を確保するために低い値とする。また、変速比がＬｏｗ側であれば、必要プライマリ圧が低いため、低い値とすることで、セカンダリ圧に必要となる圧力を低くすることができ、オイルポンプの小型化及び燃費の改善を図る。
　一方、ＡＢＳ作動時には、減速度に関わらず、変速比がＬｏｗ側であるほど高い値に設定される。このとき、ＡＢＳ作動時に設定されるプライマリ圧実測下限値を第２のプライマリ圧実測下限値としたとき、第２のプライマリ圧実測下限値は、理論下限値より高い値に設定される。プライマリ圧実測下限値演算処理の詳細については後述する。
　ステップＳ５では、変速機コントローラ１２は、その時点の変速比を維持するのに必要なセカンダリ圧Ｐｓｅｃを図４に示すテーブルを参照して演算する。なお、図４には必要プライマリ圧も図示されているが、Ｌｏｗ戻し変速時の油圧降下制御では使用しない。
　ステップＳ６では、変速機コントローラ１２は、プライマリ圧理論下限値とプライマリ圧実測下限値との差（図６中Ｙ１）を必要セカンダリ圧に加算し（図６中Ｙ２）、補正後必要セカンダリ圧を演算する。そして、変速機コントローラ１２は、セカンダリ圧Ｐｓｅｃが補正後必要セカンダリ圧になるように、セカンダリ圧Ｐｓｅｃを制御する。具体的には、セカンダリ圧Ｐｓｅｃを調圧するソレノイドバルブを制御する。
　ステップＳ７では、変速機コントローラ１２は、ステップＳ６でセカンダリ圧Ｐｓｅｃを制御した結果、得られる実セカンダリ圧Ｐｓｅｃをセカンダリ圧センサ１５ｓによって検出し、これとプライマリプーリ２とセカンダリプーリ３の受圧面積の比とに基づきプライマリバランス圧に換算する（図６中Ｙ３）。
　ステップＳ８では、変速機コントローラ１２は、プライマリバランス圧からダウンシフトに必要な差推力分（必要な差推力をプライマリプーリ２の受圧面積で割った値）を引き、目標プライマリ圧を演算する（図６中Ｙ４）。目標プライマリ圧は、プライマリ圧理論下限値よりも低くなるが、プライマリ圧実測下限値よりも高いため、プライマリ圧実測下限値によって制限されることはない。そして、変速機コントローラ１２は、プライマリ圧Ｐｐｒｉが目標プライマリ圧になるようにプライマリ圧Ｐｐｒｉを制御する。具体的には、プライマリ圧Ｐｐｒｉを調圧するソレノイドバルブを制御する。
　図５は、実施形態１のプライマリ圧実測下限値演算処理を表すフローチャートである。
　ステップＳ４１では、ＡＢＳが作動中か否かを判断し、作動中の場合はステップＳ４４に進み、非作動中の場合はステップＳ４２に進む。
　ステップＳ４２では、車両の減速度Ｇに基づいて減速度ゲインｋｇを設定する。減速度ゲインｋｇは、減速度Ｇが大きいほど小さな値となるように設定されている。
　ステップＳ４３では、変速比に基づいて変速比ゲインｋｒを設定する。変速比ゲインｋｒは、変速比がＬｏｗ側となるほど小さな値となるように設定されている。
　ステップＳ４４では、減速度ゲインｋｇを１に設定する。言い換えると、減速度に関わらず一定の値とする。一般に、ＡＢＳが作動するときは減速度が高い領域と考えられるが、路面摩擦係数が低い場合は、減速度が小さくてもロック傾向となりやすい。言い換えると、減速度とロック傾向との間には一対一の関係が成立していない。そこで、ロック傾向となるＡＢＳのときは、減速度に関わらずプライマリ圧実測下限値を設定し、よりロック傾向と関連性の高い他のパラメータに基づいて設定する。
　ステップＳ４５では、変速比ゲインｋｒを設定する。ＡＢＳ作動時の変速比ゲインｋｒは、変速比がＬｏｗ側となるほど大きな値となるように設定されている。すなわち、車輪がロック傾向となると、セカンダリプーリ３の回転数が急激に変動し、それに伴ってプライマリプーリ２も回転数変動する。このとき、Ｌｏｗ側ほどプライマリプーリ２の回転数変動が大きくなりやすく、スリップを発生しやすくなるからである。これにより、理論下限値より高い第２のプライマリ圧実測下限値が設定される。
　ステップＳ４６では、車両が停止を表す所定車速未満となったか否かを判断し、車両停止と判断した場合はステップＳ４２に進んでＡＢＳ非作動時の制御に移行し、車両が走行中と判断した場合はステップＳ４７に進む。
　ステップＳ４７では、プライマリ実測下限値を、基準プライマリ実測下限値Ｐｐｍｉｎに減速度ゲインｋｇと変速比ゲインｋｒを乗算することで算出する。
　（ＡＢＳ非作動時におけるプライマリ圧制御）
　図６では、時刻ｔ１からｔ２までは、油量収支が実際に不足していないため、実セカンダリ圧を補正後必要セカンダリ圧まで上昇させる。これは、プライマリ圧理論下限値をプライマリ圧実測下限値に変更することにより、目標プライマリ圧をプライマリ圧実測下限値まで低下させることが可能であるが、プライマリ圧を低下させることによって発生する懸念のあるベルト滑りの発生を抑制するために、油量収支が実際に不足するまでの間、実セカンダリ圧を上昇させ、実セカンダリ圧Ｐｓｅｃから必要となる差推力を得るためのプライマリ圧Ｐｐｒｉを算出することを目的としている。
　時刻ｔ２以降、油量収支が実際に不足することにより、実セカンダリ圧Ｐｓｅｃが補正後必要セカンダリ圧まで上がらなくなっているが、ここから必要な差推力分を引いて得られる目標プライマリ圧はプライマリ圧実測下限値よりも高いので、プライマリ圧Ｐｐｒｉを目標プライマリ圧まで下げることができる。
　すなわち、ステップＳ３～ステップＳ８の制御によれば、プライマリ圧の下限値を低下させることにより、相対的にＬｏｗ戻し変速時のセカンダリ圧を下げることができ（若しくは、充分なセカンダリ圧の確保ができなくても、変速に必要な差推力を得ることが可能となり）、これによってオイルポンプの小型化が図れ、燃費向上が達成できる。
　また、ステップＳ３～ステップＳ８の制御によれば、実セカンダリ圧Ｐｓｅｃから目標プライマリ圧を算出することで、実セカンダリ圧Ｐｓｅｃを可能な限り高められる領域では、プライマリ圧を低下させずに必要な差推力を確保しつつ、油量収支が実際に不足し、実セカンダリ圧Ｐｓｅｃが補正後必要セカンダリ圧まで上がらなくなるような状況（図６中時刻ｔ２～ｔ３）になっても、プライマリ圧を下限値まで低下させることで必要な差推力を確保することができ、ＣＶＴ１の変速比を速やかに最Ｌｏｗまで戻すことができる。
