JP4353740B2

JP4353740B2 - Shift control method for continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4353740B2
Application number: JP2003204268A
Authority: JP
Inventors: 淳佐竹; 知之平尾
Original assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Current assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Priority date: 2003-07-31
Filing date: 2003-07-31
Publication date: 2009-10-28
Anticipated expiration: 2023-07-31
Also published as: JP2005048814A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両用無段変速機のアップシフト時における変速制御方法に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
【特許文献１】
特開平９−２４２８５４号公報
Ｖベルト式無段変速機やトロイダル型無段変速機などの無段変速機の変速制御は、アクセル開度と車速（出力軸回転数）とから目標入力回転数をマップ検索し、その回転数と現在の車速とで決まる変速比を目標値として、一様な変速速度で変速を行うのが一般的である。ところが、変速速度によっては運転者が期待する車両加速度が得られないことがある。
【０００３】
特許文献１では、キックダウン時の変速速度が早すぎて引込み感が発生するのを防止する変速制御装置が提案されている。すなわち、出力軸トルクが負にならないように、変速速度をエンジントルクと系のイナーシャから逆算し、変速速度に制限を加えるようにしたものである。そのため、アクセル開度を急に開いた時、出力軸トルクが一時的に負になる現象を解消でき、キックダウン時の引込み感を解消することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、特許文献１では、目標とする出力軸トルクの下限値を０としているため、アップシフト時にエンジン回転数の変化に伴うトルクが大きく変化する場合、運転者の期待に合致した車両加速度が得られないという現象が生じる。例えば、アクセル開度を全開（フルスロットル）から中間開度（パートスロットル）へ戻すと、運転者は車両加速度の減少を期待するが、変速比の減少によりイナーシャの大きなエンジンの回転数を減少させるため、変速機からの出力軸トルクが変速が終了するまで一時的に増大し、かえって加速度が増大する結果となる。
【０００５】
そこで、本発明の目的は、エンジン回転数の変化に伴うトルクが大きく変化するアップシフト時に、運転者の期待に合致した車両加速度が得られる無段変速機の変速制御方法を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明は、アクセル開度と車速とから目標入力回転数または目標変速比を決定し、この目標入力回転数または目標変速比に向かって変速制御を行う無段変速機のアップシフト時の変速制御方法において、上記目標入力回転数または目標変速比が達成された時の目標出力軸トルクを演算する工程と、変速直前の出力軸トルクから上記目標出力軸トルクに向かって時間と共に単調に変化するスイープトルクおよびこのスイープトルクに対して所定値を加算して上記スイープトルクと共に単調に変化する上限トルクを決定する工程と、実際の出力軸トルクが上記上限トルクとなる変速速度の上限値を求める工程と、実際の変速速度が上記上限値を越えないように上記変速制御を実施する工程と、を有することを特徴とする無段変速機の変速制御方法を提供する。
【０００７】
本発明の基本的な考え方は次の通りである。
まず、アクセル開度から運転者の要求する加速度を推測する。但し、加速度は空気抵抗などを考慮する必要があり、計算が複雑になるので、現在の車速で目標変速比が実現した時の目標出力軸トルクを推測する。
エンジンのイナーシャを考慮し、運転者が要求する出力軸トルクを継続的に実現できる変速速度とするのが理想的であるが、多くの場合、変速速度が変速したい方向と逆方向になってしまう。これを避けるため、出力軸トルクを現在値から運転者が要求する出力軸トルクまで一様に変化（スイープ）させるように制御する。同時に、スイープした値から所定範囲でのずれを許容する。
このように出力軸トルクがほぼ一様に変化するように変速速度を制限することにより、運転者の要求する加速度にほぼ沿った加速度を得ることができる。
【０００８】
具体的なアップシフト時の変速制御は次の通りである。
まず目標変速比における出力軸トルク（目標出力軸トルク）を演算する。例えば、アクセル開度および車速から目標変速比を求め、現在の車速のまま目標変速比が実現したときのエンジン回転数での推定エンジントルク、および目標変速比から目標出力軸トルクを算出すればよい。
次に、変速直前の出力軸トルクから目標出力軸トルクに向かって一様に変化するスイープトルクおよびこのスイープトルクに対して所定値を加算した上限トルクを決定する。スイープトルクとは、変速直前の出力軸トルクから目標出力軸トルクに向かって単調に変化するトルクであり、オフアップ時には単調減少し、オンアップ時には単調増加する。出力軸トルクをスイープトルクに沿った値に制御することは困難であるから、スイープトルクに対するずれを許容するため上限トルクを設定している。
