JP2017211008A - Control method for non-stage transmission - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、無段変速機の制御方法に関する。 The present invention relates to a control method for a continuously variable transmission.
無段変速機の変速制御に関し、特許文献１では次のような技術が開示されている。すなわち、無段変速機をスライディングモード制御する技術において、スライディングモード制御の位相空間上の切換え面を、実値のハンチング周波数に対応した位相進み遅れ特性を有するように設定する技術が開示されている（特許文献１の段落［０１２０］参照）。
Regarding the speed change control of the continuously variable transmission,
無段変速機では、パワートレインの共振周波数でドライブシャフトのねじり振動が発生する。このため、変速比制御系において進み補償を行うことでねじり振動を低減することが考えられる。しかしながら、進み補償を行うと高周波でゲインが高くなり、変速比制御系の安定性を確保できなくなる虞がある。 In a continuously variable transmission, torsional vibration of the drive shaft occurs at the resonance frequency of the power train. For this reason, it is conceivable to reduce torsional vibration by performing advance compensation in the gear ratio control system. However, if the lead compensation is performed, the gain increases at a high frequency, and there is a possibility that the stability of the speed ratio control system cannot be secured.
本発明はこのような課題に鑑みてなされたもので、変速比制御系において進み補償を行っても、変速比制御系が不安定になることを改善可能な無段変速機の制御方法を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such problems, and provides a control method for a continuously variable transmission that can improve the instability of the speed ratio control system even if lead compensation is performed in the speed ratio control system. The purpose is to do.
本発明のある態様の無段変速機の制御方法は、車両に搭載される無段変速機の制御方法であって、前記無段変速機の変速比制御系において進み補償を行うことと、前記変速比制御系の安定性を調整するフィルタリングを行うことと、を含む。 A control method for a continuously variable transmission according to an aspect of the present invention is a control method for a continuously variable transmission mounted on a vehicle, wherein advance compensation is performed in a gear ratio control system of the continuously variable transmission; Filtering to adjust the stability of the transmission ratio control system.
この態様によれば、変速比制御系において進み補償を行うことで、高周波でゲインが高くなって安定性が低下する結果、十分な安定余裕が確保できなくなることを改善できる。したがって、変速比制御系において進み補償を行っても、変速比制御系が不安定になることを改善できる。 According to this aspect, by performing advance compensation in the gear ratio control system, it is possible to improve that a sufficient stability margin cannot be secured as a result of the gain being increased at high frequencies and the stability being lowered. Therefore, even if advance compensation is performed in the gear ratio control system, it is possible to improve the instability of the gear ratio control system.
以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
図１は、車両の概略構成図である。車両は動力源としてエンジン１を備える。エンジン１の動力は、パワートレインＰＴを構成するトルクコンバータ２、第１ギヤ列３、変速機４、第２ギヤ列５及び差動装置６を介して、駆動輪７へと伝達される。第２ギヤ列５には駐車時に変速機４の出力軸を機械的に回転不能にロックするパーキング機構８が設けられる。
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle. The vehicle includes an
トルクコンバータ２は、ロックアップクラッチ２ａを備える。ロックアップクラッチ２ａが締結されると、トルクコンバータ２における滑りがなくなり、トルクコンバータ２の伝達効率が向上する。以下では、ロックアップクラッチ２ａをＬＵクラッチ２ａと称す。
The torque converter 2 includes a
変速機４は、バリエータ２０を備える無段変速機である。バリエータ２０は、プライマリプーリであるプーリ２１と、セカンダリプーリであるプーリ２２と、プーリ２１、２２の間に掛け回されるベルト２３とを備える無段変速機構である。プーリ２１は主動側回転要素を構成し、プーリ２２は従動側回転要素を構成する。
The
プーリ２１、２２それぞれは、固定円錐板と、固定円錐板に対してシーブ面を対向させた状態で配置され固定円錐板との間にＶ溝を形成する可動円錐板と、可動円錐板の背面に設けられて可動円錐板を軸方向に変位させる油圧シリンダとを備える。プーリ２１は油圧シリンダとして油圧シリンダ２３ａを備え、プーリ２２は油圧シリンダとして油圧シリンダ２３ｂを備える。
Each of the
油圧シリンダ２３ａ、２３ｂに供給される油圧を調整すると、Ｖ溝の幅が変化してベルト２３と各プーリ２１、２２との接触半径が変化し、バリエータ２０の変速比Ｒａｔｉｏが無段階に変化する。バリエータ２０は、トロイダル型の無段変速機構であってもよい。
When the hydraulic pressure supplied to the
変速機４は、副変速機構３０をさらに備える。副変速機構３０は、前進２段・後進１段の変速機構であり、前進用変速段として、１速と、１速よりも変速比の小さな２速を有する。副変速機構３０は、エンジン１から駆動輪７に至るまでの動力伝達経路において、バリエータ２０と直列に設けられる。
The
副変速機構３０は、この例のようにバリエータ２０の出力軸に直接接続されていてもよいし、その他の変速ないしギヤ列等の動力伝達機構を介して接続されていてもよい。あるいは、副変速機構３０はバリエータ２０の入力軸側に接続されていてもよい。
The
車両にはさらに、エンジン１の動力の一部を利用して駆動されるオイルポンプ１０と、オイルポンプ１０がオイル供給によって発生させる油圧を調整して変速機４の各部位に供給する油圧制御回路１１と、油圧制御回路１１を制御する変速機コントローラ１２とが設けられる。
The vehicle further includes an
油圧制御回路１１は複数の流路、複数の油圧制御弁で構成される。油圧制御回路１１は、変速機コントローラ１２からの変速制御信号に基づき、複数の油圧制御弁を制御して油圧供給経路を切り換える。また、油圧制御回路１１は、オイルポンプ１０がオイル供給によって発生させる油圧から必要な油圧を調整し、調整した油圧を変速機４の各部位に供給する。これにより、バリエータ２０の変速、副変速機構３０の変速段の変更、ＬＵクラッチ２ａの締結・解放が行われる。
The
図２は、変速機コントローラ１２の概略構成図である。変速機コントローラ１２は、ＣＰＵ１２１と、ＲＡＭ・ＲＯＭからなる記憶装置１２２と、入力インターフェース１２３と、出力インターフェース１２４と、これらを相互に接続するバス１２５とを有して構成される。
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of the
入力インターフェース１２３には例えば、アクセルペダルの操作量を表すアクセル開度ＡＰＯを検出するアクセル開度センサ４１の出力信号、変速機４の入力側回転速度を検出する回転速度センサ４２の出力信号、プーリ２２の回転速度Ｎｓｅｃを検出する回転速度センサ４３の出力信号、変速機４の出力側回転速度を検出する回転速度センサ４４の出力信号が入力される。