　一方、ステップＳ２で、停車直前または変速比が変動しない変速定常時と判断されて進むステップＳ９では、変速機コントローラ１２は、目標プライマリ圧をプライマリ圧理論下限値に所定のランプ勾配で近づけるとともに、補正後必要セカンダリ圧を必要セカンダリ圧に所定のランプ勾配で近づけることで、それぞれプライマリ圧理論下限値、必要セカンダリ圧に制御する。これによって、変速比が変動する変速過渡時には、プライマリ圧下限値を低下させた場合であっても、ベルトとプーリとの間の動摩擦係数の影響で、ベルトとプーリとの間の相対的な滑りが抑制されるが、停車直前または変速比が実際に変化しない変速定常時（最ロー）の場合においては、ベルトとプーリとの間の摩擦係数が、動摩擦係数から静摩擦係数へ移行することで、プーリとベルトとの間に相対滑りが発生する可能性があるため、本領域でプライマリ圧下限値を理論値より低下させることによって発生する懸念のあるベルト４の滑りを防止しつつ、ＬＯＷ戻り性を向上させることができる。図６では、時刻ｔ３～ｔ４が対応する。
　（ＡＢＳ作動時におけるプライマリ圧制御）
図７は、Ｌｏｗ戻し変速時の油圧降下制御中にＡＢＳが作動したときの様子を示すタイムチャートである。時刻ｔ１１～ｔ１２は、図６の時刻ｔ１～ｔ２と同じであるため、説明を省略する。
　時刻ｔ１２において、車輪がロック傾向となり、車輪速が車速に比べて大きく低下し始めると、ＡＢＳが作動する。このとき、車輪がロック傾向になる際にプライマリプーリ２とベルト４との間に作用するトルクが非常に大きくなり、プライマリ圧実測下限値を低くしていると、ベルト滑りを招くおそれがあった。これは、車両の減速度が大きいことが原因というよりも、車輪がロック傾向となって急激に回転数が低下することに起因する。
　また、発明者が鋭意検討したところ、単にプライマリ圧実測下限値をプライマリ圧理論下限値に復帰させただけでは、ベルト滑りを十分に抑制できないことを見出した。そこで、実施形態１では、プライマリ圧実測下限値を、プライマリ圧理論下限値よりも高くなるように設定することとした。また、プライマリプーリ２は、変速比がＬｏｗ側ほどセカンダリプーリ側の回転変動による影響を受けやすく、ベルト滑りのおそれが高いことから、変速比がＬｏｗ側ほどプライマリ圧実測下限値を高く設定することとした。これにより、時刻ｔ１２～ｔ１３の間でＡＢＳが作動しているときは、プライマリ圧下限値を高く設定することで、ベルト滑りを抑制できる。
　時刻ｔ１３において、車速が車両停止を表す所定車速未満となると、ＡＢＳ作動時のプライマリ圧実測下限値からＡＢＳ非作動時のプライマリ圧実測下限値へランプ制御で移行させる。
　以上説明したように、実施形態１にあっては下記に列挙する作用効果が得られる。
　（１）プライマリプーリ２と、セカンダリプーリ３と、両プーリ２，３に巻回されたベルト４とを備え、プーリ押し付け力がプライマリプーリ２に供給されるプライマリ圧及びセカンダリプーリ３に供給されるセカンダリ圧によって決まるベルト式無段変速機であって、車両減速時にベルト式無段変速機の変速比を最Ｌｏｗに向けて変更するＬｏｗ戻し変速を行っているときに、車両の減速度と変速比とに基づいてベルト４が実際に滑り始めるプライマリ圧実測下限値を算出し、Ｌｏｗ戻し変速におけるプライマリ圧の目標値の下限値をプライマリ圧実測下限値に設定する変速機コントローラ１２（変速制御手段）を備え、変速機コントローラ１２は、車輪のロック傾向を検出したときは、プライマリ圧実測下限値を、車輪のロック傾向を検出していないときに比べ、高く設定する。
　よって、タイヤがロック傾向となったとしても、Ｌｏｗ戻し変速におけるプライマリ圧の目標値の下限値が第２のプライマリ圧実測下限値によって設定されるため、ベルト滑りを抑制できる。
　（２）第２のプライマリ圧実測下限値は、変速比がＬｏｗ側ほど高い値である。よって、ロック傾向となった際の回転変動が大きくなったとしても、ベルト滑りを抑制できる。
　（３）第２のプライマリ圧実測下限値は、減速度に対して一定である。言い換えると、減速度に関わらず第２のプライマリ圧実測下限値を設定する。これにより、路面摩擦係数によってロック傾向の発生時における減速度がばらついたとしても、適切な第２のプライマリ圧実測下限値を設定できる。
　（４）第２のプライマリ圧実測下限値は、伝達トルクＴ，プライマリプーリのシーブ角θ，ベルト４とプライマリプーリ２との間の摩擦係数μ及びベルト４とプライマリプーリ２との接触半径Ｒに基づき演算されるプライマリ圧の下限値であるプライマリ圧理論下限値よりも高い。よって、単に車輪のロック傾向を検出していないときのプライマリ圧実測下限値を解除し、プライマリ圧理論下限値に設定してもベルト滑りが発生するような場合であっても、プライマリ圧理論下限値より高い第２のプライマリ圧実測下限値を設定することで、ベルト滑りを抑制できる。
　（５）ＡＢＳ非作動時におけるプライマリ圧実測下限値は、車両の減速度が大きいほど小さな値として算出され、変速比がＬｏｗ側ほど小さな値となるように算出される。すなわち、減速度が大きいときはプライマリ圧実測下限値を小さくすることで、油量収支が不足している場合であっても、プライマリ圧とセカンダリ圧との差圧を確保しやすくなり、必要な差推力を確保することで素早く変速できる。また、変速比がＬｏｗ側であれば、必要プライマリ圧が低いため、低い値とすることで、セカンダリ圧に必要となる圧力を低くすることができ、オイルポンプの小型化及び燃費の改善を図る。言い換えると、ＡＢＳ非作動時は、変速比がＬｏｗ側になるほどプライマリ圧実測下限値を小さくし、ＡＢＳ作動時は、変速比がＬｏｗ側になるほどプライマリ圧実測下限値を高くすることで、燃費の改善を図りつつ、ベルト滑りを抑制できる。