次に、実際の出力軸トルクが上限トルクとなる変速速度の上限値を求める。ここで、変速速度とは絶対値のことであり、アップシフト時（変速比が減少する時）には上限値とは減少方向の最大値のことである。変速速度の上限値は、上限トルク、エンジン推定トルク、車速、入力回転数などから求めることができる。
そして、実際の変速速度が上限値を越えないように、変速速度に制限を加えながら変速制御を実施する。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下に、実施例を参照しながら本発明の実施の形態について説明する。
図１，図２は本発明にかかる無段変速機の一例を示す。
この実施例の無段変速機はＦＦ横置き式の自動車用変速機であり、大略、エンジン出力軸１によりトーショナルダンパ２を介して駆動される入力軸３、駆動プーリ１１を支持する駆動軸１０、従動プーリ２１を支持する従動軸２０、駆動プーリ１１と従動プーリ２１に巻き掛けられたＶベルト１５、第１減速軸３０、第２減速軸３１、車輪と連結された出力軸３２、変速用モータ４０、テンション装置５０などで構成されている。
この実施例で用いられるＶベルト１５は、一対の無端状張力帯と、これら張力帯に長さ方向に係止された多数のブロックとで構成された公知の乾式複合ベルトである。
【００１０】
駆動プーリ１１は、駆動軸１０上に固定された固定シーブ１１ａと、駆動軸１０上に軸方向移動自在に支持された可動シーブ１１ｂと、可動シーブ１１ｂの背後に設けられたストローク機構１２とを備えている。この実施例のストローク機構１２は、変速用モータ４０による回転入力によって可動シーブ１１ｂを軸方向に移動させるボールネジ機構であり、可動シーブ１１ｂに軸受１２ａを介して相対回転自在に支持された雌ねじ部材１２ｂと、ハウジングに固定された雄ねじ部材１２ｃとを備え、雌ねじ部材１２ｂの外周部には変速ギヤ１３が固定されている。
【００１１】
従動プーリ２１は、従動軸２０上に固定された固定シーブ２１ａと、従動軸２０上に軸方向移動自在に支持された可動シーブ２１ｂと、可動シーブ２１ｂの背後に設けられたストローク機構２２とを備えている。このストローク機構２２も駆動プーリ１１のストローク機構１２と同様の構成を有するボールネジ機構であり、可動シーブ２１ｂに軸受２２ａを介して相対回転自在に支持された雌ねじ部材２２ｂと、ハウジングに固定された雄ねじ部材２２ｃとを備え、雌ねじ部材２２ｂの外周部には変速ギヤ２３が固定されている。
【００１２】
従動軸２０の従動プーリ２１よりエンジン側の部位には、前後進切替機構２４が設けられ、その両側には前進用ギヤ２５と後進用ギヤ２６とが回転自在に支持されている。前後進切替機構２４を図１の左側へシフトすると前進（Ｄ）位置になり、右側へシフトすると後進（Ｒ）位置となる。従動軸２０のエンジン側の軸端部には発進クラッチ２７が設けられ、発進クラッチ２７は前後進切替機構２４のハブ２４ａを従動軸２０に対して断接する。前進用ギヤ２５は第１減速軸３０のギヤ３０ａに噛み合い、第１減速軸３０のギヤ３０ｂは第２減速軸３１のギヤ３１ａに噛み合い、さらに第２減速軸３１のギヤ３１ｂは差動装置３３のリングギヤ３３ａに噛み合っている。また、後進用ギヤ２６はアイドラギヤ２８を介して第１減速軸３０のギヤ３０ｂに噛み合っている。そして、差動装置３３を介して車輪に連結された出力軸３２を駆動している。
【００１３】
変速用モータ４０の出力ギヤ４１は第１変速軸４５の一端に設けられた減速ギヤ４５ａに噛み合っている。第１変速軸４５の他端部に設けられたギヤ４５ｂは従動プーリ２１の可動シーブ２１ｂの移動ストローク分の長さを有する平歯車であり、従動プーリ２１に設けられた変速ギヤ２３と噛み合っている。第１変速軸４５のギヤ４５ｂを回転させると、変速ギヤ２３が追随回転することでボールネジ機構２２の作用により、可動シーブ２１ｂを軸方向へ移動させることができる。従動プーリ２１の変速ギヤ２３は、第２変速軸４６の第１アイドラギヤ４６ａとも噛み合い、さらに第２変速軸４６の第２アイドラギヤ４６ｂは駆動プーリ１１の変速ギヤ１３と噛み合っている。これらアイドラギヤ４６ａ，４６ｂも、第１変速軸４５のギヤ４５ｂと同様に、可動シーブ１１ｂ，２１ｂの移動ストローク分の長さを有する平歯車で構成されている。変速用モータ４０の回転力は、第１変速軸４５，従動プーリ２１の変速ギヤ２３，第２変速軸４６を介して駆動プーリ１１の変速ギヤ１３へと伝達される。そのため、駆動プーリ１１の可動シーブ１１ａと従動プーリ２１の可動シーブ２１ａは互いに同期し、かつ互いにプーリ溝幅（ベルト巻き掛け径）を逆方向に変化させながら軸方向へ移動することができる。なお、第１変速軸４５は、必ずしも従動プーリ２１側に設ける必要はなく、駆動プーリ１１側に配置してもよい。さらに、第１変速軸４５を省略し、変速用モータ４０でアイドラ軸（第２変速軸４６）を駆動してもよい。
【００１４】
この無段変速機には、図２に示すように、Ｖベルト１５にトルク伝達に必要なベルト張力を与える機構、すなわちテンション装置５０が設けられている。
上記のようにプーリ１１，２１のプーリ溝幅（ベルト巻き掛け径）は変速用モータ４０によって可変されるが、それだけでは伝達トルクによってＶベルト１５とプーリ１１，２１との間に滑りが発生してしまう。そこで、Ｖベルト１５に滑りを生じさせないベルト張力を与えるため、テンション装置５０が設けられている。テンション装置５０はテンションローラ５１を備え、このテンションローラ５１はリンク５２を介してテンションアーム５３によって揺動可能に支持されている。
