JP2869468B2 - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
Control device for continuously variable transmissionInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、車両用の自動変速機，ベルト式無段変速機
において電子的に変速制御する制御装置に関し、詳しく
は、ブレーキ故障時のフェイルセーフ対策に関する。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a control device for electronically controlling a shift in an automatic transmission for a vehicle and a belt-type continuously variable transmission, and more particularly, to a failure control when a brake fails. Regarding safe measures.
一般にこの種の無段変速機の制御系では、セカンダリ
圧およびプライマリ圧の各制御弁，制御系が電子化され
る傾向にある。そして伝達トルクに対応したセカンダリ
圧，各運転および走行条件に対応した変速制御を最適化
することを目指している。また同時に、各種トラブルに
対するフェイルセーフ，アンチロック・ブレーキ・シス
テム（ABS），ロックアップクラッチ，無段変速を有効
に利用する等の装置に対する最適制御等の種々の対策が
考えられている。Generally, in the control system of this type of continuously variable transmission, the control valves and control systems for the secondary pressure and the primary pressure tend to be computerized. The aim is to optimize the secondary pressure corresponding to the transmission torque and the shift control corresponding to each operation and running condition. At the same time, various countermeasures have been considered, such as optimal control for devices such as fail-safe against various troubles, anti-lock brake system (ABS), lock-up clutch, and effective use of continuously variable transmission.
ここで、ダウンシフト制御によりブレーキ性能を向上
するために無段変速を有効に利用することが考えられ、
これに対し種々提案されている。Here, it is conceivable to use stepless shifting effectively in order to improve braking performance by downshift control,
Various proposals have been made for this.
そこで従来、上記無段変速機の制御において、ブレー
キ時の変速制御に関しては、例えば特開昭59−219557号
公報の先行技術がある。ここで、エンジンブレーキ走行
時に目標速度を定め、目標速度と実際の速度とが一致す
るように速度比を調節することが示されている。Conventionally, in the control of the above-described continuously variable transmission, there is a prior art in Japanese Patent Application Laid-Open No. 59-219557, for example, with regard to shift control during braking. Here, it is shown that a target speed is determined during engine braking and the speed ratio is adjusted so that the target speed matches the actual speed.
ところで、上記先行技術のものにあっては、アクセル
開放の降板時に車速が増して無段変速機がオーバドライ
ブ側に変速し固定されてエンジンブレーキの効きが悪い
という点を考慮し、この走行条件の場合にダウンシフト
制御するものである。従って、降板のエンジンブレーキ
走行時のフットブレーキと相互補助的なものに限定され
る。By the way, in the above-mentioned prior art, considering that the vehicle speed increases when the accelerator is released and the continuously variable transmission shifts to the overdrive side and is fixed, and the engine brake is not effective, In this case, downshift control is performed. Therefore, the brake is limited to a mutually auxiliary one with the foot brake at the time of engine braking of the descending plate.
ここで、自動変速機，無段変速機は車速によりアップ
シフトまたはダウンシフトされるため、積極的にダウン
シフトすると、エンジンブレーキ効果が増して車速を減
少し得る。このため、フットブレーキの故障時のフェイ
ルセーフとして、かかるダウンシフトによる減速機能を
利用することが有効になる。Here, since the automatic transmission and the continuously variable transmission are upshifted or downshifted according to the vehicle speed, if the downshift is positively performed, the engine braking effect increases and the vehicle speed may decrease. Therefore, it is effective to use the deceleration function by the downshift as a fail-safe in the event of a failure of the foot brake.
本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、その目
的とするところは、フットブレーキ故障時に変速制御で
減速するようにフェイルセーフして、安全走行を確保す
ることが可能な自動変速機および無段変速機の制御装置
を提供するにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide an automatic transmission capable of ensuring safe driving by fail-safe so as to decelerate by speed change control when a foot brake fails. A control device for a continuously variable transmission is provided.
上記目的を達成するため、本発明の無段変速機の制御
装置は、目標値と実際値との偏差に応じた操作量で変速
制御し、ブレーキ操作の有無と、車速変化によりブレー
キ故障の有無を判断するブレーキ故障判定手段とを有す
る無段変速機の変速制御系において、ブレーキ故障時に
変速比とブレーキ操作量との関数でダウンシフト量を定
めるダウンシフト量設定手段と、上記ダウンシフト量を
上記目標値に加算して目標値を補正し、この補正後の目
標値と上記実際値との偏差に応じた操作量により変速制
御を行う制御手段とを備えたことを特徴としている。In order to achieve the above object, the control device for a continuously variable transmission according to the present invention performs a shift control with an operation amount corresponding to a deviation between a target value and an actual value, and determines whether a brake operation is performed and whether a brake failure is caused by a change in vehicle speed. A shift control system of a continuously variable transmission having brake failure determining means for determining the amount of downshift by a function of a gear ratio and a brake operation amount at the time of a brake failure; and Control means is provided for correcting the target value by adding to the target value, and performing a shift control with an operation amount corresponding to a deviation between the corrected target value and the actual value.
上記構成に基づき、変速制御として車両走行する際に
ブレーキ故障の有無が判断されており、ブレーキ故障時
にはダウンシフト量が設定されて変速比等の目標値に加
算され、これに基づき変速制御されることで直ちに均一
かつ迅速にダウンシフトしてエンジンブレーキ効果が生
じる。そしてこのエンジンブレーキ効果で、フットブレ
ーキに代わり効果的に減速するようになる。Based on the above-described configuration, it is determined whether or not there is a brake failure when the vehicle travels as the shift control. When the brake fails, the downshift amount is set and added to a target value such as a gear ratio, and the shift control is performed based on this. As a result, the engine is immediately and uniformly downshifted to produce an engine braking effect. This engine braking effect effectively decelerates in place of the foot brake.
