JP2004138130A

JP2004138130A - Controller of power transmission

Info

Publication number: JP2004138130A
Application number: JP2002302326A
Authority: JP
Inventors: Kunihiro Iwatsuki; 岩月　邦裕; Yasunori Nakawaki; 中脇　康則; Kazumi Hoshiya; 星屋　一美
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-10-16
Filing date: 2002-10-16
Publication date: 2004-05-13

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a controller of a power transmission which can suppress a slip between a first rotary member and a second rotary member as much as possible when a slip of a wheel occurs. <P>SOLUTION: The controller of the power transmission performs a control for suppressing the slip occurring between the first rotary member and the second rotary member when a torque of the first member is transmitted to the wheels via the second member and a torque by the slip of the wheel is transmitted to the second member. This controller includes a judging means for judging high or low possibility of slipping the wheel (step S3), a preparing means for performing a preparing control for enhancing a function of controlling for suppressing the slip before the slip of the wheel occurs when the slipping possibility of the wheel is judged to be high by the judging means (step S3), (step S5), and a slip suppressing control performing means for performing the slip suppressing control (steps S10, S11) when the slip of the wheel occurs. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、車輪が滑った場合に、車輪に連結されている第１の回転部材と第２の回転部材との間の滑りを抑制することのできる動力伝達装置の制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、車両に搭載される動力伝達装置には、摩擦伝動装置および歯車伝動装置などが用いられている。このような摩擦伝動装置を用いた動力伝達装置の一例として、ベルト式無段変速機が挙げられる。このベルト式無段変速機は、プライマリプーリおよびセカンダリプーリと、プライマリプーリおよびセカンダリプーリに巻き掛けられたベルトとを有している。このベルト式無段変速機においては、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間で、摩擦力によりトルク伝達をおこなうために、ベルト式無段変速機のトルク容量を超えるトルクが、プライマリプーリまたはセカンダリプーリに入力された場合は、ベルトの滑りが生じる可能性がある。
【０００３】
一方、ベルト式無段変速機のベルトの滑りを防止する制御装置が知られており、その制御装置の一例が、特許文献１（特許第２７８１９０２号公報）に記載されている。この特許文献１に記載されている車両は、エンジンのトルクが、前後進切換装置、ベルト式無段変速機、フロントデフ装置の車軸を経由して、前輪に伝達されるように構成されている。ベルト式無段変速機は、プライマリ軸およびセカンダリ軸を有し、プライマリ軸にプライマリプーリが設けられており、セカンダリ軸にセカンダリプーリが設けられている。プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、固定プーリおよび可動プーリをそれぞれ有している。また、プライマリプーリおよびセカンダリプーリにエンドレスの駆動ベルトが掛け渡してある。
【０００４】
このベルト式無段変速機の油圧制御系は、プライマリ軸およびセカンダリ軸に対応するシリンダを、それぞれ有している。さらに、ライン圧が変速比に応じて制御され、その油圧がセカンダリプーリのシリンダに作用するように構成されている。そして車輪のスリップが発生すると、ライン圧を高めて、セカンダリプーリにおけるベルトクランプ力を高く維持することにより、セカンダリプーリの急速な回転変化にともなうベルトスリップを防止し得るとされている。なお、車両の駆動輪のスリップに関連する技術としては、上記の特許文献１の他に、特許文献２（特許第２９０７５３７号公報）、特許文献３（特開２００１−２５４８１４号公報）が知られている。
【０００５】
【特許文献１】
特許第２７８１９０２号公報（第２頁右欄ないし第６頁右欄、第１図および第２図）
【特許文献２】
特許第２９０７５３７号公報
【特許文献３】
特開２００１−２５４８１４号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記の特許文献１に記載されている制御装置においては、セカンダリプーリのシリンダに作用する油圧の上昇が遅れた場合、ベルトの滑りが発生する恐れがあった。
【０００７】
この発明は上記事情を背景としてなされたものであって、車輪の滑りが発生した場合に、車輪に連結されている第１の回転部材と第２の回転部材との間の滑りを、可及的に抑制することのできる動力伝達装置の制御装置を提供することを目的としている。
【０００８】
【課題を解決するための手段およびその作用】
上記目的を達成するため請求項１の発明は、第１の回転部材のトルクが第２の回転部材を経由して車輪に伝達されるように構成され、前記車輪の滑りによるトルクが前記第２の回転部材に伝達されて、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間で滑りが発生した場合に、この滑りを抑制する制御を実行する動力伝達装置の制御装置において、前記車輪が滑る可能性の高低を判断する判断手段と、この判断手段により前記車輪が滑る可能性が高いと判断された場合は、前記車輪の滑りが発生する前に、前記滑りを抑制する制御の機能を高める準備制御を実行する準備手段と、前記準備制御が実行された後に、前記車輪の滑りが発生した場合は、前記滑りを抑制する制御を実行する滑り抑制制御実行手段とを備えていることを特徴とするものである。
【０００９】
請求項１の発明によれば、車輪が滑る可能性が高い場合は、車輪が滑る前に、第１の回転部材と第２の回転部材との間で発生する滑りを抑制する制御の機能が高められる。
【００１０】
請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間の変速比を制御可能な変速機を有していることを特徴とするものである。
【００１１】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の作用が生じる他に、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間の変速比が制御される。
【００１２】
請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記第１の回転部材にはプライマリプーリが含まれており、前記第２の回転部材にはセカンダリプーリがまれているとともに、このプライマリプーリおよびセカンダリプーリに、環状のベルトが巻き掛けられていることを特徴とするものである。
【００１３】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の作用が生じる他に、プライマリプーリまたはセカンダリプーリとベルトとの間で発生する滑りを抑制する制御の機能が高められる。
【００１４】
請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの構成に加えて、前記準備制御には、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間のトルク容量を増加する制御が含まれており、前記滑りを抑制する制御には、前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間のトルク容量を、前記準備制御の場合における前記第１の回転部材と前記第２の回転部材との間のトルク容量よりも増加させる制御が含まれているとともに、前記判断手段により、前記車輪の滑る可能性が低いと判断された場合は、前記準備制御の実行を禁止する準備制御禁止手段を、更に備えていることを特徴とするものである。
【００１５】
請求項４の発明によれば、請求項１ないし３のいずれかの発明と同様の作用が生じる他に、車輪が滑る前に、第１の回転部材と第２の回転部材との間におけるトルク容量が増加される。このため、車輪が滑り、かつ、第１の回転部材と第２の回転部材との間におけるトルク容量を増加させる場合に、そのトルク容量を所定値まで早期に増加させられる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。図２には、この発明の動力伝達装置装置の制御装置を適用可能な車両Ｖｅのパワートレーンおよび制御系統の一例が、模式的に示されている。まず、車両Ｖｅのパワートレーンについて説明すれば、駆動力源１のトルクが、トルクコンバータ９および前後進切り換え機構８を介して、動力伝達装置としてのベルト式無段変速機４に伝達されるように構成されている。また、ベルト式無段変速機４のトルクが、デファレンシャル６を経由して前輪２に伝達されるように構成されている。
【００１７】
前記駆動力源１としては、エンジンまたは電動機のうちの少なくとも一方を用いることができる。このエンジンとしては、例えば、内燃機関、具体的には、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなどを用いることができる。以下、駆動力源１としてガソリンエンジンを用いる場合について説明し、便宜上、駆動力源１を“エンジン（Ｅ／Ｇ）１”と記す。
【００１８】
前記トルクコンバータ９は、前記エンジン１と前後進切り換え機構８との間の動力伝達経路に設けられており、トルクコンバータ９は、エンジン１のクランクシャフト１０と一体回転するポンプインペラ１１と、ポンプインペラ１１と対向するタービンランナ１２とを有している。タービンランナ１２はシャフト５０と一体回転するように連結されている。これらのポンプインペラ１１とタービンランナ１２とには、多数のブレード（図示せず）が設けられており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達をおこなうことができる。
【００１９】