【００１５】
テンションアーム５３の回動軸５３ａは駆動プーリ１１の半径方向外側に設けられ、引張スプリング５４によってＶベルト１５方向に付勢されている。そのため、テンションローラ５１は所定の荷重でＶベルト１５の緩み側を内側に向かって押し付けている。このように外側から内側に向かってＶベルト１５を押圧することで、所定のベルト張力を得るとともに、プーリ１１，２１に対するＶベルト１５の巻き付け長さを長くし、伝達効率を高めている。
なお、テンションローラ５１はＶベルト１５を外側から内側に向かって押圧するものに限らず、内側から外側に向かって押圧してもよい。
また、テンションローラ５１をリンク５２を介してアーム５３に取り付けたが、テンションローラ５１をアーム５３に直接回転自在に取り付けてもよい。
上記実施例のテンション装置５０は引張スプリング５４を用いたものであるが、特開２００１−３３００９７号公報のように、引張スプリングの他にアシストモータを備えたものであってもよいし、特開２００２−２１３５４９号公報のように、引張スプリングと圧縮スプリングとを併用したものであってもよい。さらに、アシストモータに代えて油圧シリンダなどのアクチュエータを用いてもよい。
【００１６】
図３は変速用モータ４０を制御するための制御装置６０を示す。
制御装置６０には、エンジン回転数（入力軸３の回転数）、車速（出力軸３２の回転数）、アクセル開度、駆動軸１０の回転数、従動軸２０の回転数などが入力される。制御装置６０には、変速マップ、エンジントルク曲線などが設定され、上記入力信号に応じて目標出力軸トルク、目標変速比、実エンジントルク、実変速比などを算出し、後述する変速制御を実施する。
【００１７】
図４は制御装置６０の作用を表すブロック図である。
まず、アクセル開度と車速とが変速比演算部６０ａに入力され、ここでマップ検索され、目標変速比が決定される。一方、アクセル開度と車速と目標変速比とが出力軸トルク演算部６０ｂに入力され、現在の車速のまま目標変速比が達成された場合のエンジン回転数とアクセル開度とに基づき、目標出力軸トルクが演算される。
次に、スイープトルク演算部６０ｃで目標出力軸トルクに対応したスイープトルクを演算する。このスイープトルクは、変速直前の出力軸トルクから目標出力軸トルクに向かって一様に変化するトルクのことであり、オフアップ時には一定の時間勾配をもって低下するトルクであり、オンアップ時には逆に一定の時間勾配をもって上昇するトルクである。変速直前の出力軸トルクを演算するために、実エンジントルクと実変速比とが入力される。
次に、上下限トルク演算部６０ｄにおいて、スイープトルクに対して上側許容トルクおよび下側許容トルクを加算・減算した上限トルクおよび下限トルクを計算する。上限トルクはアップシフト用、下限トルクはダウンシフト用であり、上記許容トルクはスイープトルクに対するずれの許容値である。
上記のようにして求めた上限トルクおよび下限トルクから、変速速度演算部６０ｅで変速速度のハイ側制限値とロー側制限値とを演算する。
モータ制御部６０ｆには、目標変速比と、ハイ側制限値およびロー側制限値とが入力され、変速速度がこれら制限値を越えないように変速用モータ４０を目標変速比へと制御する。ここで、アップシフト時にはハイ側制限値のみを考慮すればよく、ダウンシフト時にはロー側制限値のみを考慮すればよい。
【００１８】
図５はオフアップ時における出力軸トルクの時間変化を示す。
従来のオフアップ時には、一点鎖線Ａで示すように、実出力軸トルクが一時的に上昇し、かえって加速度が増大する可能性がある。これに対し、本発明では破線Ｂで示すように、実出力軸トルクの上昇を上限トルクで制限しているので、加速度が増大する現象を抑制し、運転者の期待に応じて車両加速度を低下させることができる。
図５における▲１▼〜▲４▼のスイープトルクの計算は以下の通りである。
▲１▼目標出力軸トルク≒実出力軸トルクの場合
スイープトルク＝目標出力軸トルクとする。
▲２▼目標出力軸トルク＜スイープトルク＜実出力軸トルクの場合
目標出力軸トルクが実出力軸トルクから離れれば、スイープする。このとき、スイープトルクに上側許容トルクを加算した上限トルクで実出力軸トルクの上昇を制限する。
▲３▼目標出力軸トルク＜実出力軸トルク＜スイープトルクの場合
実出力軸トルクがスイープトルクより小さければ、スイープトルクを実出力軸トルクに追従させる。すなわち、スイープトルク＝実出力軸トルクとする。
▲４▼スイープトルク＜目標出力軸トルクの場合
スイープトルクが目標出力軸トルクを越えないように、スイープトルク＝目標出力軸トルクとする。
【００１９】
図５ではオフアップ時における出力軸トルクの変化を示したが、オンアップ時には図５とは上下反転した特性になる。この場合も、変速直前の出力軸トルクから目標出力軸トルクに向かって一様に変化する（ここでは上昇する）スイープトルクを決定し、このスイープトルクに対して所定値を加算した上限トルクを決定する。そして、実出力軸トルクが上限トルクを越えないように変速速度に制限を加えながら変速制御を実施すればよい。
【００２０】
図６は本発明にかかる変速制御の具体的流れを示す。この制御には、アップシフトだけでなくダウンシフトを含む。
制御がスタートすると、まず実出力軸トルクＴ₂ と目標出力軸トルクＴ_2tとを演算する（ステップＳ１）。具体的には次の計算式により計算する。
【数１】