Claims (5)

  1. 　プライマリプーリと、セカンダリプーリと、両プーリに巻回されたベルトとを備え、プーリ押し付け力が前記プライマリプーリに供給されるプライマリ圧及び前記セカンダリプーリに供給されるセカンダリ圧によって決まるベルト式無段変速機であって、
    　車両減速時にベルト式無段変速機の変速比を最Ｌｏｗに向けて変更するＬｏｗ戻し変速を行っているときに、車両の減速度と前記変速比とに基づいて前記ベルトが実際に滑り始めるプライマリ圧実測下限値を算出し、前記Ｌｏｗ戻し変速における前記プライマリ圧の目標値の下限値を前記プライマリ圧実測下限値に設定する変速制御手段を備え、
    　前記変速制御手段は、車輪のロック傾向を検出したときは、前記プライマリ圧実測下限値を、前記ロック傾向を検出していないときに比べ、高く設定する、ベルト式無段変速機。
  2. 　請求項１に記載のベルト式無段変速機において、
    　前記ロック傾向を検出したときの前記プライマリ圧実測下限値は、変速比がＬｏｗ側ほど高い値である、ベルト式無段変速機。
  3. 　請求項１または２に記載のベルト式無段変速機において、
    　前記ロック傾向を検出したときの前記プライマリ圧実測下限値は、減速度に対して一定である、ベルト式無段変速機。
  4. 　請求項１ないし３いずれか一つに記載のベルト式無段変速機において、
    　前記ロック傾向を検出したときの前記プライマリ圧実測下限値は、伝達トルク，前記プライマリプーリのシーブ角，前記ベルトと前記プライマリプーリとの間の摩擦係数及び前記ベルトと前記プライマリプーリとの接触半径に基づき演算される前記プライマリ圧の下限値であるプライマリ圧理論下限値よりも高い、ベルト式無段変速機。
  5. 　請求項１ないし４いずれか一つに記載のベルト式無段変速機において、
    　前記ロック傾向を検出していないときの前記プライマリ圧実測下限値は、車両の減速度が大きいほど小さな値として算出され、前記変速比がＬｏｗ側ほど小さな値となるように算出される、ベルト式無段変速機。
PCT/JP2019/030853 2018-09-21 2019-08-06 ベルト式無段変速機 WO2020059339A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201980058850.8A CN112955681B (zh) 2018-09-21 2019-08-06 带式无级变速器
US17/274,050 US11326691B2 (en) 2018-09-21 2019-08-06 Belt-type continuously variable transmission
JP2020548094A JP6960545B2 (ja) 2018-09-21 2019-08-06 ベルト式無段変速機