また、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との内周側の部分には、タービンランナ１２から送り出されたフルードの流動方向を選択的に変化させてポンプインペラ１１に流入させるステータ（図示せず）が配置されている。また、トルクコンバータ９と並列にロックアップクラッチ１６が設けられている。ロックアップクラッチ１６は、クランクシャフト１０とシャフト５０との間の動力伝達状態を制御するものである。さらに、ロックアップクラッチ１６のトルク容量、具体的には、係合・解放・スリップが、油圧制御装置５１により制御されるように構成されている。この油圧制御装置５１にオイルを供給するオイルポンプ１０Ａは、エンジン１の動力により駆動される。
【００２０】
前後進切り換え機構８は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、シャフト５０と、後述するプライマリシャフト５１との間の動力伝達状態を切り換えるものである。具体的には、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を切り換える機能を備えている。なお、シャフト５０とプライマリシャフト５１とは同心状に配置されている。
【００２１】
図２に示す例では、前後進切り換え機構８としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、シャフト５０と一体回転するサンギヤ１７と、サンギヤ１７と同心状に配置されたリングギヤ１８とが設けられ、これらのサンギヤ１７とリングギヤ１８との間に、サンギヤ１７に噛合したピニオンギヤ１９と、ピニオンギヤ１９およびリングギヤ１８に噛合した他のピニオンギヤ２０とが配置され、ピニオンギヤ１９，２０がキャリヤ２１によって、自転かつ公転自在に保持されている。
【００２２】
さらに、サンギヤ１７およびシャフト５０と、キャリヤ２１とを一体回転可能に連結する前進用クラッチ２２が設けられている。またリングギヤ１８を選択的に固定することにより、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を反転する後進用ブレーキ２３が設けられている。上記前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３の係合・解放は、油圧制御装置５１により制御される。なお、プライマリシャフト５１とキャリヤ２１とが一体回転するように連結されている。
【００２３】
前記ベルト式無段変速機４は、互いに平行に配置されたプライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５とを有する。まず、プライマリプーリ２４は、プライマリシャフト５１と一体回転するように構成されており、プライマリプーリ２４は、固定シーブ５２と、プライマリシャフト５１の軸線方向に動作させられる可動シーブ５３とを有している。また、可動シーブ５３を軸線方向に動作させる油圧サーボ機構２６が設けられている。そして、固定シーブ５２と可動シーブ５３との間に溝が形成されている。
【００２４】
これに対して、セカンダリプーリ２５は、セカンダリシャフト５５と一体回転するように構成されており、セカンダリプーリ２５は、固定シーブ５４と、セカンダリシャフト５５の軸線方向に動作させられる可動シーブ５６とを有している。さらに、可動シーブ５６を軸線方向に動作させる油圧サーボ機構２７が設けられている。そして、固定シーブ５４と可動シーブ５６との間に溝が形成されている。さらに、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５には環状のベルト２８が巻き掛けられている。
【００２５】
さらにまた、上記油圧サーボ機構２６，２７の各シリンダに作用する油圧は、油圧制御装置５１により制御される。さらに、セカンダリシャフト５５には、歯車伝動装置２９を経由してデファレンシャル６が連結されており、デファレンシャル６には、ドライブシャフト５７を介して前輪２が連結されている。なお、前輪２の他に後輪（図示せず）が設けられており、エンジントルクは後輪には伝達されない。つまり、図２に示された車両Ｖｅは、Ｆ・Ｆ（フロントエンジン・フロントドライブ）形式の２輪駆動車である。
【００２６】
つぎに、図２に示された車両Ｖｅの制御系統を説明する。まず、無段変速機用電子制御装置（ＣＶＴ・ＥＣＵ）５８、エンジン用電子制御装置５９、アンチロック・ブレーキ・システム用電子制御装置（ＡＢＳ・ＥＣＵ）６０が設けられている。これらの電子制御装置５８，５９，６０は、いずれも演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）と、記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）と、入出力インターフェースとを有するマイクロコンピュータにより構成されており、各電子制御装置５８，５９，６０同士の間で相互に信号通信が可能である。
【００２７】
無段変速機用電子制御装置５８には、シフト装置６１の操作により選択されるシフトポジションの信号、プライマリシャフト５１の回転速度（Ｎｉｎ）を検知する入力回転速度センサ６２の信号、セカンダリシャフト５５の回転速度（Ｎｏｕｔ　）を検知する出力回転速度センサ６３の信号、前輪２の回転速度を検知する車輪回転速度センサ６４の信号、シャフト５０の回転速度を検出するセンサ６５の信号などが入力される。
【００２８】
エンジン用電子制御装置５９には、エンジン回転速度（Ｎｅ）センサの信号、エンジン負荷センサの信号、スロットル開度センサの信号、アクセル開度センサの信号、ブレーキスイッチの信号などが入力される。アンチロック・ブレーキ・システム用電子制御装置６０には、エンジン１のトルクが伝達されない車輪、具体的には後輪の回転速度を検知するセンサの信号などが入力される。なお、出力回転速度センサ６３の信号または車輪回転速度センサの信号により、車速が演算される。
【００２９】
これに対して、無段変速機用電子制御装置５８から油圧制御装置５１に対して、ロックアップクラッチ１６、前進用クラッチ２２、後進用ブレーキ２３、油圧サーボ機構２６，２７などを制御する信号が出力される。また、エンジン用電子制御装置５９からは、エンジン１の出力（回転速度×トルク）を制御する信号が出力される。アンチロック・ブレーキ・システム用電子制御装置６０からは、ブレーキペダルが踏み込まれた場合に、前輪２および後輪がロックすることを抑制する制御信号が出力される。
【００３０】
上記のように構成された車両Ｖｅにおいて、エンジン出力は、例えば、燃料噴射時期、燃料噴射量、点火時期、吸入空気量などに基づいて制御される。エンジン１から出力されたトルクは、トルクコンバータ９またはロックアップクラッチ１６を経由して前後進切り換え機構８に伝達される。前後進切り換え機構８から出力されるトルクは、ベルト式無段変速機４および歯車伝動装置２９を経由して前輪２に伝達されて、駆動力が発生する。
【００３１】
上記のトルク伝達時に、前記ロックアップクラッチ１６が解放された場合は、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。これに対して、ロックアップクラッチ１６が係合された場合は、クランクシャフト１０とシャフト５０との間で、ロックアップクラッチ１６の摩擦力により動力伝達がおこなわれる。
【００３２】
一方、シフト装置６１により、前進ポジションが選択された場合は、前後進切換機構８の前進用クラッチ２２が係合され、かつ、後進用ブレーキ２３が解放される。すると、シャフト５０とキャリヤ２１とプライマリシャフト５１とが一体回転し、シャフト５０のトルクがプライマリシャフト５１に伝達される。このとき、シャフト５０およびプライマリシャフト５１が同方向に回転する。
【００３３】
これに対して、シフト装置６１により、後進ポジションが選択された場合は、前進用クラッチ２２が解放され、かつ、後進用ブレーキ２３が係合される。すると、エンジントルクがサンギヤ１７に伝達された場合に、リングギヤ１８が反力要素となって、サンギヤ１７のトルクがキャリヤ２１を経由してプライマリシャフト５１に伝達される。この場合、シャフト５０とプライマリシャフト５１とは逆方向に回転する。
【００３４】
上記のようにして、エンジントルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、無段変速機用電子制御装置５８に入力される各種の信号、および無段変速機用電子制御装置５８に予め記憶されているデータに基づいて、ベルト式無段変速機４の制御が実行される。例えば、車速、アクセル開度、変速マップなどに基づいてベルト式無段変速機４の変速制御が実行される。すなわち、プライマリシャフト５１の軸線方向における可動シーブ５３の位置が制御されて、プライマリプーリ２４の溝幅が調整される。
【００３５】
すると、プライマリプーリ２４に対するベルト２８の巻掛け半径が連続的に変化し、変速比、すなわち、プライマリシャフト５１の回転速度と、セカンダリシャフト５５の回転速度との比が、無段階に変化する。また、セカンダリシャフト５５の軸線方向における可動シーブ５６の位置が制御されて、ベルト２８に対するセカンダリプーリ２５の挟圧力が調整される。このようにして、プライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との間で、ベルト２８を経由して伝達されるトルクの容量が制御される。
【００３６】
上記のベルト式無段変速機４においては、ベルト２８とプライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との接触部分に発生する摩擦力により、プライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との間で動力伝達がおこなわれる。このため、ベルト２８の滑りが生じると、ベルト式無段変速機４で動力伝達効率が低下する可能性があるとともに、ベルト式無段変速機４を構成する部品であって、トルク伝達に関与する部品、例えば、ベルト２８およびプライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５の摩耗や焼き付きが発生し、これらの部品の耐久性が損なわれる可能性がある。この不具合を回避するために、ベルト２８に加えられる挟圧力は、ベルト式無段変速機４に入力されるトルクに基づいて決まる挟圧力、具体的には、ベルト２８の滑り量を所定量以下に抑制できる挟圧力に制御される。
【００３７】
なお、上記の“ベルト２８の滑り”とは、“ベルト２８に加えられる挟圧力に基づいて決まるベルト式無段変速機４のトルク容量よりも、ベルト式無段変速機４に入力されるトルクの方が高くなり、ベルト２８と、プライマリプーリ２４またはセカンダリプーリ２５の少なくとも一方とが、接触部分で、回転方向に所定量以上の範囲で相対移動すること。”を意味する。
【００３８】
ところで、図２に示す車両Ｖｅにおいては、エンジン１と前輪２との間の動力伝達経路にベルト式無段変速機４が配置されている。このため、エンジントルクがプライマリシャフト５１を経由してベルト式無段変速機４に入力される場合（以下、正入力と呼ぶ）と、前輪２の運動エネルギに対応するトルクが、セカンダリシャフト５５を経由してベルト式無段変速機４に入力される場合（以下、逆入力と呼ぶ）とがある。例えば、摩擦係数が所定値以下である路面（以下、「低μ路」と記す。）を車両Ｖｅが走行して、前輪２の滑りが発生した場合に、上記の逆入力が起きる。この逆入力により、ベルト２８の滑りが発生することを抑制する制御例を説明する。
【００３９】
（第１の制御例）
まず、第１の制御例を図１のフローチャートに基づいて説明すると、前輪２および後輪の回転速度の信号が読み込まれる（ステップＳ１）。このステップＳ１で読み込まれた前輪２の回転速度に基づいて、路面の摩擦状態を検出する処理がおこなわれる（ステップＳ２）。具体的には、前輪２の回転速度センサ６４の信号の周波数変動を定量化する処理がおこなわれる。この処理により、車輪で発生する駆動力に対して、路面で発生する反力が求められる。