Ｒ：プーリ比を含む総減速比、Ｔ_E ：実エンジントルク、Ｉ_E ：エンジンを含む入力軸側イナーシャ、ω₂ ：出力軸回転数、Ｒ_t ：プーリ比を含む総減速比の目標値、Ｔ_Et：目標変速比でのエンジントルク。
次に、目標出力軸トルクＴ_2tとスイープトルクＴ_2sとを比較して、スイープ方向を判定する（ステップＳ２）。Ｔ_2t≦Ｔ_2sの場合には、下向きのスイープであるため、１周期（例えば４ｍｓ）前のスイープトルクＴ_2sn-1 から下側スイープ量Ｔ_dwn だけ減算したものをスイープトルクＴ_2sとする（ステップＳ３）。一方、Ｔ_2t＞Ｔ_2sの場合には、上向きのスイープであるため、１周期前のスイープトルクＴ_2sn-1 に上側スイープ量Ｔ_upを加算したものをスイープトルクＴ_2sとする（ステップＳ４）。
ステップＳ３で下向きのスイープトルクＴ_2sを求めた後、実出力軸トルクＴ₂ とスイープトルクＴ_2sとを比較し、スイープトルクと実出力軸トルクのいずれが目標に近いかを判定する（ステップＳ５）。Ｔ₂ ＜Ｔ_2sの場合には、実出力軸トルクＴ₂ の方が目標に近いことを意味するので（図５の▲３▼に相当）、スイープトルクを実出力軸トルクに追随させるためＴ_2s＝Ｔ₂ とする（ステップＳ６）。次に、スイープトルクＴ_2sと目標出力軸トルクＴ_2tとを比較し、スイープトルクが目標を行き過ぎないかどうかを判定する（ステップＳ７）。Ｔ_2s＜Ｔ_2tの場合には、スイープトルクＴ_2sが目標を行き過ぎたことを意味するので（図５の▲４▼に相当）、スイープトルクが目標出力軸トルクを越えないようにＴ_2s＝Ｔ_2tとする（ステップＳ８）。
同様に、ステップＳ４で上向きのスイープトルクＴ_2sを求めた後、実出力軸トルクＴ₂ とスイープトルクＴ_2sとを比較し（ステップＳ９）、Ｔ₂ ＞Ｔ_2sの場合には、実出力軸トルクＴ₂ の方が目標に近いことを意味するので、スイープトルクを実出力軸トルクに追随させるため、Ｔ_2s＝Ｔ₂ とする（ステップＳ１０）。次に、スイープトルクＴ_2sと目標出力軸トルクＴ_2tとを比較し（ステップＳ１１）、Ｔ_2s＞Ｔ_2tの場合には、目標出力軸トルクを行き過ぎたことを意味するので、スイープトルクが目標出力軸トルクを越えないように、Ｔ_2s＝Ｔ_2tとする（ステップＳ１２）。
上記ステップの後、スイープトルクＴ_2sに対して上側許容トルクＫ_max および下側許容トルクＫ_min を加算・減算した上限トルクＴ_2tmax および下限トルクＴ_2tmin を計算する（ステップＳ１３）。
Ｔ_2tmax ＝Ｔ_2s＋Ｋ_max
Ｔ_2tmin ＝Ｔ_2s−Ｋ_min