以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
第２図において、ロックアップトルコン付無段変速機
の駆動系の概略について述べる。符号１はエンジンであ
り、クランク軸２がトルクコンバータ装置3,前後進切換
装置4,無段変速機５およびディファレンシャル装置６に
順次伝動構成される。In FIG. 2, an outline of a drive system of the continuously variable transmission with a lock-up torque converter will be described. Reference numeral 1 denotes an engine, and a crankshaft 2 is configured to be sequentially transmitted to a torque converter device 3, a forward / reverse switching device 4, a continuously variable transmission 5, and a differential device 6.
トルクコンバータ装置３は、クランク軸２がドライブ
プレート10を介してコンバータカバー11およびトルクコ
ンバータ12のポンプインペラ12aに連結する。トルクコ
ンバータ12のタービンランナ12bはタービン軸13に連結
し、ステータ12cはワンウエイクラッチ14により案内さ
れている。タービンランナ12bと一体的なロックアップ
クラッチ15は、ドライブプレート10に係合または解放可
能に設置され、エンジン動力をトルクコンバータ12また
はロックアップクラッチ15を介して伝達する。In the torque converter device 3, the crankshaft 2 is connected to the converter cover 11 and the pump impeller 12 a of the torque converter 12 via the drive plate 10. A turbine runner 12b of the torque converter 12 is connected to a turbine shaft 13, and a stator 12c is guided by a one-way clutch 14. A lock-up clutch 15 integrated with the turbine runner 12b is provided so as to be engaged with or released from the drive plate 10, and transmits engine power via the torque converter 12 or the lock-up clutch 15.
前後進切換装置４は、ダブルピニオン式プラネタリギ
ヤ16を有し、サンギヤ16aにタービン軸13が入力し、キ
ャリア16bからプライマリ軸20へ出力する。そしてサン
ギヤ16aとキャリア16bとの間にフォワードクラッチ17
を、リングギヤ16cとケースとの間にリバースブレーキ1
8を有し、フォーワードクラッチ17の係合でプラネタリ
ギヤ16を一体化してタービン軸13とプライマリ軸20とを
直結する。また、リバースブレーキ18の係合でプライマ
リ軸20に逆転した動力を出力し、フォワードクラッチ17
とリバースブレーキ18の解放でプラネタリギヤ16をフリ
ーにする。The forward / reverse switching device 4 includes a double pinion type planetary gear 16. The turbine shaft 13 is input to the sun gear 16 a and output from the carrier 16 b to the primary shaft 20. A forward clutch 17 is provided between the sun gear 16a and the carrier 16b.
The reverse brake 1 between the ring gear 16c and the case.
The planetary gear 16 is integrated with the forward shaft 17 to directly connect the turbine shaft 13 and the primary shaft 20. Also, the reverse power is output to the primary shaft 20 by the engagement of the reverse brake 18, and the forward clutch 17 is output.
And the release of the reverse brake 18 makes the planetary gear 16 free.
無段変速機５は、プライマリ軸20に油圧シリンダ21を
有するプーリ間隔可変式のプライマリプーリ22が、セカ
ンダリ軸23にも同様に油圧シリンダ24を有するセカンダ
リプーリ25が設けられ、プライマリプーリ22とセカンダ
リプーリ25との間に駆動ベルト26が巻付けられる。ここ
で、プライマリシリンダ21の方が受圧面積が大きく設定
され、そのプライマリ圧により駆動ベルト26のプライマ
リプーリ22,セカンダリプーリ25に対する巻付け径の比
率を変えて無段変速するようになっている。The continuously variable transmission 5 includes a primary pulley 22 having a hydraulic cylinder 21 on a primary shaft 20 and a variable pulley interval, and a secondary pulley 25 having a hydraulic cylinder 24 on a secondary shaft 23. A drive belt 26 is wound around the pulley 25. Here, the pressure receiving area of the primary cylinder 21 is set larger, and the ratio of the winding diameter of the drive belt 26 to the primary pulley 22 and the secondary pulley 25 is changed according to the primary pressure to perform stepless transmission.
ディファレンシャル装置６は、セカンダリ軸23に一対
のリダクションギヤ27を介して出力軸28が連結し、この
出力軸28のドライブギヤ29がファイナルギヤ30に噛合
う。そしてファイナルギヤ30の差動装置31が、車軸32を
介して左右の車輪33に連結している。In the differential device 6, an output shaft 28 is connected to the secondary shaft 23 via a pair of reduction gears 27, and a drive gear 29 of the output shaft 28 meshes with the final gear 30. A differential gear 31 of the final gear 30 is connected to left and right wheels 33 via an axle 32.
一方、無段変速機制御用の油圧源を得るため、トルク
コンバータ12に隣接してメインオイルポンプ34が配設さ
れ、このメインオイルポンプ34がポンプドライブ軸35に
よりコンバータカバー11に連結して、常にエンジン動力
によりポンプが駆動されて油圧が生じるようになってい
る。ここで無段変速機４では、油圧が高低の広範囲に制
御されることから、オイルポンプ34は例えばローラベー
ン式で吸入，吐出ポートを複数組有して可変容量型に構
成されている。On the other hand, in order to obtain a hydraulic source for controlling the continuously variable transmission, a main oil pump 34 is disposed adjacent to the torque converter 12, and the main oil pump 34 is connected to the converter cover 11 by a pump drive shaft 35, and is always The pump is driven by engine power to generate hydraulic pressure. Here, in the continuously variable transmission 4, since the hydraulic pressure is controlled in a wide range of high and low, the oil pump 34 is, for example, of a roller vane type and has a plurality of sets of suction and discharge ports and is configured as a variable displacement type.
次いで、油圧制御系として無段変速機制御系について
述べる。Next, a continuously variable transmission control system will be described as a hydraulic control system.