【００４０】
このステップＳ２の処理の結果に基づいて、車両Ｖｅが低μ路を走行しているか否かが判断される（ステップＳ３）。具体的には、ステップＳ２で求められた反力と、予め記憶されている所定のしきい値とを比較して、車両Ｖｅが低μ路を走行しているか否かが判断される。このステップＳ３で肯定的に判断された場合は、路面状態モードを示すフラグＦが判断される（ステップＳ４）。このステップＳ４において、フラグＦ＝０（零）であることが判断された場合は、ステップＳ５に進む。このステップＳ５においては、タイヤスリップ判断に用いる検出しきい値として、“低μ路時タイヤスリップ用のしきい値”がセットされる。このステップＳ５についで、フラグＦ＝１がセットされる（ステップＳ６）。
【００４１】
一方、前記ステップＳ３で否定的に判断された場合は、路面状態モードを示すフラグＦが判断される（ステップＳ７）。このステップＳ７において、フラグＦ＝１であることが判断された場合は、ステップＳ８に進む。このステップＳ８においては、検出しきい値として、“通常μ路時タイヤスリップ用のしきい値”がセットされる。ステップＳ８で設定されるしきい値Δγ１は、ステップＳ５で設定されるしきい値Δγ２よりも大きい値である。このステップＳ８についで、フラグＦ＝０がセットされる（ステップＳ９）。
【００４２】
上記のステップＳ６またはステップＳ９についで、ステップＳ１０の処理が実行される。また、ステップＳ４でフラグＦ＝１であることが判断された場合、または、ステップＳ７でフラグＦ＝０であることが判断された場合も、ステップＳ１０に進む。このステップＳ１０においては、前輪２の滑りが発生しているか否かが判断される。例えば、
▲１▼前輪２の回転速度と他の車輪の回転速度との差、または、前輪２の回転速度と他の車輪の回転速度との差の時間微分値と、
▲２▼ステップＳ５またはステップＳ８でセットされたしきい値と
に基づいて、前輪２の滑りが発生しているか否かを判断することができる。
【００４３】
なお、ステップＳ４から、ステップＳ５を経由することなくステップＳ１０に進んだ場合、またはステップＳ７からステップＳ８を経由することなくステップＳ１０に進んだ場合であっても、フラグＦが１または０に設定されていると言うことは、前回のルーチンにより、いずれかのしきい値がセットされている。
【００４４】
そして、ステップＳ１０で肯定的に判断された場合は、タイヤスリップ時制御を実行し（ステップＳ１１）リターンする。ステップＳ１１では、ベルト２８の滑りを抑制する制御、例えば、セカンダリプーリ２５からベルト２５に加えられる挟圧力を増加する制御、または、エンジントルクを低下させる制御、ベルト式無段変速機４の変速比を小さくする制御のうち、少なくとも１つの制御がおこなわれる。なお、ステップＳ１０で否定的に判断された場合は、そのままリターンする。
【００４５】
つぎに、第１の制御例および比較例に対応するタイムチャート例を、図３に基づいて説明する。まず、図３では、時刻ｔ１において、路面低摩擦状態検出信号が、オフからオンに切り換わっている。ここで、前記ステップＳ３で否定的に判断された場合は、路面低摩擦状態検出信号がオフであり、ステップＳ３で肯定判断された場合は、路面低摩擦状態検出信号がオンである。なお、“路面低摩擦状態”とは、前述の“低μ路”を意味する。
【００４６】
また、タイヤ滑り検出値も、時刻ｔ１以降は増加している。そして、第１の制御例では、時刻ｔ２において、タイヤ滑り検出値が、前述のステップＳ５でセットしたしきい値Δγ２以上になると、タイヤ滑り信号がオフからオンに切り換えられる。すなわち、ステップＳ１０で肯定判断される。
【００４７】
これに対して、比較例では、時刻ｔ２以後、タイヤ滑り検出値が更に増加して、タイヤ滑り検出値が所定のしきい値以上となる時刻ｔ３において、タイヤ滑り信号がオンからオフに切り換えられる。ここでは、比較例のしきい値として、前述のしきい値Δγ１を用いている。
【００４８】
その後、時刻ｔ４で路面低摩擦状態検出信号がオンからオフに切り換わるとともに、タイヤ滑り検出値も減少している。そして、時刻ｔ５において、第１の制御例および比較例のタイヤ滑り信号が、共にオンからオフに切り換わっている。このように、図３のタイムチャートにおいては、時刻ｔ１から時刻ｔ４の間、路面が低μ路であると判断されている。そして、時刻ｔ２から時刻ｔ３に至るまでの時間分、第１の制御例の方が比較例よりも早期に、タイヤ滑り検出信号がオンされている。
【００４９】
つぎに、第１の制御例および比較例に対応する他のタイムチャート例を、図４に基づいて説明する。この図４のタイムチャートは、タイヤスリップ時制御として、ベルトに加える挟圧力を増加させる制御を実行する場合を示している。まず、図４では、時刻ｔ６において、低μ路検出信号が、オフからオンに切り換わっている。そして、第１の制御例では、時刻ｔ７において、タイヤ滑り信号がオフからオンに切り換えられるとともに、時刻ｔ７から時刻ｔ８に至る間に、ベルトに加えられる挟圧力が増加される。そして、時刻ｔ９以降は所定のベルト挟圧力に制御されている。
【００５０】
これに対して、比較例では、時刻ｔ８以後の時刻ｔ９において、タイヤ滑り信号がオフからオンに切り換えられるとともに、時刻ｔ９から時刻ｔ１０に至る間に、ベルトに加えられる挟圧力が増加される。そして、時刻ｔ１０以降は所定のベルト挟圧力に制御されている。
【００５１】
そして、時刻ｔ１１で低μ路検出信号がオンからオフに切り換わるとともに、第１の制御例および比較例のタイヤ滑り検出信号が、共にオンからオフに切り換えられている。その後、第１の制御例および比較例のベルト挟圧力が、共に低下させられている。このように、図４のタイムチャートにおいては、時刻ｔ６から時刻ｔ１１の間、路面が低μ路であると判断されている。そして、ベルトに加えられる挟圧力が目標値まで増加される時期は、時刻ｔ８から時刻ｔ１０に至るまでの時間Δｓ分、第１の制御例の方が比較例よりも早い。なお、図３のタイムチャートの時刻と、図４のタイムチャートの時刻とに、対応関係はない。
【００５２】
このように、第１の制御例によれば、車両Ｖｅの走行する路面が低μ路であると判断された場合は、前輪２の滑りが発生する前に、低μ路時タイヤスリップ用のしきい値を選択する。このため、ステップＳ１１でタイヤスリップ時制御を実行する場合に、ベルトの滑りに対する制御の遅れを回避できる。具体的には、前輪２の滑りが発生した場合に、
▲１▼ベルト２８に加えられる挟圧力を、なるべく早期に目標値まで増加すること、
▲２▼ベルト式無段変速機４の変速比を小さくする制御をなるべく早期に完了させること、
▲３▼エンジントルクをなるべく早期に所定値まで低下させること、
のうちの少なくとも１つの制御を実行できる。
【００５３】
したがって、第１の制御例によれば、ベルト２８の滑りを抑制することができ、ベルト２８およびプライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５の耐久性が向上する。また、ベルト式無段変速機４における動力伝達効率の低下を抑制できる。さらに、ステップＳ３からステップＳ８に進んだ場合は、ステップＳ３からステップＳ５に進んだ場合に比べて、ベルトに加える挟圧力の増加時期が遅くなる。このため、ベルトに加える挟圧力の増加時期を遅らせた分、オイルポンプ１０Ａを駆動するエンジン１の動力損失を低減できる。
【００５４】
（第２の制御例）
つぎに、第２の制御例を、図５のフローチャートに基づいて説明する。図５のフローチャートの処理において、図１のフローチャートの処理と同じ処理については、同じステップ番号を付してある。図５のフローチャートにおいては、ステップＳ４でフラグＦ＝０であると判断された場合に、ステップＳ１２を経由してステップＳ５に進む。このステップＳ１２においては、油圧サーボ機構２７の油圧制御として、“低μ路時に対応する油圧制御”が選択される。
【００５５】
一方、図５のフローチャートにおいては、ステップＳ７でフラグＦ＝１であると判断された場合に、ステップＳ１３を経由してステップＳ８に進む。このステップＳ１３においては、油圧サーボ機構２７の油圧制御として、“通常μ路時に対応する油圧制御”が選択される。ここで、“低μ路時に対応する油圧制御”により、油圧サーボ機構２７のシリンダに作用する油圧は、“通常μ路時に対応する油圧制御”により、油圧サーボ機構２７のシリンダに作用する油圧よりも高く設定される。
【００５６】
この第２の制御例および比較例に対応するタイムチャート例を、図６に基づいて説明する。この図６のタイムチャートは、タイヤスリップ時制御として、ベルトに加える挟圧力を増加させる制御を実行する場合を示している。まず、図６では、時刻ｔ１２において、低μ路検出信号が、オフからオンに切り換わっている。また、タイヤ滑り検出信号は時刻ｔ１３でオフからオンに切り換わっている。この第２の制御例では、時刻ｔ１２から時刻ｔ１３の間で、ベルトに加えられる挟圧力が待機値まで高められるとともに、高められた挟圧力が時刻ｔ１３まで維持されている。
【００５７】
ついで、時刻ｔ１３になると、第２の制御例では、ベルトに加えられる挟圧力が、時刻１３よりも前の挟圧力よりも更に高められ、時刻ｔ１４以降は目標値力に維持されている。これに対して、比較例では、時刻ｔ１３よりも前には、ベルトに加えられる挟圧力を高める制御は実行されない。比較例では、時刻ｔ１３からベルトに加える挟圧力が高められるとともに、時刻ｔ１５以降は目標値に維持されている。
【００５８】
その後、時刻ｔ１６で低μ路検出信号が、オンからオフに切り換わるととともに、タイヤ滑り信号がオンからオフに切り換わっている。ついで、ベルトに加えられる挟圧力が、第２の実施例および比較例で共に低下している。この図６のタイムチャートにおいては、時刻ｔ１２から時刻ｔ１６に至る間、路面が低μ路であると判断されている。
【００５９】
このように、第２の制御例によれば、低μ路検出信号がオンされた場合は、タイヤ滑り信号がオンされる前に、ベルトに加える挟圧力を高める制御を実行する。このため、ベルトに加えられる挟圧力を目標値まで高める時期が、時刻ｔ１４から時刻ｔ１５に至る時間Δｓ２分、第２の実施例の方が比較例よりも早い。
【００６０】
このように、第２の制御例によれば、車両Ｖｅの走行する路面が低μ路であると判断された場合は、前輪２の滑りが発生する前に、ベルト２８に加えられる挟圧力を待機値まで高めている。このため、前輪２の滑りが発生した場合は、ベルト２８に加えられる挟圧力を、なるべく早期に目標値まで高めることができる。したがって、ベルト２８の滑りを一層確実に抑制することができる。
【００６１】
なお、図５において、ステップＳ３からステップＳ１３に進んだ場合は、ステップＳ３からステップＳ１２に進んだ場合に比べて、ベルトに加える挟圧力が低い。このため、ベルトに加えられる挟圧力が低い分、オイルポンプ１０Ａを駆動するエンジン１の動力損失を低減できる。さらに、第２の制御例において、第１の制御例と同様の処理部分については、第１の制御例と同様の作用効果を得ることができる。
【００６２】
上記の第１の制御例および第２の制御例において、低μ路としては、凹凸の激しい道路、積雪した道路、雹や霰が存在する道路、凍結した道路、油や水で濡れた道路などが挙げられる。さらに、図１および図５のステップＳ３において、公知のナビゲーションシステムから得られる情報に基づいて、路面が低μ路であるか否かを判断する制御ルーチンを実行することもできる。このような制御ルーチンを実行すれば、ナビゲーションシステムから得られる天候情報に基づいて、路面が低μ路であるか否かを、間接的に判断することもできる。このような制御ルーチンを実行すれば、車両が現在走行している道路の路面摩擦状態を判定できることに加えて、車両が、将来走行すると予測される道路（走行予定道路）の路面摩擦状態を、車両が走行予定道路に到達する前に判定することができ、ベルトの滑りを抑制する制御の機能を、一層高めることができる。