【００２１】
本発明は上記実施例に限定されるものではない。
上記実施例では、スイープトルクを一定時間勾配で変化するトルクとしたが、一定勾配である必要はなく、変速直前の出力軸トルクから目標出力軸トルクに向かって単調に変化するトルクであればよく、多次曲線的に変化してもよい。
また、本発明にかかる無段変速機は、図１，図２に示すように変速用モータ４０とテンション装置５０と乾式Ｖベルト１５とを用いた無段変速機に限らず、例えば，駆動プーリおよび従動プーリにそれぞれ油圧サーボを設け、金属ベルトを用いた公知のＶベルト式無段変速機であってもよいし、トロイダル型無段変速機のような異なる形式の無段変速機であってもよい。ただ、実施例のような無段変速機の場合には、変速用モータ４０によって一義的に変速比を決定でき、伝達トルクによって変速比が影響を受けないので、変速速度の制御も容易であるという利点がある。
【００２２】
【発明の効果】
以上のように、本発明によれば、アップシフト時において、スイープトルクに所定値を加算した上限トルクから求められる変速速度の上限値を越えないように変速速度を制限している。そのため、例えばアクセル開度を全開から中間開度へ戻した時、出力軸トルクが変速が終了するまで一時的に増大するが、単調減少する上限トルクに対応した変速速度以下に制限するので、加速度が一時的に増大する現象を解消できる。
このように、アップシフト時にエンジン回転数の変化に伴うトルクが大きく変化した場合でも、運転者の期待に合致した車両加速度が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明にかかる無段変速機の一例のスケルトン図である。
【図２】図１に示す無段変速機に用いられるテンション装置の概略図である。
【図３】制御装置の入力系と出力系との概略を示す図である。
【図４】制御装置のブロック図である。
【図５】オフアップ時における出力軸トルクの時間変化図である。
【図６】本発明にかかる変速制御の一例を示す図である。
【符号の説明】
１エンジン出力軸
３入力軸
１１駆動プーリ
２１従動プーリ
２７発進クラッチ
３２出力軸
４０変速用モータ
６０制御装置[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control method during upshifting of a continuously variable transmission for a vehicle.
[0002]
[Prior art]
[Patent Document 1]
JP, 9-242854, A Shift control of a continuously variable transmission such as a V-belt type continuously variable transmission or a toroidal type continuously variable transmission is performed by calculating a target input rotational speed from an accelerator opening and a vehicle speed (output shaft rotational speed). In general, a map is searched, and a gear ratio determined by the number of rotations and the current vehicle speed is used as a target value, and the gear is changed at a uniform speed. However, the vehicle acceleration expected by the driver may not be obtained depending on the shift speed.
[0003]
Patent Document 1 proposes a shift control device that prevents a feeling of being pulled in due to a shift speed during kickdown being too fast. In other words, the shift speed is calculated backward from the engine torque and the inertia of the system so that the output shaft torque does not become negative, and the shift speed is limited. Therefore, when the accelerator opening is suddenly opened, the phenomenon that the output shaft torque temporarily becomes negative can be eliminated, and the feeling of pull-in at the time of kickdown can be eliminated.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in Patent Document 1, since the lower limit value of the target output shaft torque is set to 0, vehicle acceleration that meets the driver's expectation can be obtained when the torque accompanying a change in engine speed changes greatly during upshifting. The phenomenon that it is not possible occurs. For example, when the accelerator opening is returned from the fully open position (full throttle) to the intermediate opening position (part throttle), the driver expects a reduction in vehicle acceleration, but the engine speed with a large inertia is reduced due to a reduction in the gear ratio. For this reason, the output shaft torque from the transmission temporarily increases until the shift is completed, resulting in an increase in acceleration.
[0005]
SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to provide a speed change control method for a continuously variable transmission that can obtain a vehicle acceleration that matches a driver's expectation at the time of an upshift in which a torque greatly changes with a change in engine speed. .
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a target input rotational speed or a target speed ratio is determined from the accelerator opening and the vehicle speed, and the shift control is performed toward the target input speed or the target speed ratio. In the shift control method during upshift of the continuously variable transmission to be performed, a step of calculating a target output shaft torque when the target input rotation speed or target speed ratio is achieved, and the target output from the output shaft torque immediately before the shift A step of determining a sweep torque that changes monotonically with time toward the shaft torque, and a predetermined value added to the sweep torque to determine an upper limit torque that changes monotonously with the sweep torque, and an actual output shaft torque that exceeds the upper limit A step of obtaining an upper limit value of a shift speed to be a torque, and a step of performing the shift control so that the actual shift speed does not exceed the upper limit value. The provides a shift control method for a continuously variable transmission, wherein.
[0007]
The basic concept of the present invention is as follows.
First, the acceleration requested by the driver is estimated from the accelerator opening. However, since it is necessary to consider the air resistance and the like for the acceleration, the calculation becomes complicated. Therefore, the target output shaft torque when the target gear ratio is realized at the current vehicle speed is estimated.
In consideration of engine inertia, it is ideal to set the speed so that the output shaft torque required by the driver can be continuously realized. However, in many cases, the speed becomes opposite to the direction in which the speed is desired. . In order to avoid this, the output shaft torque is controlled to change uniformly (sweep) from the current value to the output shaft torque requested by the driver. At the same time, a deviation in a predetermined range from the swept value is allowed.
In this way, by limiting the shift speed so that the output shaft torque changes substantially uniformly, it is possible to obtain an acceleration substantially in line with the acceleration requested by the driver.
[0008]
The specific shift control during the upshift is as follows.
First, the output shaft torque at the target gear ratio (target output shaft torque) is calculated. For example, the target gear ratio may be obtained from the accelerator opening and the vehicle speed, and the target output shaft torque may be calculated from the estimated engine torque at the engine speed when the target gear ratio is realized at the current vehicle speed, and the target gear ratio. .
Next, a sweep torque that uniformly changes from the output shaft torque immediately before the shift to the target output shaft torque, and an upper limit torque obtained by adding a predetermined value to the sweep torque are determined. The sweep torque is a torque that changes monotonously from the output shaft torque immediately before the shift to the target output shaft torque, and decreases monotonously at off-up and increases monotonously at on-up. Since it is difficult to control the output shaft torque to a value along the sweep torque, an upper limit torque is set to allow a deviation from the sweep torque.
Next, an upper limit value of the shift speed at which the actual output shaft torque becomes the upper limit torque is obtained. Here, the shift speed is an absolute value, and at the time of upshifting (when the gear ratio decreases), the upper limit value is the maximum value in the decreasing direction. The upper limit value of the shift speed can be obtained from the upper limit torque, the engine estimated torque, the vehicle speed, the input rotation speed, and the like.
Then, shift control is performed while limiting the shift speed so that the actual shift speed does not exceed the upper limit value.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to examples.
1 and 2 show an example of a continuously variable transmission according to the present invention.
The continuously variable transmission of this embodiment is an FF horizontal type automobile transmission, which is roughly an input shaft 3 driven via a torsional damper 2 by an engine output shaft 1 and a drive shaft that supports a drive pulley 11. 10, a driven shaft 20 that supports the driven pulley 21, a drive pulley 11 and a V belt 15 wound around the driven pulley 21, a first reduction shaft 30, a second reduction shaft 31, an output shaft 32 connected to wheels, and a speed change Motor 40, tension device 50, and the like.
The V-belt 15 used in this embodiment is a known dry type composite belt composed of a pair of endless tension bands and a large number of blocks locked to the tension bands in the length direction.
[0010]
The drive pulley 11 includes a fixed sheave 11a fixed on the drive shaft 10, a movable sheave 11b supported on the drive shaft 10 so as to be movable in the axial direction, and a stroke mechanism 12 provided behind the movable sheave 11b. I have. The stroke mechanism 12 of this embodiment is a ball screw mechanism that moves the movable sheave 11b in the axial direction by rotational input from the speed change motor 40. The female screw member 12b is supported on the movable sheave 11b via a bearing 12a so as to be relatively rotatable. And a male screw member 12c fixed to the housing, and a transmission gear 13 is fixed to the outer periphery of the female screw member 12b.
[0011]
The driven pulley 21 includes a fixed sheave 21a fixed on the driven shaft 20, a movable sheave 21b supported on the driven shaft 20 so as to be axially movable, and a stroke mechanism 22 provided behind the movable sheave 21b. I have. This stroke mechanism 22 is also a ball screw mechanism having the same configuration as the stroke mechanism 12 of the drive pulley 11, a female screw member 22 b supported by the movable sheave 21 b through a bearing 22 a so as to be relatively rotatable, and a male screw fixed to the housing. The transmission gear 23 is fixed to the outer peripheral portion of the female screw member 22b.
[0012]
A forward / reverse switching mechanism 24 is provided at a position closer to the engine than the driven pulley 21 of the driven shaft 20, and a forward gear 25 and a reverse gear 26 are rotatably supported on both sides thereof. When the forward / reverse switching mechanism 24 is shifted to the left side of FIG. A start clutch 27 is provided at the shaft end of the driven shaft 20 on the engine side, and the start clutch 27 connects and disconnects the hub 24 a of the forward / reverse switching mechanism 24 to the driven shaft 20. The forward gear 25 is engaged with the gear 30a of the first reduction shaft 30, the gear 30b of the first reduction shaft 30 is engaged with the gear 31a of the second reduction shaft 31, and the gear 31b of the second reduction shaft 31 is further connected to the differential device 33. Is engaged with the ring gear 33a. Further, the reverse gear 26 meshes with the gear 30 b of the first reduction shaft 30 through the idler gear 28. And the output shaft 32 connected with the wheel via the differential device 33 is driven.
[0013]
The output gear 41 of the speed change motor 40 is meshed with a reduction gear 45 a provided at one end of the first speed change shaft 45. A gear 45 b provided at the other end of the first transmission shaft 45 is a spur gear having a length corresponding to the moving stroke of the movable sheave 21 b of the driven pulley 21, and meshes with the transmission gear 23 provided on the driven pulley 21. Yes. When the gear 45b of the first speed change shaft 45 is rotated, the speed change gear 23 is rotated so that the movable sheave 21b can be moved in the axial direction by the action of the ball screw mechanism 22. The transmission gear 23 of the driven pulley 21 meshes with the first idler gear 46 a of the second transmission shaft 46, and the second idler gear 46 b of the second transmission shaft 46 meshes with the transmission gear 13 of the drive pulley 11. These idler gears 46a and 46b are also constituted by spur gears having a length corresponding to the moving stroke of the

