JP4085679B2

JP4085679B2 - Gear ratio control device for continuously variable transmission mechanism

Info

Publication number: JP4085679B2
Application number: JP2002109163A
Authority: JP
Inventors: メンスレー・ミシェル; 新一郎城
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-04-11
Filing date: 2002-04-11
Publication date: 2008-05-14
Anticipated expiration: 2022-04-11
Also published as: JP2003301936A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、無段変速機の変速制御装置、特に低車速域における変速比を精度良く検出する変速制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の無段変速機の変速制御装置としては、例えば特開２０００−２８３２８５号公報に記載の技術が知られている。この公報に記載の技術では、発進や停止時等の低車速域において変速比を検出する際、変速機への入力回転数又は出力回転数の回転周期が変速比を演算する制御周期よりも長いかどうかを判断する。そして、制御周期が長い場合等には変速比を演算せず、最大変速比に固定することで、変速比に基づく駆動力制御を高精度で行う技術が開示されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術には、下記に示す問題があった。すなわち、無段変速機の通常制御時において、現在の変速比である実変速比を検出し、この実変速比が目標変速比に追従するよう、フィードバック制御により変速アクチュエータの駆動を制御している。しかしながら、上記従来技術にあっては、低車速時等に正確な変速比を検出できないため、フィードバック制御を行うことができないという問題があった。
【０００４】
また、従来技術のように低車速時において、フィードバック制御を行うことなく、変速比を最大値に固定する場合、変速比のズレを考慮しなければならない。
【０００５】
ここで、例えばトロイダル型無段変速機では傾転角度を規制する手段として、機械的な傾転ストッパが設けられている。実際の変速においては、この傾転ストッパに当接して傾転角度を規制することはなく、変速制御によって傾転ストッパと当接しないように設計されている。これは、下記の理由による。すなわち、各トラニオンは傾転同期を図るために機械的な同期機構を備えている。ここで、傾転ストッパの位置には製造上のバラツキがあり、これによりトラニオンがこの傾転ストッパに当接することで、入出力ディスクとパワーローラとの間に滑りを生じ、各トラニオン間の同期が崩れる虞があるからである。一方、車両の性能上、変速範囲はできるだけ広い方が望ましい。よって、傾転ストッパ位置と制御による傾転角度限界位置のクリアランスは極力小さくする必要がある。
【０００６】
しかしながら、最大変速比に固定し、その変速比のズレを考慮すると、傾転角度限界位置のクリアランスを大きめに取っておく必要があるため、変速機の小型化を図る阻害要因となってしまうという問題があった。
【０００７】
本発明は、上記問題点に着目してなされたもので、その目的とするところは、低車速域であっても変速比を精度良く検出することで、変速アクチュエータのフィードバック制御を達成することが可能な無段変速機の変速制御装置を提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために、本発明は変速比を無段階に変速可能な無段変速機構と、無段変速機構への入力回転と同期した入力回転信号周期に基づいて入力回転数を検出する入力回転数検出手段と、無段変速機構の出力回転に同期した出力回転信号周期に基づいて出力回転数を検出する出力回転数検出手段と、前記入力回転信号周期と前記出力回転信号周期とのうち長い周期を有する信号の更新タイミングに、短い周期を有する信号の更新タイミングを同期させる更新タイミング同期手段と、前記同期した更新タイミングに基づき更新される前記入力回転数と前記出力回転数とから変速比を算出する変速比算出手段と、前記入力回転数または前記出力回転数が増加したときに大きく、減少したときに小さくなるカットオフ周波数を有し、前記変速比を前記カットオフ周波数でフィルタリングし出力する周波数可変ローパスフィルタと、前記周波数可変ローパスフィルタから出力された変速比に基づいて無段変速機構の変速制御を行う変速制御手段と、を備えた無段変速機構の変速比制御装置とした。
【０００９】
【発明の効果】
本発明では、無段変速機の入出力回転数の回転周期が異なっている場合であっても、長い周期を有する更新タイミングに入出力信号の両方を更新することで安定した変速比を得ることができる。これにより、低車速時においても変速比のフィードバック制御を行うことが可能となり、車速によって制御内容を変更することなく正確な変速比制御を達成することができる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１におけるトロイダル型無段変速機１０（以下ＴＣＶＴと記載する）のスケルトン図を示し、図２はＴＣＶＴ１０の断面、および変速制御系の構成を示すものである。
【００１１】
図１中左側に設けられる動力源としての図外のエンジン回転が、トルクコンバータ１２を介してＴＣＶＴ１０に入力される。このトルクコンバータ１２は、一般によく知られるように、ポンプインペラ１２ａ、タービンランナ１２ｂおよびステータ１２ｃを備え、特に本実施の形態１のトルクコンバータ１２ではロックアップクラッチ１２ｄが設けられている。また、トルクコンバータ１２の出力回転軸１４と同軸上に配置されるトルク伝達軸１６が設けられ、該トルク伝達軸１６に第１トロイダル変速部１８と第２トロイダル変速部２０とがタンデム配置されている。
【００１２】
これら第１，第２トロイダル変速部１８，２０は、それぞれの対向面がトロイド曲面に形成される一対の第１入力ディスク１８ａ，第１出力ディスク１８ｂおよび第２入力ディスク２０ａ，第２出力ディスク２０ｂと、これら第１入出力ディスク１８ａ，１８ｂおよび第２入出力ディスク２０ａ，２０ｂのそれぞれの対向面間に摩擦接触されるパワーローラ１８ｃ，１８ｄおよび２０ｃ，２０ｄとによって構成される。
【００１３】
第１トロイダル変速部１８は、トルク伝達軸１６の図中左方に配置されると共に、第２トロイダル変速部２０は、トルク伝達軸１６の図中右方に配置され、かつ、それぞれの第１入力ディスク１８ａおよび第２入力ディスク２０ｂは互いに内側に配置されている。
【００１４】
一方、第１，第２出力ディスク１８ｂ，２０ｂは、トルク伝達軸１６に相対回転可能に嵌合された出力ギア２８にスプライン嵌合され、第１，第２出力ディスク１８ｂ，２０ｂに伝達された回転力は、この出力ギア２８及びこれに噛合される入力ギア３０ａを介してカウンターシャフト３０に伝達され、更に、回転力出力経路を介して図外の出力軸に伝達される。
【００１５】
第１入力ディスク１８ａの外側にはローディングカム装置３４が設けられている。このローディングカム装置３４には、前後進切換装置４０を介してトルクコンバータ１２の出力回転が入力され、この入力トルクに応じた押付力がローディングカム装置３４によって発生されるようになっている。尚、ローディングカム装置３４のローディングカム３４ａは、トルク伝達軸１６に相対回転可能に嵌合されると共に、スラストベアリング３６を介してトルク伝達軸１６に係止される。
【００１６】
また、第２入力ディスク２０ａとトルク伝達軸１６の図中右方端部との間に皿ばね３８が設けられている。従って、ローディングカム装置３４で発生される押圧力は、第１入力ディスク１８ａに作用すると共に、トルク伝達軸１６及び皿ばね３８を介して第２入力ディスク２０ａにも作用し、かつ、皿ばね３８によって発生される予圧力は、第２入力ディスク２０ａに作用すると共に、トルク伝達軸１６およびローディングカム装置３４を介して第１入力ディスク１８ａにも作用するようになっている。
【００１７】
前後進切換装置４０は、ダブルピニオン方式の遊星歯車機構４２と、この遊星歯車機構４２のキャリア４２ａを出力回転軸１４に締結可能なフォワードクラッチ４４と、遊星歯車機構４２のリングギア４２ｂをハウジング２２に締結可能なリバースブレーキ４６とによって構成されている。
【００１８】
前後進切換装置４０では、フォワードクラッチ４４を締結すると共に、リバースブレーキ４６を解放することにより、エンジン回転と同方向の回転がＴＣＶＴ１０に入力され、かつ、フォワードクラッチ４４を解放してリバースブレーキ４６を締結することにより、逆方向の回転が入力されるようになっている。
【００１９】
第１トロイダル変速部１８および第２トロイダル変速部２０に設けられたパワーローラ１８ｃ，１８ｄ及び２０ｃ，２０ｄは、中心軸Ｃに対称に配置されている。そして、それぞれのパワーローラは変速制御装置としての変速制御弁５６及び油圧アクチュエータ５０を介して、車両運転条件に応じて傾転され、これにより第１，第２入力ディスク１８ａ，２０ａの回転を無段階に変速して第１，第２出力ディスク１８ｂ，２０ｂに伝達する。
【００２０】
図２はＴＣＶＴ１０の変速制御を行う油圧系の機械的構成図である。パワーローラ２０ｃはトラニオン２３により背面から支持されている。トラニオン２３は油圧サーボ５０のサーボピストン５１と連結しており、油圧サーボ５０内のシリンダ５０ａ内の油と５０ｂ内の油の差圧により軸方向に変位する。
【００２１】
シリンダ５０ａ，５０ｂは、それぞれシフトコントロールバルブ５６のHi側ポート５６HiとLow側ポート５６Lowに接続されている。このシフトコントロールバルブ５６はバルブ内のスプール５６Ｓが変位することにより、ライン圧をHi側ポート５６Hi又はLow側ポート５６Lowに流し、他方のポートからドレーン５６Ｄへ油を流出させることで油圧サーボ内の差圧を変化させる。スプール５６Ｓは、ステップモータ５２及び後述するプリセスカム５５とリンク構造で連結している。
【００２２】
プリセスカム５５は、４体のトラニオンのうちの１体に取り付けられており、パワーローラ２０ａの上下方向変位とパワーローラの傾転角度をリンクの変位に変換する。スプール５６Ｓの変位は、ステップモータ変位とプリセスカム５５で伝えられる（フィードバックされる）変位により決定される。
【００２３】
ＴＣＶＴ１０は、トラニオン２３を平衡点から上下に変位させることにより、パワーローラ２０ｃと入出力ディスク２０ａ，２０ｂの回転方向ベクトルに差異が発生し、このベクトル差によって傾転することで変速する。変速の定常時には、パワーローラ２０ｃ及びトラニオン２３の変位は平衡点に戻り、スプール５６Ｓの変位も中立点でバルブが閉じた状態となっている。また、複数のトラニオン２３には、それぞれ傾転角を規制する傾転ストッパ２４が設けられている。これにより、パワーローラの過度の傾転を防止している。
【００２４】
プリセスカム５５は、パワーローラ２０ｃの傾転角度をスプール５６Ｓの変位に負帰還し、傾転角度の目標値とのズレを補償する。また、同時にパワーローラ２０ｃ及びトラニオン２３の平衡点からの変位もスプール５６Ｓの変位に負帰還する。これにより、変速過渡状態においてダンピングの効果を与え、変速のハンチングを抑制している。ここで、変速の到達点はステップモータ５２の変位で決まるものであり、その一連の変速過程を以下に示す。ステップモータ変位を変化させることでスプール５６Ｓが変位してバルブが開く。これによりサーボピストン５１の差圧が変化することでトラニオン２３が平衡点から軸方向に変位することでパワーローラが傾転する。パワーローラの傾転角度がステップモータ変位に対応した時点でスプール５６Ｓは中立点に戻り変速が終了する。
【００２５】
図３は、本実施の形態におけるＴＣＶＴ１０の変速比を目標値に制御する変速制御コントローラ６０を含む構成図である。ＴＣＶＴ１０は、ステップモータ駆動速度指令値ｖに応じて傾転角度φが変化するもので、この動特性をブロック図で表現したものである。
【００２６】
〔ステップモータ及びＴＣＶＴ〕
図３において、ステップモータ５２は、ステップモータ駆動速度ｖを積分してステップモータ駆動位置ｕにする作用があり、ステップ数に比例して変位する。図４には、スプールバルブの変位量ｘ，ステップモータ駆動位置ｕ(t)，トラニオンの軸方向変位ｙ(t)，パワーローラの傾転角度φ(t)の関係を示す。ここで、トラニオン２３には、傾転ストッパ２４が設けられている。この傾転ストッパ２４に当接するときの最大傾転角度φmaxに対応するステップモータ駆動位置の最大変位がＵmaxである。尚、傾転ストッパ２４についての詳細は例えば特開平６−０３４００７号公報等を参照されたい。
【００２７】
トロイダル型無段変速機の変速比は、変速機への入力ディスクの回転数ω_ｉと出力ディスクの回転数ω_０の回転数比Ｇ（＝ω_ｉ／ω_０）から算出する。この変速比Ｇと現在の傾転角度φの間には下記の関係が成立する。
【数式１】