【００６３】
さらに、第２の制御例においては、ステップＳ１２で、低μ路時用のエンジントルク制御、または低μ路時用の変速比制御を実行することもできる。ここで、低μ路時用のエンジントルク制御としては、例えば、アクセル開度と、アクセル開度に対応するスロットル開度（言い換えれば、吸入空気量）との対応関係を調整する制御が挙げられる。具体的には、アクセル開度の増加にともなうエンジン回転速度の上昇程度は、低μ路時用のエンジントルク制御が選択された場合の方が、低μ路時用以外のエンジントルク制御が選択された場合よりも、少なく、言い換えれば、緩慢となるように、調整する制御を実行することができる。
【００６４】
ここで、図１、図５に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ２およびステップＳ３が、この発明の判断手段に相当し、ステップＳ５およびステップＳ１２が、この発明の準備手段に相当し、ステップＳ１０およびステップＳ１１が、この発明の滑り抑制制御実行手段に相当し、ステップＳ８が、この発明の準備制御禁止手段に相当する。
【００６５】
また、ベルト２８の滑りが、この発明の“第１の回転部材と第２の回転部材との間で生じる滑り”に相当し、ステップＳ１１で実行される処理の少なくとも１つが、この発明の“第１回転部材と第２回転部材との間で生じる滑りを抑制する制御”に相当し、ステップＳ５でしきい値をセットする処理が、この発明の準備制御（言い換えれば、事前制御または待機制御）に相当する。また、滑りを抑制する制御の機能を高める準備制御とは、ベルト２８の滑りが発生した時点から、ベルト２８に加えられる挟圧力、またはベルト式無段変速機４の変速比、またはエンジントルクのうちの少なくとも１つが目標値に達するまでの時間を、可及的に短くすることのできる制御を意味する。さらに、油圧サーボ機構２７に作用する油圧を高める制御、ベルト２８に加えられる挟圧力を増加する制御が、この発明のトルク容量を増加する制御に相当する。
【００６６】
つぎに、この実施例で述べた構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、プライマリプーリ２４がこの発明の第１の回転部材に相当し、セカンダリプーリ２５がこの発明の第２の回転部材に相当する。また、ベルト式無段変速機４が、この発明の変速機および動力伝達装置に相当し、油圧制御装置５１および無段変速機用電子制御装置５８およびエンジン用電子制御装置５９がこの発明の制御装置に相当する。
【００６７】
なお、図２のパワートレーンでは、変速機として、変速比を連続的に制御することのできる無段変速機、具体的には、ベルト式無段変速機４が用いられているが、他の無段変速機、例えば、トロイダル式無段変速機を有する車両に対しても、この発明を適用可能である。トロイダル式無段変速機は、トロイダル面を有する入力ディスクおよび出力ディスクと、各ディスクに対して接触するパワーローラとを有する変速機である。各ディスクとパワーローラとの接触面には潤滑油が存在する。そして、パワーローラを、各ディスクの軸線に直交する平面内で直線状に移動させて、パワーローラと各ディスクとの接触半径を調整することにより、入力ディスクと出力ディスクとの間の変速比が制御される。また、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を調整することにより、入力ディスクと出力ディスクとの間で伝達されるトルクの容量が制御される。
【００６８】
すなわち、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を高圧にすると、潤滑油がガラス状になり、いわゆるトラクション伝動（せん断力）により、入力ディスクと出力ディスクとの間で動力の伝達がおこなわれる。このように、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を調整するための油圧サーボ機構が設けられている。油圧サーボ機構は、ピストンと、各ピストンを動作させる第１の油圧室とを有している。また、パワーローラを各ディスクの軸線に直交する平面内で直線状に移動させる油圧サーボ機構が設けられている。この油圧サーボ機構は、第２の油圧室を有している。このトロイダル式無段変速機におけるトルク容量は、第１の油圧室の油圧に応じて、各ディスクに加えられる軸線方向の挟圧力により制御される。このトロイダル式無段変速機においては、車輪の滑りが発生すると、その滑りに対応するトルクが、出力ディスクからパワーローラを経由して入力ディスクに伝達される際に、パワーローラと出力ディスクまたは入力ディスクとの間で滑りが発生する可能性がある。
【００６９】
このようなトロイダル式無段変速機に対して、請求項１ないし３の発明を適用することができる。この場合、入力ディスクがこの発明の第１の回転部材に相当し、出力ディスクがこの発明の第２の回転部材に相当する。
【００７０】
さらに、駆動力源と車輪との間に、動力伝達装置としての摩擦式クラッチが設けられている車両に対しても、請求項１ないし３の発明を適用することができる。摩擦式クラッチの配置位置は、駆動力源と変速機との間の動力伝達経路、または、変速機と車輪との間の動力伝達経路、または有段変速機の一部のいずれであってもよい。この摩擦式クラッチは、例えば、第１の回転部材に設けられた摩擦材と、第２の回転部材に設けられた摩擦材とにより構成される。そして、油圧制御装置（図示せず）などにより、クラッチの係合圧が制御される。
【００７１】
以上のように、各請求項の発明は、第１の回転部材と第２の回転部材とが直接接触する構造の動力伝達装置（例えば、摩擦式クラッチ）、または、第１の回転部材と第２の回転部材とが、中間部材（ベルト、パワーローラ）を介して動力伝達可能に連結される構造（例えば、ベルト式無段変速機、トロイダル式無段変速機）の動力伝達装置のいずれにも適用可能である。したがって、この発明の“第１の回転部材と第２の回転部材との間で発生する滑り”には、第１の回転部材と第２の回転部材との接触部分における滑りと、第１の回転部材または第２の回転部材と、中間部材との接触部分で生じる滑りとが含まれる。
【００７２】
さらに、この発明は、二輪駆動車（前輪駆動車、後輪駆動車のいずれでもよい）、四輪駆動車のいずれにも適用できる。すなわち、前輪または後輪のうち、少なくとも一方の車輪の滑りが発生した場合に、この車輪に動力伝達可能に連結されている第１の回転部材と第２の回転部材との間の滑りを抑制する制御装置に適用できる。
【００７３】
また、特許請求の範囲の各請求項に記載されている「判断手段」を、「判断器」または「判断コントローラ」と読み替えることもできる。この場合、実施例で説明した無段変速機用電子制御装置５８、エンジン用電子制御装置５９、アンチロック・ブレーキ・システム用電子制御装置６０が、「判断器」および「判断コントローラ」に相当する。また、各請求項に記載されている「変速機」を「バリエータ」と読み替えることもできる。さらにまた、各請求項に記載されている「判断手段」を、「判断ステップ」と読み替え、「動力伝達装置の制御装置」を、「動力伝達装置の制御方法」と読み替えることもできる。
【００７４】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、車輪が滑る可能性が高い場合は、車輪が滑る前に、第１の回転部材と第２の回転部材との間で発生する滑りを抑制する機能を高めることができる。したがって、車輪が実際に滑った場合は、その車輪の滑りに対して、第１の回転部材と第２の回転部材との間で滑りが発生することを抑制する制御の応答性の低下を抑制できる。
【００７５】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得ることができる他に、第１の回転部材と第２の回転部材との間の変速比が制御される。
【００７６】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得ることができる他に、プライマリプーリまたはセカンダリプーリとベルトとの間で発生する滑りを抑制する機能を高めることができる。
【００７７】
請求項４の発明によれば、請求項１ないし３のいずれかの発明と同様の効果を得ることができる他に、車輪が滑る前に、第１の回転部材と第２の回転部材との間におけるトルク容量を増加できる。このため、車輪が滑り、かつ、第１の回転部材と第２の回転部材との間におけるトルク容量を増加させる場合に、そのトルク容量を所定値まで早期に増加することができる。したがって、第１の回転部材と第２の回転部材との間で滑りが生じることを抑制する制御の応答性が、一層向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の制御装置の第１の実施例を示すフローチャートである。
【図２】この発明の制御装置を適用可能な車両のパワートレーンおよびその制御系統を示す概念図である。
【図３】図１のフローチャートに対応するタイムチャート例である。
【図４】図１のフローチャートに対応するタイムチャート例である。
【図５】この発明の制御装置の第２の実施例を示すフローチャートである。
【図６】図５のフローチャートに対応するタイムチャート例である。
【符号の説明】
２…前輪、　４…ベルト式無段変速機、　２４…プライマリプーリ、　２５…セカンダリプーリ、　２８…ベルト、　５８…無段変速機用電子制御装置、　５９…エンジン用電子制御装置、　６０…アンチロック・ブレーキ・システム用電子制御装置。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a control device for a power transmission device capable of suppressing a slip between a first rotating member and a second rotating member connected to a wheel when the wheel slips.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a friction transmission, a gear transmission, and the like have been used as a power transmission device mounted on a vehicle. An example of a power transmission device using such a friction transmission device is a belt-type continuously variable transmission. This belt-type continuously variable transmission has a primary pulley and a secondary pulley, and a belt wound around the primary pulley and the secondary pulley. In this belt-type continuously variable transmission, torque exceeding the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission is applied to the primary pulley or the secondary pulley because torque is transmitted between the primary pulley and the secondary pulley by frictional force. If input, belt slippage may occur.