The
変速機４の入力側回転速度は具体的には、変速機４の入力軸であるドライブシャフトの回転速度、したがってプーリ２１の回転速度Ｎｐｒｉである。変速機４の出力側回転速度は具体的には、変速機４の出力軸の回転速度、したがって副変速機構３０の出力軸の回転速度である。変速機４の入力側回転速度は、例えばトルクコンバータ２のタービン回転速度など、変速機４との間にギヤ列等を挟んだ位置の回転速度であってもよい。変速機４の出力側回転速度についても同様である。
Specifically, the input side rotational speed of the
入力インターフェース１２３にはさらに、車速ＶＳＰを検出する車速センサ４５の出力信号、変速機４の油温ＴＭＰを検出する油温センサ４６の出力信号、セレクトレバーの位置を検出するインヒビタスイッチ４７の出力信号、エンジン１の回転速度Ｎｅを検出する回転速度センサ４８の出力信号、変速機４の変速範囲を１よりも小さい変速比に拡大するためのＯＤスイッチ４９の出力信号、ＬＵクラッチ２ａへの供給油圧を検出する油圧センサ５０の出力信号などが入力される。入力インターフェース１２３には、エンジン１が備えるエンジンコントローラ５１から、エンジントルクＴｅのトルク信号も入力される。
The
記憶装置１２２には、変速機４の変速制御プログラム、変速制御プログラムで用いる各種マップ等が格納されている。ＣＰＵ１２１は、記憶装置１２２に格納されている変速制御プログラムを読み出して実行し、入力インターフェース１２３を介して入力される各種信号に基づき変速制御信号を生成する。また、ＣＰＵ１２１は、生成した変速制御信号を出力インターフェース１２４を介して油圧制御回路１１に出力する。ＣＰＵ１２１が演算処理で使用する各種値、ＣＰＵ１２１の演算結果は記憶装置１２２に適宜格納される。
The
ところで、変速機４では、パワートレインＰＴの共振周波数でドライブシャフトのねじり振動が発生する。このため、後述する変速比制御系１００において進み補償を行うことでねじり振動を低減することが考えられる。しかしながら、進み補償を行うと高周波でゲインが高くなり、変速比制御系１００の安定性を確保できなくなることが懸念される。
By the way, in the
このため、変速機コントローラ１２は、以下で説明するように変速制御を行う。以下では、変速機４の変速比としてバリエータ２０の変速比Ｒａｔｉｏを用いて説明する。変速比Ｒａｔｉｏは、後述する実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａ、目標変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｄ及び到達変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｔを含むバリエータ２０の変速比の総称であり、これらのうち少なくともいずれかであることを含む。プーリ２１への供給油圧であるプライマリ圧Ｐｐｒｉ、プーリ２２への供給油圧であるセカンダリ圧Ｐｓｅｃについても同様である。変速機４の変速比は、バリエータ２０及び副変速機構３０全体の変速比であるスルー変速比とされてもよい。以下では、変速機コントローラ１２を単にコントローラ１２と称す。
For this reason, the
図３は、変速比制御系１００の要部を示すブロック図の一例を示す図である。変速比制御系１００は、実変速制御値が目標変速制御値になるように変速機４の変速比制御を行う。変速比制御系１００は、コントローラ１２、アクチュエータ１１１、アクチュエータ１１２、バリエータ２０を有して構成される。
FIG. 3 is a diagram showing an example of a block diagram showing a main part of the gear
コントローラ１２は、油圧制御ＦＦ制御部１３１、変速制御ＦＢ制御部１３２、位相進み補償器１３３、作動領域判定部１３４、スイッチ部１３５、フィルタ部１３６、フィルタ部１３７を有する。ＦＦはフィードフォワードの略で、ＦＢはフィードバックの略である。
The
油圧制御ＦＦ制御部１３１と変速制御ＦＢ制御部１３２とには、バリエータ２０の到達変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｔが入力される。到達変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｔは、変速比Ｒａｔｉｏを変速制御値とした最終目標変速制御値であり、変速マップで車両の運転状態に応じて予め設定されている。車両の運転状態は例えば、車速ＶＳＰ及びアクセル開度ＡＰＯである。
The ultimate transmission ratio Ratio_T of the
油圧制御ＦＦ制御部１３１は、到達変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｔに基づき、セカンダリ圧ＰｓｅｃをＦＦ制御するための指示圧Ｐｓｅｃ＿Ｄを算出する。指示圧Ｐｓｅｃ＿Ｄは、ベルト２３の挟持力を確保するように設定される。油圧制御ＦＦ制御部１３１は、算出した指示圧Ｐｓｅｃ＿Ｄを変速制御ＦＢ制御部１３２に出力する。
The hydraulic control
変速制御ＦＢ制御部１３２は、バリエータ２０の実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａ、到達変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｔ、指示圧Ｐｓｅｃ＿Ｄに基づき、プライマリ圧ＰｐｒｉをＦＢ制御するための指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄを算出する。指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄは、プライマリ圧Ｐｐｒｉの実圧Ｐｐｒｉ＿Ａが到達プライマリ圧Ｐｐｒｉ＿Ｔになるまでの過渡的な目標プライマリ圧として設定される。到達プライマリ圧Ｐｐｒｉ＿Ｔは、到達変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｔに対応するプライマリ圧Ｐｐｒｉである。変速制御ＦＢ制御部１３２は、算出した指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄを位相進み補償器１３３及びスイッチ部１３５に出力する。
The shift control
位相進み補償器１３３は、指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄの位相進み補償を行う。位相進み補償器１３３は例えば、時定数Ｃ（ｓ）のフィルタで構成することができる。位相進み補償器１３３によって位相進み補償が行われた指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄは、後述するフィルタ部１３７を介してスイッチ部１３５に入力される。位相進み補償器１３３は、変速比制御系１００において進み補償を行う進み補償器を構成する。
The
作動領域判定部１３４は、動作点Ｍが進み補償領域Ｒにあるか否かを判定し、判定結果をスイッチ部１３５に出力する。
The operation
図４は、進み補償領域Ｒの説明図である。図４では、複数の動作点Ｍで動作点Ｍの分布を示す。進み補償領域Ｒは、回転速度Ｎｐｒｉ及びプーリ２２への入力トルクＴｓｅｃに応じて設定される。入力トルクＴｓｅｃは例えば、エンジン１及びプーリ２２間に設定された変速比、したがって本実施形態では第１ギヤ列３のギヤ比及びバリエータ２０の変速比ＲａｔｉｏをエンジントルクＴｅに乗じた値として算出することができる。
FIG. 4 is an explanatory diagram of the advance compensation region R. In FIG. 4, the distribution of the operating points M is shown at a plurality of operating points M. The advance compensation region R is set according to the rotational speed Npri and the input torque Tsec to the pulley 22. The input torque Tsec is calculated, for example, as a value obtained by multiplying the engine torque Te by the gear ratio set between the
進み補償領域Ｒは、入力トルクＴｓｅｃが所定トルクＴｓｅｃ１よりも小さい領域Ｒ１を含む。進み補償領域Ｒは、入力トルクＴｓｅｃが所定トルクＴｓｅｃ１以上、且つ回転速度Ｎｐｒｉが所定回転速度Ｎｐｒｉ１以上の領域Ｒ２をさらに含む。 The advance compensation region R includes a region R1 in which the input torque Tsec is smaller than the predetermined torque Tsec1. Advance compensation region R further includes a region R2 in which input torque Tsec is equal to or greater than predetermined torque Tsec1 and rotational speed Npri is equal to or greater than predetermined rotational speed Npri1.