先ず、オイルパン40と連通するオイルポンプ34からの
油路41がセカンダリ制御弁50に連通して所定のセカンダ
リ圧Psが生じており、このセカンダリ圧Psが油路42によ
りセカンダリシリンダ24に常に供給される。セカンダリ
圧Psは油路43を介してプライマリ制御弁60に導かれ、油
路44によりプライマリシリンダ21に給排油してプライマ
リ圧Ppが生じるように構成される。First, an oil passage 41 from an oil pump 34 communicating with an oil pan 40 communicates with a secondary control valve 50 to generate a predetermined secondary pressure Ps. This secondary pressure Ps is always supplied to the secondary cylinder 24 through an oil passage 42. Is done. The secondary pressure Ps is guided to the primary control valve 60 via the oil passage 43, and is supplied to and discharged from the primary cylinder 21 via the oil passage 44, so that the primary pressure Pp is generated.
セカンダリ制御弁50は、比例電磁リリーフ弁であり、
比例ソレノイド51に制御ユニット70によりソレノイド電
流Isが供給される。すると、ソレノイド電流Isによる電
磁力，セカンダリ圧Psの油圧反力およびスプリング力を
スプール上に対向して作用し、これらがバランスするよ
うに調圧する。即ち、ソレノイド電流Isにより設定圧を
可変にし、ソレノイド電流Isに対し１対１の比例関係で
セカンダリ圧Psを制御するものである。The secondary control valve 50 is a proportional solenoid relief valve,
The control unit 70 supplies a solenoid current Is to the proportional solenoid 51. Then, the electromagnetic force due to the solenoid current Is, the hydraulic reaction force of the secondary pressure Ps, and the spring force act on the spool so as to balance them. That is, the set pressure is made variable by the solenoid current Is, and the secondary pressure Ps is controlled in a one-to-one proportional relationship with the solenoid current Is.
プライマリ制御弁60は、比例電磁リリーフ弁であり、
セカンダリ制御弁50と同様に、比例ソレノイドソレノイ
ド61に制御ユニット70によりソレノイド電流Ipが供給さ
れる。すると、ソレノイド電流Ipによる電磁力，プライ
マリ圧Ppの油圧反力およびスプリング力をスプール上に
対向して作用し、ソレノイド電流Ipにより設定圧を可変
にして、ソレノイド電流Ipに対し１対１の比例関係でプ
ライマリ圧Ppを制御するものである。The primary control valve 60 is a proportional solenoid relief valve,
Similarly to the secondary control valve 50, the proportional current solenoid 61 is supplied with the solenoid current Ip by the control unit 70. Then, the electromagnetic force by the solenoid current Ip, the hydraulic reaction force of the primary pressure Pp, and the spring force act on the spool so that the set pressure is made variable by the solenoid current Ip, and is proportional to the solenoid current Ip in a ratio of 1: 1. The primary pressure Pp is controlled by the relationship.
なお、オイルポンプ34は可変容量型であり、セカンダ
リ制御弁50のドレン側の油路45には常に比較的高い潤滑
油が生じる。そこでこの潤滑圧が、トルクコンバータ1
2,前後進切換装置4,ベルト24の潤滑部等に供給されるよ
うに回路構成されている。The oil pump 34 is of a variable displacement type, and relatively high lubricating oil is always generated in the drain-side oil passage 45 of the secondary control valve 50. Therefore, this lubrication pressure is
2, the circuit is configured to be supplied to the forward / reverse switching device 4, the lubricating portion of the belt 24, and the like.
第１図において、電子制御系について述べる。 In FIG. 1, the electronic control system will be described.
先ず、入力信号センサとしてプライマリプーリ回転数
センサ71,セカンダリプーリ回転数センサ72,エンジン回
転数センサ73,スロットル開度センサ74およびセカンダ
リ圧Psを検出する圧力センサ75を有する。First, there are a primary pulley rotation speed sensor 71, a secondary pulley rotation speed sensor 72, an engine rotation speed sensor 73, a throttle opening sensor 74, and a pressure sensor 75 for detecting a secondary pressure Ps as input signal sensors.
セカンダリ圧制御系について述べると、スロットル開
度センサ74のスロットル開度θ，エンジン回転数センサ
73のエンジン回転数Neが入力するエンジントルク算出部
76を有し、θ−Neのトルク特性によりエンジントルクTe
を推定する。また、トルクコンバータ入，出力側のエン
ジン回転数Ne,プライマリプーリ回転数Npはトルク増幅
率算出部77に入力し、速度比ｎ（Np/Ne）に応じたトル
ク増幅率ｔを定める。更に、エンジン回転数Ne,プライ
マリプーリ回転数Npはプライマリ系慣性力算出部78に入
力し、エンジン１およびプライマリプーリ22の質量，加
速度により慣性力giを算出する。これらのエンジントル
クTe,トルク増幅率t,慣性力giは入力トルク算出部79に
入力し、CVT入力トルクTiを以下のように算出する。Describing the secondary pressure control system, the throttle opening θ of the throttle opening sensor 74, the engine speed sensor
Engine torque calculation unit that inputs 73 engine speed Ne
76, and the engine torque Te
Is estimated. The input / output engine speed Ne and the primary pulley speed Np on the input and output sides of the torque converter are input to a torque amplification factor calculation unit 77 to determine a torque amplification factor t according to the speed ratio n (Np / Ne). Further, the engine speed Ne and the primary pulley speed Np are input to the primary system inertia force calculation unit 78, and the inertia force gi is calculated from the mass and acceleration of the engine 1 and the primary pulley 22. The engine torque Te, the torque amplification factor t, and the inertia force gi are input to the input torque calculator 79, and the CVT input torque Ti is calculated as follows.