[0003]
On the other hand, a control device for preventing a belt from slipping in a belt-type continuously variable transmission is known, and an example of the control device is described in Patent Literature 1 (Japanese Patent No. 2781902). The vehicle described in Patent Literature 1 is configured so that the torque of the engine is transmitted to the front wheels via the axle of a forward / reverse switching device, a belt-type continuously variable transmission, and a front differential device. . The belt-type continuously variable transmission has a primary shaft and a secondary shaft, a primary shaft is provided with a primary pulley, and a secondary shaft is provided with a secondary pulley. The primary pulley and the secondary pulley have a fixed pulley and a movable pulley, respectively. An endless drive belt is stretched over the primary pulley and the secondary pulley.
[0004]
The hydraulic control system of the belt-type continuously variable transmission has cylinders corresponding to the primary shaft and the secondary shaft, respectively. Further, the line pressure is controlled according to the speed ratio, and the hydraulic pressure acts on the cylinder of the secondary pulley. When a wheel slip occurs, the line pressure is increased to maintain a high belt clamping force on the secondary pulley, thereby preventing a belt slip caused by a rapid change in rotation of the secondary pulley. In addition, as a technique related to the slip of the driving wheel of the vehicle, in addition to the above-mentioned Patent Document 1, Patent Document 2 (Japanese Patent No. 2990737) and Patent Document 3 (Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-254814) are known. ing.
[0005]
[Patent Document 1]
Japanese Patent No. 2781902 (page 2 right column to page 6 right column, FIG. 1 and FIG. 2)
[Patent Document 2]
Japanese Patent No. 2957537
[Patent Document 3]
JP 2001-254814 A
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the control device described in Patent Document 1 described above, if the rise in the hydraulic pressure acting on the cylinder of the secondary pulley is delayed, the belt may slip.
[0007]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and in a case where a wheel has slipped, a slip between a first rotating member and a second rotating member connected to the wheel can be reduced. It is an object of the present invention to provide a control device for a power transmission device that can be suppressed in terms of power.
[0008]
Means for Solving the Problems and Their Functions
In order to achieve the above object, the invention according to claim 1 is configured such that torque of a first rotating member is transmitted to a wheel via a second rotating member, and torque due to slip of the wheel is transmitted to the second wheel. When the slip is transmitted between the first rotating member and the second rotating member when transmitted to the rotating member, the control device of the power transmission device that executes control to suppress the slip, Judgment means for judging the degree of possibility of slipping of the wheel, and when the judgment means judges that the possibility of slipping of the wheel is high, before the occurrence of slippage of the wheel, control for suppressing the slippage is performed. A preparation means for executing a preparation control for enhancing the function; and a slip suppression control execution means for executing control for suppressing the slip when the wheel slips after the preparation control is executed. Also characterized by It is.
[0009]
According to the invention of claim 1, when the possibility that the wheel slips is high, the function of control for suppressing the slip generated between the first rotating member and the second rotating member before the wheel slips is provided. Enhanced.
[0010]
According to a second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, there is provided a transmission capable of controlling a speed ratio between the first rotating member and the second rotating member. Is what you do.
[0011]
According to the second aspect of the invention, in addition to the same effect as the first aspect of the invention, the speed ratio between the first rotating member and the second rotating member is controlled.
[0012]
According to a third aspect of the present invention, in addition to the configuration of the second aspect, the first rotating member includes a primary pulley, and the second rotating member includes a secondary pulley. An annular belt is wound around the pulley and the secondary pulley.
[0013]
According to the third aspect of the present invention, in addition to the same effect as that of the second aspect of the present invention, the control function for suppressing the slippage between the primary pulley or the secondary pulley and the belt is enhanced.
[0014]
According to a fourth aspect of the present invention, in addition to any one of the first to third aspects, the preparation control includes a control for increasing a torque capacity between the first rotating member and the second rotating member. The control to suppress the slip, the torque capacity between the first rotating member and the second rotating member, the first rotating member in the case of the preparation control and the first rotating member When the determination means determines that the possibility of slipping of the wheel is low, the control includes prohibiting execution of the preparation control. And a preparation control prohibiting unit that performs the preparation control.
[0015]
According to the invention of claim 4, in addition to the same effect as in any of the inventions of claims 1 to 3, the torque between the first rotating member and the second rotating member before the wheel slips. Capacity is increased. For this reason, when the wheel slides and the torque capacity between the first rotating member and the second rotating member is increased, the torque capacity can be quickly increased to a predetermined value.
[0016]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, the present invention will be described based on specific examples. FIG. 2 schematically shows an example of a power train and a control system of a vehicle Ve to which the control device of the power transmission device of the present invention can be applied. First, the power train of the vehicle Ve will be described. The torque of the driving force source 1 is transmitted to the belt-type continuously variable transmission 4 as a power transmission device via the torque converter 9 and the forward / reverse switching mechanism 8. Is configured. Further, the torque of the belt-type continuously variable transmission 4 is transmitted to the front wheels 2 via the differential 6.
[0017]
As the driving force source 1, at least one of an engine and an electric motor can be used. As this engine, for example, an internal combustion engine, specifically, a gasoline engine, a diesel engine, an LPG engine, or the like can be used. Hereinafter, a case in which a gasoline engine is used as the driving force source 1 will be described, and for convenience, the driving force source 1 is referred to as “engine (E / G) 1”.
[0018]
The torque converter 9 is provided in a power transmission path between the engine 1 and the forward / reverse switching mechanism 8. The torque converter 9 includes a pump impeller 11 that rotates integrally with a crankshaft 10 of the engine 1 and a pump impeller. 11 and a turbine runner 12 opposed thereto. The turbine runner 12 is connected to rotate integrally with the shaft 50. The pump impeller 11 and the turbine runner 12 are provided with a large number of blades (not shown), and power can be transmitted between the pump impeller 11 and the turbine runner 12 by kinetic energy of a fluid. it can.
[0019]
A stator (not shown) that selectively changes the flow direction of the fluid sent out from the turbine runner 12 and flows into the pump impeller 11 is provided in an inner peripheral portion between the pump impeller 11 and the turbine runner 12. Are located. Further, a lock-up clutch 16 is provided in parallel with the torque converter 9. The lock-up clutch 16 controls the state of power transmission between the crankshaft 10 and the shaft 50. Further, the torque capacity of the lock-up clutch 16, specifically, the engagement / disengagement / slip is configured to be controlled by the hydraulic control device 51. An oil pump 10A that supplies oil to the hydraulic control device 51 is driven by the power of the engine 1.
[0020]
The forward / reverse switching mechanism 8 is a mechanism that is employed in accordance with the fact that the rotation direction of the engine 1 is limited to one direction, and changes a power transmission state between the shaft 50 and a primary shaft 51 described later. Switching. Specifically, it has a function of switching the rotation direction of the primary shaft 51 with respect to the rotation direction of the shaft 50. Note that the shaft 50 and the primary shaft 51 are arranged concentrically.
[0021]
In the example shown in FIG. 2, a double pinion type planetary gear mechanism is employed as the forward / reverse switching mechanism 8. That is, a sun gear 17 that rotates integrally with the shaft 50 and a ring gear 18 that is arranged concentrically with the sun gear 17 are provided, and a pinion gear 19 meshed with the sun gear 17 and a pinion gear 19 and another pinion gear 20 meshed with the ring gear 18 are arranged, and the pinion gears 19 and 20 are held by a carrier 21 so as to be able to rotate and revolve freely.
[0022]
Further, a forward clutch 22 for connecting the sun gear 17 and the shaft 50 to the carrier 21 so as to be integrally rotatable is provided. A reverse brake 23 is provided for selectively fixing the ring gear 18 to reverse the rotation direction of the primary shaft 51 with respect to the rotation direction of the shaft 50. The engagement and release of the forward clutch 22 and the reverse brake 23 are controlled by a hydraulic control device 51. Note that the primary shaft 51 and the carrier 21 are connected so as to rotate integrally.