ここで、θ，ηはトロイダル型無段変速機の構造によって決定される定数である。
【００２８】
トロイダル型無段変速機の変速制御においては、パワーローラの傾転角度φを検出する必要があるため、検出された変速比から上記式１を用いて傾転角度を算出する。このとき、入出力ディスクの回転数は、例えば入出力ディスクと共に回転する歯車の凹凸を検出する回転数センサによって検出している。回転数センサの詳細については後述する。
【００２９】
ステップモータ駆動速度ｖとステップモータ駆動位置ｕには、
【数式２】

の関係がある。なお、Ｔｓは制御周期であり、ステップモータ駆動位置ｕは所定時間のステップモータ駆動速度ｖの積分値である。
【００３０】
ステップモータ駆動位置ｕに応じて傾転角度φが変化する動特性は、次の式に表現できる。
【数式３】

ここで、ａ２はトラニオン２３の軸方向変位によってリンク５３，５４を介してバルブ５６位置にフィードバックされるときの、プリセスカム５５とリンク比によって定まる定数である。ａ１はパワーローラ２０ｃの傾転によってプリセスカム５５が回転し、リンク５３，５４を介してバルブ５６位置にフィードバックされるときの、プリセスカム５５とリンク比によって定まる定数である。ｂはリンク比とステップモータ５２のねじリードによって定まる定数である。ｇはバルブゲインである。
【００３１】
また、ｆは下記の式により算出される。
【数式４】