movable sheaves

11b and 21b, similarly to the gear 45b of the first transmission shaft 45. The rotational force of the speed change motor 40 is transmitted to the speed change gear 13 of the drive pulley 11 via the first speed change shaft 45, the speed change gear 23 of the driven pulley 21, and the second speed change shaft 46. Therefore, the movable sheave 11a of the driving pulley 11 and the movable sheave 21a of the driven pulley 21 are synchronized with each other, and can move in the axial direction while changing the pulley groove width (belt winding diameter) in the opposite direction. The first transmission shaft 45 is not necessarily provided on the driven pulley 21 side, and may be disposed on the drive pulley 11 side. Further, the first transmission shaft 45 may be omitted, and the idler shaft (second transmission shaft 46) may be driven by the transmission motor 40.
[0014]
As shown in FIG. 2, the continuously variable transmission is provided with a mechanism that applies belt tension necessary for torque transmission to the V-belt 15, that is, a tension device 50.
As described above, the pulley groove width (belt wrapping diameter) of the

pulleys

11 and 21 is varied by the speed change motor 40, but only that causes slippage between the V belt 15 and the

pulleys

11 and 21 due to the transmission torque. End up. Therefore, a tension device 50 is provided to apply a belt tension that does not cause the V belt 15 to slip. The tension device 50 includes a tension roller 51, and this tension roller 51 is supported by a tension arm 53 through a link 52 so as to be swingable.
[0015]
A rotating shaft 53 a of the tension arm 53 is provided on the outer side in the radial direction of the drive pulley 11 and is urged toward the V-belt 15 by a tension spring 54. Therefore, the tension roller 51 presses the loose side of the V-belt 15 inward with a predetermined load. By pressing the V-belt 15 from the outside to the inside in this way, a predetermined belt tension is obtained, and the winding length of the V-belt 15 around the