[0023]
The belt-type continuously variable transmission 4 has a primary pulley 24 and a secondary pulley 25 arranged in parallel with each other. First, the primary pulley 24 is configured to rotate integrally with the primary shaft 51, and the primary pulley 24 has a fixed sheave 52 and a movable sheave 53 that is operated in the axial direction of the primary shaft 51. . Further, a hydraulic servo mechanism 26 for operating the movable sheave 53 in the axial direction is provided. A groove is formed between the fixed sheave 52 and the movable sheave 53.
[0024]
On the other hand, the secondary pulley 25 is configured to rotate integrally with the secondary shaft 55, and the secondary pulley 25 has a fixed sheave 54 and a movable sheave 56 that is operated in the axial direction of the secondary shaft 55. are doing. Further, a hydraulic servo mechanism 27 for operating the movable sheave 56 in the axial direction is provided. Further, a groove is formed between the fixed sheave 54 and the movable sheave 56. Further, an annular belt 28 is wound around the primary pulley 24 and the secondary pulley 25.
[0025]
Furthermore, the hydraulic pressure acting on each cylinder of the hydraulic servo mechanisms 26 and 27 is controlled by a hydraulic control device 51. Furthermore, the differential 6 is connected to the secondary shaft 55 via a gear transmission 29, and the front wheel 2 is connected to the differential 6 via a drive shaft 57. Note that a rear wheel (not shown) is provided in addition to the front wheel 2, and engine torque is not transmitted to the rear wheel. That is, the vehicle Ve shown in FIG. 2 is a two-wheel drive vehicle of the FF (front engine / front drive) type.
[0026]
Next, a control system of the vehicle Ve shown in FIG. 2 will be described. First, an electronic control unit (CVT / ECU) 58 for a continuously variable transmission, an electronic control unit 59 for an engine, and an electronic control unit (ABS / ECU) 60 for an antilock brake system are provided. Each of these electronic control devices 58, 59, and 60 is constituted by a microcomputer having an arithmetic processing unit (CPU or MPU), a storage device (RAM and ROM), and an input / output interface. Signal communication is possible between the devices 58, 59 and 60.
[0027]
The electronic control unit 58 for the continuously variable transmission includes a signal of a shift position selected by an operation of the shift device 61, a signal of an input rotation speed sensor 62 for detecting a rotation speed (Nin) of the primary shaft 51, and a signal of the secondary shaft 55. A signal of an output rotation speed sensor 63 for detecting a rotation speed (Nout), a signal of a wheel rotation speed sensor 64 for detecting a rotation speed of the front wheel 2, a signal of a sensor 65 for detecting a rotation speed of the shaft 50, and the like are input.
[0028]
The engine electronic control unit 59 receives a signal from an engine rotational speed (Ne) sensor, a signal from an engine load sensor, a signal from a throttle opening sensor, a signal from an accelerator opening sensor, a signal from a brake switch, and the like. To the electronic control unit 60 for the anti-lock brake system, a signal of a sensor for detecting a rotation speed of a wheel to which the torque of the engine 1 is not transmitted, specifically, a rear wheel, and the like are input. The vehicle speed is calculated based on a signal from the output rotation speed sensor 63 or a signal from the wheel rotation speed sensor.
[0029]
On the other hand, a signal for controlling the lock-up clutch 16, the forward clutch 22, the reverse brake 23, the hydraulic servo mechanisms 26, 27, and the like is sent from the continuously variable transmission electronic control device 58 to the hydraulic control device 51. Is output. Further, a signal for controlling the output (rotation speed × torque) of the engine 1 is output from the engine electronic control unit 59. The electronic control unit 60 for the anti-lock brake system outputs a control signal for suppressing the front wheels 2 and the rear wheels from being locked when the brake pedal is depressed.
[0030]
In the vehicle Ve configured as described above, the engine output is controlled based on, for example, fuel injection timing, fuel injection amount, ignition timing, intake air amount, and the like. The torque output from the engine 1 is transmitted to the forward / reverse switching mechanism 8 via the torque converter 9 or the lock-up clutch 16. The torque output from the forward / reverse switching mechanism 8 is transmitted to the front wheels 2 via the belt-type continuously variable transmission 4 and the gear transmission 29 to generate a driving force.
[0031]
When the lock-up clutch 16 is disengaged during the torque transmission, power is transmitted between the pump impeller 11 and the turbine runner 12 by the kinetic energy of the fluid. On the other hand, when the lockup clutch 16 is engaged, power is transmitted between the crankshaft 10 and the shaft 50 by the frictional force of the lockup clutch 16.
[0032]
On the other hand, when the forward position is selected by the shift device 61, the forward clutch 22 of the forward / reverse switching mechanism 8 is engaged, and the reverse brake 23 is released. Then, the shaft 50, the carrier 21, and the primary shaft 51 rotate integrally, and the torque of the shaft 50 is transmitted to the primary shaft 51. At this time, the shaft 50 and the primary shaft 51 rotate in the same direction.
[0033]
On the other hand, when the reverse position is selected by the shift device 61, the forward clutch 22 is released and the reverse brake 23 is engaged. Then, when the engine torque is transmitted to the sun gear 17, the ring gear 18 becomes a reaction element, and the torque of the sun gear 17 is transmitted to the primary shaft 51 via the carrier 21. In this case, the shaft 50 and the primary shaft 51 rotate in opposite directions.
[0034]
As described above, the engine torque is transmitted to the primary shaft 51 and various signals input to the continuously variable transmission electronic control device 58 and stored in the continuously variable transmission electronic control device 58 in advance. Based on the data, the control of the belt-type continuously variable transmission 4 is executed. For example, shift control of the belt-type continuously variable transmission 4 is executed based on a vehicle speed, an accelerator opening, a shift map, and the like. That is, the position of the movable sheave 53 in the axial direction of the primary shaft 51 is controlled, and the groove width of the primary pulley 24 is adjusted.
[0035]
Then, the winding radius of the belt 28 around the primary pulley 24 changes continuously, and the speed ratio, that is, the ratio between the rotation speed of the primary shaft 51 and the rotation speed of the secondary shaft 55 changes steplessly. In addition, the position of the movable sheave 56 in the axial direction of the secondary shaft 55 is controlled, and the clamping force of the secondary pulley 25 on the belt 28 is adjusted. Thus, the capacity of the torque transmitted between the primary pulley 24 and the secondary pulley 25 via the belt 28 is controlled.
[0036]
In the above-described belt-type continuously variable transmission 4, power is transmitted between the primary pulley 24 and the secondary pulley 25 by a frictional force generated at a contact portion between the belt 28, the primary pulley 24, and the secondary pulley 25. Therefore, when the belt 28 slips, the power transmission efficiency of the belt-type continuously variable transmission 4 may be reduced, and the belt 28 is a part of the belt-type continuously variable transmission 4 and is involved in torque transmission. Parts, for example, the belt 28, the primary pulley 24, and the secondary pulley 25 may be worn or seized, and the durability of these parts may be impaired. In order to avoid this problem, the squeezing force applied to the belt 28 should be a squeezing force determined based on the torque input to the belt-type continuously variable transmission 4, specifically, the slip amount of the belt 28 should be equal to or less than a predetermined amount. Is controlled to a clamping pressure that can be suppressed to a minimum.
[0037]
The above-mentioned “slip of the belt 28” means “the torque input to the belt-type continuously variable transmission 4 is larger than the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission 4 which is determined based on the clamping force applied to the belt 28. Is higher, and the belt 28 and at least one of the primary pulley 24 and the secondary pulley 25 relatively move at a contact portion in a rotational direction within a predetermined amount or more. "
[0038]
By the way, in the vehicle Ve shown in FIG. 2, a belt-type continuously variable transmission 4 is arranged in a power transmission path between the engine 1 and the front wheels 2. For this reason, when the engine torque is input to the belt-type continuously variable transmission 4 via the primary shaft 51 (hereinafter, referred to as a positive input), the torque corresponding to the kinetic energy of the front wheels 2 transmits the secondary shaft 55 There is a case where the input is input to the belt-type continuously variable transmission 4 via the transmission (hereinafter, referred to as a reverse input). For example, the reverse input occurs when the vehicle Ve runs on a road surface having a friction coefficient equal to or less than a predetermined value (hereinafter, referred to as “low μ road”) and the front wheels 2 slip. A control example that suppresses the occurrence of slippage of the belt 28 due to the reverse input will be described.
[0039]
(First control example)
First, a first control example will be described with reference to the flowchart of FIG. 1. Signals of the rotational speeds of the front wheels 2 and the rear wheels are read (step S1). Based on the rotational speed of the front wheels 2 read in step S1, a process of detecting a friction state of the road surface is performed (step S2). Specifically, a process of quantifying the frequency fluctuation of the signal of the rotation speed sensor 64 of the front wheel 2 is performed. By this processing, a reaction force generated on the road surface with respect to the driving force generated on the wheels is obtained.
[0040]
Based on the result of the process in step S2, it is determined whether or not the vehicle Ve is traveling on a low μ road (step S3). Specifically, the reaction force obtained in step S2 is compared with a predetermined threshold value stored in advance to determine whether or not vehicle Ve is traveling on a low μ road. If a positive determination is made in step S3, a flag F indicating the road surface mode is determined (step S4). If it is determined in step S4 that the flag F = 0 (zero), the process proceeds to step S5. In step S5, a "threshold for low- [mu] road tire slip" is set as a detection threshold used for tire slip determination. Following step S5, a flag F = 1 is set (step S6).
