JP2516782B2 - Shift control method for continuously variable transmission for vehicle - Google Patents
Shift control method for continuously variable transmission for vehicleInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 イ．発明の目的 （産業上の利用分野） 本発明は無段変速機の変速比を無段階に変速させる制
御方法に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION OBJECT OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a control method for continuously changing the gear ratio of a continuously variable transmission.
（従来の技術） 車両に搭載された無段変速機の変速制御を行う方法と
しては、アクセル開度（アクセルペダル踏み込み量もし
くはエンジンスロットル開度）、車速等に対応して目標
エンジン回転数を設定し、実エンジン回転数がこの目標
エンジン回転数に一致するように変速比の制御を行わせ
る方法が知られている。(Prior Art) As a method for performing shift control of a continuously variable transmission mounted on a vehicle, a target engine speed is set according to accelerator opening (accelerator pedal depression amount or engine throttle opening), vehicle speed, etc. However, a method is known in which the gear ratio is controlled so that the actual engine speed matches the target engine speed.
例えば、本出願人の出願による実願昭61−49202号に
は、アクセル開度に応じた目標エンジン回転数に実エン
ジン回転数が一致するような変速比制御を油圧制御によ
り行わせるようにした無段変速機の制御方法が提案され
ている。For example, in the Japanese Patent Application No. 61-49202 filed by the applicant of the present invention, the gear ratio control such that the actual engine speed matches the target engine speed according to the accelerator opening is hydraulically controlled. A control method for a continuously variable transmission has been proposed.
このような制御方法においては、アクセルペダルの踏
み込み、戻し等により、目標エンジン回転数が変化した
場合に、実エンジン回転数をこの目標値に一致させるよ
うに変速比を変化させる制御スピードは、目標エンジン
回転数と実エンジン回転数との回転差に対応して（比例
して）設定される。例えば、上記提案の方法において
は、スロットル開度に対応して発生するスロットル油圧
（目標エンジン回転数に相当）と、エンジン回転に対応
して発生するガバナ油圧（実エンジン回転数に相当）と
の差圧から、制御スピードが決定される。In such a control method, when the target engine speed changes due to depression, release, etc. of the accelerator pedal, the control speed for changing the gear ratio so that the actual engine speed matches the target value is the target speed. It is set (proportionally) corresponding to the rotation difference between the engine speed and the actual engine speed. For example, in the method proposed above, the throttle oil pressure (corresponding to the target engine speed) generated corresponding to the throttle opening and the governor oil pressure (corresponding to the actual engine speed) generated corresponding to the engine rotation are The control speed is determined from the differential pressure.
（発明が解決しようとする問題） ところが、上記のような制御方法では、エンジンの特
性等が考慮されていないため、アクセルペダル操作に対
する車の加速に違和感が生じるという問題がある。例え
ば、回転数が3000rpm以上でトルクが充分に発揮するが3
000rpm以下ではあまりトルクがでないというエンジンを
用いた場合に、エンジン回転数が1000rpmの状態からア
クセル開度を大きくして目標エンジン回転数が3000rpm
になりエンジン回転を3000rpmまで上昇させる場合と、
エンジン回転数が3000rpmの状態からアクセル開度を大
きくして目標エンジン回転数が5000rpmになりエンジン
回転数を5000rpmまで上昇させる場合とで、同一の制御
スピードを用いたのでは、車両の加速感が異なる。(Problems to be Solved by the Invention) However, in the control method as described above, the characteristics of the engine and the like are not taken into consideration, so that there is a problem that the acceleration of the vehicle due to the operation of the accelerator pedal is uncomfortable. For example, when the rotation speed is 3000 rpm or more, the torque is sufficiently exerted, but 3
When using an engine that does not produce much torque below 000 rpm, increase the accelerator opening from the state where the engine speed is 1000 rpm and the target engine speed is 3000 rpm.
When increasing the engine speed to 3000 rpm,
When the same control speed is used, the acceleration feeling of the vehicle will be increased when the accelerator opening is increased from the state where the engine speed is 3000 rpm and the target engine speed becomes 5000 rpm and the engine speed is increased to 5000 rpm. different.
ところが上記従来の制御方法では、目標回転数と実回
転数の回転差はともに2000rpmであり、制御スピードが
同一となるので、アクセルワーク（アクセルペダルの操
作）に対する車両の加速に違和感が生じるのである。However, in the above-described conventional control method, the difference in rotation speed between the target rotation speed and the actual rotation speed is 2000 rpm, and the control speeds are the same, which causes a feeling of strangeness in the acceleration of the vehicle with respect to the accelerator work (operation of the accelerator pedal). .
本発明は、このような問題に鑑み、エンジンの特性等
を考慮して、エンジン回転数の変化に対応するエンジン
出力ルクの変化特性も考慮して制御スピードを設定し、
上記のような違和感のないような変速制御が行えるよう
にすることを目的とする。In view of such a problem, the present invention considers the characteristics of the engine, sets the control speed in consideration of the change characteristic of the engine output torque corresponding to the change of the engine speed,
An object of the present invention is to make it possible to perform shift control without causing the above-mentioned uncomfortable feeling.
ロ．発明の構成 （問題を解決するための手段） 上記目的達成のための手段として、本発明の変速制御
方法は、アクセル開度に対応して設定される目標エンジ
ン回転数と実エンジン回転数との回転差のみならず実エ
ンジン回転数を目標エンジン回転数まで変化させるとき
におけるエンジン出力トルクの変化率にも対応して変速
比の制御スピードを設定し、この制御スピードを制御値
として変速比の制御を行わせるようにしている。B. Configuration of the Invention (Means for Solving the Problem) As a means for achieving the above object, the shift control method of the present invention is a method for controlling the target engine speed and the actual engine speed that are set corresponding to the accelerator opening. The gear ratio control speed is set according to not only the speed difference but also the rate of change of the engine output torque when the actual engine speed is changed to the target engine speed, and the speed ratio is controlled using this control speed as a control value. I am trying to do.