所定回転速度Ｎｐｒｉ１は、入力トルクＴｓｅｃが大きくなるほど大きくなるように設定される。所定回転速度Ｎｐｒｉ１は、境界Ｂを規定するように設定される。境界Ｂは、入力トルクＴｓｅｃに比例して回転速度Ｎｐｒｉが増加する直線とされる。 The predetermined rotational speed Npri1 is set so as to increase as the input torque Tsec increases. The predetermined rotation speed Npri1 is set so as to define the boundary B. The boundary B is a straight line in which the rotational speed Npri increases in proportion to the input torque Tsec.
所定トルクＴｓｅｃ１、所定回転速度Ｎｐｒｉ１は、ねじり振動が発生する入力トルクＴｓｅｃ及び回転速度Ｎｐｒｉを規定するための値であり、実験等により予め設定することができる。進み補償領域Ｒは、コースト走行時にロードロードすなわち道路負荷に見合う開度でアクセルペダルが踏み込まれた場合の動作点Ｍを含む。動作点Ｍは、エンジン１のアイドル回転速度に対応する回転速度Ｎｐｒｉよりも低い領域には分布しない。
The predetermined torque Tsec1 and the predetermined rotation speed Npri1 are values for defining the input torque Tsec and the rotation speed Npri that generate torsional vibration, and can be set in advance by experiments or the like. The advance compensation region R includes an operating point M when the accelerator pedal is depressed at an opening degree corresponding to a road load, that is, a road load during coasting. The operating points M are not distributed in a region lower than the rotational speed Npri corresponding to the idle rotational speed of the
境界Ｂで進み補償領域Ｒと区分された領域は、跳ね返り領域ＲＸである。跳ね返り領域ＲＸについては後述する。 The region separated from the compensation region R at the boundary B is a rebound region RX. The rebound area RX will be described later.
ところで、このような進み補償領域Ｒは、変速比Ｒａｔｉｏが所定変速比Ｒａｔｉｏ１よりも大きい場合、換言すれば、変速比Ｒａｔｉｏが所定変速比Ｒａｔｉｏ１よりもＬｏｗである場合に対して設定される。所定変速比Ｒａｔｉｏ１は、前後振動が発生する変速比を規定するための値であり、例えば１である。所定変速比Ｒａｔｉｏ１は、実験等により予め設定することができる。 By the way, such a lead compensation region R is set when the speed ratio Ratio is larger than the predetermined speed ratio Ratio1, in other words, when the speed ratio Ratio is lower than the predetermined speed ratio Ratio1. The predetermined gear ratio Ratio1 is a value for defining a gear ratio at which longitudinal vibration occurs, and is 1, for example. The predetermined gear ratio Ratio1 can be set in advance by experiments or the like.
進み補償領域Ｒはさらに、変速比Ｒａｔｉｏの変化率αが所定値α１よりも小さい場合に対して設定される。所定値α１は、ねじり振動が発生する変速比Ｒａｔｉｏの変化率を規定するための値であり、具体的には変速比Ｒａｔｉｏが定常状態であるか否かを判定する判定値として設定される。所定値α１は、実験等により予め設定することができる。 The lead compensation region R is further set for a case where the change rate α of the speed ratio Ratio is smaller than a predetermined value α1. The predetermined value α1 is a value for defining the rate of change of the gear ratio Ratio at which torsional vibration occurs, and is specifically set as a determination value for determining whether the gear ratio Ratio is in a steady state. The predetermined value α1 can be set in advance through experiments or the like.
進み補償領域ＲはさらにＬＵクラッチ２ａが締結されている場合に対して設定される。 The advance compensation region R is set for a case where the LU clutch 2a is further engaged.
本実施形態では、進み補償領域Ｒそのものがさらに変速比Ｒａｔｉｏ、変化率α及びＬＵクラッチ２ａの締結状態に応じて設定されるかたちで、進み補償領域Ｒがさらにこれらに応じて設定される。動作点Ｍについても同様である。 In the present embodiment, the advance compensation region R itself is further set according to the gear ratio Ratio, the change rate α, and the engaged state of the LU clutch 2a, and the advance compensation region R is further set accordingly. The same applies to the operating point M.