[0041]
On the other hand, if a negative determination is made in step S3, a flag F indicating the road surface mode is determined (step S7). If it is determined in step S7 that the flag F = 1, the process proceeds to step S8. In this step S8, a "threshold for normal μ road tire slip" is set as the detection threshold. The threshold value Δγ1 set in step S8 is a value larger than the threshold value Δγ2 set in step S5. Following step S8, a flag F = 0 is set (step S9).
[0042]
Subsequent to step S6 or step S9, the process of step S10 is executed. The process also proceeds to step S10 when it is determined in step S4 that the flag F = 1, or when it is determined in step S7 that the flag F = 0. In this step S10, it is determined whether or not the front wheel 2 has slipped. For example,
(1) The time differential value of the difference between the rotation speed of the front wheel 2 and the rotation speed of the other wheels, or the difference between the rotation speed of the front wheel 2 and the rotation speed of the other wheels,
(2) With the threshold value set in step S5 or step S8
, It can be determined whether or not the front wheel 2 is slipping.
[0043]
Note that the flag F is set to 1 or 0 even when the process proceeds from step S4 to step S10 without passing through step S5, or when the process proceeds from step S7 to step S10 without passing through step S8. This means that one of the thresholds has been set by the previous routine.
[0044]
If the determination in step S10 is affirmative, tire slip control is executed (step S11), and the routine returns. In step S11, control for suppressing the slippage of the belt 28, for example, control for increasing the squeezing force applied from the secondary pulley 25 to the belt 25 or control for reducing the engine torque, the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 4, , At least one of the controls for reducing is performed. If a negative determination is made in step S10, the process returns.
[0045]
Next, an example of a time chart corresponding to the first control example and the comparative example will be described with reference to FIG. First, in FIG. 3, at time t1, the road surface low friction state detection signal is switched from off to on. Here, if a negative determination is made in step S3, the road surface low friction state detection signal is off, and if an affirmative determination is made in step S3, the road surface low friction state detection signal is on. The “road surface low friction state” means the above-mentioned “low μ road”.
[0046]
In addition, the tire slip detection value also increases after time t1. Then, in the first control example, at time t2, when the detected tire slip value is equal to or larger than the threshold value Δγ2 set in step S5, the tire slip signal is switched from off to on. That is, a positive determination is made in step S10.
[0047]
On the other hand, in the comparative example, the tire slip detection value further increases after the time t2, and the tire slip signal is switched from on to off at the time t3 when the tire slip detection value becomes equal to or more than the predetermined threshold value. . Here, the above-described threshold value Δγ1 is used as the threshold value of the comparative example.
[0048]
Thereafter, at time t4, the road surface low friction state detection signal switches from on to off, and the tire slip detection value also decreases. Then, at time t5, the tire slip signals of the first control example and the comparative example are both switched from on to off. Thus, in the time chart of FIG. 3, it is determined that the road surface is a low μ road from the time t1 to the time t4. Then, the tire slip detection signal is turned on earlier in the first control example than in the comparative example for the time from time t2 to time t3.
[0049]
Next, another example of a time chart corresponding to the first control example and the comparative example will be described with reference to FIG. The time chart of FIG. 4 shows a case in which a control for increasing a squeezing force applied to the belt is executed as the tire slip control. First, in FIG. 4, at time t6, the low μ road detection signal switches from off to on. In the first control example, the tire slip signal is switched from off to on at time t7, and the clamping force applied to the belt is increased from time t7 to time t8. Then, after time t9, the pressure is controlled to a predetermined belt clamping pressure.
[0050]
On the other hand, in the comparative example, at time t9 after time t8, the tire slip signal is switched from off to on, and the clamping force applied to the belt is increased from time t9 to time t10. Then, after time t10, the pressure is controlled to a predetermined belt clamping pressure.
[0051]
Then, at time t11, the low μ road detection signal switches from on to off, and the tire slip detection signals of the first control example and the comparative example are both switched from on to off. Thereafter, the belt clamping pressures of the first control example and the comparative example are both reduced. Thus, in the time chart of FIG. 4, it is determined that the road surface is a low μ road from the time t6 to the time t11. Then, the timing at which the clamping pressure applied to the belt is increased to the target value is earlier in the first control example than in the comparative example by the time Δs from time t8 to time t10. Note that there is no correspondence between the time in the time chart of FIG. 3 and the time in the time chart of FIG.
[0052]
As described above, according to the first control example, when it is determined that the road surface on which the vehicle Ve travels is on a low μ road, the tire slip for low μ road tire slip is performed before the front wheels 2 slip. Select a threshold. For this reason, when executing the control at the time of tire slip in step S11, it is possible to avoid a control delay due to belt slippage. Specifically, when the front wheel 2 slips,
(1) increasing the clamping pressure applied to the belt 28 to a target value as early as possible;
(2) to complete the control for reducing the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 as early as possible;
(3) reducing the engine torque to a predetermined value as early as possible;
At least one of the controls can be performed.
[0053]
Therefore, according to the first control example, the slip of the belt 28 can be suppressed, and the durability of the belt 28, the primary pulley 24, and the secondary pulley 25 is improved. In addition, a reduction in power transmission efficiency of the belt-type continuously variable transmission 4 can be suppressed. Furthermore, when the process proceeds from step S3 to step S8, the timing of increasing the clamping pressure applied to the belt is later than when the process proceeds from step S3 to step S5. For this reason, the power loss of the engine 1 that drives the oil pump 10A can be reduced by delaying the timing of increasing the clamping pressure applied to the belt.
[0054]
(Second control example)
Next, a second control example will be described based on the flowchart of FIG. In the process of the flowchart of FIG. 5, the same processes as those of the flowchart of FIG. 1 are denoted by the same step numbers. In the flowchart of FIG. 5, when it is determined in step S4 that the flag F = 0, the process proceeds to step S5 via step S12. In this step S12, “hydraulic control corresponding to a low μ road” is selected as the hydraulic control of the hydraulic servo mechanism 27.
[0055]
On the other hand, in the flowchart of FIG. 5, when it is determined in step S7 that the flag F = 1, the process proceeds to step S8 via step S13. In this step S13, "hydraulic control corresponding to a normal μ road" is selected as the hydraulic control of the hydraulic servo mechanism 27. Here, the hydraulic pressure acting on the cylinder of the hydraulic servo mechanism 27 by the “hydraulic control corresponding to the low μ road” is higher than the hydraulic pressure acting on the cylinder of the hydraulic servo mechanism 27 by the “hydraulic control corresponding to the normal μ road”. Is also set higher.
[0056]
An example of a time chart corresponding to the second control example and the comparative example will be described with reference to FIG. The time chart of FIG. 6 shows a case in which control for increasing the clamping force applied to the belt is executed as tire slip control. First, in FIG. 6, at time t12, the low μ road detection signal is switched from off to on. Further, the tire slip detection signal switches from off to on at time t13. In the second control example, between time t12 and time t13, the clamping force applied to the belt is increased to the standby value, and the increased clamping force is maintained until time t13.
[0057]
Next, at time t13, in the second control example, the clamping pressure applied to the belt is further increased from the clamping pressure before time 13, and is maintained at the target value force after time t14. On the other hand, in the comparative example, before time t13, the control for increasing the clamping force applied to the belt is not executed. In the comparative example, the clamping force applied to the belt is increased from time t13, and is maintained at the target value after time t15.
[0058]
Thereafter, at time t16, the low μ road detection signal switches from on to off, and the tire slip signal switches from on to off. Next, the squeezing pressure applied to the belt decreases in both the second embodiment and the comparative example. In the time chart of FIG. 6, it is determined that the road surface is a low μ road from time t12 to time t16.
[0059]
As described above, according to the second control example, when the low μ road detection signal is turned on, the control for increasing the clamping force applied to the belt is executed before the tire slip signal is turned on. For this reason, the timing for increasing the clamping pressure applied to the belt to the target value is earlier in the second embodiment than in the comparative example by the time Δs2 from time t14 to time t15.
[0060]
As described above, according to the second control example, when it is determined that the road surface on which the vehicle Ve runs is a low μ road, the clamping pressure applied to the belt 28 before the front wheel 2 slips is reduced. It has been raised to the standby value. Therefore, when the front wheel 2 slips, the clamping force applied to the belt 28 can be increased to the target value as early as possible. Therefore, slippage of the belt 28 can be suppressed more reliably.
[0061]
In FIG. 5, when the process proceeds from step S3 to step S13, the clamping force applied to the belt is lower than when the process proceeds from step S3 to step S12. For this reason, the power loss of the engine 1 that drives the oil pump 10A can be reduced by the lower the clamping pressure applied to the belt. Further, in the second control example, the same processing and effect as in the first control example can be obtained for the same processing portion as in the first control example.
[0062]
In the above-described first control example and second control example, the low μ road includes a road with severe unevenness, a snow-covered road, a road with hail or hail, a frozen road, a road wet with oil or water, and the like. Is mentioned. Further, in step S3 of FIGS. 1 and 5, a control routine for determining whether or not the road surface is a low μ road can be executed based on information obtained from a known navigation system. By executing such a control routine, it is possible to indirectly determine whether or not the road surface is a low μ road based on weather information obtained from the navigation system. By executing such a control routine, in addition to being able to determine the road surface frictional state of the road on which the vehicle is currently traveling, the vehicle is also able to determine the road surface frictional state of a road that is predicted to travel in the future (planned road). The determination can be made before the vehicle reaches the planned road, and the function of control for suppressing the slippage of the belt can be further enhanced.