本発明は特に、変速比制御スピードを、目標エンジン
回転数と実エンジン回転数の回転差が大きいほど大き
く、実エンジン回転数が高回転のとき方が低回転のとき
より小さく設定することを特徴とする。The present invention is particularly characterized in that the gear ratio control speed is set to be larger as the difference between the target engine speed and the actual engine speed is larger, and is set to be smaller when the actual engine speed is high than when it is low. And
（作用） このような制御方法を用いて変速比の制御を行うと、
例えば、目標エンジン回転数と実エンジン回転数との回
転差をそのときの実エンジン回転数に応じて補正し、こ
の補正した回転差に対応する制御スピードを設定させた
り、目標エンジン回転数と実エンジン回転数との回転差
に対応する制御スピードを設定し、この設定制御スピー
ドをそのときの実エンジン回転数に応じて補正させたり
される。このため、実エンジン回転の変化に対応するエ
ンジン出力トルクの変化率に応じて制御スピードを変更
制御することができ、例えば、エンジントルクが充分に
発揮できるようになる回転数までは、実エンジン回転を
目標エンジン回転に急速に近ずくように変速制御を行わ
せ、エンジントルクが充分発揮できる回転数に達すると
実エンジン回転数の上昇をゆっくりと行わせて、車両の
加速も充分に行わせるというような制御が可能となり、
アクセル操作に対する車両の加速の違和感をなくするこ
とができる。(Operation) When the gear ratio is controlled using such a control method,
For example, the difference between the target engine speed and the actual engine speed is corrected according to the actual engine speed at that time, and the control speed corresponding to the corrected speed difference is set, or the target engine speed and the actual engine speed are set. A control speed corresponding to the rotational speed difference from the engine speed is set, and the set control speed is corrected according to the actual engine speed at that time. Therefore, the control speed can be changed and controlled according to the rate of change of the engine output torque corresponding to the change of the actual engine rotation. For example, the actual engine rotation speed can be increased until the engine torque can be sufficiently exerted. Shift control so that the engine speed rapidly approaches the target engine speed, and when the engine torque reaches a speed at which the engine torque can be fully exerted, the actual engine speed is slowly increased and the vehicle is sufficiently accelerated. It becomes possible to control
It is possible to eliminate the uncomfortable feeling of acceleration of the vehicle due to accelerator operation.
（実施例） 以下、図面に基づいて本発明の好ましい実施例につい
て説明する。(Examples) Hereinafter, preferred examples of the present invention will be described with reference to the drawings.
第１図は本発明の方法により変速制御される無段変速
機の油圧回路を示し、無段変速機Ｔは、入力軸１を介し
てエンジンＥにより駆動される定吐出量型油圧ポンプＰ
と、車輪Ｗを駆動する出力軸２を有する可変容量型油圧
モータＭとを有している。これら油圧ポンプＰおよび油
圧モータＭは、ポンプＰの吐出口およびモータＭの吸入
口を連通させる第１油路LaとポンプＰの吸入口およびモ
ータＭの吐出口を連通させる第２油路Lbとの２本の油路
により油圧閉回路を構成して連結されている。FIG. 1 shows a hydraulic circuit of a continuously variable transmission whose speed is controlled by the method of the present invention. The continuously variable transmission T is a constant discharge hydraulic pump P driven by an engine E via an input shaft 1.
And a variable displacement hydraulic motor M having an output shaft 2 for driving wheels W. The hydraulic pump P and the hydraulic motor M include a first oil passage La that communicates the discharge port of the pump P and the suction port of the motor M with a second oil passage Lb that communicates the suction port of the pump P and the discharge port of the motor M. These two oil passages form a hydraulic closed circuit and are connected.
また、エンジンＥにより駆動されるチャージポンプ10
の吐出口がチェックバルブ11を有するチャージ油路Lhお
よび一対のチェックバルブ3,3を有する第３油路Lcを介
して閉回路に接続されており、チャージポンプ10により
オイルサンプ15から汲み上げられチャージ圧リリーフバ
ルブ12により調圧された作動油がチェックバルブ3,3の
作用により上記２本の油路La,Lbのうちの低圧側の油路
に供給される。さらに、高圧および低圧リリーフバルブ
6,7を有してオイルサンプ15に繋がる第５および第６油
路Le,Lfが接続されたシャトルバルブ４を有する第４油
路Ldが上記閉回路に接続されている。このシャトルバル
ブ４は、２ポート３位置切換弁であり、第１および第２
油路La,Lbの油圧差に応じて作動し、第１および第２油
路La,Lbのうち高圧側の油路を第５油路Leに連通させる
とともに低圧側の油路を第６油路Lfに連通させる。これ
により高圧側の油路のリリーフ油圧は高圧リリーフバル
ブ６により調圧され、低圧側の油路のリリーフ油圧は低
圧リリーフバルブ７により調圧される。In addition, the charge pump 10 driven by the engine E
Is connected to a closed circuit via a charge oil passage Lh having a check valve 11 and a third oil passage Lc having a pair of check valves 3, 3, and is discharged from an oil sump 15 by a charge pump 10 to charge. The hydraulic oil regulated by the pressure relief valve 12 is supplied to the lower-pressure oil passage of the two oil passages La and Lb by the action of the check valves 3 and 3. In addition, high and low pressure relief valves
The fourth oil passage Ld having the shuttle valve 4 having the sixth and seventh oil passages Le and Lf connected to the oil sump 15 is connected to the closed circuit. The shuttle valve 4 is a two-port three-position switching valve, and includes a first and a second valve.
The first and second oil passages La and Lb are operated in accordance with the oil pressure difference between the oil passages La and Lb, and the high-pressure oil passage of the first and second oil passages La and Lb is communicated with the fifth oil passage Le while the low-pressure oil passage is connected with the sixth oil passage Le. To the road Lf. Accordingly, the relief hydraulic pressure of the high pressure side oil passage is regulated by the high pressure relief valve 6, and the relief hydraulic pressure of the low pressure side oil passage is regulated by the low pressure relief valve 7.