Ti＝Te・ｔ−gi 一方、実変速比ｉが入力する必要セカンダリ圧設定部
80を有する。ここで、各実変速比ｉ毎に単位トルク伝達
に必要なスリップ限界のセカンダリ圧Psuが設定されて
おり、このマップにより実変速比ｉに応じた必要セカン
ダリ圧Psuを定める。そして、上記入力トルクTi,必要セ
カンダリ圧Psuは目標セカンダリ圧算出部81に入力し、
これら入力トルクTi,必要セカンダリ圧Psuとセカンダリ
プーリ回転数Nsとにより、セカンダリシリンダ24の部分
の遠心油圧gsを考慮して目標セカンダリ圧Pssを、以下
のように算出する。Ti = Te · t-gi On the other hand, the necessary secondary pressure setting section to which the actual gear ratio i is input
Has 80. Here, the secondary pressure Psu of the slip limit required for unit torque transmission is set for each actual speed ratio i, and the required secondary pressure Psu corresponding to the actual speed ratio i is determined from this map. Then, the input torque Ti and the required secondary pressure Psu are input to the target secondary pressure calculation unit 81,
Based on the input torque Ti, the required secondary pressure Psu, and the secondary pulley rotation speed Ns, the target secondary pressure Pss is calculated as follows in consideration of the centrifugal hydraulic pressure gs of the secondary cylinder 24.
Pss＝Ti・Psu−gs 目標セカンダリ圧Pssは更にソレノイド電流設定部82
に入力し、目標セカンダリ圧Pssに応じたソレノイド電
流Isを定めるのである。この場合に、セカンダリ制御弁
50が既に述べたようにソレノイド電流Isに対し比例関係
でセカンダリ圧を制御する特性であるから、これに応じ
たマップにより目標セカンダリ圧Pssに対するソレノイ
ド電流Isを比例的に求める。そしてこのソレノイド電流
Isが、駆動部83を介してセカンダリ制御弁50の比例ソレ
ノイド51に供給されるのであり、こうしてソレノイド電
流Isにより、直接セカンダリ圧Psを目標セカンダリ圧Ps
sに追従して制御するようになっている。Pss = Ti · Psu−gs The target secondary pressure Pss is further increased by the solenoid current setting unit 82.
To determine the solenoid current Is according to the target secondary pressure Pss. In this case, the secondary control valve
Since the secondary pressure 50 is a characteristic of controlling the secondary pressure in a proportional relationship with the solenoid current Is as described above, the solenoid current Is with respect to the target secondary pressure Pss is obtained in proportion to a map corresponding to this. And this solenoid current
Is is supplied to the proportional solenoid 51 of the secondary control valve 50 via the drive unit 83. Thus, the secondary pressure Ps is directly changed to the target secondary pressure Ps by the solenoid current Is.
Control is performed following s.
続いて、プライマリ圧制御系について述べる。 Next, the primary pressure control system will be described.
先ず、制御の基本概念について述べると、定常時の実
変速比ｉはセカンダリ圧Psとプライマリ圧Ppとの油圧比
Pp/Psで決まる。また、同一の油圧比でも入力トルクTi
により変速比が変化することから、所定の入力トルクTi
に所定の実変速比ｉを保つののに必要なプライマリ圧Pp
を、セカンダリ圧Psに対して求める油圧比制御系がベー
スになっている。また、過渡状態で変速比等の偏差に応
じた変速速度，またはプーリ位置の場合はプーリ位置変
化速度de/dtを実現するため、流量制御系でバルブ流量
の式を用いる。そしてプーリ位置変化速度de/dtに応じ
た流量を圧力に換算して必要な変速圧力を求めるように
なっている。First, the basic concept of the control will be described. The steady-state actual gear ratio i is the hydraulic pressure ratio between the secondary pressure Ps and the primary pressure Pp.
Determined by Pp / Ps. In addition, the input torque Ti
The gear ratio changes with the input torque Ti
The primary pressure Pp required to maintain the given actual gear ratio i
Is based on the hydraulic pressure ratio control system for the secondary pressure Ps. In addition, in order to realize a shift speed corresponding to a deviation of a speed ratio or the like in a transient state, or a pulley position change speed de / dt in the case of a pulley position, a flow rate control system uses a valve flow rate expression. Then, a required shift pressure is obtained by converting a flow rate corresponding to the pulley position change speed de / dt into a pressure.
そこで、かかる制御の基本概念に基づき、油圧比制御
系と流量制御系とを有している。Therefore, based on the basic concept of such control, a hydraulic ratio control system and a flow rate control system are provided.
油圧比制御系について述べると、プライマリプーリ回
転数センサ71のプライマリプーリ回転数Npとセカンダリ
プーリ回転数センサ72のセカンダリプーリ回転数Nsが入
力する実変速比算出部85を有し、実変速比ｉをｉ＝Np/N
sにより算出する。一方、入力トルクTi,必要セカンダリ
圧Psuおよび圧力センサ75のセカンダリ圧Psが入力する
トルク比算出部86を有し、トルク比KTをKT＝Ti/（Ps/Ps
u）により算出する。このトルク比KT,実変速比ｉは油圧
比設定部87に入力し、マップにより油圧比Kp（Pp/Ps）
を、トルク比KTに対して増大関数で定め、実変速比ｉに
対しては減少関数で定める。油圧比Kp,セカンダリ圧Ps
は必要プライマリ圧算出部88に入力し、更にプライマリ
プーリ回転数Npによるプライマリシリンダ21の部分の遠
心油圧gpを考慮して、必要プライマリ圧ＰPDを以下のよ
うに算出する。Describing the hydraulic ratio control system, there is an actual speed ratio calculating unit 85 to which the primary pulley speed Np of the primary pulley speed sensor 71 and the secondary pulley speed Ns of the secondary pulley speed sensor 72 are input, and the actual speed ratio i To i = Np / N
Calculated by s. On the other hand, there is provided a torque ratio calculation unit 86 to which the input torque Ti, the required secondary pressure Psu and the secondary pressure Ps of the pressure sensor 75 are input, and the torque ratio KT is determined by K T = Ti / (Ps / Ps
Calculate according to u). The torque ratio K T and the actual gear ratio i are input to the hydraulic ratio setting unit 87, and the hydraulic ratio Kp (Pp / Ps) is obtained from a map.