このため、作動領域判定部１３４は、動作点Ｍが進み補償領域Ｒにあるか否かを判定することで、これらについての判定も併せて行う。
For this reason, the operation
図５は、コントローラ１２が行う作動領域判定処理の一例をフローチャートで示す図である。本フローチャートの処理は具体的には、作動領域判定部１３４によって行われる。
FIG. 5 is a flowchart illustrating an example of the operation region determination process performed by the
ステップＳ１で、コントローラ１２は、入力トルクＴｓｅｃが所定トルクＴｓｅｃ１よりも小さいか否かを判定する。ステップＳ１で否定判定であれば、処理はステップＳ２に進む。
In step S1, the
ステップＳ２で、コントローラ１２は、回転速度Ｎｐｒｉが、所定回転速度Ｎｐｒｉ１よりも大きいか否かを判定する。ステップＳ２で肯定判定であれば、処理はステップＳ３に進む。ステップＳ１で肯定判定の場合も、処理はステップＳ３に進む。
In step S2, the
ステップＳ３で、コントローラ１２は、変速比Ｒａｔｉｏが所定変速比Ｒａｔｉｏ１よりも大きいか否かを判定する。作動領域判定部１３４は具体的には、実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａまたは目標変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｄが、所定変速比Ｒａｔｉｏ１よりも大きいか否かを判定する。
In step S3, the
変速比Ｒａｔｉｏが所定変速比Ｒａｔｉｏ１よりも大きいか否かは例えば、ＯＤスイッチ４９がＯＦＦであるか否かで判定することができる。実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａ及び目標変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｄは、演算値であってもよい。ステップＳ３で肯定判定であれば、処理はステップＳ４に進む。
Whether or not the gear ratio Ratio is greater than the predetermined gear ratio Ratio1 can be determined by whether or not the
ステップＳ４で、コントローラ１２は、変化率αが所定値α１よりも小さいか否かを判定する。変化率αが所定値α１よりも小さいか否かは例えば、インヒビタスイッチ４７の出力に基づき、セレクトレバーでマニュアルレンジが選択されているか否かなど、ドライバ操作によって変速比Ｒａｔｉｏが固定される状態であるか否かで判定することができる。ステップＳ４で肯定判定であれば、処理はステップＳ５に進む。
In step S4, the
ステップＳ５で、コントローラ１２は、ＬＵクラッチ２ａが締結されているか否かを判定する。ＬＵクラッチ２ａが締結されているか否かは例えば、油圧センサ５０の出力に基づき判定することができる。
In step S5, the
ステップＳ５で肯定判定であれば、処理はステップＳ６に進み、コントローラ１２は、動作点Ｍが進み補償領域Ｒにある、と判定する。
If the determination in step S5 is affirmative, the process proceeds to step S6, and the
ステップＳ５で否定判定であれば、処理はステップＳ７に進み、コントローラ１２は、動作点Ｍが進み補償領域Ｒにない、と判定する。ステップＳ２からステップＳ４で否定判定の場合も同様である。
If the determination is negative in step S5, the process proceeds to step S7, and the
ステップＳ７では、換言すれば、動作点Ｍが跳ね返り領域ＲＸにあると判定される。跳ね返り領域ＲＸでは、指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄ２を指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄとして設定すると、指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄが振動する結果、実圧Ｐｐｒｉ＿Ａの振動が引き起こされることになる。 In other words, in step S7, it is determined that the operating point M is in the rebound region RX. In the rebound region RX, when the command pressure Ppri_D2 is set as the command pressure Ppri_D, the command pressure Ppri_D vibrates, resulting in vibration of the actual pressure Ppri_A.
このため、動作点Ｍが進み補償領域Ｒにない場合に、指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄ１を指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄとして設定することで、変速比Ｒａｔｉｏの安定性、換言すれば、ねじり振動の制振性が不要に高められることが防止されるだけでなく、実圧Ｐｐｒｉ＿Ａの振動が発生することも防止される。 For this reason, when the operating point M is not in the advance compensation region R, setting the command pressure Ppri_D1 as the command pressure Ppri_D unnecessarily increases the stability of the gear ratio Ratio, in other words, the torsional vibration damping property. In addition to being prevented, vibration of the actual pressure Ppri_A is also prevented from occurring.
図３に戻り、スイッチ部１３５は、作動領域判定部１３４の判定結果に応じて、変速制御ＦＢ制御部１３２によって当初算出された指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄである指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄ１と、位相進み補償器１３３によって位相進み補償が行われた指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄである指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄ２のいずれかを指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄとして選択する。
Returning to FIG. 3, the
スイッチ部１３５は、動作点Ｍが跳ね返り領域ＲＸにある場合、したがって動作点Ｍが進み補償領域Ｒにない場合、指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄ１を指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄとして選択する。
The
スイッチ部１３５は、動作点Ｍが進み補償領域Ｒにある場合に、指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄ２を指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄとして選択する。
When the operating point M is in the advance compensation region R, the
スイッチ部１３５は作動領域判定部１３４とともに、回転速度Ｎｐｒｉ、入力トルクＴｓｅｃ、変速比Ｒａｔｉｏ、及び変化率αに応じて、指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄ２を指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄとして設定する設定部１３９を構成する。
The
アクチュエータ１１１はプライマリ圧Ｐｐｒｉを制御し、アクチュエータ１１２はセカンダリ圧Ｐｓｅｃを制御する。アクチュエータ１１１、アクチュエータ１１２は具体的にはともに、油圧制御弁であり、油圧制御回路１１に設けられる。
The
アクチュエータ１１１には、スイッチ部１３５から選択後の指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄが入力され、アクチュエータ１１２には、油圧制御ＦＦ制御部１３１から指示圧Ｐｓｅｃ＿Ｄが入力される。アクチュエータ１１１は、プライマリ圧Ｐｐｒｉの実圧Ｐｐｒｉ＿Ａが指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄになるようにプライマリ圧Ｐｐｒｉを制御し、アクチュエータ１１２は、セカンダリ圧Ｐｓｅｃの実圧Ｐｓｅｃ＿Ａが指示圧Ｐｓｅｃ＿Ｄになるようにセカンダリ圧Ｐｓｅｃを制御する。実圧Ｐｐｒｉ＿Ａは実変速制御値を、指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄは目標変速制御値を構成する。
The command pressure Ppri_D after selection is input from the
指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄに応じた実圧Ｐｐｒｉ＿Ａはアクチュエータ１１１からバリエータ２０に、指示圧Ｐｓｅｃ＿Ｄに応じた実圧Ｐｓｅｃ＿Ａはアクチュエータ１１２からバリエータ２０に、それぞれ入力される。結果、実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａが目標変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｄになるように変速比Ｒａｔｉｏが制御される。実変速制御値及び目標変速制御値は、変速比Ｒａｔｉｏを変速制御値とする実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａ及び目標変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｄで構成されてもよい。
The actual pressure Ppri_A corresponding to the command pressure Ppri_D is input from the
ベルト２３の挟持力は、実圧Ｐｓｅｃ＿Ａによって確保される。このため、エンジントルクＴｅに応じたプーリ２１への入力トルクＴｐｒｉがバリエータ２０に入力されても、ベルト２３の滑りは発生しない。
The clamping force of the
実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａは、エンジン１に入力される。また、実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａは、フィルタ部１３６を介して変速制御ＦＢ制御部１３２に入力される。実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａには、回転速度センサ４２、回転速度センサ４３の出力に基づき、コントローラ１２で算出したものを適用することができる。
The actual gear ratio Ratio_A is input to the
フィルタ部１３６は、実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａのフィルタ処理を行う。フィルタ部１３６は、高次のローパスフィルタを構成する。フィルタ部１３６は例えば、複数の１次のローパスフィルタを有した構成とすることができる。
The
フィルタ部１３７は、変速比制御系１００において安定性を調整するフィルタリングを行う。フィルタ部１３７は具体的には、ノッチフィルタで構成され、さらに具体的には次の数１に示す双２次の伝達関数で表されるフィルタで構成される。
［数１］
Ｆ（ｓ）＝ωd 2／ωn 2・（ｓ2＋２ζnωnｓ＋ωn 2）／（ｓ2＋２ζdωdｓ＋ωd 2）
「ｓ」はラプラス変数、「ω」は角周波数、「ζ」は減衰比である。添字の「ｄ」は極を示し、添字の「ｎ」は零点を示す。
The
[Equation 1]
F (s) = ω d 2 / ω n 2 · (s 2 + 2ζ n ω n s + ω n 2 ) / (s 2 + 2ζ d ω d s + ω d 2 )
“S” is a Laplace variable, “ω” is an angular frequency, and “ζ” is an attenuation ratio. The subscript “d” indicates a pole, and the subscript “n” indicates a zero point.