尚、θ，η，Ｒ_０はＴＣＶＴ１０の構造によって決定される定数である。すなわち、パワーローラが単位時間当たりにどの程度傾転するかは、その時点での傾転角度φと出力ディスクの回転数ω_０によって決定される。
【００３２】
ここで、（１）式に示す変速比Ｇと傾転角度φとの関係から、変速比Ｇによって傾転角度φは予測できる。そこで、残りのトラニオン軸方向変位ｙ及びステップモータ駆動位置ｕを推定するための低次元化モデルを下記に示す。
【数式５】

〔変速制御コントローラ〕
次に変速制御コントローラ６０について説明する。変速制御コントローラ６０は、状態観測器６１と、補償器６２と、変速比算出部７０と、アクセル開度及び車速から目標変速比Ｇrefを算出する目標変速比算出部６４から構成されている。
【００３３】
（状態観測器）
状態観測器６１について説明する。上記（５）式のｗの推定値をｗ_ｅとすると、下記の式により表される。
【数式６】

ここで、ｙ^はトラニオン軸方向変位推定値、ｕ^はステップモータ駆動位置推定値である。ｈ１，ｈ２はオブザーバゲインである。
【００３４】
ここで、上記（６）式の状態観測器の入力である傾転角速度ｄφは直接検出することができないため、下記の式により状態変換を行う。
【数式７】

ここで、ｑは準状態推定量である。この（７）式の両辺を微分して（６）式を代入してまとめると、下記の式を得る。
【数式８】

ここで、ｆは時変な値であるため、オブザーバゲインｈ１，ｈ２を下記のように設定することで、ｆを取り除く。
【数式９】

よって、オブザーバＡ_obsは下記の式となる。
【数式１０】

すなわち、状態観測器は、式（６）を直接演算する代わりに、状態変換を行った（８）式を演算することで、準状態推定量ｑから状態推定量ｗを復元する。
【００３５】
（補償器）
次に、補償器６２について説明する。ステップモータ駆動速度ｖは下記の式により演算される。
【数式１１】

Ｋはスイッチングゲインであり、この値を十分大きくとることで、定数σ_０の影響はほとんど無視できる。
【００３６】
次にσは下記の式により与えられる。
【数式１２】

ここで、ξは減衰係数、ωは自然周波数である。Ｇrefはアクセル踏み込み量と、車速から得られる目標変速比である。変速比Ｇの一階微分及び二階微分を下記に示す。
【数式１３】

上記（１２）式に基づいて目標変速比Ｇrefに追従するようにステップモータ駆動速度ｖを出力する。この出力されたステップモータ駆動速度に基づいてステップモータ５２を駆動することにより変速を行う。
【００３７】
（変速比算出部）
次に、変速比算出部７０について説明する。図５は変速比Ｇ（ω_ｉ／ω_ｏ）を算出するための入力回転数センサ５７ａと出力回転数センサ５８ａのモデル図、図６は変速比算出部７０の構成を表すブロック図である。
【００３８】
図５に示すように、入力ディスク２０ａと一体に回転する入力側歯車５７の凹凸を入力回転数センサ５７ａで読み込むことで、入力側パルス信号を出力する。また、同様に出力ディスク２０ｂの回転を減速ギアを介して出力軸に伝達し、この出力軸と一体に回転する出力側歯車５８の凹凸を出力回転数センサ５８ａで読み込むことで、出力側パルス信号を出力する。尚、出力ディスク５８の回転数は減速ギア等の減速比から換算することで算出する。
【００３９】
図６の変速比算出部７０の構成を説明する。７１は入出力回転数センサ５７ａ，５８ａから出力された入出力側パルス信号から入出力回転数を算出する第１算出部である。７２は第１算出部７１から出力された回転数の同期及び平滑化を図るフィルタである。７３は同期及び平滑化された回転数から変速比を算出する第２算出部である。７４は算出された変速比を更に平滑化するローパスフィルタである。
【００４０】
以下、同期及び平滑化フィルタ７２を詳述する。
図７は同期及び平滑化フィルタ７２の制御を表すフローチャートである。
【００４１】
ステップ１０１では、入力側のパルス信号が出力されたかどうかを判断し、出力されていればステップ１０３へ進み、出力されていなければステップ１０２へ進む。ここでパルス信号の出力とは、歯車の凸部信号の出力開始時点、もしくは凹部信号の出力開始時点を表す。
【００４２】
ステップ１０２では、出力側パルス信号が出力されたかどうかを判断し、出力されていればステップ１０４へ進み、出力されていなければステップ１０５へ進む。
【００４３】
ステップ１０３では、Ｋin＝Ｋin＋１とする。
【００４４】
ステップ１０４では、Ｋout＝Ｋout＋１とする。
【００４５】
ステップ１０５では、Ｋin≠０かつＫout≠０であるかどうかを判断し、Ｋin，Ｋoutの両方が０でないときはステップ１０７に進み、共に０ならばステップ１０６に進む。ここで、Ｋin≠０かつＫout≠０であれば入出力側歯車のパルス信号の両方が少なくとも一度は更新されたことを表す。
【００４６】
ステップ１０６では、flag＝１にセットする。
【００４７】
ステップ１０７では、flag＝０にセットする。
【００４８】
ステップ１０８では、Ｋin及びＫoutを０に更新する。
【００４９】
ステップ１０９では、flag＝０かどうかを判断し、０であればステップ１１０へ進み、それ以外はステップ１１１に進む。
【００５０】
ステップ１１０では、入力回転数ω_input(k)を前回制御の入力回転数信号ω_input(k-1)とし、出力回転数ω_output(k)を前回制御の出力回転数ω_output(k-1)とし、変速比Ｇ(k)＝Ｇ(k-1)として出力する。
【００５１】
ステップ１１１では、入力回転数ω_input(k)と出力回転数ω_output(k)を算出する。
【００５２】
ステップ１１２では、入力回転数信号Ｇ(k)＝ω_input(k)/ω_output(k)とする。
【００５３】
ステップ１１３では、ｋ＝ｋ＋１とし、本制御を終了する。
【００５４】
入力側歯車５７と出力側歯車５８は同じ速度で回転しておらず、またそれぞれの歯車の歯数が異なる場合がある（例えば本実施例では入力側歯車５７の歯数は１２，出力側歯車５８の歯数は２１）ため、入出力パルス信号は同じタイミングで出力されない。
【００５５】
すなわち、ステップ１０１〜ステップ１０４において、入力側もしくは出力側のみパルス信号が出力された場合はＫin，Ｋoutのどちらか一方は必ず０である。このときは、ステップ１０７においてflagを０にセットする。そして、ステップ１０９〜ステップ１１０において入出力回転数に前回制御値を用いる。入出力パルス信号の両方が出力された場合は、ステップ１０５において、Ｋin，Ｋoutの両方が０でないと判断され、ステップ１０６においてflagを１にセットし、ステップ１０８においてＫin，Ｋoutを共に０に更新する。そして、ステップ１０９→ステップ１１１→ステップ１１２に進み、入力回転数ω_input(k)及び出力回転数ω_output(k)を更新する。
【００５７】
基本的には低車速時において出力側歯車の方がパルスの更新タイミングが遅いと考えられるが、入出力側歯車の歯数によっては入力側パルス信号の方がパルスの更新タイミングが長い場合もある。よって、ある制御周期内で入出力両方のパルス信号が更新されたときのみ入出力回転数の更新を行うことで、結果として更新タイミングの長い方に同期することができるものである。
【００５８】
上述の制御を図８に基づいて説明する。図８は入出力パルス信号及び角速度の推移を表すタイムチャートである。
【００５９】
実施の形態１の場合、信号周期が長くなる出力側の信号に入力側のパルス信号を同期させることとなる。図８(イ)に示すように、入力側パルス信号は(a),(b),(c)・・・のタイミングで更新されている。一方、出力側パルス信号は(α),(β),(γ)・・・のタイミングで更新されている。そこで、図８(ロ)に示すように、入力側のパルス信号を(a)で更新せず、出力側のパルス信号更新タイミングである(α)まで維持させ、(α)の時点における入力側パルス信号に更新する。同様に、入力側のパルス信号は、出力側のパルス信号の更新タイミング(β)まで維持され、(β)のときに更新する。このように、同期を図ることで、図８(ハ)に示すように、パルス信号の同期が図られた入出力回転数を得ることができる。
【００６０】
次に、上述の制御の実験結果を示す。図９は車速及び入出力回転数の関係を表すタイムチャートである。図９（ａ）の車速は低車速であり、具体的には４（km/h）以下である。図９（ｂ）は、このように車速が変化する際の入力回転数ωi及び出力回転数ωoの関係を示す図である。
【００６１】
図９に示す結果に基づいて、図１０に変速比Ｇを算出した場合のタイムチャートを示す。図１０（ａ）は入力回転数ωi及び出力回転数ωoから変速比Ｇをそのまま算出した値である。図１０（ｂ）は図１０（ａ）の矢印で示した領域のように現実に取りうる変速比の範囲以外のピークをカットした値である。図１０（ｃ）は実施の形態１の同期及び平滑化フィルタ７２を用いた場合の入出力回転数から変速比Ｇを算出した値である。
【００６２】
図１０（ｂ）と図１０（ｃ）を比較すると、同期及び平滑化フィルタ７２を用いたことで、安定した変速比を得ることができることが分かる。
【００６３】
ここで、図１０（ｂ）のような振動を有する場合、従来技術ではこのような振動を除去するためにローパスフィルタのカットオフ周波数を小さくする必要があった。このとき、カットオフ周波数はフィルタの効果とフィルタの次元の間で調整する必要がある。低いカットオフ周波数のフィルタでは、効果的なフィルタリングをするためにフィルタの次元を高くしなければならないが、次元の高いフィルタは演算負荷が大きく、更にセンサにより検知した値とフィルタリング後の値の遅れが大きいという２つの問題がある。
【００６４】
しかしながら、本実施の形態１においては、同期及び平滑化フィルタ７２により入出力回転数信号が同期された値を用いて変速比を算出し、その値に対してローパスフィルタ７４によるフィルタリングを行うことで、次元の高いフィルタを用いる必要がないため演算負荷が小さい。また、フィルタリングによる応答遅れも小さいという効果を得ることができる。
【００６５】
ここで、ローパスフィルタ７４について説明する。本実施の形態１におけるローパスフィルタ７４は出力回転数ωｏに応じて３つのフィルタ（filter1,filter2,filter3）を有している。
【数式１４】