And determined by increasing function with respect to the torque ratio K T, for the actual speed ratio i determined by the decreasing function. Hydraulic ratio Kp, secondary pressure Ps
Is input to the required primary pressure calculating unit 88, and further calculates the required primary pressure PPD in consideration of the centrifugal oil pressure gp of the primary cylinder 21 based on the primary pulley rotation speed Np as follows.
ＰPD＝Kp・Ps−gp 次いで、流量制御系について述べると、実変速比i,ス
ロットル開度θが入力する目標プライマリプーリ回転数
検索部89を有し、ｉ−θの関係で目標プライマリプーリ
回転数ＮPDを定める。目標プライマリプーリ回転数ＮP
D，セカンダリプーリ回転数Nsは目標変速比算出部90に
入力し、目標変速比isをis＝ＮPD/Nsにより算出するの
であり、こうして変速パターンをベースとして各運転お
よび走行条件に応じた目標変速比isが求められる。PPD = Kp.Ps-gp Next, in terms of the flow control system, there is a target primary pulley rotation speed search unit 89 to which the actual gear ratio i and the throttle opening θ are inputted. Determine the number NPD. Target primary pulley rotation speed NP
D, the secondary pulley rotation speed Ns is input to the target gear ratio calculator 90, and the target gear ratio is is calculated from is = NPD / Ns. Thus, the target gear ratio corresponding to each driving and running condition is determined based on the gear shift pattern. The ratio is is determined.
ここで、プライマリシリンダ21の油量Ｖは実プーリ位
置ｅに比例し、油量Ｖを時間微分した流量Ｑはプーリ位
置変化速度de/dtと１対１で対応する。従って、プーリ
位置変化速度de/dtにより流量Ｑがそのまま算出されて
好ましいことから、実変速比i,目標変速比isは実プーリ
位置変換部91,目標プーリ位置変換部92により実プーリ
位置e,目標プーリ位置esに変換する。これら実プーリ位
置e,目標プーリ位置esはプーリ位置変化速度算出部93に
入力し、プーリ位置変化速度de/dtを、以下のように実
プーリ位置ｅと目標プーリ位置esとの偏差等により算出
する。Here, the oil amount V of the primary cylinder 21 is proportional to the actual pulley position e, and the flow rate Q obtained by differentiating the oil amount V with time corresponds to the pulley position change speed de / dt on a one-to-one basis. Therefore, since the flow rate Q is preferably calculated as it is from the pulley position change speed de / dt, the actual gear ratio i and the target gear ratio is calculated by the actual pulley position conversion unit 91 and the target pulley position conversion unit 92. Convert to target pulley position es. The actual pulley position e and the target pulley position es are input to the pulley position change speed calculation unit 93, and the pulley position change speed de / dt is calculated from the deviation between the actual pulley position e and the target pulley position es as follows. I do.
de/dt＝K1・（es−ｅ）・K2・des/dt （K1,K2:定数、des/dt:位相進み要素） そしてプーリ位置変化速度de/dtは変速圧力算出部94に
入力し、プーリ位置変化速度de/dtによる流量に基づき
変速に必要な圧力ΔPpを求める。de / dt = K 1 · (es−e) · K 2 · des / dt (K 1 , K 2 : constant, des / dt: phase lead element) The pulley position change speed de / dt is calculated by the shift pressure calculation unit 94. To obtain the pressure ΔPp required for shifting based on the flow rate based on the pulley position change speed de / dt.
こうして油圧比制御系の必要なプライマリ圧ＰPDと、
流量制御系の変速用圧力ΔPpとは目標プライマリ圧算出
部95に入力して、目標プライマリ圧Ppsを、アップシフ
ト時にはPps＝ＰPD＋ΔPpにより、ダウンシフト時はPps
＝ＰPD−ΔPpにより算出する。目標プライマリ圧Ppsは
更にソレノイド電流設定部96に入力して、目標プライマ
リ圧Ppsに応じたソレノイド電流Ipを定める。この場合
に、プライマリ制御弁60が既に述べたようにソレノイド
電流Ipに対して比例関係でプライマリ圧を制御する特性
であるから、これに応じたマップで目標プライマリ圧Pp
sに対するソレノイド電流Ipを求める。そしてこのソレ
ノイド電流Ipが、駆動部97を介してプライマリ制御弁60
の比例ソレノイド61に供給され、フィードフォワードで
変速制御するようになっている。Thus, the primary pressure PPD required for the hydraulic ratio control system,
The shift pressure ΔPp of the flow control system is input to the target primary pressure calculation unit 95, and the target primary pressure Pps is obtained by Pps = PPD + ΔPp during an upshift, and Pps during a downshift.
= PPD-ΔPp. The target primary pressure Pps is further input to a solenoid current setting section 96 to determine a solenoid current Ip corresponding to the target primary pressure Pps. In this case, since the primary control valve 60 has a characteristic of controlling the primary pressure in proportion to the solenoid current Ip as described above, the target primary pressure Pp
Find the solenoid current Ip for s. The solenoid current Ip is supplied to the primary control valve 60
Is supplied to the proportional solenoid 61, and the speed is controlled by feedforward.
上記制御系において、ブレーキ故障時のフェイルセー
フ対策について述べる。In the above control system, a fail-safe measure at the time of brake failure will be described.
先ず、フットブレーキの操作の有無を検出するブレー
キスイッチ100を有し、このスイッチ信号と車速とに応
じたセカンダリプーリ回転数Nsがブレーキ故障判定部10
1に入力する。そしてブレーキ踏込み信号が入力する際
に車速が低下しない場合は、ブレーキの故障と判断する
のであり、この故障信号はダウンシフト量設定部102に
入力し、ダウンシフト量Δisを定める。First, a brake switch 100 for detecting the presence or absence of operation of a foot brake is provided, and a secondary pulley rotation speed Ns according to the switch signal and the vehicle speed is determined by a brake failure determination unit 10.
Enter 1 If the vehicle speed does not decrease when the brake depression signal is input, it is determined that the brake has failed. This failure signal is input to the downshift amount setting unit 102 to determine the downshift amount Δis.
ここで、ダウンシフトして減速する場合は、ブレーキ
踏込み時間ｔに応じて制御することが望まれ、第３図
（ｂ）のようにダウンシフト量Δisが、ブレーキ踏込み
時間ｔに対し増大関数で設定される。また、同一のダウ
ンシフト量でも高速段ではプライマリプーリ回転数Npの
上昇が大きく、低速段ではプライマリプーリ回転数Npの
上昇が小さい。このため、全変速域で均一にエンジンブ
レーキ効果を得るには実変速比ｉとの関係でダウンシフ
ト量Δisを定める必要があり、このため第３図（ａ）の
ように設定される。Here, when decelerating by downshifting, it is desirable to perform control in accordance with the brake depression time t. As shown in FIG. 3B, the downshift amount Δis is an increasing function with respect to the brake depression time t. Is set. Even at the same downshift amount, the increase in the primary pulley rotation speed Np is large in the high speed stage, and the increase in the primary pulley rotation speed Np is small in the low speed stage. For this reason, in order to obtain the engine braking effect uniformly in the entire speed change range, it is necessary to determine the downshift amount Δis in relation to the actual speed ratio i, and therefore, it is set as shown in FIG.
そしてかかるダウンシフト量Δisが目標変速比算出部
90に入力し、is＋Δisの演算を行って出力するようにな
っている。The downshift amount Δis is used as the target gear ratio calculation unit.
90, and calculates is + Δis and outputs the result.
次いで、かかる構成の変速機の制御装置の作用につい
て述べる。Next, the operation of the transmission control device having such a configuration will be described.
先ず、エンジン１の運転により、トルクコンバータ12
のコンバータカバー11,ドライブ軸35によりオイルポン
プ34が駆動して油圧が生じ、この油圧がセカンダリ制御
弁50に導かれる。そこで停車時には、プライマリ制御系
の目標変速比is,実変速比ｉが無段変速機５の機構上の
最大変速比として例えば2.5より大きい値に設定され
る。このため、油圧比制御系の実変速比i,トルク比KT,
油圧比Kp,セカンダリ圧Psによる必要セカンダリ圧Psuに
応じたソレノイド電流Ipがプライマリ制御弁60の比例ソ
レノイド61に流れて排油側に動作することで、プライマ
リ圧Ppは最低レベルになる。このため、セカンダリ制御
弁50によるセカンダリ圧Psのすべてはセカンダリシリン
ダ24にのみ供給され、無段変速機５はベルト26が最もセ
カンダリプーリ25の方に移行した最大変速比の低速段に
なる。First, the operation of the engine 1 causes the torque converter 12
The oil pressure is generated by driving the oil pump 34 by the converter cover 11 and the drive shaft 35, and the hydraulic pressure is guided to the secondary control valve 50. Therefore, when the vehicle is stopped, the target speed ratio is and the actual speed ratio i of the primary control system are set to values larger than, for example, 2.5 as the maximum speed ratio of the continuously variable transmission 5 on the mechanism. For this reason, the actual speed ratio i, the torque ratio K T ,
When the solenoid current Ip corresponding to the required secondary pressure Psu based on the hydraulic pressure ratio Kp and the secondary pressure Ps flows through the proportional solenoid 61 of the primary control valve 60 and operates on the oil discharge side, the primary pressure Pp becomes the lowest level. Therefore, all of the secondary pressure Ps from the secondary control valve 50 is supplied only to the secondary cylinder 24, and the continuously variable transmission 5 is in the low speed stage with the maximum gear ratio at which the belt 26 is shifted to the secondary pulley 25 most.
このとき、図示しない油圧制御系によりロックアップ
クラッチ15を解放してトルクコンバータ12に給油され
る。そこで、例えばドライブレンジにシフトすると、前
後進切換装置４のフォワードクラッチ17が給油により係
合して前進位置になる。このため、エンジン１の動力が
トルクコンバータ12,前後進切換装置４を介して無段変
速機５のプライマリ軸20に入力し、プライマリプーリ2
2,セカンダリプーリ25とベルト26とにより最大変速比の
動力がセカンダリ軸23に出力し、これがディファレンシ
ャル装置６を介して車輪33に伝達して発進可能になる。At this time, the lock-up clutch 15 is released by a hydraulic control system (not shown) and the torque converter 12 is supplied with oil. Therefore, for example, when shifting to the drive range, the forward clutch 17 of the forward / reverse switching device 4 is engaged by refueling to be in the forward position. For this reason, the power of the engine 1 is input to the primary shaft 20 of the continuously variable transmission 5 via the torque converter 12 and the forward / reverse switching device 4, and the primary pulley 2
2. The power of the maximum speed ratio is output to the secondary shaft 23 by the secondary pulley 25 and the belt 26, and the power is transmitted to the wheels 33 via the differential device 6 to be able to start.
セカンダリ圧制御系では、常にエンジントルクTeが推
定され、トルク増幅率t,プライマリ系の慣性力giが算出
されている。そこで、アクセル踏込みの発進時には、エ
ンジントクルTe,トルク増幅率ｔにより入力トルクTiが
大きくなり、更に必要セカンダリ圧Psuも増大すること
で、目標セカンダリ圧Pssが大きい値になる。そして目
標セカンダリ圧Pssに応じた低いソレノイド電流Isが、
セカンダリ制御弁50の比例ソレノイド51に流れ、電磁力
により設定圧を高く定めるのであり、こうしてセカンダ
リ圧Psはドレン量を減じて高く制御される。そして発進
後に変速制御され、ロックアップクラッチ15が係合して
ｔ＝１になり、実変速比ｉに応じて必要セカンダリ圧Ps
uが減じ、車速上昇に伴いエンジントルクTeが低下操作
されると、目標セカンダリ圧Pssは急激に小さくなる。
このため、ソレノイド電流Isは急増してセカンダリ制御
弁50の設定圧は順次小さくなり、セカンダリ圧Psが低下
制御される。こうして常に伝達トルクに対しベルトスリ
ップしない最小限のプーリ押付力を確保するように最適
制御される。In the secondary pressure control system, the engine torque Te is always estimated, and the torque amplification factor t and the primary system inertia force gi are calculated. Therefore, when the accelerator pedal is started, the input torque Ti increases due to the engine torque Te and the torque amplification factor t, and the required secondary pressure Psu also increases, so that the target secondary pressure Pss becomes a large value. And the low solenoid current Is according to the target secondary pressure Pss
It flows to the proportional solenoid 51 of the secondary control valve 50, and the set pressure is set high by the electromagnetic force. Thus, the secondary pressure Ps is controlled to be high by reducing the drain amount. After the start, the shift control is performed, the lock-up clutch 15 is engaged and t = 1, and the necessary secondary pressure Ps is set according to the actual speed ratio i.
When u decreases and the engine torque Te is reduced in accordance with the increase in vehicle speed, the target secondary pressure Pss rapidly decreases.
Therefore, the solenoid current Is sharply increases, the set pressure of the secondary control valve 50 gradually decreases, and the secondary pressure Ps is controlled to decrease. In this way, the optimal control is performed so as to always secure the minimum pulley pressing force that does not cause belt slip with respect to the transmission torque.
上記セカンダリ圧Psはプライマリ制御弁60に導かれ、
減圧作用でプライマリシリンダ21にプライマリ圧Ppが生
じ、このプライマリ圧Ppにより変速制御するのであり、
これを以下に述べる。The secondary pressure Ps is led to the primary control valve 60,
The primary pressure Pp is generated in the primary cylinder 21 by the pressure reducing action, and the speed is controlled by the primary pressure Pp.
This is described below.
先ず、最大変速比iLの発進時には、油圧比制御系によ
りプライマリ制御弁60が最も減圧作用し、プライマリ圧
Ppを最低レベルに保っている。そして運転および走行条
件によりis＜2.5の変速開始条件が成立して、目標変速
比isが順次小さく設定されると、流量制御系でプーリ位
置変化速度de/dtが算出され、これに伴い変速圧ΔPpが
生じて目標プライマリ圧Ppsを増加する、このためソレ
ノイド電流Ipは、徐々に減じてプライマリ制御弁60で比
例ソレノイド61の電磁力により設定圧が高くなり、プラ
イマリ圧Ppは順次高く制御される。そこで、ベルト26は
プライマリプーリ22の方に移行し、変速比の小さい高速
段にアップシフトする。First, at the time of starting of the maximum speed ratio i L, the primary control valve 60 is most reduced pressure acts hydraulically ratio control system, the primary pressure
Pp is kept at the lowest level. Then, when the shift start condition of is <2.5 is satisfied by the driving and running conditions and the target gear ratio is set to gradually decrease, the pulley position change speed de / dt is calculated by the flow control system, and accordingly the shift pressure is changed. ΔPp occurs to increase the target primary pressure Pps.Therefore, the solenoid current Ip gradually decreases, and the set pressure is increased by the electromagnetic force of the proportional solenoid 61 at the primary control valve 60, so that the primary pressure Pp is sequentially controlled to be higher. . Then, the belt 26 moves toward the primary pulley 22 and upshifts to a high speed stage having a small speed ratio.
また変速制御により実変速比ｉが小さくなると、油圧
比制御系の油圧比設定部87で油圧比Kpが増大設定され、
セカンダリ圧Psに対する必要プライマリ圧ＰPDの割合を
増大する。そしてプライマリ圧ＰPDにより目標プライマ
リ圧Ppsを増し、プライマリ圧Ppのレベルを増大保持す
るのであり、こうしてアップシフトにより実変速比ｉが
小さくなる毎に、油圧比制御系でその実変速比ｉを維持
するようなレベルにプライマリ圧Ppが順次増大制御され
る。また入力トルクTiが例えば増大すると、トルク比算
出部86でトルク比KTが大きい値になり、これにより油圧
比Kpの値も増す。そこで、プライマリ圧Ppは増大補正さ
れて、入力トルクTiの増大によるダウンシフト傾向を防
止するように修正される。When the actual speed ratio i decreases due to the shift control, the hydraulic ratio Kp is increased by the hydraulic ratio setting unit 87 of the hydraulic ratio control system,
The ratio of the required primary pressure PPD to the secondary pressure Ps is increased. Then, the target primary pressure Pps is increased by the primary pressure PPD, and the level of the primary pressure Pp is maintained to be increased. Thus, each time the actual gear ratio i becomes smaller due to the upshift, the actual gear ratio i is maintained by the hydraulic ratio control system. The primary pressure Pp is sequentially controlled to increase to such a level. Further, when the input torque Ti increases, for example, the torque ratio KT becomes a large value in the torque ratio calculating section 86, and thereby the value of the hydraulic pressure ratio Kp also increases. Therefore, the primary pressure Pp is corrected to increase and corrected so as to prevent a downshift tendency due to an increase in the input torque Ti.
そして目標変速比isが最小変速比iH（例えば0.5）に
達して、目標プライマリ圧Ppsが最高レベルに設定され
ると、ソレノイド電流Ipは最も小さくなってプライマリ
制御弁60の設定圧を最大にすることで、プライマリ圧Pp
は最高に制御される。このとき、実変速比ｉも目標変速
比isに追従して最小変速比iHになると、これ以降は油圧
制御系の油圧比Kp,必要プライマリ圧ＰPDにより目標プ
ライマリ圧Ppsが最高レベルに設定されて、プライマリ
圧Ppは高い状態に保持されて最小変速比iHを保つ。When the target speed ratio is reaches the minimum speed ratio i H (for example, 0.5) and the target primary pressure Pps is set to the highest level, the solenoid current Ip becomes the smallest and the set pressure of the primary control valve 60 becomes the maximum. The primary pressure Pp
Is best controlled. In this case, at a minimum speed ratio i H actual gear ratio i is also to follow the target speed ratio IS, which thereafter target primary pressure Pps is set to the highest level hydraulic ratio Kp of the hydraulic control system, necessary primary pressure PPD Te, the primary pressure Pp is held in the high state keep the minimum speed ratio i H.