さらに、第１および第２油路La,Lb間には、両油路を
短絡する第７油路Lgが設けられており、この第７油路Lg
には、図示しない開閉制御装置によって、この油路の開
度を制御する可変絞り弁からなるクラッチ弁５が配設さ
れている。このため、クラッチ弁５の絞り量を制御する
ことにより油圧ポンプＰから油圧モータＭへの駆動力伝
達を制御するクラッチ制御を行わせることができる。Further, between the first and second oil passages La and Lb, a seventh oil passage Lg that short-circuits both oil passages is provided.
Is provided with a clutch valve 5 composed of a variable throttle valve for controlling the opening degree of the oil passage by an opening / closing control device (not shown). Therefore, by controlling the throttle amount of the clutch valve 5, clutch control for controlling transmission of driving force from the hydraulic pump P to the hydraulic motor M can be performed.
上記油圧モータＭの容量制御を行って無段変速機Ｔの
変速比の制御を行わせるアクチュエータが、リンク機構
45により連結された第１および第２変速用サーボバルブ
30,50である。なお、この油圧モータＭは斜板アキシャ
ルピストンモータであり、変速用サーボバルブ30,50に
より斜板角の制御を行うことにより、その容量制御がな
される。An actuator for controlling the speed ratio of the continuously variable transmission T by controlling the capacity of the hydraulic motor M is a link mechanism.
First and second speed changing servo valves connected by 45
30,50. The hydraulic motor M is a swash plate axial piston motor, and its displacement is controlled by controlling the swash plate angle by the shifting servo valves 30 and 50.
変速用サーボバルブ30,50の作動はコントローラ100か
らの信号を受けてデューテイ比制御されるソレノイドバ
ルブ151,152により制御される。このコントローラ100に
は、車速Ｖ、エンジン回転数Ne、スロットル開度θth、
油圧モータＭの斜板傾斜角θtrを示す各信号が入力され
ており、これらの信号に基づいて所望の走行が得られる
ように上記各ソレノイドバルブの制御を行う信号が出力
される。The operation of the shift servo valves 30 and 50 is controlled by solenoid valves 151 and 152 whose duty ratio is controlled in response to a signal from the controller 100. The controller 100 includes a vehicle speed V, an engine speed Ne, a throttle opening θth,
Each signal indicating the swash plate inclination angle θtr of the hydraulic motor M is input, and a signal for controlling each solenoid valve is output based on these signals so that desired travel can be obtained.
以下に、上記各サーボバルブ30,50の構造およびその
作動を第２図を併用して説明する。The structure and operation of each of the servo valves 30 and 50 will be described below with reference to FIG.
このサーボバルブは、無段変速機Ｔの閉回路からシャ
トルバルブ４を介して第５油路Leに導かれた高圧作動油
を、第５油路Leから分岐した高圧ライン120を介して導
入し、この高圧の作動油の油圧力を用いて油圧モータＭ
の斜板角を制御する第１変速用サーボバルブ30と、連結
リンク機構45を介して該第１変速用サーボバルブ30に連
結され、このバルブ30の作動制御を行う第２変速用サー
ボバルブ50とからなる。This servo valve introduces high-pressure hydraulic oil, which is introduced from the closed circuit of the continuously variable transmission T via the shuttle valve 4 to the fifth oil passage Le, through the high-pressure line 120 branched from the fifth oil passage Le. , Using the hydraulic pressure of this high-pressure hydraulic oil, the hydraulic motor M
The first shift servo valve 30 for controlling the swash plate angle, and the second shift servo valve 50 that is connected to the first shift servo valve 30 via the connection link mechanism 45 and controls the operation of the valve 30. Consists of.
第１変速用サーボバルブ30は、高圧ライン120が接続
される接続口31aを有したハウジング31と、このハウジ
ング31内に図中左右に滑動自在に嵌挿されたピストン部
材32と、このピストン部材32内にこれと同芯に且つ左右
に滑動自在に嵌挿されたスプール部材34とを有してな
る。ピストン部材32は、右端部に形成されたピストン部
32aと、ピストン部32aに同芯で且つこれから左方に延び
た円筒状のロッド部32bとからなり、ピストン部32aはハ
ウジング31内に形成されたシリンダ孔31cに嵌挿されて
このシリンダ孔31c内を２分割して左右のシリンダ室35,
36を形成せしめ、ロッド部32bはシリンダ孔31cより径が
小さく且つこれと同芯のロッド孔31dに嵌挿される。な
お、右シリンダ室35は、プラグ部材33aおよびカバー33b
により塞がれるとともに、スプール部材34がこれらを貫
通して配設されている。The first shift servo valve 30 includes a housing 31 having a connection port 31a to which the high pressure line 120 is connected, a piston member 32 slidably inserted in the housing 31 in the left and right directions in the drawing, and the piston member. Inside 32, there is a spool member 34 which is concentric therewith and is slidably inserted in the left and right directions. The piston member 32 has a piston portion formed at the right end.
32a and a cylindrical rod portion 32b concentric with the piston portion 32a and extending leftward from the piston portion 32a. The piston portion 32a is inserted into a cylinder hole 31c formed in the housing 31, and The inside is divided into two and the left and right cylinder chambers 35,
The rod portion 32b is smaller in diameter than the cylinder hole 31c, and is fitted into the rod hole 31d concentric with the cylinder hole 31c. The right cylinder chamber 35 includes a plug member 33a and a cover 33b.
, And a spool member 34 is disposed to penetrate these.
上記ピストン部32aにより仕切られて形成された左シ
リンダ室35には、油路31bを介して接続口31aに接続され
た高圧ライン120が繋がっており、ピストン部材32は左
シリンダ室35に導入された高圧ライン120からの油圧に
より図中右方向への押力を受ける。The high pressure line 120 connected to the connection port 31a through the oil passage 31b is connected to the left cylinder chamber 35 formed by being partitioned by the piston portion 32a, and the piston member 32 is introduced into the left cylinder chamber 35. A pressing force in the right direction in the figure is received by the hydraulic pressure from the high-pressure line 120.