数１に示すフィルタ部１３７の伝達関数、換言すれば、上記フィリタリングの伝達関数には、次に説明する第１の設定を適用することができる。第１の設定では、「ωn」は、発散周波数Ｆｄの角周波数又は当該角周波数の近傍の値に設定され、「ωd」は、「ωn」以下の値に設定される。発散周波数Ｆｄは、フィルタ部１３７の発散周波数であり、変速比制御系１００の一巡伝達関数のボード線図において、位相が−１８０°のときの周波数とされる。発散周波数Ｆｄは、例えば８Ｈｚである。
The first setting described below can be applied to the transfer function of the
図６は、第１の設定を適用したフィルタ部１３７のボード線図の一例を示す図である。図６では、上述の設定に基づき、ωn＝５０、ωd＝４８．３、ζn＝０．１７、ζd＝０．２２とした場合を実線で示す。破線、一点鎖線については後述する。振動周波数Ｆｖ１、振動周波数Ｆｖ２はともに、ドライブシャフトのねじり振動の振動周波数Ｆｖである。振動周波数Ｆｖ１は例えば４Ｈｚであり、パワートレインＰＴの共振周波数に対応する。振動周波数Ｆｖ２は、振動周波数Ｆｖ１よりも発散周波数Ｆｄに近い振動周波数Ｆｖであり、例えば５Ｈｚである。振動周波数Ｆｖは例えば、回転速度センサ４２の出力信号に基づき検出することができる。
FIG. 6 is a diagram illustrating an example of a Bode diagram of the
第１の設定では、「ωd」を「ωn」以下の値に設定することで、振動周波数Ｆｖ１の位相に与える影響を小さくしつつ、発散周波数Ｆｄのゲインを低下させることができる。これにより、発散周波数Ｆｄのゲインを下げるとともに振動周波数Ｆｖ１の位相を維持するようにして、変速比制御系１００の安定性を調整するフィルタリングを行える。
In the first setting, by setting “ω d ” to a value equal to or less than “ω n ”, it is possible to reduce the gain of the divergence frequency Fd while reducing the influence on the phase of the vibration frequency Fv1. Thus, filtering for adjusting the stability of the transmission
第１の設定では、「ωn」を発散周波数Ｆｄの角周波数又は当該角周波数近傍の値に設定することで、零点の周波数が発散周波数Ｆｄになるように、フィルタ部１３７の伝達関数が設定される。これにより、発散周波数Ｆｄ又は発散周波数Ｆｄ近傍でゲインが最も下がるようにすることができる。
In the first setting, by setting “ω n ” to the angular frequency of the divergence frequency Fd or a value near the angular frequency, the transfer function of the
ところで、変速機４では、変速比Ｒａｔｉｏが大きいほど、つまりＬｏｗであるほど、ねじり振動は大きくなる傾向がある。また、例えばコースト走行時など、変速機４の入力トルクが小さいほど、ねじり振動は大きくなる傾向がある。変速比Ｒａｔｉｏは具体的には、実変速比Ｒａｔｉｏ＿Ａである。変速比Ｒａｔｉｏは、目標変速比Ｒａｔｉｏ＿Ｄとされてもよい。変速機４の入力トルクは具体的には、トルク伝達方向が入力側から出力側となる場合に正とされ、出力側から入力側となる場合に負とされるトルクである。変速機４の入力トルクは、入力トルクＴｐｒｉや入力トルクＴｓｅｃに応じたねじり振動の変化傾向を把握することを条件に入力トルクＴｐｒｉや入力トルクＴｓｅｃとされてもよい。
By the way, in the
これらの場合、ねじり振動を抑制するために位相進み補償の進み量を大きくしたいところ、進み量を大きくすると高周波でゲインが高くなる。このため、進み量を大きくしつつ安定性を確保するには、発散周波数Ｆｄのゲインをさらに下げる必要がある。 In these cases, when it is desired to increase the advance amount of the phase advance compensation in order to suppress torsional vibration, increasing the advance amount increases the gain at a high frequency. For this reason, in order to ensure stability while increasing the advance amount, it is necessary to further reduce the gain of the divergence frequency Fd.
このような事情に鑑み、第１の設定ではさらに、発散周波数Ｆｄの要求ゲイン低減量が大きいほど、ζn／ζdが小さくなるように、「ζn」、「ζd」が設定される。例えば、振動周波数Ｆｖ１で進み量を２５°から３０°に変化させる場合、このような設定に従って、ζn＝０．１１、ζd＝０．１６とする。 In view of such circumstances, in the first setting, “ζ n ” and “ζ d ” are set such that ζ n / ζ d decreases as the required gain reduction amount of the divergence frequency Fd increases. . For example, when the advance amount is changed from 25 ° to 30 ° at the vibration frequency Fv1, ζ n = 0.11 and ζ d = 0.16 are set according to such setting.