ここで、フィルタはButterworthFilterを使用している。αn、βn（n＝1,2,3）は各フィルタに設定する時定数によって定まる定数である。ωo(max)は同期及び平滑化フィルタ７２によるフィルタリングを行う最大出力回転数であり、出力回転数ωoが０〜ωo(max)までを分割した値をそれぞれωo(min)，ωo(mid1)，ωo(mid2)としている。ここで、ωo(min)＜ωo(mid1)＜ωo(mid2)＜ωo(max)である。
【００６６】
図１１には、それぞれのfilter１〜３によってフィルタリングした結果を示す。図中実線は同期及び平滑化フィルタ７２通過後の値をフィルタリングしたものであり、点線は同期及び平滑化フィルタ７２を通さない値をフィルタリングしたものである。
【００６７】
ここで、filter3が最も時定数が大きく、応答遅れも比較的大きいため、最も滑らかな変速比を得ることができる。よって、低車速時であって回転数が非常に小さいときに有効である。一方、ある程度の車速が得られるような場合は、急激な変動も小さいと考えられるため、filter2，filter1のように時定数を小さくすることで、応答遅れを回避することができる。すなわち、それぞれの出力回転数に応じて上記filter1〜3を使用することで、最適なフィルタリングを行うことができる。
【００６８】
また、上述のfilterとして、低車速時にのみフィルタの時定数を更新するイベント駆動フィルタを使用しても良い。すなわち、flagが１のときはフィルタを
【数式１５】

