JP4677689B2

JP4677689B2 - Flip transmission device slip detection device

Info

Publication number: JP4677689B2
Application number: JP2001208123A
Authority: JP
Inventors: 裕之山口; 博幸西澤; 正敬大澤; 康則中脇; 邦裕岩月
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2001-07-09
Filing date: 2001-07-09
Publication date: 2011-04-27
Anticipated expiration: 2021-07-09
Also published as: JP2003021578A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力軸要素と出力軸要素と、これらのそれぞれに接触する伝達要素とを含み、接触部分の摩擦により入力軸から出力軸へと動力伝達を行う摩擦伝動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
互いに接触する部材間の摩擦により動力を伝達する伝動装置が知られている。このような、部材間の摩擦力により動力伝達を行う場合、部材間のすべりが適正に制御される必要がある。すべりが大きいと、摩擦による発熱、摩耗などの問題が発生し、装置の耐久性などに悪影響を及ぼす場合がある。部材間のすべりを検出する技術として、入出力の回転速度比およびトルク比に基づくものが特開平３−１２９１５８号公報に記載されている。また、すべりが生じる際に発生する特有の音に基づきすべり検出を行う技術が特開平９−２６９０５３号公報に記載されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
前述の技術においては、入出力軸のトルクまたは異音を検出するために、トルクセンサや、音波センサなどの新たな装置を設ける必要があり、コストが上昇するという問題があった。また、外気温度などの環境の変化や、経年変化などにより部材間の摩擦係数が変化し、正確なすべり発生の判定を行うことができない場合があるという問題があった。
【０００４】
本発明は、前述の問題点を解決するためになされたものであり、低コストで、かつ正確な、すべり検出を行うことを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
前述の課題を解決するために、本発明にかかる摩擦伝動装置のすべり検出装置は、接する部材間のすべり速度に対する伝達駆動力の特性に基づき、すべりの判定を行う。前記伝達駆動力の特性は、すべり速度が小さい範囲では、これに比例し、すべり速度がある程度大きくなるとすべり速度の増加に対する伝達駆動力の増加は小さくなり、さらには飽和するというものである。したがって、摩擦伝動装置は、伝達駆動力がすべり速度にほぼ比例する範囲で運転されることが望ましい。すなわち、すべり速度の増加に対して伝達駆動力が増加しない、または増加が少ない範囲では、すべりによる摩擦のみ大きくなり、耐久性を落とす結果となる。
【０００６】
本発明のすべり検出装置は、当該摩擦伝動装置の、そのときの動作点まわりの駆動力伝達系の特性を求め、この特性に基づき安定性を判定している。系が不安定と考えられる場合、伝達駆動力が限界に達してすべりが大きくなったと判断することができる。
【０００７】
前記駆動力伝達系の特性は、互いに接している要素同士のすべり速度に対する伝達駆動力の勾配として求められる。この勾配に基づき、系の安定性、そして過渡なすべりの検出を行うことができる。
【０００８】
また、本発明のすべり検出装置は、入力軸要素と、出力軸要素と、これらにそれぞれ接触し、接触部分の摩擦により前記入力軸要素から前記出力軸要素へと動力伝達を行う伝達要素と、を有する摩擦伝動装置のすべり検出に適用することができる。入力軸要素と出力軸要素の回転速度を検出し、これから伝達要素が入出力軸要素のそれぞれと接している接触半径を算出する。入出力軸要素の回転速度と接触半径とを逐次算出し、現時点の動作点における、伝達摩擦力の勾配を算出することができる。
【０００９】
このすべり検出装置は、入出力軸に回転速度のセンサを設け、このセンサ出力に基づき演算ですべりを検出することができる。すなわち、トルクセンサなどを用いる必要がなく、コストを低減することができる。また、従前より入出力軸の回転速度センサが設けられている装置に適用する場合は、センサによるコスト上昇がない。
【００１０】
また、この装置においては、その時点で検出された入出力軸の回転速度に基づき、伝達駆動力の勾配の算出を行っているので、経年変化などにより条件が変化した場合であっても、まさにその時点の勾配に基づきすべりを検出することができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態（以下実施形態という）を、図面に従って説明する。摩擦力によって駆動力を伝達する装置として、例えば、ベルトとプーリを組み合わせた連続可変比変速機（以下、ＣＶＴと記す）、ローラとディスクを組み合わせたＣＶＴなどが知られてる。
【００１２】
図１は、ベルト式ＣＶＴの一例を示す概略構成図である。ＣＶＴ１０の入力軸１２および出力軸１４には、軸と共に回転する入力プーリ１６および出力プーリ１８が設けられている。入力プーリ１６は、入力固定シーブ２０と入力可動シーブ２２を含み、これらシーブ２０，２２は、向かい合う面が入力軸１２の中心軸線を軸とする円錐面の一部である略円錐台形状を有している。固定シーブ２０は、入力軸１２に対し、回転方向のみならず軸方向にも固定されている。可動シーブ２２は、入力軸１２に対して回転方向には規制され、軸方向に移動を許容されている。可動シーブ２２の背後、すなわち軸方向において固定シーブ２０と反対側に、流体圧シリンダ２４が配置されている。そして、可動シーブ２２自体がピストンとして機能し、流体圧シリンダ２４と共にアクチュエータを形成する。流体圧シリンダ２４およびピストンとしての可動シーブ２２により形成される流体圧室２６に、作動流体が流体圧ライン（不図示）より供給され、また流体圧室２６より排出されることにより、可動シーブ２２は、入力軸１２に沿って移動する。