pulleys

11 and 21 is lengthened to increase the transmission efficiency.
Note that the tension roller 51 is not limited to pressing the V-belt 15 from the outside to the inside, but may be pressed from the inside to the outside.
Further, although the tension roller 51 is attached to the arm 53 via the link 52, the tension roller 51 may be directly attached to the arm 53 so as to be freely rotatable.
The tension device 50 of the above embodiment uses the tension spring 54. However, as disclosed in JP 2001-330097 A, the tension device 50 may include an assist motor in addition to the tension spring. A combination of a tension spring and a compression spring may be used as in JP 2002-213549 A. Further, an actuator such as a hydraulic cylinder may be used instead of the assist motor.
[0016]
FIG. 3 shows a control device 60 for controlling the speed change motor 40.
The controller 60 receives the engine speed (the speed of the input shaft 3), the vehicle speed (the speed of the output shaft 32), the accelerator opening, the speed of the drive shaft 10, the speed of the driven shaft 20, and the like. . In the control device 60, a shift map, an engine torque curve, and the like are set, and a target output shaft torque, a target gear ratio, an actual engine torque, an actual gear ratio, and the like are calculated according to the input signal, and a shift control described later is performed. To do.
[0017]
FIG. 4 is a block diagram showing the operation of the control device 60.
First, the accelerator opening and the vehicle speed are input to the gear ratio calculation unit 60a, where a map search is performed to determine a target gear ratio. On the other hand, the accelerator opening, the vehicle speed, and the target gear ratio are input to the output shaft torque calculation unit 60b, and the target output is based on the engine speed and the accelerator opening when the target gear ratio is achieved at the current vehicle speed. A shaft torque is calculated.
Next, the sweep torque corresponding to the target output shaft torque is calculated by the sweep torque calculation unit 60c. This sweep torque is a torque that varies uniformly from the output shaft torque immediately before shifting to the target output shaft torque, and is a torque that decreases with a constant time gradient at the time of off-up, and conversely constant at the time of on-up. The torque increases with a time gradient of. In order to calculate the output shaft torque immediately before the shift, the actual engine torque and the actual gear ratio are input.
Next, the upper and lower limit torque calculator 60d calculates an upper limit torque and a lower limit torque obtained by adding / subtracting the upper allowable torque and the lower allowable torque to the sweep torque. The upper limit torque is for upshifting, the lower limit torque is for downshifting, and the allowable torque is an allowable value of deviation with respect to the sweep torque.
From the upper limit torque and the lower limit torque obtained as described above, the shift speed calculating unit 60e calculates a high-side limit value and a low-side limit value of the shift speed.
The target speed ratio, the high-side limit value, and the low-side limit value are input to the motor control unit 60f, and the shift motor 40 is controlled to the target speed ratio so that the speed change speed does not exceed these limit values. Here, only the high-side limit value needs to be considered during upshifting, and only the low-side limit value needs to be considered during downshifting.
[0018]
FIG. 5 shows the time change of the output shaft torque at the time of off-up.
At the time of conventional off-up, as indicated by the alternate long and short dash line A, there is a possibility that the actual output shaft torque temporarily increases and the acceleration instead increases. On the other hand, in the present invention, as shown by the broken line B, the increase in the actual output shaft torque is limited by the upper limit torque, so that the phenomenon that the acceleration increases is suppressed, and the vehicle acceleration is reduced according to the driver's expectation. Can be made.
The calculation of the sweep torque of (1) to (4) in FIG. 5 is as follows.
(1) Target output shaft torque ≒ Actual output shaft torque Sweep torque = Target output shaft torque.
(2) In the case of target output shaft torque <sweep torque <actual output shaft torque If the target output shaft torque deviates from the actual output shaft torque, the sweep is performed. At this time, the increase in the actual output shaft torque is limited by the upper limit torque obtained by adding the upper allowable torque to the sweep torque.
(3) When target output shaft torque <actual output shaft torque <sweep torque If the actual output shaft torque is smaller than the sweep torque, the sweep torque is made to follow the actual output shaft torque. That is, sweep torque = actual output shaft torque.
(4) When sweep torque <target output shaft torque Sweep torque = target output shaft torque so that the sweep torque does not exceed the target output shaft torque.
[0019]
Although FIG. 5 shows the change in the output shaft torque at the time of off-up, the characteristic is inverted upside down from FIG. 5 at the time of on-up. Also in this case, a sweep torque that uniformly changes (in this case increases) from the output shaft torque immediately before the shift to the target output shaft torque is determined, and an upper limit torque obtained by adding a predetermined value to the sweep torque is determined. To do. Then, the shift control may be performed while limiting the shift speed so that the actual output shaft torque does not exceed the upper limit torque.
[0020]
FIG. 6 shows a specific flow of the shift control according to the present invention. This control includes not only upshifts but also downshifts.
When control starts, first, the actual output shaft torque T ₂ and the target output shaft torque T _2t are calculated (step S1). Specifically, it is calculated by the following formula.
[Expression 1]