[0063]
Further, in the second control example, in step S12, engine torque control for a low μ road or gear ratio control for a low μ road may be executed. Here, as the engine torque control for the low μ road, for example, control for adjusting a correspondence relationship between an accelerator opening and a throttle opening corresponding to the accelerator opening (in other words, an intake air amount) can be mentioned. . Specifically, the degree of increase in the engine rotational speed due to the increase in the accelerator opening is selected when the engine torque control for the low μ road is selected, and the engine torque control other than for the low μ road is selected. It is possible to execute control for adjustment so that the control is performed less than in the case where the control is performed, in other words, the control is performed slowly.
[0064]
Here, the correspondence between the functional means shown in FIGS. 1 and 5 and the configuration of the present invention will be described. Steps S2 and S3 correspond to the determining means of the present invention. Step S12 corresponds to the preparation unit of the present invention, steps S10 and S11 correspond to the slip suppression control executing unit of the present invention, and step S8 corresponds to the preparation control prohibiting unit of the present invention.
[0065]
In addition, the slip of the belt 28 corresponds to the “slip occurring between the first rotating member and the second rotating member” of the present invention, and at least one of the processes executed in step S11 corresponds to the “slip of the present invention”. The process of setting the threshold value in step S5 corresponds to the preparatory control (in other words, the advance control or the standby control) of the present invention, which corresponds to “control for suppressing slippage occurring between the first rotating member and the second rotating member”. ). In addition, the preparation control for enhancing the function of the control for suppressing the slip means the clamping force applied to the belt 28, the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 4, or the engine torque from the time when the slip of the belt 28 occurs. This means control in which the time required for at least one of them to reach the target value can be made as short as possible. Further, the control for increasing the hydraulic pressure acting on the hydraulic servo mechanism 27 and the control for increasing the clamping force applied to the belt 28 correspond to the control for increasing the torque capacity of the present invention.
[0066]
Next, the correspondence between the configuration described in this embodiment and the configuration of the present invention will be described. The primary pulley 24 corresponds to the first rotating member of the present invention, and the secondary pulley 25 corresponds to the second rotary member of the present invention. Of the rotating member. The belt-type continuously variable transmission 4 corresponds to the transmission and the power transmission device of the present invention, and the hydraulic control device 51, the electronic control device 58 for the continuously variable transmission, and the electronic control device 59 for the engine control the present invention. Corresponds to the device.
[0067]
In the power train of FIG. 2, a continuously variable transmission capable of continuously controlling the gear ratio, specifically, a belt-type continuously variable transmission 4 is used as the transmission. The present invention is also applicable to a vehicle having a continuously variable transmission, for example, a toroidal continuously variable transmission. A toroidal type continuously variable transmission is a transmission having an input disk and an output disk having a toroidal surface, and a power roller contacting each disk. Lubricating oil exists on the contact surface between each disk and the power roller. Then, by moving the power rollers linearly in a plane orthogonal to the axis of each disk, and adjusting the contact radius between the power rollers and each disk, the gear ratio between the input disk and the output disk is reduced. Controlled. Further, the capacity of the torque transmitted between the input disk and the output disk is controlled by adjusting the contact surface pressure between each disk and the power roller.
[0068]
That is, when the contact surface pressure between each disk and the power roller is set to a high pressure, the lubricating oil becomes glassy, and power is transmitted between the input disk and the output disk by so-called traction transmission (shear force). Thus, the hydraulic servo mechanism for adjusting the contact surface pressure between each disk and the power roller is provided. The hydraulic servo mechanism has a piston and a first hydraulic chamber for operating each piston. Further, a hydraulic servo mechanism for linearly moving the power roller in a plane perpendicular to the axis of each disk is provided. This hydraulic servo mechanism has a second hydraulic chamber. The torque capacity of the toroidal-type continuously variable transmission is controlled by an axial clamping force applied to each disk according to the oil pressure in the first hydraulic chamber. In this toroidal-type continuously variable transmission, when wheel slip occurs, when torque corresponding to the slip is transmitted from the output disk to the input disk via the power roller, the power roller and the output disk or the input disk Slip may occur with the disc.
[0069]
The inventions of claims 1 to 3 can be applied to such a toroidal-type continuously variable transmission. In this case, the input disk corresponds to the first rotating member of the present invention, and the output disk corresponds to the second rotating member of the present invention.
[0070]
Further, the invention of claims 1 to 3 can also be applied to a vehicle in which a friction clutch as a power transmission device is provided between a driving force source and wheels. The arrangement position of the friction clutch may be any of a power transmission path between a driving force source and a transmission, a power transmission path between a transmission and wheels, or a part of a stepped transmission. Good. This friction clutch includes, for example, a friction member provided on a first rotating member and a friction member provided on a second rotating member. Then, the engagement pressure of the clutch is controlled by a hydraulic control device (not shown) or the like.
[0071]
As described above, the invention of each claim relates to a power transmission device (for example, a friction clutch) having a structure in which the first rotating member and the second rotating member are in direct contact with each other, or the first rotating member and the second rotating member. Power transmission device having a structure (for example, a belt type continuously variable transmission, a toroidal type continuously variable transmission) in which the second rotating member is connected to be capable of transmitting power via an intermediate member (belt, power roller). Is also applicable. Therefore, the “sliding occurring between the first rotating member and the second rotating member” of the present invention includes the sliding at the contact portion between the first rotating member and the second rotating member, and the first sliding member. Includes slippage that occurs at the point of contact between the rotating member or the second rotating member and the intermediate member.
[0072]
Further, the present invention can be applied to any of a two-wheel drive vehicle (a front wheel drive vehicle or a rear wheel drive vehicle) and a four-wheel drive vehicle. That is, when at least one of the front wheels or the rear wheels slips, the slip between the first rotating member and the second rotating member that are connected to the wheels so that power can be transmitted is suppressed. The present invention can be applied to a control device.
[0073]
Further, “judgment means” described in each claim of the claims can be read as “judgment device” or “judgment controller”. In this case, the electronic control unit 58 for the continuously variable transmission, the electronic control unit 59 for the engine, and the electronic control unit 60 for the antilock brake system described in the embodiment correspond to a “judgment device” and a “judgment controller”. . Further, “transmission” described in each claim can be read as “variator”. Furthermore, “judgment means” described in each claim can be read as “judgment step”, and “control device of power transmission device” can be read as “control method of power transmission device”.
[0074]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, when there is a high possibility that the wheel slips, the slip generated between the first rotating member and the second rotating member before the wheel slips. The function of suppressing can be enhanced. Therefore, when the wheel actually slips, a decrease in the responsiveness of the control for suppressing the occurrence of the slip between the first rotating member and the second rotating member with respect to the sliding of the wheel is suppressed. it can.
[0075]
According to the second aspect of the invention, the same effect as that of the first aspect of the invention can be obtained, and in addition, the speed ratio between the first rotating member and the second rotating member is controlled.
[0076]
According to the third aspect of the invention, in addition to obtaining the same effects as the second aspect of the invention, it is possible to enhance the function of suppressing slippage occurring between the primary pulley or the secondary pulley and the belt.
[0077]
According to the invention of claim 4, in addition to obtaining the same effect as the invention of any of claims 1 to 3, the first rotating member and the second rotating member are connected before the wheel slips. The torque capacity between them can be increased. For this reason, when the wheel slips and the torque capacity between the first rotating member and the second rotating member is increased, the torque capacity can be increased to a predetermined value at an early stage. Therefore, the responsiveness of the control for suppressing the occurrence of the slip between the first rotating member and the second rotating member is further improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart showing a first embodiment of a control device according to the present invention.
FIG. 2 is a conceptual diagram showing a power train of a vehicle to which the control device of the present invention can be applied and a control system thereof.
FIG. 3 is a time chart example corresponding to the flowchart of FIG. 1;
FIG. 4 is a time chart example corresponding to the flowchart of FIG. 1;
FIG. 5 is a flowchart showing a second embodiment of the control device of the present invention.
6 is an example of a time chart corresponding to the flowchart of FIG.
[Explanation of symbols]
Reference numeral 2: front wheel, 4: belt type continuously variable transmission, 24: primary pulley, 25: secondary pulley, 28: belt, 58: electronic control unit for continuously variable transmission, 59: electronic control unit for engine, 60: antilock・ Electronic control device for brake system.

Claims

The torque of the first rotating member is configured to be transmitted to the wheels via the second rotating member, and the torque due to the slip of the wheels is transmitted to the second rotating member, so that the first rotation is performed. When slippage occurs between the member and the second rotating member, in the control device of the power transmission device that executes control to suppress the slippage,
Determining means for determining the degree of possibility of the wheel slipping;
When the determination unit determines that the possibility of the wheel slipping is high, before the wheel slip occurs, a preparation unit that executes a preparation control that enhances a function of the control that suppresses the slip,
A control device for a power transmission device, comprising: a slip suppression control execution unit that executes a control to suppress the slip when the wheel slips after the preparation control is executed.

The control device for a power transmission device according to claim 1, further comprising a transmission capable of controlling a gear ratio between the first rotating member and the second rotating member.

The first rotating member includes a primary pulley, the second rotating member includes a secondary pulley, and an annular belt is wound around the primary pulley and the secondary pulley. The control device for a power transmission device according to claim 2, wherein:

The preparation control includes a control for increasing a torque capacity between the first rotating member and the second rotating member,
In the control for suppressing the slip, the torque capacity between the first rotating member and the second rotating member is reduced by changing the torque capacity between the first rotating member and the second rotating member in the case of the preparation control. When the determination means determines that the possibility of the wheels slipping is low, the control means includes a preparation control prohibition means for prohibiting the execution of the preparation control. The control device for a power transmission device according to any one of claims 1 to 3, further comprising: