JP2673505B2 - Controller for continuously variable transmission - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は自動車用無段変速機の制御装置に関するもの
であり、特に電磁粉式電磁クラツチ（以下パウダクラツ
チと呼ぶ。）とＶベルト式無段変速機構とを組み合せた
ものに関するものである。 〔従来の技術〕 第２図は従来技術を示し、同図（Ａ）は車両用動力伝
達機構の構成図である。図中、201はエンジン、202はク
ラツチ、203は変速機、204は車両である。運転者の操作
指令によつて車両の走行を制御し、例えばエンジン201
の特性あるいは運転者のフイーリング等からエンジン制
御、クラツチ制御、変速機制御を行つている。 第２図（Ｂ）はＶベルト式無段変速機構の動作原理説
明図で、205はＶベルト、210は入力軸、211は出力軸、2
12は入力軸210用油圧シリンダを持つ入力軸プーリ、213
は出力軸211用油圧シリンダを持つ出力軸プーリであ
る。入力軸油圧シリンダの油圧P_Rに応じて入力軸プーリ
212は図示変位量θ_１を生じると同時にＶベルト205の入
力軸回転半径R₁が変化する。他方、出力軸シリンダの油
圧P_Mに応じて出力軸プーリ213は図示変位量θ_２を生じ
るとともに、Ｖベルト205の出力軸回転半径R₂が変化す
る。従つて、このR₂とR₁の比率を変えることにより変速
比を変えることができる。ところで、Ｖベルト205は一
定長さであるから、入力軸シリンダ油圧P_Rと出力軸シリ
ンダ油圧P_Mを協調して制御しないとＶベルト205のすべ
りを生じたり異常なストレスがかかり、Ｖベルト205の
寿命低下や破壊に至る。 又、第２図（Ｃ）は油圧制御式無段変速機の制御装置
の要素構成図であり、220はスロツトルカム、221は変速
油圧バルブ、222はメイン油圧制御バルブ、223は変速比
検出機構、224は油圧ポンプ、227はオイルフイルタ、22
8はオイルパン、229は入力軸回転数センサ、225は入力
軸用シリンダ、226は出力軸用シリンダである。車両用
の場合、入力軸210にはエンジン出力軸が接続されるの
で、以下エンジン回転数は入力軸回転数と等しいとして
説明する。変速油圧制御バルブ221はスロツトル開度θ
_THとエンジン回転数N_Eとにより第２図（Ｄ）のような変
速油圧制御特性を有している。図中、スロツトル開度θ
_THを一定とすれば、このスロツトル開度に応じた変速開
始エンジン回転数N_ERSよりエンジン回転数N_Eが増加すれ
ば変速油圧P_Rおよび変速比Ｍが上昇し、変速開始エンジ
ン回転数N_ERSとエンジン回転数N_Eとの差であるエンジン
回転数偏差に応じた変速油圧特性を得ている。メイン油
圧制御バルブ222は変速比検出機構223からの変速比信号
Ｍとエンジン回転数N_Eとから第２図（Ｅ）に示すメイン
油圧制御特性を得ている。今、一定スロツトル開度θ_TH
の場合、エンジン回転数N_Eと変速比Ｍとから図示曲線θ
_TH(1)となる。即ち、変速比Ｍの増加に対してメイン油
圧P_Mは低下する。前記した変速制御バルブ221とメイン
油圧制御バルブ222とが変速比増加に対して補うように
油圧を制御することにより、Ｖベルト205のすべりやス
トレス等の問題がない変速制御を行うことができる。 第２図（Ｆ）はエンジン特性を示し、スロツトル開度
θ_TH、エンジン回転数N_E、エンジントルクT_Eとの関係を
示している。 第２図（Ｇ）は車速V_Wとエンジン回転数N_Eとの関係を
示し、スロツトル開度θ_THによりほぼ一定のエンジン回
転数N_Eとなる。変速比Ｍが大きくなる状態では、エンジ
ン回転数偏差の影響でエンジン回転数が大きくなる。 第２図（Ｈ）は車両駆動力T_Wと車速V_Wとの関係を示
し、スロツトル開度θ_THが全開で最大エンジン回転数で
かつ最大トルク時の特性である。 尚、パウダクラツチは電流制御によりクラツチトルク
を制御している。無段変速機の変速中はクラツチは直結
トルクとしている。又、発進時で変速比が最小の場合に
は、半クラツチ作用を得るべく発進トルクとしている。
また、低速域でアクセル開放の時にはクリープ現象防止
のためにクラツチ開放としている。 〔発明が解決しようとする問題点〕 しかるに、従来の制御装置によれば、スロツトルカム
220から与えられる最小燃費走行モードでの走行性能を
得ることは困難であつた。即ち、スロツトルカム220か
ら各スロットル開度に対する変速開始エンジン回転数を
得るには特性変更が容易でなく、エンジン特性が異なる
車両毎にスロツトルカム220を容易する必要があつた。
又、入力軸回転数センサ229は機械式であるため、ゴミ
等により正確な油圧制御が困難であつた。さらに、変速
比検出機構223は、回転部との接触部の摩耗等により寿
命や経年変化による精度が問題になることがあつた。ま
た、クラツチ接続のタイミングと変速制御のタイミング
が従来では独立して制御されており、変速時のシヨツク
やクラツチ接続によるシヨツクに対してクラツチの過渡
トルク制御を行つており、このような個々に独立した制
御では微妙なシヨツクを軽減することができなかつた。 本発明は上記のような従来の問題点を解決するために
成されたものであり、構成簡単で制御精度を向上するこ
とができる無段変速機の制御装置を得ることを目的とす
る。 〔問題点を解決するための手段〕 本発明に係る無段変速機の制御装置は、Ｖベルトと入
力軸回転半径が可変の入力軸プーリと出力軸回転半径が
可変の出力軸プーリとで構成されたＶベルト式無段変速
機構と、入力軸プーリの回転半径を可変にするシリンダ
の油圧制御を行う変速油圧制御ソレノイドバルブと、出
力軸プーリの回転半径を可変にするシリンダの油圧制御
を行うメイン油圧制御ソレノイドバルブと、エンジンと
Ｖベルト式無段変速機構との間に介設された電磁式クラ
ッチと、エンジンの回転速度を検出するエンジン回転速
度検出手段と、エンジンに要求する出力を検出するエン
ジン要求出力検出手段と、車両の速度を検出する車速検
出手段と、エンジン回転速度検出手段、エンジン要求出
力検出手段および車速検出手段の検出出力に基づき電磁
式クラッチのトルク制御を行うクラッチトルク制御手段
と、エンジン要求出力検出手段とエンジン回転速度検出
手段との検出出力に基づき、Ｖベルト式無段変速機構の
変速比が目標とする変速比になるよう変速油圧制御ソレ
ノイドバルブおよびメイン油圧制御ソレノイドバルブの
給電電流を制御する変速制御手段とを備え、エンジンの
回転速度がエンジン要求出力検出手段に応じて予め定め
られた変速開始回転数よりも低い回転数から上昇する際
には半クラッチでトルクが徐々に増加する方向に制御す
ると共に、変速制御手段は変速開始エンジン回転数とエ
ンジンの回転速度とが一致したとき変速比を増加する方
向に制御を開始すると共に、クラッチトルク制御手段は
変速制御手段が変速比を増加する方向に制御を開始した
とき電磁式クラッチを直結状態にすべくトルク制御を開
始するものである。 〔作用〕 本発明によれば、ソレノイドバルブの電流制御を行う
ことによりＶベルト式無段変速機構の変速制御を行う。
また、クラッチ制御および変速機制御のタイミングを同
期化することにより、車両にショックか発生するのを防
止する。具体的には、変速制御手段はエンジン要求出力
検出手段に応じて予め定められた変速開始エンジン回転
数とエンジンの回転速度とが一致したとき変速比を増加
する方向に制御を開始すると共に、クラッチトルク制御
手段は変速制御手段が変速比を増加する方向に制御を開
始したとき電磁式クラッチを直結状態にすべくトルク制
御を開始する。なお、エンジンの回転速度が変速開始回
転数よりも低い回転数から上昇する際には半クラッチで
トルクが徐々に増加する方向に制御する。 〔実施例〕 以下、本発明の実施例を図面とともに説明する。第１
図（Ａ）において、１は変速油圧制御ソレノイドバル
ブ、２はメイン油圧制御ソレノイドバルブである。各ソ
レノイドバルブ1,2は出力油圧帰還形であり、出力油圧
帰還形ソレノイドバルブは、出力油圧と電磁吸引力との
バランスにより出力油圧が制御できる。11は出力油圧帰
還路、12は電磁コイル、13はケース、14はスプール15と
同一に移動する磁性体からなる移動ヨークである。電磁
力と出力油圧とのバランスでスプール15の位置が定ま
り、出力油圧制御を行うことができる。変速油圧P_Rおよ
びメイン油圧P_Mは各々の電磁コイル12の電流により一義
的に出力油圧が決定される。 第１図（Ｂ）は各ソレノイドバルブ1,2の制御を行う
電子制御装置の詳細を示し、100はマイクロコンピユー
タ（マイコン）で内部にプロセツサ（CPU）、リードオ
ンリーメモリ（ROM）、ランダムアクセスメモリ（RAM）
および入出力インターフエースを有しており、入力信号
に応じて各種演算処理を行う。101はパウダクラツチ制
御手段、102は変速油圧制御手段、103はメイン油圧制御
手段、104はパウダクラツチ、105,106は夫々ソレノイド
バルブ1,2の油圧ソレノイド、109,113は車両表示灯、11
0は警報ブザー、111,112は制御用ソレノイド、108はマ
イコン100からの出力信号を増幅するアンプ、114は車速
センサ、クラツチ回転数センサ、エンジン回転数センサ
からのパルス信号を波形整形する波形整形回路、115は
図示しないエンジン要求出力検出手段であるスロツトル
開度センサからのアナログ量をデイジタル量に変換する
A/D変換器、116は各種のエンジン制御情報あるいは走行
制御情報の検出スイツチ等の入力インターフエース回路
である。エンジン制御情報としては、チヨーク使用の有
無を検知するチヨークスイツチの出力、あるいはエンジ
ン負荷としてかなり大きな負荷となるエアコン使用の有
無を検出するA/Cスイツチの出力等がある。走行制御情
報としては、運転者の意志を伝達するセレクトレンジス
イツチ、ブレーキスイツチ、アクセルスイツチ、サイド
ブレーキスイツチ等の出力がある。又、図中の車種信号
は、性能が異る共通のハードウエアで構成できるものに
おいてマイコンソフトウエアのみで車種切換ができるよ
うにしたものである。 尚、クラツチ回転数センサは、クラツチが直結トルク
時にはクラツチ回転数がエンジン回転数と比例するので
不要であるが、発進時のようにクラツチすべり回転数を
制御する場合に必要となる。又、変速機はほぼ一速相当
のギヤ比に設定する。従つて、クラツチ制御ばかりでな
く変速機制御にも必要になる。 第３図（Ａ），（Ｂ）は入力インターフエース回路11
6の二つの具体的構成例を示し、400は検出スイツチ、40
1はトランジスタ、402は定電圧ダイオード、403はベー
スバイアス抵抗、404はチヤタリング防止コンデンサ、4
05はベース抵抗、406はスイツチバイアス抵抗である。
ただし、（Ａ）図の場合は電源電位を基準とする検出ス
イツチ400の場合であり、（Ｂ）図は接地電位を基準と
する検出スイツチ400の場合である。 第４図は各波形整形回路114の具体的回路構成を示
し、（Ａ）図において車速センサ117は車輪と比例した
回転数で回転し、突起部が着磁された歯車状の回転部50
0と磁気によりオンオフするリードスイツチ501とからな
る。リードスイツチ501のオンオフ周波数が車速に比例
することにより車速の検知を行つている。502はスイツ
チバイアス抵抗、503は入力抵抗、504はチヤタリング防
止コンデンサ、505〜508はコンパレータ509のバイアス
抵抗である。エンジン回転数は第４図（Ｂ）に示すよう
に点火用パルス（I_Gパルス）より検出する。118はI_Gパ
ルス回路で、点火プラグ510、ポイント511、イグナイタ
512、制限抵抗513およびサージ吸収コンデンサ514によ
り構成される。又、515は逆流防止ダイオード、516はチ
ヤタリング防止コンデンサ504の放電抵抗である。さら
に、第４図（Ｃ）において、119は起電力検出形の回転
数センサで、回転軸に取付けられ、突起部が着磁された
歯車状回転部500による磁気誘導起電力がコイル520に発
生し、出力周波数が回転数に比例する。各センサ117〜1
19によつてクラツチ回転数、エンジン回転数および車速
が検出される。 第５図はパウダクラツチ制御手段101の具体的構成を
示し、600はマイコン100の出力ポート、601はデイジタ
ル信号をアナログ信号に変換するD/A変換器、602はパル
ス巾変調器で電流指令値I_Sと電流帰還信号I_Fとの差でオ
ンオフ制御信号を得る。603,605はベース抵抗、604は電
流制御用トランジスタ、606,607は逆励磁電流制御用ト
ランジスタ、616,617は逆励磁電流制限抵抗、608は早切
用トランジスタ、609は還流ダイオード、610は早切用定
電圧ダイオード、611はクラツチ電流検出抵抗、612,613
は電流検出アンプ614のバイアス抵抗、615はナンド回路
である。電流指令値信号I_Sはパウダクラツチ104のトル
クに対応して制御される。 第６図は変速油圧制御手段102の具体的構成を示し、7
00はマイコン100の出力ポート、701はD/A変換器、702は
電流指令値I_Sと電流帰還信号I_Fとに応じてオンオフ制御
信号を得るパルス巾変調器、703は論理反転用NOT回路、
705はベース抵抗、706は電流制御トランジスタ、712は
還流用ダイオード、708はソレノイド電流検出抵抗、70
9,710は電流検出用アンプ711のバイアス抵抗である。こ
の回路は、出力油圧帰還形ソレノイドバルブ１の駆動に
用い、電流制御トランジスタ706がオンオフスイツチン
グ動作することにより電流制御を行うので制御損失の少
ない電流制御ができる。 第７図はパウダクラツチ104の電流とクラツチトルク
の特性を示し、第８図は変速油圧ソレノイド105の電流
と油圧の特性を示す。このように、電流に対してほぼ一
定の出力特性を得ることができ、油圧と電磁力とのバラ
ンスにより流量制御ができるので電子制御装置での圧力
検出、演算などの処理が不要になる。 第９図は上記装置のフローチヤートを示し、801は車
速演算ルーチン、802はエンジン回転数演算ルーチン、8
03はスロツトル開度信号入力ルーチン、804は入力信号
検出ルーチン、805は変速比演算ルーチン、806〜808は
エンジン特性上の運転領域判別ルーチンでエンストある
いはアイドル回転数上昇の防止のための判断をする。80
9はセレクトレンジ判別ルーチンで、P,N時にはクラツチ
開放とする。810は発進モード検出ルーチンで車速やア
クセル状態により発進時と思われる運転領域を検出す
る。811は所望の運転性能を得るための走行パターン選
択ルーチンで、クラツチが直結の時にパワフルな運転、
高効率な運転など運転者の要求により性能を選択するた
めの判別ルーチンである。812は各モードにおける変速
油圧制御ルーチン、813はメイン油圧制御ルーチン、814
はクラツチトルク制御ルーチンである。次に、810乃至8
14の処理について詳述する。810は上述の如く発進時と
思われる運転領域を検出する処理であって、ここでは車
速を例にとって説明する。810において車速が所定未
満、即ち第２図（Ｇ）においてM1と踏み込んだスロット
ル開度に相当する一定スロットル開度ラインとの交点に
対応する車速未満であった場合は発進モードと判定して
812に進む。このとき変速油圧制御812は、第２図（Ｇ）
に示す如くスロツトル開度に拘わらず変速比を最小（最
もトルクが大きい状態）にすべくM1を選択する。そし
て、その後行われるクラッチトルク制御814においては
第５頁第13行乃至第15行に記載されたように半クラッチ
状態になるよう制御する。ここで半クラッチ状態におけ
るクラッチトルクTCとは、第２図（Ｆ）に示すように、
M1と踏み込んだスロットル開度に相当する一定スロット
ル開度ラインとの交点におけるエンジントルクTEに等し
い値である。そしてクラッチトルクTCの制御は、第12図
に示すように求められたクラッチトルクTCに対するクラ
ッチ電流ICを読み出し、このクラッチ電流ICに基づいて
行われる。 次に第２図（Ｇ）において車速が上昇し、M1と踏み込
んだスロットル開度に相当する一定スロットル開度ライ
ンとの交点における車速以上になった場合は、810にお
いてNOと判定される。そして811を経由し、続く変速油
圧制御812においては、第２図（Ｇ）に示す如く車速VW
が増加してもエンジン回転数NEが略一定となるように変
速比が増加する方向に変速制御が行われる。このとき、
続くクラッチトルク制御814では、今度は第５頁12行乃
至第13行に記載されたようにクラッチトルクTCを直結ト
ルク（エンジントルクTE＜クラッチトルクTC）にすべく
制御する。 第10図は変速油圧制御ルーチン812の詳細フローチヤ
ートを示し、851はスロツトル開度θ_THに対する変速開
始エンジン回転数N_ERSをメモリに格納しており、これを
読出すようにした変速開始エンジン回転数特性ルーチン
であっても、該メモリに記憶された変速開始エンジン回
転数N_ERSは発進モードの判定にも用いられる。852はエ
ンジン回転数N_Eと変速開始エンジン回転数N_ERSとの差で
あるエンジン回転数偏差に対する変速油圧P_Rをメモリに
格納してあり、これを読出すようにした変速油圧特性ル
ーチンである。853は変速油圧P_Rに対してソレノイドバ
ルブの電流値I_Rをメモリに格納しており、これを読み出
すようにした変速油圧制御ソレノイド電流特性ルーチン
である。以上のようにスロツトル開度θ_THとエンジン回
転数N_Eとから変速油圧ソレノイド105の電流制御信号を
得ている。尚、従来では変速比とエンジン回転数とによ
り行つていたが、基本的には本実施例でもメイン油圧制
御が可能になる。もちろん、変速比による場合は既に車
速とエンジン回転数あるいはクラツチ回転数とを基に演
算により求めたものを利用することは容易にできる。 第11図はメイン油圧制御ルーチン813の詳細フローチ
ヤートを示し、861はスロツトル開度θ_THに対するメイ
ン油圧印加エンジン回転数N_EMSを予めメモリに格納して
おき、読み出すようにしたメイン油圧印加エンジン回転
数特性ルーチンである。862はエンジン回転数N_Eとメイ
ン油圧印加エンジン回転数N_EMSとの差によりメイン油圧
P_Mをメモリに格納しておき、読み出すようにしたメイン
油圧特性ルーチンである。863はメイン油圧P_Mに対する
メイン油圧ソレノイド106の電流特性ルーチンである。
このルーチンでは、予めメイン油圧ソレノイド105の特
性をメモリに格納しておき、油圧に応じたソレノイド電
流制御信号を得ている。 なお、変速比はスロツトル開度θ_THが一定ならばエン
ジン回転数偏差により一義的に決まる。変速油圧P_Rはエ
ンジン回転数偏差上昇とともに増加させ、反対にメイン
油圧P_Mはエンジン回転数の上昇即ち変速比が大きくなる
に従つて減少させることにより、Ｖベルト205のストレ
スやすべりの防止を図りつつ変速することができる。 第12図はクラツチトルク制御ルーチン814の詳細を示
し、870は所望のクラツチトルクT_Cに対して格納されて
いるクラツチ電流I_Cを読み出すようにしたクラツチ特性
ルーチンである。 〔発明の効果〕 以上のように本発明によれば、Ｖベルト式無段変速機
構の入力側および出力側の油圧制御をソレノイドバルブ
の電流制御により機械的制御に比べて寿命や経年変化の
点で優れており、制御精度を向上することができる。ま
た、エンジン要求出力検出手段に応じて予め定められた
変速開始エンジン回転数とエンジンの回転速度とが一致
したとき変速制御手段が変速比を増加する方向に制御を
開始すると共に、変速制御手段が変速比を増加する方向
に制御を開始したときクラッチトルク制御手段が電磁式
クラッチを直結状態にすべくトルク制御を開始するよう
にしたので、車両にショックが発生するのを防止するこ
とができる。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission for an automobile, and in particular, an electromagnetic powder type electromagnetic clutch (hereinafter referred to as powder clutch) and a V-belt type continuously variable transmission. The present invention relates to a combination with a speed change mechanism. [Prior Art] FIG. 2 shows a prior art, and FIG. 2A is a configuration diagram of a vehicle power transmission mechanism. In the figure, 201 is an engine, 202 is a clutch, 203 is a transmission, and 204 is a vehicle. The traveling of the vehicle is controlled according to a driver's operation command, and for example, the engine 201
The engine control, clutch control, and transmission control are performed based on the characteristics of the vehicle or the feeling of the driver. FIG. 2B is an explanatory view of the operating principle of the V-belt type continuously variable transmission mechanism, in which 205 is a V-belt, 210 is an input shaft, 211 is an output shaft, and 2
12 is an input shaft pulley having a hydraulic cylinder for the input shaft 210, 213
Is an output shaft pulley having a hydraulic cylinder for the output shaft 211. Input shaft pulley according to the hydraulic pressure P _R of the input shaft hydraulic cylinder
At 212, the illustrated displacement amount θ ₁ is generated and at the same time, the input shaft rotation radius R _{1 of the} V-belt 205 is changed. On the other hand, the illustrated displacement amount θ ₂ of the output shaft pulley 213 is generated according to the hydraulic pressure P _M of the output shaft cylinder, and the output shaft rotation radius R _{2 of} the V belt 205 changes. Therefore, the gear ratio can be changed by changing the ratio of R ₂ and R ₁ . By the way, since the V-belt 205 has a constant length, unless the input shaft cylinder hydraulic pressure P _R and the output shaft cylinder hydraulic pressure P _M are controlled in a coordinated manner, the V-belt 205 slips or is abnormally stressed. Leading to shortened life and destruction. Further, FIG. 2 (C) is an element configuration diagram of a control device for a hydraulic control type continuously variable transmission, in which 220 is a slot cam, 221 is a shift hydraulic valve, 222 is a main hydraulic control valve, 223 is a gear ratio detection mechanism, 224 is a hydraulic pump, 227 is an oil filter, 22
8 is an oil pan, 229 is an input shaft rotation speed sensor, 225 is an input shaft cylinder, and 226 is an output shaft cylinder. In the case of a vehicle, since the engine output shaft is connected to the input shaft 210, the engine speed will be described below as being equal to the input shaft speed. The shift hydraulic control valve 221 has a throttle opening θ.
_It has a shift hydraulic control characteristic as shown in FIG. 2 (D) by _TH and engine speed N _E. In the figure, throttle opening θ
_{If TH} is constant, if the engine speed N _E increases from the shift start engine speed N _ERS corresponding to this throttle opening, the shift hydraulic pressure P _R and the gear ratio M increase, and the shift start engine speed N _ERS And the engine speed N _{E which} is the difference between the engine speed N _E and the engine speed N _E are obtained. The main hydraulic control valve 222 obtains the main hydraulic control characteristic shown in FIG. 2 (E) from the gear ratio signal M from the gear ratio detecting mechanism 223 and the engine speed N _E. Now, constant throttle opening θ _TH
In the case of, the indicated curve θ is calculated from the engine speed N _E and the gear ratio M.
It becomes _{TH (1)} . That is, as the speed ratio M increases, the main hydraulic pressure P _M decreases. By controlling the hydraulic pressure so that the speed change control valve 221 and the main hydraulic pressure control valve 222 compensate for the increase in the speed change ratio, the speed change control can be performed without problems such as slippage and stress of the V-belt 205. FIG. 2 (F) shows the engine characteristics and shows the relationship between the throttle opening θ _TH , the engine speed N _E , and the engine torque T _E. FIG. 2 (G) shows the relationship between the vehicle speed V _W and the engine speed N _E, and the engine speed N _E becomes almost constant depending on the throttle opening θ _TH . When the gear ratio M increases, the engine speed increases due to the influence of the engine speed deviation. FIG. 2 (H) shows the relationship between the vehicle driving force T _W and the vehicle speed V _W , which is the characteristic when the throttle opening θ _TH is fully open, the maximum engine speed and the maximum torque. Incidentally, the powder clutch controls the clutch torque by current control. The clutch has a direct coupling torque during shifting of the continuously variable transmission. When the gear ratio is minimum at the time of starting, the starting torque is set so as to obtain the half-clutch action.
Also, when the accelerator is released in the low speed range, the clutch is opened to prevent the creep phenomenon. [Problems to be Solved by the Invention] However, according to the conventional control device, the slot cam
It was difficult to obtain the driving performance in the minimum fuel consumption driving mode given by 220. That is, it is not easy to change the characteristics of the throttle cam 220 in order to obtain the shift start engine speed for each throttle opening, and it is necessary to facilitate the throttle cam 220 for each vehicle having different engine characteristics.
Further, since the input shaft rotation speed sensor 229 is a mechanical type, it is difficult to accurately control the hydraulic pressure due to dust or the like. Further, the gear ratio detection mechanism 223 may have a problem in accuracy due to wear and the like of the contact portion with the rotating portion and aging. In the past, the timing of clutch connection and the timing of gear shift control are independently controlled, and transient torque control of the clutch is performed against the shock during gear shift and the shock due to the clutch connection. With this control, it was not possible to reduce subtle shocks. The present invention has been made to solve the above conventional problems, and an object thereof is to obtain a control device for a continuously variable transmission that has a simple structure and can improve control accuracy. [Means for Solving Problems] A control device for a continuously variable transmission according to the present invention includes a V-belt, an input shaft pulley having a variable input shaft rotation radius, and an output shaft pulley having a variable output shaft rotation radius. V-belt type continuously variable transmission mechanism, a shift hydraulic control solenoid valve for controlling the hydraulic pressure of the cylinder that makes the radius of rotation of the input shaft pulley variable, and a hydraulic pressure control of the cylinder that makes the radius of rotation of the output shaft pulley variable. A main hydraulic control solenoid valve, an electromagnetic clutch interposed between the engine and the V-belt type continuously variable transmission mechanism, engine rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the engine, and output required for the engine. Engine output detecting means, vehicle speed detecting means for detecting the speed of the vehicle, engine rotation speed detecting means, engine request output detecting means and detection output of the vehicle speed detecting means The target gear ratio of the gear ratio of the V-belt type continuously variable transmission mechanism is based on the clutch torque control means for controlling the torque of the electromagnetic clutch based on the above, and the detection outputs of the engine request output detection means and the engine rotation speed detection means. And a shift control means for controlling the power supply currents of the shift hydraulic control solenoid valve and the main hydraulic control solenoid valve so that the engine rotation speed is higher than the shift start rotation speed predetermined according to the engine required output detection means. When increasing from a low speed, the half-clutch controls the torque to gradually increase, and the shift control means increases the gear ratio when the shift start engine speed and the engine speed match. When the control is started and the clutch torque control means starts the control in the direction of increasing the gear ratio It is to start a torque controlled to the magnet type clutch directly coupled. [Operation] According to the present invention, the shift control of the V-belt type continuously variable transmission mechanism is performed by controlling the current of the solenoid valve.
Further, by synchronizing the timings of the clutch control and the transmission control, it is possible to prevent a shock from occurring in the vehicle. Specifically, the shift control means starts the control in the direction of increasing the gear ratio when the shift start engine rotation speed and the engine rotation speed that are predetermined according to the engine required output detection means match, and The torque control means starts torque control so as to bring the electromagnetic clutch into a direct engagement state when the shift control means starts control in the direction of increasing the gear ratio. When the rotational speed of the engine increases from a rotational speed lower than the gearshift start rotational speed, the half-clutch is controlled to gradually increase the torque. EXAMPLES Examples of the present invention will be described below with reference to the drawings. First
In FIG. 1A, 1 is a shift hydraulic control solenoid valve, and 2 is a main hydraulic control solenoid valve. Each solenoid valve 1 and 2 is an output hydraulic feedback type, and the output hydraulic feedback type solenoid valve can control the output hydraulic pressure by the balance between the output hydraulic pressure and the electromagnetic attraction force. Reference numeral 11 is an output hydraulic pressure return path, 12 is an electromagnetic coil, 13 is a case, and 14 is a moving yoke made of a magnetic material that moves in the same manner as the spool 15. The position of the spool 15 is determined by the balance between the electromagnetic force and the output hydraulic pressure, and the output hydraulic pressure can be controlled. The output hydraulic pressures of the shift hydraulic pressure P _R and the main hydraulic pressure P _M are uniquely determined by the currents of the electromagnetic coils 12. FIG. 1 (B) shows the details of the electronic control device for controlling each solenoid valve 1 and 2, and 100 is a microcomputer (microcomputer) which internally has a processor (CPU), a read only memory (ROM), a random access memory. (RAM)
It also has an input / output interface and performs various arithmetic processes according to an input signal. 101 is powder clutch control means, 102 is shift hydraulic control means, 103 is main hydraulic control means, 104 is powder clutch, 105 and 106 are hydraulic solenoids of solenoid valves 1 and 2 respectively, 109 and 113 are vehicle indicator lights, 11
0 is an alarm buzzer, 111 and 112 are control solenoids, 108 is an amplifier that amplifies the output signal from the microcomputer 100, 114 is a waveform shaping circuit that shapes the pulse signals from the vehicle speed sensor, the clutch rotation speed sensor, and the engine rotation speed sensor, Reference numeral 115 converts an analog amount from a throttle opening sensor, which is an engine required output detecting means (not shown), into a digital amount.
An A / D converter 116 is an input interface circuit such as a detection switch for various engine control information or traveling control information. The engine control information includes the output of a chain switch that detects whether or not a chain yoke is used, or the output of an A / C switch that detects whether or not an air conditioner, which is a considerably heavy engine load, is used. As the traveling control information, there are outputs such as a select range switch, a brake switch, an accelerator switch, a side brake switch, etc. for transmitting the driver's intention. Further, the vehicle type signal in the figure is such that the vehicle type can be switched only by the microcomputer software in the case where the common hardware having different performances can be used. The clutch rotation speed sensor is unnecessary when the clutch is in direct torque, because the clutch rotation speed is proportional to the engine rotation speed, but it is required when controlling the clutch slip rotation speed such as when starting. Further, the transmission is set to a gear ratio corresponding to almost the first speed. Therefore, it is necessary not only for clutch control but also for transmission control. 3A and 3B show the input interface circuit 11
6 shows two concrete configuration examples, 400 is a detection switch, 40
1 is a transistor, 402 is a constant voltage diode, 403 is a base bias resistor, 404 is a chattering prevention capacitor, 4
Reference numeral 05 is a base resistance and 406 is a switch bias resistance.
However, the case of the detection switch 400 with reference to the power supply potential is shown in the case of FIG. 7A, and the case of the detection switch 400 with reference to the ground potential is shown in FIG. FIG. 4 shows a concrete circuit configuration of each waveform shaping circuit 114. In FIG. 4A, the vehicle speed sensor 117 rotates at a rotation speed proportional to the wheel, and the gear-shaped rotating portion 50 is magnetized at the protrusion.
It consists of 0 and a reed switch 501 that is turned on and off by magnetism. The vehicle speed is detected by the on / off frequency of the reed switch 501 being proportional to the vehicle speed. 502 is a switch bias resistor, 503 is an input resistor, 504 is a chattering prevention capacitor, and 505 to 508 are bias resistors of the comparator 509. Engine speed is detected from the ignition pulse (I _G pulses) as shown in FIG. 4 (B). 118 is an I _G pulse circuit, which includes a spark plug 510, a point 511, and an igniter.
512, limiting resistor 513, and surge absorbing capacitor 514. Reference numeral 515 is a backflow prevention diode, and 516 is a discharge resistance of the chattering prevention capacitor 504. Further, in FIG. 4 (C), reference numeral 119 is an electromotive force detection type rotation speed sensor, and a magnetic induction electromotive force is generated in the coil 520 by the gear-shaped rotating portion 500 mounted on the rotating shaft and having the protrusion magnetized. However, the output frequency is proportional to the rotation speed. Each sensor 117-1
The clutch rotational speed, the engine rotational speed and the vehicle speed are detected by 19. FIG. 5 shows a specific structure of the powder clutch control means 101. 600 is an output port of the microcomputer 100, 601 is a D / A converter for converting a digital signal into an analog signal, and 602 is a pulse width modulator for a current command value I. _An on / off control signal is obtained by the difference between _S and the current feedback signal I _F. 603 and 605 are base resistors, 604 is a current controlling transistor, 606 and 607 are reverse exciting current controlling transistors, 616 and 617 are reverse exciting current limiting resistors, 608 is a fast-turning transistor, 609 is a freewheeling diode, and 610 is a constant-voltage diode for fast-turning. 611 is a clutch current detection resistor, 612,613
Is a bias resistor of the current detection amplifier 614, and 615 is a NAND circuit. The current command value signal I _S is controlled according to the torque of the powder clutch 104. FIG. 6 shows a concrete configuration of the shift hydraulic pressure control means 102.
00 is an output port of the microcomputer 100, 701 is a D / A converter, 702 is a pulse width modulator that obtains an on / off control signal according to the current command value I _S and the current feedback signal I _F, and 703 is a NOT circuit for logic inversion. ,
705 is a base resistor, 706 is a current control transistor, 712 is a freewheeling diode, 708 is a solenoid current detection resistor, 70
9,710 are bias resistors of the current detection amplifier 711. This circuit is used to drive the output hydraulic feedback type solenoid valve 1, and the current control transistor 706 performs the on / off switching operation to perform the current control, so that the current control with a small control loss can be performed. FIG. 7 shows the characteristics of the current and the clutch torque of the powder clutch 104, and FIG. 8 shows the characteristics of the current and the hydraulic pressure of the variable speed hydraulic solenoid 105. In this way, an almost constant output characteristic can be obtained with respect to the current, and the flow rate can be controlled by the balance between the hydraulic pressure and the electromagnetic force, so that processing such as pressure detection and calculation in the electronic control device becomes unnecessary. FIG. 9 shows a flow chart of the above apparatus. 801 is a vehicle speed calculation routine, 802 is an engine speed calculation routine, 8
Reference numeral 03 is a throttle opening signal input routine, 804 is an input signal detection routine, 805 is a gear ratio calculation routine, and 806 to 808 are operating area discrimination routines according to engine characteristics to make a determination for preventing engine stall or idle speed increase. . 80
9 is a select range determination routine, and the clutch is opened at P and N. Reference numeral 810 is a start mode detection routine that detects a driving area that is considered to be when the vehicle is starting, depending on the vehicle speed and the accelerator state. 811 is a driving pattern selection routine for obtaining desired driving performance. Powerful driving when the clutch is directly connected,
This is a determination routine for selecting performance according to a driver's request such as highly efficient driving. 812 is a shift hydraulic control routine in each mode, 813 is a main hydraulic control routine, 814
Is a clutch torque control routine. Then 810-8
The processing of 14 will be described in detail. Reference numeral 810 is a process for detecting a driving region that is considered to be when the vehicle starts as described above, and here, the vehicle speed will be described as an example. At 810, if the vehicle speed is less than the predetermined value, that is, if the vehicle speed is less than the vehicle speed corresponding to the intersection with the constant throttle opening line corresponding to the throttle opening that is depressed by M1 in FIG.
Proceed to 812. At this time, the shift hydraulic pressure control 812 is as shown in FIG.
As shown in, M1 is selected to minimize the gear ratio regardless of the throttle opening (state with the largest torque). Then, in the clutch torque control 814 to be performed thereafter, the half-clutch state is controlled as described on page 13, line 13 to line 15. Here, the clutch torque TC in the half-clutch state is as shown in FIG.
It is a value equal to the engine torque TE at the intersection of M1 and the constant throttle opening line corresponding to the depressed throttle opening. Then, the control of the clutch torque TC is performed based on this clutch current IC by reading out the clutch current IC for the clutch torque TC obtained as shown in FIG. Next, in FIG. 2 (G), when the vehicle speed increases and becomes equal to or higher than the vehicle speed at the intersection of M1 and the constant throttle opening line corresponding to the depressed throttle opening, it is determined as NO in 810. Then, in the subsequent shift hydraulic control 812 via 811 the vehicle speed VW is changed as shown in FIG.
Is controlled so that the engine speed NE remains substantially constant even if the gear ratio is increased, the gear ratio is increased. At this time,
In the subsequent clutch torque control 814, the clutch torque TC is controlled to be the direct coupling torque (engine torque TE <clutch torque TC) as described in line 12 to line 13 on page 5. FIG. 10 shows a detailed flow chart of the shift hydraulic control routine 812. 851 stores the shift start engine speed N _ERS with respect to the throttle opening θ _TH in the memory, and the shift start engine speed N _ERS is read out. Even in the numerical characteristic routine, the shift start engine speed N _ERS stored in the memory is also used for determination of the start mode. A shift hydraulic pressure characteristic routine 852 stores the shift hydraulic pressure P _R with respect to the engine speed deviation, which is the difference between the engine speed N _E and the shift start engine speed N _ERS , in the memory and reads it. . A shift oil pressure control solenoid current characteristic routine 853 stores the current value I _R of the solenoid valve with respect to the shift hydraulic pressure P _R in a memory and reads it. As described above, the current control signal for the variable speed hydraulic solenoid 105 is obtained from the throttle opening θ _TH and the engine speed N _E. Note that, in the past, the gear ratio and the engine speed were used in the past, but basically, the main hydraulic pressure control is also possible in this embodiment. Of course, in the case of the gear ratio, it is easy to use the one already calculated by the vehicle speed and the engine speed or the clutch speed. FIG. 11 shows a detailed flow chart of the main hydraulic pressure control routine 813. The reference numeral 861 indicates the main hydraulic pressure applied engine rotation speed in which the main hydraulic pressure applied engine rotation speed N _EMS for the throttle opening θ _TH is stored in advance in the memory. It is a number characteristic routine. 862 is the main oil pressure due to the difference between the engine speed N _E and the main oil pressure applied engine speed N _EMS.
This is a main hydraulic pressure characteristic routine in which P _M is stored in the memory and read out. Reference numeral 863 is a current characteristic routine of the main hydraulic solenoid 106 with respect to the main hydraulic pressure P _M.
In this routine, the characteristics of the main hydraulic solenoid 105 are stored in advance in the memory, and the solenoid current control signal corresponding to the hydraulic pressure is obtained. The gear ratio is uniquely determined by the engine speed deviation if the throttle opening θ _TH is constant. The shift hydraulic pressure P _R is increased as the engine speed deviation increases, and conversely, the main hydraulic pressure P _M is decreased as the engine speed increases, that is, as the gear ratio increases, so that stress and slippage of the V-belt 205 are prevented. It is possible to shift while trying. FIG. 12 shows the details of the clutch torque control routine 814, and 870 is a clutch characteristic routine for reading the stored clutch current I _C for the desired clutch torque T _C. [Effects of the Invention] As described above, according to the present invention, the hydraulic pressure control on the input side and the output side of the V-belt type continuously variable transmission mechanism is different from the mechanical control by the current control of the solenoid valve in terms of the life and aging. It is excellent in that the control accuracy can be improved. Further, when the shift start engine speed and the engine speed that are predetermined according to the engine request output detection means match, the shift control means starts control in the direction of increasing the gear ratio, and the shift control means When the control is started in the direction of increasing the speed change ratio, the clutch torque control means starts the torque control so as to bring the electromagnetic clutch into the directly connected state, so that it is possible to prevent a shock from occurring in the vehicle.

【図面の簡単な説明】 第１図（Ａ），（Ｂ）は夫々本発明装置の油圧回路図お
よび電子制御装置の構成図、第２図（Ａ）は従来の車両
用伝達機構の構成図、第２図（Ｂ）は従来のＶベルト式
無段変速機の動作原理説明図、第２図（Ｃ）は従来装置
の構成図、第２図（Ｄ）〜（Ｈ）は従来装置の各種特性
図、第３図は本発明に係るインターフエース回路の各構
成図、第４図は本発明に係る各波形整形回路の構成図、
第５図は本発明に係るパウダクラツチ制御手段の回路
図、第６図は本発明に係る変速油圧制御手段の回路図、
第７図は本発明に係るパウダクラツチの特性図、第８図
は本発明に係る変速油圧ソレノイドの特性図、第９図は
本発明装置のフローチヤート、第10図は本発明に係る変
速油圧制御ルーチンの詳細フローチヤート、第11図は本
発明に係るメイン油圧制御ルーチンの詳細フローチヤー
ト、第12図は本発明に係るクラツチトルク制御ルーチン
の詳細フローチヤートである。 １……変速油圧制御ソレノイドバルブ、２……メイン油
圧制御ソレノイドバルブ、100……マイクロコンピユー
タ、101……パウダクラツチ制御手段、102……変速油圧
制御手段、103……メイン油圧制御手段、104……パウダ
クラツチ、105,106……油圧ソレノイド、117……車速セ
ンサ、118……I_Gパルス回路、119……回転数センサ、20
5……Ｖベルト、212……入力軸プーリ、213……出力軸
プーリ、225……入力軸用シリンダ、226……出力軸用シ
リンダ。 尚、図中同一符号は同一又は相当部分を示す。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIGS. 1 (A) and 1 (B) are respectively a hydraulic circuit diagram of a device of the present invention and a configuration diagram of an electronic control device, and FIG. 2 (A) is a configuration diagram of a conventional vehicle transmission mechanism. 2 (B) is an explanatory view of the operating principle of a conventional V-belt type continuously variable transmission, FIG. 2 (C) is a configuration diagram of a conventional device, and FIGS. 2 (D) to (H) are diagrams of a conventional device. Various characteristic diagrams, FIG. 3 is a configuration diagram of an interface circuit according to the present invention, FIG. 4 is a configuration diagram of each waveform shaping circuit according to the present invention,
FIG. 5 is a circuit diagram of the powder clutch control means according to the present invention, and FIG. 6 is a circuit diagram of the shift hydraulic pressure control means according to the present invention.
FIG. 7 is a characteristic diagram of the powder clutch according to the present invention, FIG. 8 is a characteristic diagram of the shift hydraulic solenoid according to the present invention, FIG. 9 is a flow chart of the device of the present invention, and FIG. 10 is a shift hydraulic control according to the present invention. Detailed flow chart of the routine, FIG. 11 is a detailed flow chart of the main hydraulic control routine according to the present invention, and FIG. 12 is a detailed flow chart of the clutch torque control routine according to the present invention. 1 ... Shift hydraulic control solenoid valve, 2 ... Main hydraulic control solenoid valve, 100 ... Microcomputer, 101 ... Powder clutch control means, 102 ... Shift hydraulic control means, 103 ... Main hydraulic control means, 104 ... Paudakuratsuchi, 105, 106 ...... hydraulic solenoid, 117 ...... vehicle speed sensor, 118 ...... I _G pulse circuit, 119 ...... speed sensor, 20
5 …… V belt, 212 …… input shaft pulley, 213 …… output shaft pulley, 225 …… input shaft cylinder, 226 …… output shaft cylinder. In the drawings, the same reference numerals indicate the same or corresponding parts.

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】 １．Ｖベルトと入力軸回転半径が可変の入力軸プーリと
出力軸回転半径が可変の出力軸プーリとで構成されたＶ
ベルト式無段変速機構と、前記入力軸プーリの回転半径
を可変にするシリンダの油圧制御を行う変速油圧制御ソ
レノイドバルブと、前記出力軸プーリの回転半径を可変
にするシリンダの油圧制御を行うメイン油圧制御ソレノ
イドバルブと、エンジンと前記Ｖベルト式無段変速機構
との間に介設された電磁式クラッチと、エンジンの回転
速度を検出するエンジン回転速度検出手段と、エンジン
に要求する出力を検出するエンジン要求出力検出手段
と、車両の速度を検出する車速検出手段と、前記エンジ
ン回転速度検出手段、エンジン要求出力検出手段および
車速検出手段の検出出力に基づき前記電磁式クラッチの
トルク制御を行うクラッチトルク制御手段と、前記エン
ジン要求出力検出手段と前記エンジン回転速度検出手段
との検出出力に基づき、前記Ｖベルト式無段変速機構の
変速比が目標とする変速比になるよう前記変速油圧制御
ソレノイドバルブおよび前記メイン油圧制御ソレノイド
バルブの給電電流を制御する変速制御手段とを備え、前
記エンジンの回転速度が前記エンジン要求出力検出手段
に応じて予め定められた変速開始回転数よりも低い回転
数から上昇する際には半クラッチでトルクが徐々に増加
する方向に制御すると共に、前記変速制御手段は前記変
速開始エンジン回転数と前記エンジンの回転速度とが一
致したとき変速比を増加する方向に制御を開始すると共
に、前記クラッチトルク制御手段は前記変速制御手段が
変速比を増加する方向に制御を開始したとき前記電磁式
クラッチを直結状態にすべくトルク制御を開始すること
を特徴とする無段変速機の制御装置。(57) [Claims] V composed of a V-belt, an input shaft pulley with a variable input shaft rotation radius, and an output shaft pulley with a variable output shaft rotation radius
A belt type continuously variable transmission mechanism, a shift hydraulic control solenoid valve that controls the hydraulic pressure of the cylinder that makes the rotation radius of the input shaft pulley variable, and a main hydraulic pressure control that controls the cylinder that changes the rotation radius of the output shaft pulley. A hydraulic control solenoid valve, an electromagnetic clutch provided between the engine and the V-belt type continuously variable transmission mechanism, an engine rotation speed detecting means for detecting the rotation speed of the engine, and an output required for the engine. Required engine output detection means, vehicle speed detection means for detecting the speed of the vehicle, clutch for performing torque control of the electromagnetic clutch based on the detection outputs of the engine rotation speed detection means, engine required output detection means and vehicle speed detection means Torque control means, based on the detection output of the engine required output detection means and the engine rotation speed detection means A shift control means for controlling the power supply currents of the shift hydraulic control solenoid valve and the main hydraulic control solenoid valve so that the shift ratio of the V-belt type continuously variable transmission mechanism becomes a target shift ratio. When the rotation speed rises from a rotation speed lower than a shift start rotation speed predetermined according to the engine required output detection means, the half-clutch controls the torque to gradually increase, and the shift control means Starts the control in the direction to increase the gear ratio when the engine speed of the shift start coincides with the rotational speed of the engine, and the clutch torque control means controls the clutch torque control means in the direction to increase the gear ratio. A control device for a continuously variable transmission, wherein torque control is started so as to bring the electromagnetic clutch into a direct engagement state when the control is started.