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2018176826 2018-09-21
JP2018-176826 2018-09-21

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2020059339A1 true WO2020059339A1 (ja) 2020-03-26

Family

ID=69887187

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2019/030853 WO2020059339A1 (ja) 2018-09-21 2019-08-06 ベルト式無段変速機

Country Status (4)

Country Link
US (1) US11326691B2 (ja)
JP (1) JP6960545B2 (ja)
CN (1) CN112955681B (ja)
WO (1) WO2020059339A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113740622A (zh) * 2021-07-21 2021-12-03 深圳拓邦股份有限公司 电动工具、直流无刷电机及其缺相检测方法

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP7241124B2 (ja) * 2021-04-21 2023-03-16 本田技研工業株式会社 車両用無段変速機の制御装置及び制御方法

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001330145A (ja) * 2000-05-23 2001-11-30 Toyota Motor Corp 車両用無段変速機の制御装置
JP2002533628A (ja) * 1998-12-22 2002-10-08 ローベルト ボツシユ ゲゼルシヤフト ミツト ベシユレンクテル ハフツング 巻掛伝動装置における巻掛部材の張力設定のためのシステム
JP2002327835A (ja) * 2001-04-27 2002-11-15 Fuji Heavy Ind Ltd 無段変速機の制御装置
WO2013145974A1 (ja) * 2012-03-28 2013-10-03 ジヤトコ株式会社 無段変速機及びその油圧制御方法

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19622108A1 (de) * 1996-06-01 1997-12-04 Zahnradfabrik Friedrichshafen Verfahren zur Steuerung eines CVT
US6623388B1 (en) 1998-12-22 2003-09-23 Robert Bosch Gmbh System for adjusting the voltage of a wrapped component of an infinitely variable speed transmission
CN101878385B (zh) * 2007-10-22 2014-05-07 株式会社小松制作所 作业车辆的变速控制装置及变速控制方法
JP5256253B2 (ja) * 2009-07-17 2013-08-07 日産自動車株式会社 自動変速機
JP6125576B2 (ja) * 2015-07-29 2017-05-10 本田技研工業株式会社 ベルト式無段変速機のプーリ側圧制御装置
CN108027047B (zh) * 2015-09-09 2019-11-22 加特可株式会社 车辆用无级变速器的油压控制装置及油压控制方法
EP3348873A4 (en) * 2015-09-10 2018-11-07 JATCO Ltd Device for controlling automatic transmission and method for controlling automatic transmission
US9545929B1 (en) * 2015-10-19 2017-01-17 GM Global Technology Operations LLC Method and apparatus to control a continuously variable transmission

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002533628A (ja) * 1998-12-22 2002-10-08 ローベルト ボツシユ ゲゼルシヤフト ミツト ベシユレンクテル ハフツング 巻掛伝動装置における巻掛部材の張力設定のためのシステム
JP2001330145A (ja) * 2000-05-23 2001-11-30 Toyota Motor Corp 車両用無段変速機の制御装置
JP2002327835A (ja) * 2001-04-27 2002-11-15 Fuji Heavy Ind Ltd 無段変速機の制御装置
WO2013145974A1 (ja) * 2012-03-28 2013-10-03 ジヤトコ株式会社 無段変速機及びその油圧制御方法

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113740622A (zh) * 2021-07-21 2021-12-03 深圳拓邦股份有限公司 电动工具、直流无刷电机及其缺相检测方法
CN113740622B (zh) * 2021-07-21 2024-06-07 深圳拓邦股份有限公司 电动工具、直流无刷电机及其缺相检测方法

Also Published As

Publication number Publication date
US20210254711A1 (en) 2021-08-19
US11326691B2 (en) 2022-05-10
JPWO2020059339A1 (ja) 2021-08-30
CN112955681A (zh) 2021-06-11
CN112955681B (zh) 2022-01-25
JP6960545B2 (ja) 2021-11-05

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5903487B2 (ja) 無段変速機及びその油圧制御方法
JP4344379B2 (ja) 無段変速機の制御装置
JP2007205529A (ja) 車両用制御装置
JP2008157404A (ja) 無段変速機の制御装置
CN110388433B (zh) 车辆用动力传递装置的控制装置
KR20160102517A (ko) 무단 변속기의 제어 장치
JP2014114937A (ja) 無段変速機の変速制御装置
WO2020059339A1 (ja) ベルト式無段変速機
US10400893B2 (en) Transmission and control method for transmission
JP6191202B2 (ja) ベルト式無段変速機の油圧制御装置
US9416873B2 (en) Continuously variable transmission and control method therefor
JP6568754B2 (ja) 車両用駆動装置及び車両用駆動装置の制御方法
JP2005291395A (ja) 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置
WO2017057367A1 (ja) 車両の制御装置及び車両の制御方法
JP7063226B2 (ja) 車両用動力伝達装置の制御装置
WO2020162148A1 (ja) ベルト式無段変速機
US11365805B2 (en) Control device for vehicle and control method for vehicle
JP6560758B2 (ja) 車両の制御装置、及び車両の制御方法
JP5673324B2 (ja) 車両用無段変速機の変速制御装置
JP5120150B2 (ja) 車両用無段変速機の制御装置
JP7058909B2 (ja) ベルト式無段変速機の制御装置
JP2018021582A (ja) 車両用動力伝達装置の制御装置
JP2005172011A (ja) 無段変速機の変速制御装置
JP2006090442A (ja) 無段変速機の制御装置
JP6643146B2 (ja) 車両用駆動制御装置及び車両用駆動制御装置の制御方法

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 19862349

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2020548094

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 19862349

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1