（ａ，ｂは定数、ｑはｋの値によって変更される変数）として演算し、更新する。一方、flagが０となると次のパルスまで更新されず、時定数は維持される。
【００６９】
この構成とすることで時定数が自動的に低車速時の値に適合し、パルス間隔が長いと時定数は大きく、パルス間隔が短いと時定数は小さくなる。
【００７０】
以上説明したように、本実施の形態の構成を用いることで、低車速時にあっても安定した変速比を算出することが可能となり、広範な車速領域において変速比のフィードバック制御を実行することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態におけるトロイダル型無段変速機を表すスケルトン図である。
【図２】実施の形態におけるトロイダル型無段変速機の断面、および変速制御系の構成を表す概略図である。
【図３】実施の形態におけるトロイダル型無段変速機の変速比を目標値に制御する変速制御コントローラ６０を含む構成図である。
【図４】スプールバルブの変位量ｘ，ステップモータ駆動位置ｕ(t)，トラニオンの軸方向変位ｙ(t)，パワーローラの傾転角度φ(t)の関係を示すモデル図である。
【図５】実施の形態における入出力回転数センサの構成を表すモデル図である。
【図６】実施の形態における変速比算出部の構成を表すブロック図である。
【図７】実施の形態における変速比算出制御を表すフローチャートである。
【図８】実施の形態における変速比算出制御を表すタイムチャートである。
【図９】実施の形態における車両速度と入出力回転数の関係を表す図である。
【図１０】実施の形態における変速制御算出制御の具体例を表す図である。
【図１１】実施の形態における変速制御算出部のローパスフィルタによるフィルタリング結果を表す図である。
【符号の説明】
１０トロイダル型無段変速機
１２トルクコンバータ
１２ａポンプインペラ
１２ｂタービンランナ
１２ｃステータ
１２ｄロックアップクラッチ
１４出力回転軸
１６トルク伝達軸
１８，２０トロイダル変速部
２２ハウジング
２３トラニオン
２４傾転ストッパ
２８出力ギア
３０カウンターシャフト
３０ａ入力ギア
３４ローディングカム装置
３６スラストベアリング
４０前後進切換装置
４２遊星歯車機構
４４フォワードクラッチ
４６リバースブレーキ
５０油圧サーボ
５１サーボピストン
５２ステップモータ
５３，５４リンク
５５プリセスカム
５６シフトコントロールバルブ
５６Ｓスプール
５６Ｄドレーン
６０変速制御コントローラ
６１状態観測器
６２補償器
６３変速比検出部
６４目標変速比算出部
７０変速比算出部
７１第１算出部
７２同期・平滑化フィルタ
７３第２算出部
７４第２算出部
７５ローパスフィルタ（ButterworthFilter）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a speed change control device for a continuously variable transmission, and more particularly to a speed change control device that accurately detects a speed ratio in a low vehicle speed range.
[0002]
[Prior art]
As a conventional transmission control device for a continuously variable transmission, for example, a technique described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-283285 is known. In the technique described in this publication, when detecting a gear ratio in a low vehicle speed range such as when starting or stopping, the rotation speed of the input rotational speed or output rotational speed to the transmission is longer than the control period for calculating the gear ratio. Determine whether or not. And when a control cycle is long etc., the speed ratio is not calculated, but the technique which performs the driving force control based on a speed ratio with high precision by fixing to a maximum speed ratio is disclosed.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above prior art has the following problems. That is, during normal control of the continuously variable transmission, the actual speed ratio that is the current speed ratio is detected, and the drive of the speed change actuator is controlled by feedback control so that the actual speed ratio follows the target speed ratio. . However, the above prior art has a problem that feedback control cannot be performed because an accurate gear ratio cannot be detected at a low vehicle speed or the like.
[0004]
Further, when the speed ratio is fixed to the maximum value without performing feedback control at low vehicle speeds as in the prior art, a shift in the speed ratio must be considered.
[0005]
Here, for example, in a toroidal type continuously variable transmission, a mechanical tilt stopper is provided as means for regulating the tilt angle. In actual shifting, the tilting angle is not restricted by contacting the tilting stopper, and it is designed not to contact the tilting stopper by the shift control. This is due to the following reason. That is, each trunnion is provided with a mechanical synchronization mechanism in order to achieve tilt synchronization. Here, there is a manufacturing variation in the position of the tilt stopper, which causes the trunnion to come into contact with the tilt stopper, thereby causing slippage between the input / output disk and the power roller, and synchronization between the trunnions. This is because there is a risk of collapse. On the other hand, in view of vehicle performance, it is desirable that the speed change range be as wide as possible. Therefore, the clearance between the tilt stopper position and the tilt angle limit position by the control needs to be as small as possible.
[0006]
However, if the maximum gear ratio is fixed and the deviation of the gear ratio is taken into account, it is necessary to keep a large clearance at the tilt angle limit position, which is an obstacle to downsizing the transmission. There was a problem.
[0007]
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned problems, and the object of the present invention is to achieve feedback control of the shift actuator by accurately detecting the gear ratio even in the low vehicle speed range. An object of the present invention is to provide a shift control device for a continuously variable transmission.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problems, the present invention detects an input rotation speed based on a continuously variable transmission mechanism capable of continuously changing a transmission gear ratio and an input rotation signal period synchronized with an input rotation to the continuously variable transmission mechanism. Input rotation speed detection means, and output rotation speed detection means for detecting the output rotation speed based on the output rotation signal period synchronized with the output rotation of the continuously variable transmission mechanism;,in frontInput rotation signal cycle and output rotation signal cycleAnd outUpdate timing for signals with long periodsUpdate timing synchronization means for synchronizing the update timing of a signal having a short cycle, and a gear ratio calculation means for calculating a gear ratio from the input rotation speed and the output rotation speed updated based on the synchronized update timing; A variable frequency low-pass filter that has a cutoff frequency that is large when the input rotational speed or the output rotational speed is increased, and is small when the input rotational speed is decreased, and that filters and outputs the transmission ratio by the cutoff frequency; Output from frequency variable low-pass filterOf the continuously variable transmission mechanism based on the changed gear ratio.SpeedyYouShift control means for performing,A gear ratio control device for a continuously variable transmission mechanism is provided.
[0009]
【The invention's effect】
In the present invention, even when the input / output rotational speed of the continuously variable transmission is different, the update timing having a long periodInA stable gear ratio can be obtained by updating both the input and output signals. This makes it possible to perform feedback control of the gear ratio even at low vehicle speeds, and to achieve accurate gear ratio control without changing the control content depending on the vehicle speed.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(Embodiment 1)
FIG. 1 shows a skeleton diagram of a toroidal-type continuously variable transmission 10 (hereinafter referred to as TCVT) in Embodiment 1 of the present invention, and FIG. 2 shows a cross section of TCVT 10 and the configuration of a shift control system.
[0011]
An engine rotation (not shown) as a power source provided on the left side in FIG. 1 is input to the TCVT 10 via the torque converter 12. As is generally well known, the torque converter 12 includes a pump impeller 12a, a turbine runner 12b, and a stator 12c. In particular, the torque converter 12 according to the first embodiment is provided with a lockup clutch 12d. Further, a torque transmission shaft 16 that is coaxially arranged with the output rotation shaft 14 of the torque converter 12 is provided, and a first toroidal transmission unit 18 and a second toroidal transmission unit 20 are arranged in tandem on the torque transmission shaft 16. Yes.
[0012]
The first and second

toroidal transmission units

18 and 20 have a pair of first input disk 18a, first output disk 18b, second input disk 20a, and second output disk 20b whose opposing surfaces are formed as toroidal curved surfaces. And

power rollers

18c, 18d and 20c, 20d that are brought into frictional contact between the opposing surfaces of the first input /

output disks

18a, 18b and the second input /

output disks

20a, 20b.
[0013]
The first toroidal transmission unit 18 is arranged on the left side of the torque transmission shaft 16 in the drawing, and the second toroidal transmission unit 20 is arranged on the right side of the torque transmission shaft 16 in the drawing, and each first transmission The input disk 18a and the second input disk 20b are disposed inside each other.
[0014]
On the other hand, the first and

second output disks

18b and 20b are spline-fitted to an output gear 28 that is fitted to the torque transmission shaft 16 so as to be relatively rotatable, and are transmitted to the first and

second output disks

18b and 20b. The rotational force is transmitted to the countershaft 30 through the output gear 28 and the input gear 30a meshed therewith, and further transmitted to the output shaft (not shown) through the rotational force output path.
[0015]
A loading cam device 34 is provided outside the first input disk 18a. The loading cam device 34 receives the output rotation of the torque converter 12 via the forward / reverse switching device 40, and a pressing force corresponding to the input torque is generated by the loading cam device 34. The loading cam 34 a of the loading cam device 34 is fitted to the torque transmission shaft 16 so as to be relatively rotatable, and is locked to the torque transmission shaft 16 via a thrust bearing 36.
[0016]
A disc spring 38 is provided between the second input disk 20a and the right end of the torque transmission shaft 16 in the drawing. Accordingly, the pressing force generated by the loading cam device 34 acts on the first input disk 18a and also acts on the second input disk 20a via the torque transmission shaft 16 and the disk spring 38, and the disk spring 38. Is applied to the second input disk 20a and also to the first input disk 18a via the torque transmission shaft 16 and the loading cam device 34.
[0017]
The forward / reverse switching device 40 includes a double pinion planetary gear mechanism 42, a forward clutch 44 capable of fastening the carrier 42 a of the planetary gear mechanism 42 to the output rotation shaft 14, and a ring gear 42 b of the planetary gear mechanism 42. And a reverse brake 46 that can be fastened.
[0018]
In the forward / reverse switching device 40, the forward clutch 44 is engaged and the reverse brake 46 is released, so that the rotation in the same direction as the engine rotation is input to the TCVT 10, and the forward clutch 44 is released and the reverse brake 46 is released. By fastening, rotation in the reverse direction is input.
[0019]
The