【００１３】
出力プーリ１８に関しても、入力プーリ１６とほぼ同様の構成を採る。すなわち、出力プーリ１８は、回転方向、軸方向に動きを規制された出力固定シーブ２８、その動きが回転方向には規制され、軸方向には許容される出力可動シーブ３０を含んでいる。可動シーブ３０の背後には、流体圧シリンダ３２が配置され、これとピストンとしての可動シーブ３０により流体圧室３４を含むアクチュエータが構成される。このアクチュエータにより可動シーブ３０の移動が制御される。
【００１４】
入力プーリの二つのシーブ２０，２２、出力プーリの二つのシーブ２８，３０はそれぞれ、二つのシーブの向き合う面によりベルト３６を挟持し、プーリ１６，１８はベルト３６と係合する。
【００１５】
ベルト３６は、図示される形状を有する薄板のプレート３８を多数配列し、これらを無端で可撓性のある２本のフープ４０で、たがをかけたようにして形成されている。このベルト３６が、入出力プーリ１６，１８に掛け渡され、プレート３８の側面がシーブと係合している。ベルト３６の幅、すなわちプレート３８の側面の幅は一定であるので、対をなすシーブの間隔が決定すれば、ベルト３６のプーリ１６，１８に対する巻き掛かり位置、すなわち巻き掛かり半径Ｒin，Ｒoutが定まる。入出力の巻き掛かり半径比によって、変速比が決定される。さらに可動シーブ２２，３０を移動させることにより巻き掛かり半径を変更することができ、これによって変速比の変更が可能となる。具体的には、入力プーリ１６に対する巻き掛かり半径Ｒinを大きくしようとする場合には、流体圧室２６内に作動流体を供給し、可動シーブ２２を進出させる方向にアクチュエータを作用させる。この押圧力により、プーリ１６およびベルト３６の回転に伴って、ベルト３６は押し出されるようにして巻き掛かり半径Ｒinが増加する。巻き掛かり半径Ｒinを小さくする場合は、可動シーブ２２が逆に動き、ベルト３６は、シーブ間の谷間に落ち込むように移動して巻き掛かり半径Ｒinが縮小する。出力プーリ１８側もほぼ同様にして巻き掛かり半径Ｒoutの変更が行われるが、入出力プーリ１６，１８において、シーブの動きは反対向きである。すなわち、一方の軸において、シーブの間隔を狭め、巻き掛かり半径を増加させようとしているときは、他方の軸においては、シーブの間隔を拡げ、巻き掛かり半径を増加するように同期して制御される。
【００１６】
図２は、ローラとディスクを組み合わせたＣＶＴの一例であるトロイダル式ＣＶＴ５０の要部構成を示す図である。入力ディスク５２と出力ディスク５４が、その回転軸線が同一となるように配置されている。これらのディスク５２，５４の間には、それぞれのディスクに接するようにローラ５６が配置されている。ローラ５６の回転軸は、前記ディスクの回転軸線を含む平面内で傾動可能となっている。また、入力および出力ディスク５２，５４のそれぞれは、ローラ５６が接するトロイダル面５８，６０を有している。これらのトロイダル面５８，６０は、ローラ５６の回転軸が前述のように傾いた場合でもローラ５６との接触が保たれるように、ディスク回転軸線を含む断面の形状が円弧となっている。
【００１７】
入力ディスク５２の回転がローラ５６を回転させ、されにこれが出力ディスク５４を回転させる。このようにして入力ディスク５２から出力ディスク５４への動力伝達が行われる。また、ローラ５６が傾動することによって、入力および出力ディスク５２，５４とローラ５６の接触点のディスク回転軸線からの距離、すなわち接触点半径が変化する。この変化によって入力ディスク５２と出力ディスク５４の回転速度比、つまり変速比を変化することができる。特に、ローラ５６の傾動角度は連続的に変化することができるので、変速比も連続的な値をとることが可能となる。
【００１８】
図３は、出力軸要素と伝達要素の間のすべりと伝達される駆動力の関係、伝達駆動力特性を示す図である。示するように、すべりが小さいときには、すべりが増加するにつれて伝達駆動力も増加するが、ある点からすべりの増加に対する伝達駆動力の増加が小さくなり、更には飽和するという特性がある。この特性を図４のように簡略化し、ある時点での動作点まわりで直線近似し、動作点での接線を得ることができる。図において、曲線Ｃにて伝達駆動力特性が示されている。出力軸要素は、前述の例では、出力プーリ１８や出力ディスク５４に相当し、伝達要素はベルト３８やローラ５６に相当する。入力プーリ１６や入力ディスク５２に相当する入力軸要素と、伝達要素の間のすべりと伝達駆動力の関係も図４の特性とほぼ同様となる。すべり速度Δωjのまわりで直線近似された伝達駆動力Ｆjの特性は、図中直線Ｌおよび次式にて表される。
【００１９】
【数１】
Ｆj＝ｋj・Δωj＋Ｙj ・・・（１）
【００２０】
ここで、ｋj、Ｙjは、直線近似された伝達駆動力の傾きおよび切片を表す。添え字ｊは、入力軸側と出力軸側との区別をするものであって、j=1 が入力軸側を示す添え字、j=2 が出力軸側を示すものである。
【００２１】
式（１）を用いて、入力軸要素、出力軸要素および伝達要素のそれぞれの運動方程式をたてると次のようになる。まず、ベルト式ＣＶＴの場合、より一般的にいえば、伝達要素が直線運動を行うものの場合を式（２）〜（４）に示す。ただし、この式において、伝達要素（ベルト）がプーリに巻き付いている範囲において回転運動となるが、ここではそのときの慣性項は、省略する。また、トロイダル式ＣＶＴ、より一般的にいえば、伝達要素が回転運動を行うものの場合を式（５）〜（７）に記す。
【００２２】
【数２】