この場合、破線で示すように、発散周波数Ｆｄのゲインをさらに下げることができる。したがって、変速比Ｒａｔｉｏ、入力トルクに応じて発散周波数Ｆｄの要求ゲイン低減量を可変にすれば、変速比Ｒａｔｉｏ、変速機４の入力トルクに応じて「ζn」、「ζd」を適切に設定することができる。このためには、次のように要求ゲイン低減量を設定することができる。
In this case, as indicated by a broken line, the gain of the divergence frequency Fd can be further reduced. Therefore, if the required gain reduction amount of the divergence frequency Fd is made variable according to the transmission ratio Ratio and the input torque, “ζ n ” and “ζ d ” are appropriately set according to the transmission ratio Ratio and the input torque of the
図７は、変速比Ｒａｔｉｏに応じた発散周波数Ｆｄの要求ゲイン低減量の設定例を示す図である。図７に示すように、発散周波数Ｆｄの要求ゲイン低減量は、変速比Ｒａｔｉｏに応じて可変とされる。具体的には、変速比Ｒａｔｉｏが大きいほど、発散周波数Ｆｄの要求ゲイン低減量は大きくされる。 FIG. 7 is a diagram illustrating a setting example of the required gain reduction amount of the divergence frequency Fd according to the gear ratio Ratio. As shown in FIG. 7, the required gain reduction amount of the divergence frequency Fd is variable according to the gear ratio Ratio. Specifically, the required gain reduction amount of the divergence frequency Fd is increased as the speed ratio Ratio is increased.
したがって、このような設定によれば、変速比Ｒａｔｉｏが大きいほど、ζn／ζdが小さくなるように「ζn」、「ζd」が設定される。結果、変速比Ｒａｔｉｏが大きいほど、発散周波数Ｆｄのゲイン低減量を大きくするかたちで、変速比Ｒａｔｉｏに応じて、発散周波数Ｆｄのゲイン低減量を可変とすることができる。なお、変速比Ｒａｔｉｏと発散周波数Ｆｄの実際のゲイン低減量との関係も、図７に示す関係と同様である。つまり、フィルタ部１３７のフィルタ特性も、図７に示す関係と同様である。このことは、以下で説明する図８、図９についても同様である。
Therefore, according to such setting, “ζ n ” and “ζ d ” are set such that ζ n / ζ d becomes smaller as the gear ratio Ratio is larger. As a result, the gain reduction amount of the divergence frequency Fd can be made variable according to the transmission ratio Ratio in such a manner that the gain reduction amount of the divergence frequency Fd is increased as the transmission ratio Ratio is larger. The relationship between the transmission ratio Ratio and the actual gain reduction amount of the divergence frequency Fd is the same as the relationship shown in FIG. That is, the filter characteristic of the
図８は、変速機４の入力トルクに応じた発散周波数Ｆｄの要求ゲイン低減量の設定例を示す図である。図８に示すように、発散周波数Ｆｄの要求ゲイン低減量は、変速機４の入力トルクに応じて可変とされる。具体的には、変速機４の入力トルクが小さいほど、発散周波数Ｆｄのゲイン低減量は大きくされる。
FIG. 8 is a diagram illustrating a setting example of the required gain reduction amount of the divergence frequency Fd according to the input torque of the
したがって、このような設定によれば、変速機４の入力トルクが小さいほど、ζn／ζdが小さくなるように「ζn」、「ζd」が設定される。結果、変速機４の入力トルクが小さいほど、発散周波数Ｆｄのゲイン低減量を大きくするかたちで、変速機４の入力トルクに応じて、発散周波数Ｆｄのゲイン低減量を可変とすることができる。
Therefore, according to such setting, “ζ n ” and “ζ d ” are set such that ζ n / ζ d decreases as the input torque of the
これらにより、変速比Ｒａｔｉｏ、変速機４の入力トルクに応じて進み量を可変にして進み量を大きくした場合であっても、安定性を確保することができる。
Accordingly, stability can be ensured even when the advance amount is increased by varying the advance amount according to the transmission ratio Ratio and the input torque of the
図６に戻り、振動周波数Ｆｖが振動周波数Ｆｖ１から振動周波数Ｆｖ２になった場合、実線で示される特性のままだと、振動周波数Ｆｖ２で位相の遅れが発生することになる。このような遅れは、振動周波数Ｆｖが高くなって発散周波数Ｆｄと近くなるほど大きくなる。 Returning to FIG. 6, when the vibration frequency Fv is changed from the vibration frequency Fv1 to the vibration frequency Fv2, if the characteristic indicated by the solid line remains, a phase delay occurs at the vibration frequency Fv2. Such a delay increases as the vibration frequency Fv increases and becomes closer to the divergence frequency Fd.
これに対し、振動周波数Ｆｖが振動周波数Ｆｖ１から振動周波数Ｆｖ２になった場合に、ζn＝０．１１、ζd＝０．１４とすると、一点鎖線で示すように、ゲインの減衰度合いを急峻にして、振動周波数Ｆｖの位相に与える影響を抑制することができる。このため、第１の設定では、「ζn」、「ζd」はさらに、振動周波数Ｆｖが高くなって発散周波数Ｆｄと近くなるほど、ゲインの減衰度合いが急峻になるように設定される。 On the other hand, when the vibration frequency Fv is changed from the vibration frequency Fv1 to the vibration frequency Fv2, assuming that ζ n = 0.11 and ζ d = 0.14, the gain attenuation degree is steep as shown by the one-dot chain line. Thus, the influence on the phase of the vibration frequency Fv can be suppressed. For this reason, in the first setting, “ζ n ” and “ζ d ” are set such that the degree of gain attenuation becomes steeper as the vibration frequency Fv becomes higher and becomes closer to the divergence frequency Fd.
図９は、ゲインの要求減衰度合いの設定例を示す図である。図９に示すように、振動周波数Ｆｖが高くなって発散周波数Ｆｄと近くなるほど、発散周波数Ｆｄから振動周波数Ｆｖを引いて得られる振動周波数Ｆｖ及び発散周波数Ｆｄの差分は小さくなる。そして、差分が小さくなるほど、ゲインの要求減衰度合いは急峻とされる。 FIG. 9 is a diagram illustrating a setting example of the required gain attenuation degree. As shown in FIG. 9, the difference between the vibration frequency Fv and the divergence frequency Fd obtained by subtracting the vibration frequency Fv from the divergence frequency Fd becomes smaller as the vibration frequency Fv becomes higher and becomes closer to the divergence frequency Fd. As the difference becomes smaller, the required attenuation level of the gain becomes steeper.
したがって、このように設定されたゲインの要求減衰度合いに応じて「ζn」、「ζd」を設定すれば、振動周波数Ｆｖが高くなって発散周波数Ｆｄと近くなるほど、ゲインの減衰度合いが急峻になるように、フィルタリングを行うことができる。ゲインの減衰度合い、要求減速度合いは、振動周波数Ｆｖ、発散周波数Ｆｄ間における最大値とすることができる。ゲインの要求減衰度合いに応じた「ζn」、「ζd」は、実験等により予め設定することができる。 Accordingly, if “ζ n ” and “ζ d ” are set according to the required gain attenuation level set in this way, the gain attenuation level becomes steeper as the vibration frequency Fv becomes higher and becomes closer to the divergence frequency Fd. Filtering can be performed so that The gain attenuation degree and the requested deceleration degree can be set to the maximum values between the vibration frequency Fv and the divergence frequency Fd. “Ζ n ” and “ζ d ” corresponding to the required attenuation level of gain can be set in advance through experiments or the like.