スプール部材34の先端部には、スプール孔32dに密接
に嵌合し得るようにランド部34aが形成され、また、該
ランド部34aの右方には対角方向の２面が、所定軸線方
向寸法にわたって削り落とされ、凹部34bを形成してい
る。そして、この凹部34bの右方には止め輪37が嵌挿さ
れ、ピストン部材32の内周面に嵌着された止め輪38に当
接することにより抜け止めがなされている。At the tip of the spool member 34, a land portion 34a is formed so as to be able to fit closely into the spool hole 32d, and two diagonal surfaces are formed on the right side of the land portion 34a in a predetermined axial direction. It is shaved off over its dimensions to form a recess 34b. A retaining ring 37 is fitted on the right side of the concave portion 34b, and is prevented from coming off by contacting a retaining ring 38 fitted on the inner peripheral surface of the piston member 32.
ピストン部材32には、スプール部材34の右方向移動に
応じて右シリンダ室35をスプール孔32dを介して図示さ
れないオイルサンプに開放し得る排出路32eと、スプー
ル部材34の左方向移動に応じて凹部34bを介して右シリ
ンダ室35を左シリンダ室36に連通し得る連通路32cが穿
設されている。In the piston member 32, a discharge passage 32e capable of opening the right cylinder chamber 35 to an oil sump (not shown) via the spool hole 32d in response to the rightward movement of the spool member 34, and a leftward movement of the spool member 34 in accordance with the leftward movement. A communication passage 32c that allows the right cylinder chamber 35 to communicate with the left cylinder chamber 36 through the recess 34b is provided.
この状態より、スプール部材34を右動させると、ラン
ド部34aが連絡路32cを閉塞するとともに、排出路32eを
開放する。従って、油路31bを介して流入する高圧ライ
ン120からの圧油は、左シリンダ室35のみに作用し、ピ
ストン部材32をスプール部材34に追従するように右動さ
せる。When the spool member 34 is moved rightward from this state, the land portion 34a closes the communication path 32c and opens the discharge path 32e. Therefore, the pressure oil from the high pressure line 120 flowing through the oil passage 31b acts only on the left cylinder chamber 35, and moves the piston member 32 rightward so as to follow the spool member 34.
次に、スプール部材34を左動させると、凹部34bが上
記とは逆に連絡路32cを右シリンダ室36に連通させ、ラ
ンド部34aが排出路32eを閉塞する。従って、高圧油は左
右両シリンダ室35,36ともに作用することになるが、受
圧面積の差により、ピストン部材32をスプール部材34に
追従するように左動させる。Next, when the spool member 34 is moved to the left, the concavity 34b makes the communication path 32c communicate with the right cylinder chamber 36, and the land 34a closes the discharge path 32e. Accordingly, the high-pressure oil acts on both the left and right cylinder chambers 35 and 36, but moves the piston member 32 leftward so as to follow the spool member 34 due to the difference in the pressure receiving areas.
また、スプール部材32を途中で停止させると、左右両
シリンダ室35,36の圧力バランスにより、ピストン部材3
2は油圧フローティング状態となって、その位置に停止
する。Further, when the spool member 32 is stopped halfway, the pressure balance between the left and right cylinder chambers 35, 36 causes the piston member 3 to stop moving.
2 becomes a hydraulic floating state and stops at that position.
このように、スプール部材34を左右に移動させること
により、ピストン部材32を高圧ライン120からの高圧作
動油の油圧力を利用してスプール部材34に追従させて移
動させることができ、これによりリンク39を介してピス
トン部材32に連結された油圧モータＭの斜板Mtをその回
動軸Msを中心に回動させてその容量を可変制御すること
ができる。As described above, by moving the spool member 34 to the left and right, the piston member 32 can be moved to follow the spool member 34 by utilizing the hydraulic pressure of the high-pressure hydraulic oil from the high-pressure line 120, and thereby the link can be moved. The displacement of the swash plate Mt of the hydraulic motor M connected to the piston member 32 via the pin 39 can be variably controlled by rotating the swash plate Mt about its rotation axis Ms.
スプール部材34はリンク機構45を介して第２変速用サ
ーボバルブ50に連結されている。このリンク機構45は、
軸47cを中心に回動自在なほぼ直角な２本のアーム47aお
よび47bを有した第１リンク部材47と、この第１リンク
部材47のアーム47bの先端部にピン結合された第２リン
ク部材48とからなり、アーム47aの上端部が第１変速用
サーボバルブ30のスプール部材34の右端部にピン結合さ
れるとともに、第２リンク部材48の下端部は上記第２変
速用サーボバルブ50のスプール部材54にピン結合されて
いる。このため、第２変速用サーボバルブ50のスプール
部材54が上下動すると、第１変速用サーボバルブ30のス
プール部材34が左右に移動される。The spool member 34 is connected to the second speed changing servo valve 50 via a link mechanism 45. This link mechanism 45
A first link member 47 having two substantially right-angled arms 47a and 47b rotatable about a shaft 47c, and a second link member pin-coupled to the tip end of the arm 47b of the first link member 47. 48, the upper end of the arm 47a is pin-connected to the right end of the spool member 34 of the first speed changing servo valve 30, and the lower end of the second link member 48 is lower than that of the second speed changing servo valve 50. It is pin-connected to the spool member 54. Therefore, when the spool member 54 of the second shift servo valve 50 moves up and down, the spool member 34 of the first shift servo valve 30 moves left and right.
第２変速用サーボバルブ50は、２本の油圧ライン102,
104が接続されるポート51a,51bを有したハウジング51
と、このハウジング51内に図中上下に滑動自在に嵌挿さ
れたスプール部材54とからなり、スプール部材54は、ピ
ストン部54aと、このピストン部54aの下方にこれと同芯
に延びたロッド部54bとからなる。ピストン部54aは、ハ
ウジング51に上下に延びて形成されたシリンダ孔51c内
に嵌挿されて、カバー55により囲まれたシリンダ室内を
上および下シリンダ室52,53に分割する。ロッド部54b
は、シリンダ孔51cと同芯で下方に延びたロッド孔51dに
嵌挿される。The second speed servo valve 50 includes two hydraulic lines 102,
Housing 51 having ports 51a, 51b to which 104 is connected
And a spool member 54 slidably inserted in the housing 51 up and down in the figure. The spool member 54 has a piston portion 54a and a rod extending coaxially below and below the piston portion 54a. And part 54b. The piston portion 54a is inserted into a cylinder hole 51c formed to extend vertically in the housing 51, and divides a cylinder chamber surrounded by a cover 55 into upper and lower cylinder chambers 52, 53. Rod part 54b
Is fitted into a rod hole 51d extending concentrically with the cylinder hole 51c and extending downward.