【００２３】
式（２）（３）および式（５）（６）を次の用に変形する。
【００２４】
【数３】

【００２５】
式（８）〜（１１）において、右辺第１項の係数ｋ₁・Ｒ₁／Ｊ₁，ｋ₂・Ｒ₂／Ｊ₂が入力軸要素、出力軸要素の安定性を決定する。係数が正であれば系は安定であり、係数が負であれば系は不安定、すなわち過大なすべり状態となる。Ｒ₁／Ｊ₁，Ｒ₂／Ｊ₂は必ず正であるので、伝達駆動力の勾配ｋ₁，ｋ₂の符号が系の安定性を決定する。したがって、下記により系の安定性を調べることができる。
【００２６】
【数４】
系が安定：ｋ₁≧０かつｋ₂≧０・・・（１２）
系が不安定：ｋ₁＜０またはｋ₂＜０・・・（１３）
【００２７】
以上から、伝達駆動力の勾配ｋ₁，ｋ₂を検出すれば、伝達要素の過大なすべりを検出することができる。そして、摩擦伝動装置を過大なすべりが発生しないように運転することにより、摩擦による発熱、摩耗などを防止することができる。
【００２８】
図５は、前記したすべり判定を行うすべり検出装置の構成ブロック図である。入力軸要素と出力軸要素のそれぞれの回転速度を検出回路１００，１０２にて検出する。検出された入出力軸要素の回転速度に基づき、入出力軸要素のそれぞれと伝達要素の接触点の、入出力軸軸線からの半径（以下、接触半径と記す）を算出回路１０４にて算出する。接触半径は、前述のベルト式ＣＶＴにおいては、巻き掛かり半径に相当する。また、前述のトロイダル式ＣＶＴの場合は、ディスク５２，５４とローラ５６の接点の、入出力軸軸線からの距離に相当する。検出された入出力軸の回転速度と、算出された伝達要素の接触半径とから、その時点における動作点まわりの伝達駆動力特性を算出回路１０６により算出する。この算出された特性に基づき、系の安定性を判定し、これにより過大なすべりが生じしているかを判定回路１０８で判定する。
【００２９】
伝達特性の算出回路１０６は、現時点の動作点まわりにおいて線形化された特性を算出し、その勾配を算出する回路として構成することができる。そして、判定回路１０８この勾配に基づき系の安定性の判断、すなわち過大なすべりが生じているかの判断を行うことができる。
【００３０】
次に、伝達特性算出回路１０６における特性の算出、すなわち動作点まわりにおいて線形化された特性の勾配の算出について説明する。伝達要素が直線運動を行うもの（例えば前述のベルト式ＣＶＴ）の場合について説明し、伝達要素が回転運動を行うものについては、結果のみを後述する。
【００３１】
入出力軸の回転速度はコンピュータなどにより一定周期τでサンプリングされるものとし、この周期τを用いて、式（２）〜（４）を次式のように書き換える。
【００３２】
【数５】

【００３３】
ｉは、現時点のサンプリング刻みを表す。式（１４）を変形し、次の式を得る。
【００３４】
【数６】

【００３５】
さらに、式（１７）に基づき、現時点の伝達要素の速度ω₀[i]を次式のように表す。
【００３６】
【数７】

【００３７】
サンプリング周期τは、十分に短くＴｂ₁[i-1]≒Ｔｂ₁[i]＝Ｔｂ₁が成り立ち、また上述したように、線形性が成り立つ範囲では、ｋ₁[i-1]≒ｋ₁[i]＝ｋ₁，Ｙ₁[i-1]≒Ｙ₁[i]＝Ｙ₁となる。また、速度比の変化が小さい場合、Ｒ₁[i-1]≒Ｒ₁[i]＝Ｒ₁が成り立つ。その結果、式（１６）左辺のω₀[i]−ω₀[i-1]は、次式のように表される。
【００３８】
【数８】

【００３９】
同様に、式（１２）に基づき次式が得られる。
【００４０】
【数９】

【００４１】
一方、式（１），（２）を次式のように変形する。
【００４２】
【数１０】

【００４３】
式（１９），（２１），（２２）を式（１６）に代入し、変形すると次式が得られる。
【００４４】
【数１１】

【００４５】
式（２３）では、現時点から１サンプリング後の入出力軸回転速度が必要となるため、次式のように書き換える。
【００４６】
【数１２】

【００４７】
同様に、式（２０）〜（２２）を式（１６）に代入して変形し、現時点のサンプリングを考慮して次式を得る。
【００４８】
【数１３】

【００４９】
式（２５），（２８）を次のように表す。
【００５０】
【数１４】

【００５１】
式（３１），（３５）の演算では、接触半径Ｒ₁，Ｒ₂が必要である。これらは入出力軸の速度比ｅとの関係をあらかじめ求めておき、この関係に基づき、そのときの速度比から求めるようにする。図６に、ベルト式ＣＶＴの速度比と接触半径Ｒ₁，Ｒ₂（プーリ掛かり径）の関係を示す。このような関係をあらかじめ求めておき、検出された入出力軸の速度を用いて、接触半径Ｒ₁，Ｒ₂を求めることができる。
【００５２】
式（２８）〜（３１）に基づき、その時点における駆動力の伝達特性を求める。具体的には、最小二乗法などによりθ₁を推定して求める。例えば、固定トレース法を用いた場合、次式を用いて推定される。
【００５３】
【数１５】

【００５４】
θ₂は式（３６）〜（３８）と同様に推定される。以上の結果、伝達駆動力の勾配ｋ₁，ｋ₂を算出できる。
【００５５】
伝達要素が回転運動を行うものである場合、前述の場合と同様に伝達特性を求めることができ、式（２８）〜（３５）に対応する次式を得る。
【００５６】
【数１６】