フィルタ部１３７の伝達関数には、次に説明する第２の設定を適用することもできる。
The second setting described below can also be applied to the transfer function of the
図１０は、変速比制御系１００の一巡伝達関数のボード線図を示す図である。図１１は、第２の設定を適用したフィルタ部１３７のボード線図の一例を示す図である。図１０において、実線は本実施形態の場合を示し、破線は比較例の場合を示す。比較例は、位相進み補償を行う一方、安定性確保のためのフィルタリングを行わない場合を示す。
FIG. 10 is a diagram showing a Bode diagram of a circuit transfer function of the transmission
比較例の場合、一巡伝達関数のボード線図は、図１０に破線で示す通りとなる。このとき、ωn＝６２．８、ωｄ＝６９．１、ζn＝０．２、ζd＝０．２５とすると、フィルタ部１３７のボード線図は、図１１に示す通りとなる。このため、このような設定によれば、発散周波数Ｆｄの位相を進めることで、発散周波数Ｆｄの位相をずらすことができる。結果、本実施形態の場合、一巡伝達関数のボード線図は、図１０に実線で示す通りとなる。
In the case of the comparative example, the Bode diagram of the round transfer function is as shown by a broken line in FIG. At this time, assuming that ω n = 62.8, ωd = 69.1, ζ n = 0.2, and ζ d = 0.25, the Bode diagram of the
したがって、このような設定によれば、発散周波数Ｆｄの位相をゲインが低い周波数にずらすとともに振動周波数Ｆｖ１の位相を維持するようにして、フィルタリングを行うことができる。 Therefore, according to such a setting, it is possible to perform filtering by shifting the phase of the divergence frequency Fd to a frequency with a low gain and maintaining the phase of the vibration frequency Fv1.
次に、本実施形態の主な作用効果について説明する。 Next, main effects of the present embodiment will be described.
本実施形態では、車両に搭載される変速機４の制御方法であって、変速機４の変速比制御系１００において位相進み補償を行うことと、変速比制御系１００において安定性を調整するフィルタリングを行うことと、を含む変速機４の制御方法が実現される。
The present embodiment is a method for controlling a
このような方法によれば、変速比制御系１００において位相進み補償を行うことで、高周波でゲインが高くなり安定性が低下する結果、十分な安定余裕が確保できなくなることを改善できる。したがって、変速比制御系１００において位相進み補償を行っても、変速比制御系１００が不安定になることを改善できる。
According to such a method, by performing phase advance compensation in the gear
図１２Ａから図１２Ｃは、ドライブシャフトトルクの比較図である。図１２Ａは、第１の比較例の場合を示し、図１２Ｂは、第２の比較例の場合を示し、図１２Ｃは、本実施形態の場合を示す。第１の比較例は、位相進み補償及び安定性確保のためのフィルタリングを行わない場合を示す。第２の比較例は、位相進み補償を行う一方、安定性確保のためのフィルタリングを行わない場合を示す。 12A to 12C are comparative diagrams of drive shaft torque. FIG. 12A shows the case of the first comparative example, FIG. 12B shows the case of the second comparative example, and FIG. 12C shows the case of the present embodiment. The first comparative example shows a case where filtering for phase advance compensation and ensuring stability is not performed. The second comparative example shows a case where phase advance compensation is performed while filtering for ensuring stability is not performed.
位相進み補償及び安定性確保のためのフィルタリングを行わない場合、パワートレインＰＴの共振周波数で、図１２Ａに示すようにドライブシャフトのねじり振動が発生する。位相進み補償を行う一方、安定性確保のためのフィルタリングを行わない場合、図１２Ａに示すねじり振動は低減される。しかしながら、制御が不安定になる結果、図１２Ｂに示すように、制御発散による振動が発生する場合がある。本実施形態の場合、位相進み補償及び安定性確保のためのフィルタリングを行うので、図１２Ｃに示すように、ねじり振動も制御発散による振動も抑制することができる。 When phase advance compensation and filtering for ensuring stability are not performed, torsional vibration of the drive shaft occurs at the resonance frequency of the power train PT as shown in FIG. 12A. When phase advance compensation is performed while filtering for ensuring stability is not performed, the torsional vibration shown in FIG. 12A is reduced. However, as a result of unstable control, vibration due to control divergence may occur as shown in FIG. 12B. In the case of the present embodiment, phase advance compensation and filtering for ensuring stability are performed, so that torsional vibration and vibration due to control divergence can be suppressed as shown in FIG. 12C.
変速機４の制御方法は、前述の第１の設定で説明したように、発散周波数Ｆｄのゲインを下げるとともに振動周波数Ｆｖの位相を維持するようにして、フィルタリングを行う方法とすることができる。このような方法によれば、ねじり振動の振動低減効果を保持しつつ、安定性を向上させることができる。
As described in the first setting, the
変速機４の制御方法は、変速比Ｒａｔｉｏに応じて、発散周波数Ｆｄのゲイン低減量を可変にすること、をさらに含む。このような方法によれば、変速比Ｒａｔｉｏが大きいほど、つまりＬｏｗであるほど、位相進み補償の進み量を大きくしても、発散周波数Ｆｄのゲインをさらに下げることができるので、安定性を確保することができる。
The control method of the
変速機４の制御方法は、変速機４の入力トルクに応じて、発散周波数Ｆｄのゲイン低減量を可変にすること、をさらに含む。このような方法によれば、変速機４の入力トルクが小さいほど、位相進み補償の進み量を大きくしても、発散周波数Ｆｄのゲインをさらに下げることができるので、安定性を確保することができる。
The control method of the
変速機４の制御方法は、零点の周波数が発散周波数Ｆｄになるように、フィルタリングの伝達関数を設定することをさらに含む。このような方法によれば、ゲインを低下させたい発散周波数Ｆｄ又は発散周波数Ｆｄ近傍でゲインを最も低下させることができる。
The control method of the
変速機４の制御方法は、振動周波数Ｆｖが高くなって発散周波数Ｆｄと近くなるほど、ゲインの減衰度合いを急峻にして、フィルタリングを行うこと、をさらに含む。このような方法によれば、位相に影響を与えたくない振動周波数Ｆｖが高くなった場合でも、その周波数での位相遅れを小さくすることができる。
The control method of the
変速機４の制御方法は、前述の第２の設定で説明したように、発散周波数Ｆｄの位相をゲインが低い周波数にずらすとともに振動周波数Ｆｖの位相を維持するようにして、フィルタリングを行う方法とされてもよい。このような方法でも、ねじり振動の振動低減効果を保持しつつ、安定性を向上させることができる。このような方法は、少なくとも振動周波数Ｆｖ１を維持するようにして行うことができる。
As described in the second setting, the
以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。 The embodiment of the present invention has been described above. However, the above embodiment only shows a part of application examples of the present invention, and the technical scope of the present invention is limited to the specific configuration of the above embodiment. Absent.