power rollers

18c, 18d and 20c, 20d provided in the first toroidal transmission unit 18 and the second toroidal transmission unit 20 are arranged symmetrically with respect to the central axis C. Each power roller is tilted according to vehicle operating conditions via a shift control valve 56 and a hydraulic actuator 50 serving as a shift control device, thereby preventing the first and

second input disks

18a and 20a from rotating. The speed is changed stepwise and transmitted to the first and

second output disks

18b and 20b.
[0020]
FIG. 2 is a mechanical configuration diagram of a hydraulic system that performs shift control of the TCVT 10. The power roller 20c is supported from the back by the trunnion 23. The trunnion 23 is connected to the servo piston 51 of the hydraulic servo 50, and is displaced in the axial direction by the differential pressure between the oil in the cylinder 50a and the oil in the hydraulic servo 50b.
[0021]
The

cylinders

50a and 50b are connected to the Hi side port 56Hi and the Low side port 56Low of the shift control valve 56, respectively. This shift control valve 56 causes the line pressure to flow to the Hi-side port 56Hi or the Low-side port 56Low by the displacement of the spool 56S in the valve, and the oil flows out from the other port to the drain 56D. Change the pressure. The spool 56S is connected to the step motor 52 and a precess cam 55 described later by a link structure.
[0022]
The precess cam 55 is attached to one of the four trunnions, and converts the vertical displacement of the power roller 20a and the tilt angle of the power roller into the displacement of the link. The displacement of the spool 56S is determined by the step motor displacement and the displacement transmitted (feedback) by the recess cam 55.
[0023]
The TCVT 10 shifts the trunnion 23 up and down from the equilibrium point, thereby causing a difference in the rotational direction vectors of the power roller 20c and the input /

output disks

20a and 20b. At the steady state of the shift, the displacement of the power roller 20c and the trunnion 23 returns to the equilibrium point, and the valve is closed at the neutral point of the displacement of the spool 56S. Further, the plurality of trunnions 23 are each provided with a tilt stopper 24 that regulates the tilt angle. Thereby, excessive tilting of the power roller is prevented.
[0024]
The recess cam 55 negatively feeds back the tilt angle of the power roller 20c to the displacement of the spool 56S, and compensates for the deviation of the tilt angle from the target value. At the same time, the displacement of the power roller 20c and the trunnion 23 from the equilibrium point is also negatively fed back to the displacement of the spool 56S. As a result, a damping effect is provided in a shift transition state, and shift hunting is suppressed. Here, the reaching point of the shift is determined by the displacement of the step motor 52, and a series of shift processes is shown below. By changing the step motor displacement, the spool 56S is displaced and the valve is opened. As a result, the trunnion 23 is displaced in the axial direction from the equilibrium point by changing the differential pressure of the servo piston 51, and the power roller is tilted. When the tilt angle of the power roller corresponds to the step motor displacement, the spool 56S returns to the neutral point and the speed change is completed.
[0025]
FIG. 3 is a block diagram including a shift control controller 60 that controls the gear ratio of the TCVT 10 to a target value in the present embodiment. The TCVT 10 changes the tilt angle φ according to the step motor drive speed command value v, and expresses this dynamic characteristic in a block diagram.
[0026]
[Step motor and TCVT]
In FIG. 3, the step motor 52 has an action of integrating the step motor driving speed v to the step motor driving position u, and is displaced in proportion to the number of steps. FIG. 4 shows the relationship among the displacement x of the spool valve, the step motor drive position u (t), the trunnion axial displacement y (t), and the tilt angle φ (t) of the power roller. Here, the trunnion 23 is provided with a tilt stopper 24. The maximum displacement of the step motor drive position corresponding to the maximum tilt angle φmax when contacting the tilt stopper 24 is Umax. For details of the tilt stopper 24, refer to, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 6-034007.
[0027]
The transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission is determined by the rotational speed ω of the input disk to the transmission._iAnd output disk speed ω₀Rotational speed ratio G (= ω_i/ Ω₀). The following relationship is established between the gear ratio G and the current tilt angle φ.
[Formula 1]

Here, θ and η are constants determined by the structure of the toroidal type continuously variable transmission.
[0028]
In the shift control of the toroidal-type continuously variable transmission, it is necessary to detect the tilt angle φ of the power roller. Therefore, the tilt angle is calculated using the above equation 1 from the detected gear ratio. At this time, the rotational speed of the input / output disk is detected by, for example, a rotational speed sensor that detects unevenness of a gear rotating together with the input / output disk. Details of the rotation speed sensor will be described later.
[0029]
The step motor driving speed v and the step motor driving position u are
[Formula 2]

There is a relationship. Ts is a control cycle, and the step motor drive position u is an integral value of the step motor drive speed v for a predetermined time.
[0030]
The dynamic characteristic in which the tilt angle φ changes according to the step motor drive position u can be expressed by the following equation.
[Formula 3]

Here, a2 is a constant determined by the recess cam 55 and the link ratio when the trunnion 23 is fed back to the position of the valve 56 via the

links

53 and 54 due to the axial displacement of the trunnion 23. a1 is a constant determined by the recess ratio of the recess cam 55 and the link cam 55 when the recess cam 55 rotates by the tilt of the power roller 20c and is fed back to the valve 56 position via the

links

53 and 54. b is a constant determined by the link ratio and the screw lead of the step motor 52. g is a valve gain.
[0031]
F is calculated by the following equation.
[Formula 4]

Θ, η, R₀Is a constant determined by the structure of TCVT10. That is, how much the power roller tilts per unit time depends on the tilt angle φ at that time and the rotational speed ω of the output disk.₀Determined by.
[0032]
Here, the tilt angle φ can be predicted by the gear ratio G from the relationship between the gear ratio G and the tilt angle φ shown in the equation (1). Therefore, a reduction model for estimating the remaining trunnion axial displacement y and the step motor drive position u is shown below.
[Formula 5]

[Shift control controller]
Next, the shift control controller 60 will be described. The transmission control controller 60 includes a state observer 61, a compensator 62, a transmission ratio calculation unit 70, and a target transmission ratio calculation unit 64 that calculates a target transmission ratio Gref from the accelerator opening and the vehicle speed.
[0033]
(State observer)
The state observer 61 will be described. The estimated value of w in the above equation (5) is w_eThen, it is expressed by the following formula.
[Formula 6]

Here, y ^ is a trunnion axial displacement estimated value, and u ^ is a step motor drive position estimated value. h1 and h2 are observer gains.
[0034]
Here, since the tilt angular velocity dφ which is the input of the state observer of the above equation (6) cannot be directly detected, the state conversion is performed by the following equation.
[Formula 7]