【００５７】
系が不安定となる場合、すなわち前述のようにｋ₁・ｋ₂＜０となる場合に、伝達される駆動力が飽和し、過大なすべり状態になると判定できる。ここでは、実質的に０を判定するために必要なしきい値ｔｈｒを設け、過大なすべりの判定を行う。すなわち、次式を満たしたときに伝達力が飽和し、過大なすべり状態にあると判定する。
【００５８】
【数１７】
ｋ₁・ｋ₂≦ｔｈｒ・・・（４７）
【００５９】
図７は、ベルト式ＣＶＴの出力プーリ油圧を徐々に下げていき、過大なベルトのすべりを検出した結果である。本図は、入力トルクをプーリ掛かり径およびプーリ推力で割った平均摩擦係数μを同時に表している。平均摩擦係数がピーク付近でｋ₁・ｋ₂に変化が現れ、さらに、これがしきい値以下となった時点で、ベルトの過大なすべりが検出できている。
【図面の簡単な説明】
【図１】ベルト式ＣＶＴの概略構成図である。
【図２】トロイダルＣＶＴの概略構成図である。
【図３】現実の装置における、すべりと伝達される駆動力の関係を示す図である。
【図４】すべり速度と伝達される駆動力の関係を理想化した図である。
【図５】本実施形態の構成ブロック図である。
【図６】速度比と接触半径の関係を示す図である。
【図７】ベルト式ＣＶＴのすべり検出の結果を示す図である。
【符号の説明】
１０ベルト式ＣＶＴ、１６入力プーリ（入力軸要素）、１８出力プーリ（出力軸要素）、３６ベルト（伝達要素）、５０トロイダル式ＣＶＴ、５２入力ディスク（入力軸要素）、５４出力ディスク（出力軸要素）、５６ローラ（伝達要素）、１００入力軸回転速度検出回路、１０２出力軸回転速度検出回路、１０４伝達要素接触半径算出回路、１０６伝達特性算出回路、１０８すべり状態判定回路。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a friction transmission device that includes an input shaft element, an output shaft element, and a transmission element that contacts each of them, and transmits power from the input shaft to the output shaft by friction of the contact portion.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art A transmission device that transmits power by friction between members in contact with each other is known. When power transmission is performed by such a frictional force between members, the slip between the members needs to be appropriately controlled. If the slip is large, problems such as heat generation and wear due to friction occur, which may adversely affect the durability of the apparatus. Japanese Patent Laid-Open No. 3-129158 discloses a technique for detecting a slip between members based on an input / output rotational speed ratio and a torque ratio. Japanese Patent Laid-Open No. 9-269053 discloses a technique for detecting a slip based on a peculiar sound generated when a slip occurs.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
In the above-described technique, it is necessary to provide a new device such as a torque sensor or a sound wave sensor in order to detect the torque or abnormal noise of the input / output shaft, and there is a problem that costs increase. In addition, there is a problem that the friction coefficient between members changes due to environmental changes such as outside air temperature or aging, and it may not be possible to accurately determine the occurrence of slip.
[0004]
The present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to accurately detect slip at low cost.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problem, a slip detection device for a friction transmission device according to the present invention performs slip determination based on a characteristic of a transmission driving force with respect to a slip speed between contacting members. The characteristics of the transmission drive force are proportional to the range where the sliding speed is small, and when the sliding speed is increased to some extent, the increase in the transmission driving force with respect to the increase in the sliding speed is reduced and further saturated. Therefore, it is desirable that the friction transmission device be operated in a range where the transmission driving force is substantially proportional to the slip speed. That is, in the range where the transmission driving force does not increase or the increase is small with respect to the increase in the sliding speed, only the friction due to the sliding increases, resulting in a decrease in durability.
[0006]
The slip detection device of the present invention obtains the characteristics of the driving force transmission system around the operating point of the friction transmission device, and determines the stability based on the characteristics. When the system is considered unstable, it can be determined that the transmission driving force has reached its limit and the slip has increased.
[0007]
The characteristic of the driving force transmission system is obtained as a gradient of the transmission driving force with respect to the sliding speed between elements in contact with each other. Based on this gradient, system stability and transient slip detection can be performed.
[0008]
Further, the slip detection device of the present invention includes an input shaft element, an output shaft element, a transmission element that respectively contacts these, and transmits power from the input shaft element to the output shaft element by friction of the contact portion; It can be applied to slip detection of a friction transmission device having The rotational speeds of the input shaft element and the output shaft element are detected, and from this, the contact radius at which the transmission element is in contact with each of the input / output shaft elements is calculated. The rotational speed and contact radius of the input / output shaft element can be calculated sequentially, and the gradient of the transmitted frictional force at the current operating point can be calculated.
[0009]
This slip detection device is provided with a rotational speed sensor on the input / output shaft, and can detect slip by calculation based on the sensor output. That is, it is not necessary to use a torque sensor or the like, and the cost can be reduced. Further, when applied to an apparatus provided with a rotational speed sensor for the input / output shaft from the past, there is no cost increase due to the sensor.
[0010]
In this device, since the gradient of the transmission driving force is calculated based on the rotational speed of the input / output shaft detected at that time, even if the conditions change due to secular change, etc. A slip can be detected based on the gradient at that time.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention (hereinafter referred to as embodiments) will be described with reference to the drawings. As a device for transmitting a driving force by a frictional force, for example, a continuously variable ratio transmission (hereinafter referred to as CVT) combining a belt and a pulley, a CVT combining a roller and a disk, and the like are known.
[0012]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an example of a belt type CVT. An input pulley 16 and an output pulley 18 that rotate together with the shaft are provided on the input shaft 12 and the output shaft 14 of the CVT 10. The input pulley 16 includes an input fixed sheave 20 and an input movable sheave 22, and these

sheaves

20, 22 have a substantially frustoconical shape whose opposing surfaces are part of a conical surface with the central axis of the input shaft 12 as an axis. is doing. The fixed sheave 20 is fixed to the input shaft 12 not only in the rotational direction but also in the axial direction. The movable sheave 22 is restricted in the rotational direction with respect to the input shaft 12 and is allowed to move in the axial direction. A fluid pressure cylinder 24 is arranged behind the movable sheave 22, that is, on the side opposite to the fixed sheave 20 in the axial direction. The movable sheave 22 itself functions as a piston and forms an actuator together with the fluid pressure cylinder 24. A working fluid is supplied from a fluid pressure line (not shown) to a fluid pressure chamber 26 formed by a fluid pressure cylinder 24 and a movable sheave 22 as a piston, and is discharged from the fluid pressure chamber 26, whereby the movable sheave 22. Moves along the input shaft 12.
[0013]
The output pulley 18 has a configuration substantially similar to that of the input pulley 16. That is, the output pulley 18 includes an output fixed sheave 28 whose movement is restricted in the rotational direction and the axial direction, and an output movable sheave 30 whose movement is restricted in the rotational direction and allowed in the axial direction. A fluid pressure cylinder 32 is disposed behind the movable sheave 30 and the movable sheave 30 as a piston constitutes an actuator including a fluid pressure chamber 34. The movement of the movable sheave 30 is controlled by this actuator.
[0014]
The two