R: total reduction ratio including pulley ratio, T _E : actual engine torque, I _E : input shaft side inertia including engine, ω ₂ : output shaft rotational speed, R _t : target value of total reduction ratio including pulley ratio, T _Et : Engine torque at the target gear ratio.
Next, the target output shaft torque T _2t is compared with the sweep torque T _2s to determine the sweep direction (step S2). In the case of T _2t ≦ T _2s , since the sweep is downward, the sweep torque T _2s is obtained by subtracting the lower sweep amount T _dwn from the sweep torque T _2sn-1 before one cycle (for example, 4 ms) ( Step S3). On the other hand, when T _2t > T _2s , the sweep is upward, and therefore, the sweep torque T _2s is obtained by adding the upper sweep amount T _up to the sweep torque T _2sn-1 of the previous cycle (step S4). .
After _{obtaining the} downward sweep torque T _2s in step S3, the actual output shaft torque T ₂ and the sweep torque T _2s are compared to determine which of the sweep torque and the actual output shaft torque is closer to the target (step S5). ). In the case of T ₂ <T _{2 s} , it means that the actual output shaft torque T ₂ is closer to the target (corresponding to (3) in FIG. 5), so that the sweep torque is made to follow the actual output shaft torque. _2s = T ₂ to (step S6). Next, the sweep torque T _2s is compared with the target output shaft torque T _2t to determine whether or not the sweep torque exceeds the target (step S7). In the case of T _2s <T _2t , it means that the sweep torque T _2s has _{exceeded the} target (corresponding to (4) in FIG. 5), so that the sweep torque does not exceed the target output shaft torque T _2s = T _2t is set (step S8).
Similarly, after _{obtaining the} upward sweep torque T _2s in step S4, the actual output shaft torque T ₂ is compared with the sweep torque T _2s (step S9). If T ₂ > T _2s , the actual output shaft Since the torque T ₂ is closer to the target, T _2s = T ₂ is set in order to make the sweep torque follow the actual output shaft torque (step S10). Next, the sweep torque T _2s is compared with the target output shaft torque T _2t (step S11), and if T _2s > T _2t , it means that the target output shaft torque has been exceeded, so the sweep torque is T _2s = T _2t is set so as not to exceed the target output shaft torque (step S12).
After the above steps, an upper limit torque T _2tmax and a lower limit torque T _2tmin _obtained by adding / subtracting the upper allowable torque K _max and the lower allowable torque K _min to the sweep torque T _2s are calculated (step S13).
T _2tmax = T _2s + K _max
T _2tmin = T _2s -K _min

[0021]
The present invention is not limited to the above embodiments.
In the above embodiment, the sweep torque is a torque that changes at a constant time gradient, but it does not have to be a constant gradient, and any torque that changes monotonously from the output shaft torque immediately before shifting to the target output shaft torque may be used. It may change in a multi-order curve.
The continuously variable transmission according to the present invention is not limited to a continuously variable transmission using a speed change motor 40, a tension device 50, and a dry V belt 15 as shown in FIGS. And a known V-belt continuously variable transmission using a metal belt provided with a hydraulic servo on each of the driven pulleys, or a continuously variable transmission of a different type such as a toroidal continuously variable transmission. Also good. However, in the case of the continuously variable transmission as in the embodiment, the speed ratio can be uniquely determined by the speed change motor 40, and the speed ratio is not affected by the transmission torque, so that the speed control is easy. There is an advantage.
[0022]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, at the time of upshifting, the shift speed is limited so as not to exceed the upper limit value of the shift speed obtained from the upper limit torque obtained by adding a predetermined value to the sweep torque. For this reason, for example, when the accelerator opening is returned from the fully open position to the intermediate opening, the output shaft torque temporarily increases until the shift is completed, but is limited to the shift speed corresponding to the upper limit torque that monotonously decreases. Can be eliminated temporarily.
Thus, even when the torque accompanying the change in the engine speed changes greatly during the upshift, the vehicle acceleration meeting the driver's expectation can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram of an example of a continuously variable transmission according to the present invention.
FIG. 2 is a schematic view of a tension device used in the continuously variable transmission shown in FIG.
FIG. 3 is a diagram showing an outline of an input system and an output system of a control device.
FIG. 4 is a block diagram of a control device.
FIG. 5 is a time change diagram of output shaft torque at the time of off-up.
FIG. 6 is a diagram showing an example of shift control according to the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine output shaft 3 Input shaft 11 Drive pulley 21 Driven pulley 27 Starting clutch 32 Output shaft 40 Shifting motor 60 Control device

Claims

In a speed change control method at the time of upshift of a continuously variable transmission that determines a target input speed or target speed ratio from an accelerator opening and a vehicle speed, and performs speed change control toward the target input speed or target speed ratio,
Calculating a target output shaft torque when the target input rotational speed or the target gear ratio is achieved;
A step of determining a sweep torque that changes monotonously with time from the output shaft torque immediately before shifting to the target output shaft torque and an upper limit torque that changes monotonously with the sweep torque by adding a predetermined value to the sweep torque. When,
Obtaining an upper limit value of the shift speed at which the actual output shaft torque becomes the upper limit torque;
And a step of performing the shift control so that the actual shift speed does not exceed the upper limit value.