Here, q is a quasi-state estimator. Differentiating both sides of the equation (7) and substituting the equation (6), the following equation is obtained.
[Formula 8]

Here, since f is a time-varying value, f is removed by setting the observer gains h1 and h2 as follows.
[Formula 9]

Observer A_obsBecomes the following formula.
[Formula 10]

That is, the state observer restores the state estimation amount w from the quasi-state estimation amount q by calculating the equation (8) obtained by performing state conversion instead of directly calculating the equation (6).
[0035]
(Compensator)
Next, the compensator 62 will be described. The step motor driving speed v is calculated by the following equation.
[Formula 11]

K is a switching gain, and by taking this value sufficiently large, the constant σ₀The effect of is negligible.
[0036]
Next, σ is given by the following equation.
[Formula 12]

Here, ξ is an attenuation coefficient, and ω is a natural frequency. Gref is a target gear ratio obtained from the accelerator depression amount and the vehicle speed. The first and second derivative of the gear ratio G are shown below.
[Formula 13]

Based on the above equation (12), the step motor driving speed v is output so as to follow the target gear ratio Gref. Shifting is performed by driving the step motor 52 based on the output step motor driving speed.
[0037]
(Gear ratio calculation unit)
Next, the gear ratio calculation unit 70 will be described. FIG. 5 shows the gear ratio G (ω_i/ Ω_o) Is a model diagram of the input rotation speed sensor 57a and the output rotation speed sensor 58a, and FIG. 6 is a block diagram showing the configuration of the transmission ratio calculation unit 70.
[0038]
As shown in FIG. 5, the unevenness of the input side gear 57 that rotates integrally with the input disk 20a is read by the input rotation speed sensor 57a, thereby outputting the input side pulse signal. Similarly, the rotation of the output disk 20b is transmitted to the output shaft through the reduction gear, and the unevenness of the output side gear 58 that rotates integrally with the output shaft is read by the output rotational speed sensor 58a, whereby the output side pulse signal Is output. The rotation speed of the output disk 58 is calculated by converting from the reduction ratio of the reduction gear or the like.
[0039]
The configuration of the gear ratio calculation unit 70 in FIG. 6 will be described. Reference numeral 71 denotes a first calculation unit that calculates the input / output rotational speed from the input / output side pulse signals output from the input / output

rotational speed sensors

57a and 58a. Reference numeral 72 denotes a filter that synchronizes and smoothes the rotation speed output from the first calculation unit 71. Reference numeral 73 denotes a second calculation unit that calculates a gear ratio from the synchronized and smoothed rotation speed. 74 is a low-pass filter that further smoothes the calculated gear ratio.
[0040]
Hereinafter, the synchronization and smoothing filter 72 will be described in detail.
FIG. 7 is a flowchart showing control of the synchronization and smoothing filter 72.
[0041]
In step 101, it is determined whether or not the pulse signal on the input side has been output. If it has been output, the process proceeds to step 103. If not, the process proceeds to step 102. Here, the output of the pulse signal represents the output start time of the convex signal of the gear or the output start time of the concave signal.
[0042]
In step 102, it is determined whether or not an output side pulse signal has been output. If it has been output, the process proceeds to step 104. If not, the process proceeds to step 105.
[0043]
In step 103, Kin = Kin + 1.
[0044]
In step 104, Kout = Kout + 1.
[0045]
In step 105, it is determined whether Kin ≠ 0 and Kout ≠ 0. If both Kin and Kout are not 0, the process proceeds to step 107. If both are 0, the process proceeds to step 106. Here, if Kin.noteq.0 and Kout.noteq.0, it means that both pulse signals of the input / output gears have been updated at least once.
[0046]
In step 106, flag = 1 is set.
[0047]
In step 107, flag = 0 is set.
[0048]
In step 108, Kin and Kout are updated to zero.
[0049]
In step 109, it is determined whether flag = 0. If 0, the process proceeds to step 110. Otherwise, the process proceeds to step 111.
[0050]
In step 110, the input rotational speed ω_input (k) is set as the input rotational speed signal ω_input (k-1) of the previous control, the output rotational speed ω_output (k) is set as the output rotational speed ω_output (k-1) of the previous control, and the speed change is performed. Output as a ratio G (k) = G (k-1).
[0051]
In step 111, the input rotational speed ω_input (k) and the output rotational speed ω_output (k) are calculated.
[0052]
In step 112, the input rotational speed signal G (k) = ω_input (k) / ω_output (k).
[0053]
In step 113, k = k + 1 is set, and this control is terminated.
[0054]
The input side gear 57 and the output side gear 58 are not rotating at the same speed, and there are cases where the number of teeth of each gear is different (for example, the number of teeth of the input side gear 57 is 12, the output side gear 57 in this embodiment). Since the number of teeth of 58 is 21), the input / output pulse signals are not output at the same timing.
[0055]
That is, in step 101 to step 104, when a pulse signal is output only on the input side or the output side, either Kin or Kout is always 0. At this time, flag is set to 0 in step 107. In step 109 to step 110, the previous control value is used as the input / output rotation speed. If both input and output pulse signals are output, it is determined in step 105 that both Kin and Kout are not 0, flag is set to 1 in step 106, and both Kin and Kout are updated to 0 in step 108. To do. Then, the process proceeds from step 109 to step 111 to step 112, and the input rotational speed ω_input (k) and the output rotational speed ω_output (k) are updated.The
[0057]
Basically, it is considered that the output side gear has a slower pulse update timing at low vehicle speeds, but depending on the number of teeth on the input / output side gear, the input side pulse signal may have a longer pulse update timing. . Therefore, by updating the input / output rotational speed only when both the input / output pulse signals are updated within a certain control cycle, it is possible to synchronize with the longer update timing as a result.
[0058]
The above control will be described with reference to FIG. FIG. 8 is a time chart showing transitions of input / output pulse signals and angular velocities.
[0059]
In the case of the first embodiment, the pulse signal on the input side is synchronized with the signal on the output side whose signal cycle is long. As shown in FIG. 8A, the input side pulse signal is updated at the timings (a), (b), (c). On the other hand, the output side pulse signal is updated at the timing of (α), (β), (γ). Therefore, as shown in FIG. 8 (b), the input side pulse signal is not updated in (a), but is maintained until the output side pulse signal update timing (α), and the input side at the time of (α) is maintained. Update to pulse signal. Similarly, the pulse signal on the input side is maintained until the update timing (β) of the pulse signal on the output side, and is updated at (β). Thus, by synchronizing, the input / output rotation speed in which the pulse signals are synchronized can be obtained as shown in FIG.
[0060]
Next, experimental results of the above control will be shown. FIG. 9 is a time chart showing the relationship between the vehicle speed and the input / output rotational speed. The vehicle speed in FIG. 9A is a low vehicle speed, specifically, 4 (km / h) or less. FIG. 9B is a diagram showing the relationship between the input rotational speed ωi and the output rotational speed ωo when the vehicle speed changes in this way.
[0061]
Based on the results shown in FIG. 9, FIG. 10 shows a time chart when the transmission gear ratio G is calculated. FIG. 10A shows a value obtained by directly calculating the speed ratio G from the input rotational speed ωi and the output rotational speed ωo. FIG. 10B is a value obtained by cutting a peak other than the range of the gear ratio that can actually be taken, such as the region indicated by the arrow in FIG. FIG. 10C shows a value obtained by calculating the gear ratio G from the input / output rotation speed when the synchronization and smoothing filter 72 of the first embodiment is used.
[0062]
Comparing FIG. 10B and FIG. 10C, it can be seen that a stable gear ratio can be obtained by using the synchronization and smoothing filter 72.
[0063]
Here, in the case of having vibration as shown in FIG. 10B, in the prior art, it was necessary to reduce the cutoff frequency of the low-pass filter in order to remove such vibration. At this time, the cutoff frequency needs to be adjusted between the effect of the filter and the dimension of the filter. A filter with a low cut-off frequency requires a higher filter dimension in order to perform effective filtering, but a filter with a higher dimension is more computationally intensive and further delays the value detected by the sensor from the value after filtering. There are two problems:
[0064]
However, in the first embodiment, the transmission ratio is calculated using the value in which the input / output rotation speed signal is synchronized by the synchronization and smoothing filter 72, and the value is filtered by the low-pass filter 74. The calculation load is small because it is not necessary to use a high-dimensional filter. Moreover, the effect that the response delay by filtering is also small can be acquired.
[0065]
Here, the low-pass filter 74 will be described. The low-pass filter 74 according to the first embodiment has three filters (filter1, filter2, filter3) according to the output rotation speed ωo.
[Formula 14]