sheaves

20 and 22 of the input pulley and the two

sheaves

28 and 30 of the output pulley respectively hold the belt 36 by the facing surfaces of the two sheaves, and the

pulleys

16 and 18 engage with the belt 36.
[0015]
The belt 36 is formed in such a manner that a large number of thin plates 38 having the shape shown in the figure are arranged, and these endless and flexible two hoops 40 are folded. The belt 36 is stretched over the input /

output pulleys

16 and 18, and the side surface of the plate 38 is engaged with the sheave. Since the width of the belt 36, that is, the width of the side surface of the plate 38 is constant, the winding position of the belt 36 with respect to the

pulleys

16 and 18, that is, the winding radii Rin and Rout are determined. . The transmission ratio is determined by the input / output wrapping radius ratio. Further, the wrapping radius can be changed by moving the

movable sheaves

22 and 30, whereby the transmission ratio can be changed. Specifically, when the winding radius Rin of the input pulley 16 is to be increased, the working fluid is supplied into the fluid pressure chamber 26 and the actuator is operated in the direction in which the movable sheave 22 is advanced. Due to the pressing force, the winding radius Rin increases as the belt 36 is pushed out as the pulley 16 and the belt 36 rotate. When the winding radius Rin is reduced, the movable sheave 22 moves in the reverse direction, and the belt 36 moves so as to fall in the valley between the sheaves, and the winding radius Rin is reduced. The winding radius Rout is changed in the same manner on the output pulley 18 side, but the sheave movement is opposite in the input / output pulleys 16 and 18. That is, when trying to increase the winding radius by narrowing the sheave interval on one shaft, the other shaft is controlled synchronously to increase the winding radius by increasing the sheave interval. The
[0016]
FIG. 2 is a diagram showing a main configuration of a toroidal CVT 50 which is an example of a CVT in which a roller and a disk are combined. The input disk 52 and the output disk 54 are arranged so that their rotational axes are the same. Between these

disks

52 and 54, a roller 56 is disposed so as to be in contact with each disk. The rotation axis of the roller 56 can be tilted in a plane including the rotation axis of the disk. Each of the input and

output disks

52 and 54 has

toroidal surfaces

58 and 60 with which the roller 56 contacts. These

toroidal surfaces

58 and 60 have an arc shape in cross section including the disk rotation axis so that the contact with the roller 56 is maintained even when the rotation axis of the roller 56 is inclined as described above.
[0017]
The rotation of the input disk 52 rotates the roller 56, which in turn rotates the output disk 54. In this way, power transmission from the input disk 52 to the output disk 54 is performed. Further, when the roller 56 tilts, the distance from the disk rotation axis of the contact point between the input and

output disks

52 and 54 and the roller 56, that is, the contact point radius changes. By this change, the rotational speed ratio between the input disk 52 and the output disk 54, that is, the gear ratio can be changed. In particular, since the tilt angle of the roller 56 can be continuously changed, the gear ratio can also be a continuous value.
[0018]
FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the slip between the output shaft element and the transmission element and the transmitted driving force, and the transmission driving force characteristic. As shown, when the slip is small, the transmission driving force increases as the slip increases. From a certain point, however, there is a characteristic that the increase in the transmission driving force with respect to the increase in the slip is small and further saturated. This characteristic can be simplified as shown in FIG. 4, and a straight line can be approximated around the operating point at a certain point to obtain a tangent at the operating point. In the figure, the transmission driving force characteristic is shown by a curve C. In the above-described example, the output shaft element corresponds to the output pulley 18 and the output disk 54, and the transmission element corresponds to the belt 38 and the roller 56. The relationship between the input shaft element corresponding to the input pulley 16 and the input disk 52, the slip between the transmission elements, and the transmission driving force is substantially the same as the characteristics of FIG. The characteristics of the transmission driving force Fj linearly approximated around the slip velocity Δωj are expressed by the straight line L and the following equation in the figure.
[0019]
[Expression 1]
Fj = kj · Δωj + Yj (1)
[0020]
Here, kj and Yj represent the slope and intercept of the transmission driving force approximated by a straight line. The subscript j distinguishes between the input shaft side and the output shaft side, where j = 1 indicates the input shaft side and j = 2 indicates the output shaft side.
[0021]
Using equation (1), the equations of motion of the input shaft element, the output shaft element, and the transmission element are constructed as follows. First, in the case of the belt type CVT, more generally speaking, the cases where the transmission element performs linear motion are shown in the expressions (2) to (4). However, in this equation, rotational movement occurs in a range where the transmission element (belt) is wound around the pulley, but the inertia term at that time is omitted here. In addition, the toroidal type CVT, more generally, the case where the transmission element performs a rotational motion is described in the formulas (5) to (7).
[0022]
[Expression 2]