なお、ロッド部54bにはテーパ面を有する凹部54eが形
成されており、この凹部54e内にトップ位置判定スイッ
チ58のスプール58aが突出しており、スプール部材54の
上動に伴いテーパ面に沿ってスプール58aが押し上げら
れることにより油圧モータＭの変速比が最小になったか
否かを検出することができるようになっている。A concave portion 54e having a tapered surface is formed in the rod portion 54b, and a spool 58a of the top position determination switch 58 protrudes in the concave portion 54e, and along the taper surface along with the upward movement of the spool member 54. It is possible to detect whether or not the gear ratio of the hydraulic motor M has become minimum by pushing up the spool 58a.
また、上記ピストン部54aにより２分割されて形成さ
れた上および下シリンダ室52および53にはそれぞれ、油
圧ライン102および104がポート51a,51bを介して連通し
ており、両油圧ライン102,104を介して供給される作動
油の油圧および両シリンダ室52,53内においてピストン
部54aが油圧を受ける受圧面積とにより定まるピストン
部54aへの油圧力の大小に応じて、スプール部材54が上
下動される。このスプール部材54の上下動はリンク機構
45を介して第１変速用サーボバルブ30のスプール部材34
に伝えられて、これを左右動させる。すなわち、油圧ラ
イン102,104を介して供給される油圧を制御することに
より第１変速用サーボバルブ30のスプール部材34の動き
を制御し、ひいてはピストン部材32を動かして油圧モー
タＭの斜板角を制御してこのモータＭの容量制御を行っ
て、変速比を制御することができるのである。具体的に
は、第２変速用サーボバルブ50のスプール部材54を上動
させることにより、第１変速用サーボバルブ30のピスト
ン部材32を右動させて斜板角を小さくし、油圧モータＭ
の容量を小さくして変速比を小さくさせることができ
る。The upper and lower cylinder chambers 52 and 53 formed by being divided into two by the piston portion 54a communicate with hydraulic lines 102 and 104 via ports 51a and 51b, respectively, via the hydraulic lines 102 and 104. The spool member 54 is moved up and down according to the magnitude of the hydraulic pressure applied to the piston portion 54a, which is determined by the hydraulic pressure of the supplied hydraulic oil and the pressure receiving area where the piston portion 54a receives the hydraulic pressure in the two cylinder chambers 52 and 53. . The vertical movement of the spool member 54 is controlled by a link mechanism.
The spool member 34 of the first shift servo valve 30 through 45
To move it to the left or right. That is, the movement of the spool member 34 of the first speed-changing servo valve 30 is controlled by controlling the hydraulic pressure supplied through the hydraulic lines 102, 104, and the piston member 32 is moved to control the swash plate angle of the hydraulic motor M. Then, the gear ratio can be controlled by controlling the capacity of the motor M. Specifically, by moving the spool member 54 of the second speed changing servo valve 50 upward, the piston member 32 of the first speed changing servo valve 30 is moved to the right to reduce the swash plate angle, and the hydraulic motor M
It is possible to reduce the gear ratio by reducing the capacity of.
ポート51aから上シリンダ室52内に繋がる油圧ライン1
02の油圧は、チャージポンプ10の吐出油をチャージ圧リ
リーフバルブ12により調圧した作動油が油圧ライン101,
102を介して導かれたものであり、ポート51bから下シリ
ンダ室53に繋がる油圧ライン104の油圧は、油圧ライン1
02から分岐したオリフィス103aを有する油圧ライン103
の油圧を、デューティ比制御される２個のソレノイドバ
ルブ151,152により制御して得られる油圧である。ソレ
ノイドバルブ151はオリフィス103aを有する油圧ライン1
03から油圧ライン104への作動油の流通量をデューティ
比に応じて開閉制御するものであり、ソレノイドバルブ
152は油圧ライン104から分岐する油圧ライン105とオリ
フィス106aを介してドレン側に連通する油圧ライン106
との間に配され、所定のデューティ比に応じて油圧ライ
ン104からドレン側への作動油の流出を行わせるもので
ある。Hydraulic line 1 that connects from port 51a into upper cylinder chamber 52
The hydraulic pressure of 02 is controlled by the hydraulic oil adjusted by the charge pressure relief valve 12 from the discharge oil of the charge pump 10 to the hydraulic line 101,
The hydraulic pressure of the hydraulic line 104 connected from the port 51b to the lower cylinder chamber 53 is supplied through the hydraulic line 1
Hydraulic line 103 having orifice 103a branched from 02
Is controlled by the two solenoid valves 151 and 152 whose duty ratios are controlled. Solenoid valve 151 is hydraulic line 1 having orifice 103a
The opening and closing control of the flow rate of hydraulic oil from 03 to the hydraulic line 104 is performed according to the duty ratio.
Reference numeral 152 denotes a hydraulic line 105 that branches from the hydraulic line 104 and a hydraulic line 106 that communicates with the drain side through an orifice 106a.
And allows the hydraulic oil to flow out from the hydraulic line 104 to the drain side in accordance with a predetermined duty ratio.
このため、油圧ライン102を介して上シリンダ室52に
はチャージ圧リリーフバルブ12により調圧されたチャー
ジ圧が作用するのであるが、油圧ライン104からは上記
２個のソレノイドバルブ151,152の作動により、チャー
ジ圧よりも低い圧が下シリンダ室53に供給される。ここ
で、上シリンダ室52の受圧面積は下シリンダ室53の受圧
面積よりも小さいため、上下シリンダ室52,53内の油圧
によりスプール部材54が受ける力は、上シリンダ室52内
の油圧Puに対して、下シリンダ室53内の油圧がこれより
低い所定の値Pl（Pu＞Pl）のときに釣り合う。このた
め、ソレノイドバルブ151,152により、油圧ライン104か
ら下シリンダ室53に供給する油圧を上記所定の値Plより
大きくなるように制御すれば、スプール部材54を上動さ
せて油圧モータＭの斜板角を小さくして変速比を小さく
することができ、下シリンダ室53に供給する油圧をPlよ
り小さくなるように制御すれば、スプール部材54を下動
させて油圧モータＭの斜板角を大きくして変速比を大き
くすることができる。For this reason, the charge pressure regulated by the charge pressure relief valve 12 acts on the upper cylinder chamber 52 via the hydraulic line 102. From the hydraulic line 104, the two solenoid valves 151 and 152 operate to operate. A pressure lower than the charge pressure is supplied to the lower cylinder chamber 53. Here, since the pressure receiving area of the upper cylinder chamber 52 is smaller than the pressure receiving area of the lower cylinder chamber 53, the force received by the spool member 54 by the hydraulic pressure in the upper and lower cylinder chambers 52, 53 is reduced by the hydraulic pressure Pu in the upper cylinder chamber 52. On the other hand, when the hydraulic pressure in the lower cylinder chamber 53 is a predetermined lower value Pl (Pu> Pl), the balance is achieved. For this reason, if the hydraulic pressure supplied from the hydraulic line 104 to the lower cylinder chamber 53 is controlled by the solenoid valves 151 and 152 so as to be greater than the predetermined value Pl, the spool member 54 is moved upward and the swash plate angle of the hydraulic motor M is increased. If the oil pressure supplied to the lower cylinder chamber 53 is controlled to be smaller than Pl, the spool member 54 is moved downward to increase the swash plate angle of the hydraulic motor M. Thus, the gear ratio can be increased.
上記両ソレノイドバルブ151,152はコントローラ100か
らの信号により駆動制御されるものであり、このことか
ら分かるように、コントローラ100からの信号により、
第１および第２変速用サーボバルブ30,50の作動を制御
し、油圧モータＭの容量の制御、ひいては変速比の制御
がなされる。Both solenoid valves 151, 152 are driven and controlled by a signal from the controller 100, and as can be seen from this, a signal from the controller 100 causes
The operations of the first and second speed changing servo valves 30 and 50 are controlled to control the displacement of the hydraulic motor M and thus the speed ratio.
この変速比の制御内容については、第３図のフローチ
ャートに基づいて説明する。この制御においては、ま
ず、実エンジン回転数Neを計測し、さらに、目標エンジ
ン回転数Neoを設定するためのパラメータ、例えばエン
ジンスロットル開度が読み込まれる。なお、これ以外に
も車速、エンジン水温、大気圧等が読み込まれることも
ある（目標エンジン回転数をこれらの情報に応じて補正
するため）。そして、このパラメータに基づいて目標エ
ンジン回転数Neoが、予め設定されているテーブルから
検索され、この目標エンジン回転数Neoと実エンジン回
転数Neとの回転差ΔNeを算出する。The control content of the gear ratio will be described with reference to the flowchart of FIG. In this control, first, the actual engine speed Ne is measured, and further, a parameter for setting the target engine speed Neo, for example, the engine throttle opening is read. In addition to this, the vehicle speed, engine water temperature, atmospheric pressure, etc. may be read (in order to correct the target engine speed according to these information). Then, based on this parameter, the target engine speed Neo is retrieved from a preset table, and the rotation difference ΔNe between this target engine speed Neo and the actual engine speed Ne is calculated.
次いで、実エンジン回転数が3000rpm以上か否かを判
断し、Ne≧3000rpmのときには、上記ΔNeを補正処理す
る。この補正は、例えば、回転差ΔNeに１より小さな補
正係数を乗じてこの値を小さくする補正であり、これに
より、制御スピードが緩やかにされる。一方、Ne＜3000
rpmのときには、上記補正処理は行わない。Next, it is determined whether or not the actual engine speed is 3000 rpm or more, and when Ne ≧ 3000 rpm, the above ΔNe is corrected. This correction is, for example, a correction in which the rotation difference ΔNe is multiplied by a correction coefficient smaller than 1 to reduce this value, whereby the control speed is moderated. On the other hand, Ne <3000
The correction process is not performed at rpm.
すなわち、実エンジン回転数が所定回転（3000rpm）
未満のときには回転差は補正されずにそのまま用いられ
るが、所定回転以上のときにはこれを小さくする補正が
なされる。この結果、以下に示すように、エンジン回転
が高い領域では低い領域より小さな制御スピードが設定
される。That is, the actual engine speed is the specified speed (3000 rpm)
When the rotation speed is less than the above, the rotation difference is used as it is without being corrected, but when the rotation speed is equal to or more than a predetermined rotation, the correction is made to reduce the rotation difference. As a result, as shown below, a smaller control speed is set in the high engine rotation region than in the low rotation region.
この後、補正後の回転差（補正がなされないときには
そのままの回転差）に応じた変速比制御スピードを予め
設定されているテーブルから検索算出し、この制御スピ
ードになるようにコントローラ100からソレノイドバル
ブ151,152に駆動デューティ比信号が出力される。After that, the speed change ratio control speed according to the corrected rotation difference (the rotation difference when it is not corrected) is searched and calculated from a preset table, and the controller 100 causes the solenoid valve to reach this control speed. The drive duty ratio signal is output to 151 and 152.
このような制御を行うと、例えば、第４図に示す車速
がV1でエンジン回転が2000rpmの点Ａの状態で走行中に
おいて、アクセルペダルが踏み込まれて目標エンジン回
転数が3000rpmになった場合には、回転差ΔNeは1000rpm
であり、矢印イで示すようにエンジン回転が急速に上昇
するような変速比の制御がなされ、車速がV2でエンジン
回転が3000rpmの状態（点Ｂの状態）に移行する。な
お、この後、アクセル開度が変化せず目標エンジン回転
数が3000rpmのままであれば、エンジン出力と走行負荷
とが均衡する状態まで、エンジン回転が一定のまま増速
されるような変速制御がなされる。When such control is performed, for example, when the accelerator pedal is depressed and the target engine speed reaches 3000 rpm while the vehicle is traveling at a point A where the vehicle speed is V 1 and the engine speed is 2000 rpm shown in FIG. , The rotation difference ΔNe is 1000 rpm
The gear ratio is controlled so that the engine speed increases rapidly as indicated by the arrow a, and the vehicle speed shifts to V 2 and the engine speed shifts to 3000 rpm (point B). After that, if the accelerator opening does not change and the target engine speed remains 3000 rpm, the gear change control is performed so that the engine speed is kept constant until the engine output and running load are balanced. Is done.
ところが、点Ｂの状態に達した時点でさらにアクセル
ペダルが踏み込まれ、目標エンジン回転数が4000rpmに
なった場合には、このときの回転差ΔNeも1000rpmであ
るが、実エンジン回転数Ne≧3000rpmなので、この回転
差ΔNeは、例えば、補正係数0.5が乗じられて、500rpm
に補正される。このため、点Ｂからの変速比制御のスピ
ードは緩やかになり、点Ｂから点Ｃの状態まで矢印ロで
示すように、車速の増大とともにエンジン回転が緩やか
に増加する。However, when the accelerator pedal is further depressed when the state of point B is reached and the target engine speed reaches 4000 rpm, the rotation difference ΔNe at this time is also 1000 rpm, but the actual engine speed Ne ≧ 3000 rpm. Therefore, this rotation difference ΔNe, for example, is multiplied by a correction coefficient of 0.5 to obtain 500 rpm.
Is corrected to. Therefore, the speed of the gear ratio control from the point B becomes gentle, and the engine rotation gradually increases as the vehicle speed increases from the point B to the state C, as indicated by the arrow B.
このように回転差が1000rpmのときより500rpmのとき
の方が緩やかな（小さな）制御スピードが設定され、こ
のことから分かるように、回転差に応じた変速比制御ス
ピードとは、回転差が大きいほど大きくなるような関係
の制御スピードを意味する。In this way, a slower (smaller) control speed is set when the rotation difference is 500 rpm than when the rotation difference is 1000 rpm. As can be seen from this, the gear ratio control speed according to the rotation difference has a large rotation difference. It means the control speed of the relationship that becomes larger.
これにより、エンジン回転が3000rpm未満のときに
は、これが3000rpmを超えるまでは、エンジン回転数を
目標回転数の方に急速に近ずけてエンジントルクが充分
に発生し加速力が得やすい3000rpm以上の状態に急速に
近ずける。一方、エンジン回転が3000rpmを超えたとき
には、変速比制御スピードを緩やかにしてエンジン出力
をエンジン回転の上昇用と車両の加速用とに分配し、エ
ンジン回転数を目標回転数に近ずけると同時に車両の加
速も行わせ、これにより、アクセルペダルの操作に対し
て運転者が要求する加速感を損なわないようにしてい
る。As a result, when the engine speed is lower than 3000 rpm, the engine speed is rapidly approached the target speed until the engine speed is higher than 3000 rpm. Approach rapidly. On the other hand, when the engine speed exceeds 3000 rpm, the transmission ratio control speed is moderated and the engine output is distributed to increase the engine speed and to accelerate the vehicle to bring the engine speed closer to the target speed. The vehicle is also accelerated so as not to impair the feeling of acceleration required by the driver for the operation of the accelerator pedal.
なお、この制御においては、エンジン回転数が3000rp
m以上か以下かということを判断して制御スピードを補
正しているが、この回転数はエンジンの特性に応じて設
定するものであり、3000rpmに限られるものではないこ
とは、当然である。さらに、第５図のフローチャートに
示すように、目標回転数Neoと実回転数Neとの回転差ΔN
eを実エンジン回転数Neに対応して連続的に補正するよ
うにしてもよい。すなわち、補正係数を実エンジン回転
数Neの関数として設定したり、実エンジン回転数Neをい
くつかの領域に分け、各領域毎に補正係数を設定するよ
うにしてもよい。In this control, the engine speed is 3000 rp
The control speed is corrected by judging whether it is more than or equal to m or less, but it is natural that this number of revolutions is set according to the characteristics of the engine and is not limited to 3000 rpm. Further, as shown in the flowchart of FIG. 5, the rotation difference ΔN between the target rotation speed Neo and the actual rotation speed Ne.
The e may be continuously corrected corresponding to the actual engine speed Ne. That is, the correction coefficient may be set as a function of the actual engine speed Ne, or the actual engine speed Ne may be divided into several areas and the correction coefficient may be set for each area.
また以上においては、目標エンジン回転数Neoと実エ
ンジン回転数Neとの回転差ΔNeを、実エンジン回転数に
対応して補正する例を示したが、上記回転差ΔNeに応じ
て、まず制御スピードを算出し、しかる後、この制御ス
ピードを実エンジン回転数に応じて補正するようにして
も同様である。Further, in the above, the example in which the rotation difference ΔNe between the target engine speed Neo and the actual engine speed Ne is corrected in accordance with the actual engine speed is shown. Is calculated, and then the control speed is corrected according to the actual engine speed.
以上の実施例においては、油圧ポンプと油圧モータと
からなる無段変速機を用いる場合を示したが、本発明の
制御方法はこのような無段変速機だけでなく、他の形式
の無段変速機に用いても良いのは無論である。さらに、
変速比の制御装置としても、本例のように電気的なコン
トローラによりソレノイドバルブを制御してサーボバル
ブを作動させる電気−油圧式の装置のみならず、スロッ
トル開度に対応した油圧力を発生させて、この油圧力に
よりサーボバルブを作動させるような装置を用いても良
い。In the above embodiments, the case where the continuously variable transmission including the hydraulic pump and the hydraulic motor is used has been shown. However, the control method of the present invention is not limited to such a continuously variable transmission and other types of continuously variable transmissions. Of course, it may be used for a transmission. further,
As a gear ratio control device, not only an electro-hydraulic device that controls a solenoid valve by an electric controller to operate a servo valve as in this example, but also an oil pressure corresponding to a throttle opening is generated. Then, a device that operates the servo valve by this hydraulic pressure may be used.