上述した実施形態では、位相進み補償器１３３からフィルタ部１３７を介してスイッチ部１３５に指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄを入力するようにフィルタ部１３７を設けた場合について説明した。しかしながら、フィルタ部１３７は例えば、フィルタ部１３７を介して位相進み補償器１３３に指示圧Ｐｐｒｉ＿Ｄを入力するように設けられてもよい。
In the above-described embodiment, the case where the
上述した実施形態では、フィルタ部１３７を含むコントローラ１２で変速機４の制御方法が実現される場合について説明した。しかしながら、変速機４の制御方法は例えば、複数のコントローラで実現されてもよい。
In the above-described embodiment, the case where the control method of the
１ エンジン
２ トルクコンバータ
２ａ ＬＵクラッチ
４ 変速機（無段変速機）
１２ コントローラ
２０ バリエータ
３０ 副変速機構
１００ 変速比制御系
１３３ 位相進み補償器
１３７ フィルタ部
DESCRIPTION OF
12
Claims (7)
前記無段変速機の変速比制御系において進み補償を行うことと、
前記変速比制御系において安定性を調整するフィルタリングを行うことと、
を含むことを特徴とする無段変速機の制御方法。 A method for controlling a continuously variable transmission mounted on a vehicle,
Performing advance compensation in the gear ratio control system of the continuously variable transmission;
Filtering to adjust stability in the transmission ratio control system;
A control method for a continuously variable transmission.
前記フィルタリングは、当該フィルタリングの発散周波数のゲインを下げるとともに、前記無段変速機の入力軸のねじり振動の振動周波数の位相を維持するようにして行う、
ことを特徴とする無段変速機の制御方法。 A control method for a continuously variable transmission according to claim 1,
The filtering is performed by reducing the gain of the divergence frequency of the filtering and maintaining the phase of the torsional vibration frequency of the input shaft of the continuously variable transmission.
A control method for a continuously variable transmission.
前記フィルタリングは、当該フィルタリングの発散周波数をゲインが低い周波数にずらすとともに、前記無段変速機の入力軸のねじり振動の振動周波数の位相を維持するようにして行う、
ことを特徴とする無段変速機の制御方法。 A control method for a continuously variable transmission according to claim 1,
The filtering is performed by shifting the divergence frequency of the filtering to a frequency with a low gain and maintaining the phase of the vibration frequency of the torsional vibration of the input shaft of the continuously variable transmission.
A control method for a continuously variable transmission.
前記無段変速機の変速比に応じて、前記フィルタリングの発散周波数のゲイン低減量を可変にすること、
をさらに含むことを特徴とする無段変速機の制御方法。 A control method for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2,
Making the gain reduction amount of the divergence frequency of the filtering variable according to the gear ratio of the continuously variable transmission;
A control method for a continuously variable transmission, further comprising:
前記無段変速機の入力トルクに応じて、前記フィルタリングの発散周波数のゲイン低減量を可変にすること、
をさらに含むことを特徴とする無段変速機の制御方法。 A control method for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2,
According to the input torque of the continuously variable transmission, making the gain reduction amount of the divergence frequency of the filtering variable,
A control method for a continuously variable transmission, further comprising:
前記フィルタリングの伝達関数を、零点の周波数が前記フィルタリングの発散周波数になるように設定すること、
をさらに含むことを特徴とする無段変速機の制御方法。 A control method for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2,
Setting the transfer function of the filtering such that the zero frequency is the divergence frequency of the filtering;
A control method for a continuously variable transmission, further comprising:
前記無段変速機の入力軸のねじり振動の振動周波数が高くなって前記フィルタリングの発散周波数と近くなるほど、ゲインの減衰度合いを急峻にして、前記フィルタリングを行うこと、
をさらに含むことを特徴とする無段変速機の制御方法。 A control method for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2,
Performing the filtering by increasing the vibration frequency of the torsional vibration of the input shaft of the continuously variable transmission to be closer to the divergence frequency of the filtering, so that the gain attenuation degree becomes steeper,
A control method for a continuously variable transmission, further comprising:
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Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2019176417A1 (en) * | 2018-03-16 | 2019-09-19 | ジヤトコ株式会社 | Continuously variable transmission control device and control method |
| WO2019176400A1 (en) * | 2018-03-15 | 2019-09-19 | ジヤトコ株式会社 | Automatic transmission control device and control method |
Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH05207769A (en) * | 1992-01-23 | 1993-08-13 | Fanuc Ltd | Servo control method |
| JP2002106700A (en) * | 2000-09-29 | 2002-04-10 | Jatco Transtechnology Ltd | Variable speed control device for continuously variable transmission |
| JP2017160982A (en) * | 2016-03-09 | 2017-09-14 | ジヤトコ株式会社 | Control device of continuously variable transmission and control method of continuously variable transmission |
-
2016
- 2016-05-25 JP JP2016103928A patent/JP6772553B2/en active Active
Patent Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH05207769A (en) * | 1992-01-23 | 1993-08-13 | Fanuc Ltd | Servo control method |
| JP2002106700A (en) * | 2000-09-29 | 2002-04-10 | Jatco Transtechnology Ltd | Variable speed control device for continuously variable transmission |
| JP2017160982A (en) * | 2016-03-09 | 2017-09-14 | ジヤトコ株式会社 | Control device of continuously variable transmission and control method of continuously variable transmission |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2019176400A1 (en) * | 2018-03-15 | 2019-09-19 | ジヤトコ株式会社 | Automatic transmission control device and control method |
| WO2019176417A1 (en) * | 2018-03-16 | 2019-09-19 | ジヤトコ株式会社 | Continuously variable transmission control device and control method |
| JPWO2019176417A1 (en) * | 2018-03-16 | 2020-12-03 | ジヤトコ株式会社 | Control device and control method for continuously variable transmission |
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