[0023]
Equations (2), (3) and (5), (6) are modified as follows.
[0024]
[Equation 3]

[0025]
In the equations (8) to (11), the coefficients k ₁ · R ₁ / J ₁ and k ₂ · R ₂ / J _{2 of} the first term on the right side determine the stability of the input shaft element and the output shaft element. If the coefficient is positive, the system is stable, and if the coefficient is negative, the system is unstable, that is, an excessive slip state. Since R ₁ / J ₁ and R ₂ / J ₂ are always positive, the signs of the gradients k ₁ and k ₂ of the transmission driving force determine the stability of the system. Therefore, the stability of the system can be examined by the following.
[0026]
[Expression 4]
System is stable: k ₁ ≧ 0 and k ₂ ≧ 0 (12)
System is unstable: k ₁ <0 or k ₂ <0 (13)
[0027]
From the above, if the transmission driving force gradients k ₁ and k ₂ are detected, an excessive slip of the transmission element can be detected. By operating the friction transmission device so as not to cause excessive sliding, it is possible to prevent heat generation, wear, and the like due to friction.
[0028]
FIG. 5 is a block diagram showing the configuration of the slip detection apparatus that performs the slip determination described above. The

detection circuits

100 and 102 detect the rotational speeds of the input shaft element and the output shaft element. Based on the detected rotational speed of the input / output shaft element, the calculation circuit 104 calculates a radius from the input / output shaft axis line of each contact point of the input / output shaft element and the transmission element (hereinafter referred to as a contact radius). . The contact radius corresponds to the winding radius in the belt-type CVT described above. Further, in the case of the above-described toroidal CVT, this corresponds to the distance between the contact points of the

disks

52 and 54 and the roller 56 from the input / output axis. Based on the detected rotational speed of the input / output shaft and the calculated contact radius of the transmission element, the transmission driving force characteristic around the operating point at that time is calculated by the calculation circuit 106. Based on the calculated characteristics, the stability of the system is determined, and the determination circuit 108 determines whether an excessive slip has occurred.
[0029]
The transfer characteristic calculation circuit 106 can be configured as a circuit that calculates a linear characteristic around the current operating point and calculates the gradient thereof. Based on this gradient, the determination circuit 108 can determine the stability of the system, that is, whether an excessive slip has occurred.
[0030]
Next, calculation of characteristics in the transfer characteristic calculation circuit 106, that is, calculation of the gradient of characteristics linearized around the operating point will be described. The case where the transmission element performs linear motion (for example, the above-described belt-type CVT) will be described, and only the result will be described later for the transmission element that performs rotational motion.
[0031]
It is assumed that the rotational speed of the input / output shaft is sampled at a constant period τ by a computer or the like, and equations (2) to (4) are rewritten as follows using this period τ.
[0032]
[Equation 5]

[0033]
i represents the current sampling interval. The equation (14) is transformed to obtain the following equation.
[0034]
[Formula 6]

[0035]
Further, based on the equation (17), the current transmission element speed ω ₀ [i] is expressed as the following equation.
[0036]
[Expression 7]

[0037]
The sampling period tau, short enough _{Tb 1 [i-1] ≒} Tb 1 [i] = Tb 1 is holds, also as described above, to the extent that linearity is _{satisfied, k 1 [i-1]} ≒ k 1 [i] = k ₁ , Y ₁ [i−1] ≈Y ₁ [i] = Y ₁ . Further, when the change in the speed ratio is small, R ₁ [i-1] ≈R ₁ [i] = R ₁ holds. As a result, ω ₀ [i] −ω ₀ [i−1] on the left side of Expression (16) is expressed as the following expression.
[0038]
[Equation 8]

[0039]
Similarly, the following equation is obtained based on equation (12).
[0040]
[Equation 9]

[0041]
On the other hand, the equations (1) and (2) are transformed as follows.
[0042]
[Expression 10]

[0043]
Substituting Equations (19), (21), and (22) into Equation (16) and transforming, the following equation is obtained.
[0044]
## EQU11 ##

[0045]
In Expression (23), since the input / output shaft rotation speed after one sampling is required from the present time, it is rewritten as the following Expression.
[0046]
[Expression 12]