Here, ButterworthFilter is used as the filter. αn and βn (n = 1, 2, 3) are constants determined by time constants set for each filter. ωo (max) is the maximum output rotational speed at which filtering by the synchronization and smoothing filter 72 is performed, and values obtained by dividing the output rotational speed ωo from 0 to ωo (max) are respectively represented by ωo (min), ωo (mid1), ωo (mid2). Here, ωo (min) <ωo (mid1) <ωo (mid2) <ωo (max).
[0066]
In FIG. 11, the result filtered by each filter 1-3 is shown. In the figure, the solid line is a filtered value after passing through the synchronization and smoothing filter 72, and the dotted line is a filtered value that does not pass through the synchronization and smoothing filter 72.
[0067]
Here, since filter 3 has the largest time constant and the response delay is relatively large, the smoothest transmission ratio can be obtained. Therefore, it is effective when the vehicle speed is low and the rotational speed is very small. On the other hand, when a certain vehicle speed can be obtained, it is considered that sudden fluctuations are also small, and therefore response delays can be avoided by reducing the time constant like filter2 and filter1. That is, optimal filtering can be performed by using the above filter1 to 3 according to each output rotation speed.The
[0068]
In addition, as the above-described filter, an event-driven filter that updates the filter time constant only at low vehicle speeds may be used. That is, when flag is 1, the filter is
[Formula 15]

(A and b are constants and q is a variable changed by the value of k) and updated. On the other hand, when flag becomes 0, it is not updated until the next pulse, and the time constant is maintained.The
[0069]
With this configuration, the time constant is automatically adapted to the value at low vehicle speed, and the time constant is large when the pulse interval is long, and the time constant is small when the pulse interval is short.
[0070]
As described above, by using the configuration of the present embodiment, a stable gear ratio can be calculated even at low vehicle speeds, and feedback control of the gear ratio can be executed in a wide range of vehicle speeds. it can.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a toroidal-type continuously variable transmission according to an embodiment.
FIG. 2 is a schematic diagram showing a cross section of a toroidal-type continuously variable transmission and a configuration of a shift control system in the embodiment.
FIG. 3 is a configuration diagram including a shift control controller 60 that controls a gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission according to the embodiment to a target value;
FIG. 4 is a model diagram showing the relationship among a spool valve displacement x, a step motor drive position u (t), a trunnion axial displacement y (t), and a power roller tilt angle φ (t).
FIG. 5 is a model diagram showing a configuration of an input / output rotation speed sensor according to the embodiment.
FIG. 6 is a block diagram showing a configuration of a gear ratio calculation unit in the embodiment.
FIG. 7 is a flowchart showing gear ratio calculation control in the embodiment.
FIG. 8 is a time chart showing gear ratio calculation control in the embodiment.
FIG. 9 is a diagram illustrating a relationship between a vehicle speed and an input / output rotational speed in the embodiment.
FIG. 10 is a diagram illustrating a specific example of shift control calculation control in the embodiment.
FIG. 11 is a diagram illustrating a filtering result by a low-pass filter of the shift control calculation unit in the embodiment.
[Explanation of symbols]
10 Toroidal type continuously variable transmission
12 Torque converter
12a Pump impeller
12b Turbine runner
12c stator
12d lock-up clutch
14 Output rotation axis
16 Torque transmission shaft
18, 20 Toroidal transmission
22 Housing
23 Trunnion
24 Tilt stopper
28 Output gear
30 Countershaft
30a Input gear
34 Loading cam device
36 Thrust bearing
40 Forward / reverse switching device
42 Planetary gear mechanism
44 Forward clutch
46 Reverse brake
50 Hydraulic servo
51 Servo piston
52 step motor
53, 54 links
55 Precess Cam
56 Shift control valve
56S spool
56D drain
60 Shift control controller
61 State observer
62 Compensator
63 Gear ratio detector
64 Target gear ratio calculation unit
70 Gear ratio calculation unit
71 1st calculation part
72 Synchronization / smoothing filter
73 Second calculation unit
74 Second calculation unit
75 Low-pass filter (ButterworthFilter)

Claims

A continuously variable transmission mechanism capable of continuously changing the transmission gear ratio;
Input rotation speed detection means for detecting the input rotation speed based on an input rotation signal period synchronized with the input rotation to the continuously variable transmission mechanism;
Output rotation speed detecting means for detecting the output rotation speed based on the output rotation signal period synchronized with the output rotation of the continuously variable transmission mechanism ;
The update timing of a signal having a long period of and the entering force rotational signal period the output rotation signal period, the update timing synchronization means for synchronizing the updated timing of a signal having a short period,
Gear ratio calculation means for calculating a gear ratio from the input rotation speed and the output rotation speed updated based on the synchronized update timing;
A variable frequency low-pass filter that has a cutoff frequency that is large when the input rotational speed or the output rotational speed is increased and that is decreased when the input rotational speed is decreased, and that filters and outputs the transmission ratio by the cutoff frequency;
And shift control means for performing speed change control of the continuously variable transmission based on the gear ratio outputted from the variable frequency low-pass filter,
Gear ratio control device for a continuously variable transmission mechanism comprising the.

The transmission ratio control device for a continuously variable transmission mechanism according to claim 1 ,
Low vehicle speed region determination means for determining whether at least one of the detected input rotation number or output rotation number is smaller than a preset rotation number representing a low vehicle speed region ;
When the frequency variable low-pass filter is determined to be in the low vehicle speed region by the low vehicle speed region determining means , the cutoff frequency of the frequency variable low-pass filter is changed according to the input rotational speed or the output rotational speed. gear ratio control means of the continuously variable transmission mechanism, wherein the Turkey be updated on.