ハ．発明の効果 以上説明したように、本発明によれば、目標エンジン
回転数と実エンジン回転数との回転差をそのときの実エ
ンジン回転数に応じて補正し、この補正した回転差に対
応する制御スピードを設定させたり、目標エンジン回転
数と実エンジン回転数との回転差に対応する制御スピー
ドを設定し、この設定制御スピードをそのときの実エン
ジン回転数に応じて補正させたりされるので、エンジン
トルクが充分に得られる回転数までは、実エンジン回転
を目標エンジン回転に急速に近ずくように変速制御を行
わせ、エンジントルクが充分発揮できる回転数に達する
と実エンジン回転数の上昇をゆっくりと行わせて、車両
の加速も充分に行わせるというような制御が可能とな
り、アクセル操作に対する車両の加速を運転者の感覚に
近ずけることができ、違和感が生ずるのを防止すること
ができる。C. As described above, according to the present invention, the rotation difference between the target engine speed and the actual engine speed is corrected according to the actual engine speed at that time, and the corrected rotation difference is dealt with. The control speed can be set, or the control speed corresponding to the difference between the target engine speed and the actual engine speed can be set, and this set control speed can be corrected according to the actual engine speed at that time. , Until actual engine speed is obtained, shift control is performed so that the actual engine speed approaches the target engine speed rapidly, and the actual engine speed increases when the engine torque reaches a sufficient value. It is possible to perform control so that the vehicle is accelerated sufficiently to accelerate the vehicle sufficiently, and the acceleration of the vehicle with respect to the accelerator operation can be approximated to the driver's feeling. It is possible to prevent discomfort from occurring.
第１図は本発明の方法により変速制御される無段変速機
の油圧回路図、 第２図は第１および第２変速用サーボバルブの断面図、 第３図および第５図は上記変速制御の具体例を示すフロ
ーチャート、 第４図は上記無段変速機を搭載した車両の走行特性図で
ある。 ４……シャトルバルブ、５……クラッチ弁 10……チャージポンプ 30,50……変速用サーボバルブ 100……コントローラ、Ｅ……エンジン Ｐ……油圧ポンプ、Ｍ……油圧モータ Ｔ……無段変速機、Ｗ……車輪FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a continuously variable transmission that is shift-controlled by the method of the present invention, FIG. 2 is a cross-sectional view of first and second shift servo valves, and FIGS. 3 and 5 are the shift control. 4 is a flow chart showing a specific example of FIG. 4, and FIG. 4 is a traveling characteristic diagram of a vehicle equipped with the continuously variable transmission. 4 ... Shuttle valve, 5 ... Clutch valve 10 ... Charge pump 30,50 ... Shift servo valve 100 ... Controller, E ... Engine P ... Hydraulic pump, M ... Hydraulic motor T ... Stepless Transmission, W ... Wheels
Claims (2)
ときより小さくなる出力トルク特性を有したエンジンに
より駆動される無段変速機の変速制御方法において、 前記エンジンのアクセル開度に応じて目標エンジン回転
数を設定し、 実エンジン回転数と前記目標エンジン回転数との回転差
および前記実エンジン回転数に基づいて変速比制御スピ
ードを設定し、 前記実エンジン回転数を前記目標エンジン回転数に一致
させる変速制御を前記変速比制御スピードを制御値とし
て用いて行うようになっており、 前記変速比制御スピードは、前記回転差が大きいほど大
きく、前記エンジン回転数が高回転のときの方が低回転
のときより小さく設定されることを特徴とする無段変速
機の制御方法。1. A shift control method of a continuously variable transmission driven by an engine having an output torque characteristic which becomes smaller at a predetermined rotation speed or less than at a predetermined rotation speed or more, in a target engine according to an accelerator opening degree of the engine. A rotation speed is set, a gear ratio control speed is set based on the rotation difference between the actual engine speed and the target engine speed, and the actual engine speed, and the actual engine speed matches the target engine speed. The gear ratio control speed is controlled by using the gear ratio control speed as a control value. The gear ratio control speed increases as the rotation difference increases, and decreases when the engine speed is high. A control method for a continuously variable transmission, which is characterized in that it is set smaller than during rotation.
転以下のときにこの所定回転以上のときより小さくなる
出力トルク特性を有しており、 前記変速比制御スピードは、実エンジン回転数が前記所
定回転以下のときには前記回転差に応じて設定され、実
エンジン回転数が前記所定回転を越えるときには前記回
転差に応じて設定された値を減少させる補正を行って設
定されることを特徴とする請求項第１項に記載の無段変
速機の制御方法。2. The engine has an output torque characteristic which becomes smaller when the engine speed is equal to or lower than a predetermined speed than when the engine speed is equal to or higher than the predetermined speed, and the gear ratio control speed is the actual engine speed. When the engine speed is equal to or less than a predetermined rotation speed, it is set according to the rotation speed difference, and when the actual engine speed exceeds the predetermined rotation speed, it is set by performing a correction to reduce the value set according to the rotation speed difference. The control method for the continuously variable transmission according to claim 1.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62263058A JP2516782B2 (en) | 1987-10-19 | 1987-10-19 | Shift control method for continuously variable transmission for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62263058A JP2516782B2 (en) | 1987-10-19 | 1987-10-19 | Shift control method for continuously variable transmission for vehicle |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH01106741A JPH01106741A (en) | 1989-04-24 |
| JP2516782B2 true JP2516782B2 (en) | 1996-07-24 |
Family
ID=17384272
Family Applications (1)
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Country Status (1)
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Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
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Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5944536A (en) * | 1982-09-03 | 1984-03-13 | Mitsuo Sakamoto | Continuous roof ventilator |
-
1987
- 1987-10-19 JP JP62263058A patent/JP2516782B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH01106741A (en) | 1989-04-24 |
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