[0047]
Similarly, equations (20) to (22) are substituted into equation (16) and modified, and the following equation is obtained in consideration of the current sampling.
[0048]
[Formula 13]

[0049]
Expressions (25) and (28) are expressed as follows.
[0050]
[Expression 14]

[0051]
In the calculations of equations (31) and (35), contact radii R ₁ and R ₂ are required. For these, the relationship with the speed ratio e of the input / output shaft is obtained in advance, and based on this relationship, the speed ratio at that time is obtained. FIG. 6 shows the relationship between the speed ratio of the belt type CVT and the contact radii R ₁ and R ₂ (pulley engagement diameter). Such a relationship is obtained in advance, and the contact radii R ₁ and R ₂ can be obtained using the detected speed of the input / output shaft.
[0052]
Based on the equations (28) to (31), the transmission characteristic of the driving force at that time is obtained. Specifically, θ ₁ is estimated and obtained by the least square method or the like. For example, when the fixed trace method is used, it is estimated using the following equation.
[0053]
[Expression 15]

[0054]
θ ₂ is estimated in the same manner as equations (36) to (38). As a result, the gradients k ₁ and k ₂ of the transmission driving force can be calculated.
[0055]
When the transmission element performs rotational motion, the transmission characteristics can be obtained in the same manner as described above, and the following equations corresponding to the equations (28) to (35) are obtained.
[0056]
[Expression 16]

[0057]
When the system becomes unstable, that is, when k ₁ · k ₂ <0 as described above, it can be determined that the transmitted driving force is saturated and an excessive slip state occurs. Here, a threshold value thr necessary for determining substantially 0 is provided, and an excessive slip is determined. That is, when the following equation is satisfied, it is determined that the transmission force is saturated and the slip state is excessive.
[0058]
[Expression 17]
k ₁ · k ₂ ≦ thr (47)
[0059]
FIG. 7 shows a result of detecting excessive belt slip by gradually decreasing the output pulley hydraulic pressure of the belt type CVT. This figure simultaneously represents the average friction coefficient μ obtained by dividing the input torque by the pulley engagement diameter and the pulley thrust. A change in k ₁ · k ₂ appears near the peak of the average friction coefficient, and when the average friction coefficient falls below the threshold value, an excessive slip of the belt can be detected.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a belt type CVT.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a toroidal CVT.
FIG. 3 is a diagram showing a relationship between slip and driving force transmitted in an actual apparatus.
FIG. 4 is an idealized view of the relationship between slip speed and transmitted driving force.
FIG. 5 is a configuration block diagram of the present embodiment.
FIG. 6 is a diagram showing a relationship between a speed ratio and a contact radius.
FIG. 7 is a diagram showing a result of belt-type CVT slip detection.
[Explanation of symbols]
10 belt type CVT, 16 input pulley (input shaft element), 18 output pulley (output shaft element), 36 belt (transmission element), 50 toroidal CVT, 52 input disk (input shaft element), 54 output disk (output shaft) Element), 56 rollers (transmission element), 100 input shaft rotational speed detection circuit, 102 output shaft rotational speed detection circuit, 104 transmission element contact radius calculation circuit, 106 transmission characteristic calculation circuit, and 108 slip state determination circuit.

Claims

In a friction transmission device comprising: an input shaft element; an output shaft element; and a transmission element that makes contact with each of these and transmits power from the input shaft element to the output shaft element by friction at a contact portion.
Means for detecting the rotational speed of the input shaft element;
Means for detecting the rotational speed of the output shaft element;
Means for determining a radius of a contact point between each of the input shaft element and the output shaft element and the transmission element;
Characteristic calculating means for obtaining a transmission characteristic of the driving force around the operating point at that time based on the detected rotational speeds of the input shaft element and the output shaft element and the radius of the contact point of the obtained transmission element;
Based on the transmission characteristics of the driving force, the stability of the driving force transmission system of the friction transmission device is determined. Based on this determination, an excessive slip occurs between the input shaft, the output shaft element, and the transmission element. Slip judging means for judging
I have a,
The characteristic calculation means obtains the gradient of the transmission driving force with respect to the sliding speed between the elements in contact with each other,
The slip determination means performs determination based on a gradient of the transmission driving force.
Flip transmission device slip detection device.

2. The slip detection device for a friction transmission device according to claim 1 , wherein the friction transmission device is a belt whose transmission element is a continuously variable variable gear that changes speed by continuously changing the contact radius between the friction transmission device and the input / output element. A slip detection device for a friction transmission device, which is a specific transmission.

2. The slip detection device for a friction transmission device according to claim 1 , wherein the friction transmission device performs a speed change by continuously changing a radius of a contact point between the transmission element and the input / output element. A slip detection device for a friction transmission device, which is a continuously variable ratio transmission.