一方、アクセル踏込み，車速低下により目標変速比is
の値が大きくなると、変速圧力ΔPpの減算によりプライ
マリ圧Ppsは低いレベルになる。このため、ソレノイド
電流Ipは逆に増加して、プライマリ制御弁60で減圧によ
りプライマリ圧Ppが低レベルに制御されるのであり、こ
れによりベルト26は再びセカンダリプーリ25の方に移行
してダウンシフトする。このダウンシフトの場合も、実
変速比ｉの増大に応じ油圧比制御系で油圧比Kp,必要プ
ライマリ圧ＰPDにより目標プライマリ圧Ppsの値が減
じ、実変速比ｉを維持するのに必要なレベルにプライマ
リ圧Ppが順次減少制御される。On the other hand, the target gear ratio is
Increases, the primary pressure Pps becomes a low level due to the subtraction of the shift pressure ΔPp. For this reason, the solenoid current Ip increases conversely, and the primary pressure Pp is controlled to a low level by reducing the pressure in the primary control valve 60, whereby the belt 26 moves again to the secondary pulley 25 and downshifts. I do. Also in the case of this downshift, the value of the target primary pressure Pps is decreased by the hydraulic ratio Kp and the required primary pressure PPD in the hydraulic ratio control system according to the increase of the actual speed ratio i, and the level required to maintain the actual speed ratio i The primary pressure Pp is sequentially controlled to decrease.
こうして、最大変速比iL,最小変速比iHの変速全域
で、油圧比制御系と流量制御系とによりプライマリ圧Pp
が可変にされ、これに基づきアップシフトまたはダウン
シフトして変速制御されるのである。In this way, the primary pressure Pp is controlled by the hydraulic ratio control system and the flow rate control system over the entire speed change range of the maximum speed ratio i L and the minimum speed ratio i H.
Is made variable, and based on this, upshifting or downshifting is performed, and shift control is performed.
一方、上記変速制御による車両走行時にブレーキ故障
判定部101において、フットブレーキの故障の有無が判
断されており、正常な場合はダウンシフト量Δisが出力
しない。このため、ブレーキ操作に伴い車速が低下する
と、プライマリ圧制御系の流量制御系において、目標変
速比isがプライマリプーリ回転数Npの最も低い最低変速
ラインlLで順次増大するように設定され、これに基づき
エンジンブレーキがほとんど効かない状態でダウンシフ
トされる。このとき、エンジンブレーキ用のDsレンジ等
をセレクトすると、プライマリプーリ回転数Npが高くな
るように目標変速比isが設定され、ダウンシフト量を増
大するように制御されてエンジンブレーキも効くように
なる。On the other hand, when the vehicle is running under the shift control, the brake failure determination unit 101 determines whether there is a failure in the foot brake. If the failure is normal, the downshift amount Δis is not output. For this reason, when the vehicle speed decreases due to the braking operation, the target speed ratio is set in the flow rate control system of the primary pressure control system so as to sequentially increase at the lowest speed change line l L having the lowest primary pulley rotation speed Np. The downshift is performed in a state where the engine brake is hardly effective based on. At this time, if the engine brake Ds range or the like is selected, the target gear ratio is set so that the primary pulley rotation speed Np is increased, and the control is performed so as to increase the downshift amount, so that the engine brake is also effective. .
これに対しブレーキ故障時には、故障信号によりダウ
ンシフト量設定部102において、ダウンシフト量Δisが
実変速比i,ブレーキ踏込み時間ｔの関数で設定される。
そしてダウンシフト量Δisが目標変速比isに加算して出
力され、これに基づき変速制御されることで、第４図の
ブレーキ操作時点t0以降の変速ラインｌのように直ちに
ダウンシフトを開始する。その後、プライマリプーリ回
転数Npを高く保つように迅速にダウンシフトしてエンジ
ンブレーキが有効に効き、このエンジンブレーキ効果で
効果的に減速するようになる。On the other hand, when a brake failure occurs, the downshift amount Δis is set by the failure signal in the downshift amount setting unit 102 as a function of the actual gear ratio i and the brake depression time t.
The down-shift amount Δis is outputted by adding the target speed ratio IS, it is the shift control based on this, immediately starts a downshift as in the fourth view of a brake operation time t 0 after the transmission line l . Thereafter, downshifting is quickly performed so as to keep the primary pulley rotation speed Np high, and the engine brake is effectively applied, and the engine brake effect is used to effectively decelerate.
以上、本発明の実施例について述べたが、目標値とし
て変速比以外のエンジン回転数のものにも適用できる。Although the embodiment of the present invention has been described above, the present invention can also be applied to a case where the target value is an engine speed other than the gear ratio.
以上述べてきたように、本発明によれば、 無段変速機の制御において、ダウンシフト制御をブレ
ーキ故障時のフェイルセーフに活用して効果的に減速す
ることが可能になるので、有効利用性と共に安全性が向
上する。As described above, according to the present invention, in the control of the continuously variable transmission, it is possible to utilize the downshift control in a fail-safe manner in the event of a brake failure, thereby effectively decelerating the vehicle. In addition, safety is improved.
さらに、ブレーキ故障時にダウンシフト量を変速比と
ブレーキ操作時間との関数で定めて出力するので、均一
かつ迅速にダウンシフトして減速を適正化し得る。Further, when a brake failure occurs, the downshift amount is determined and output as a function of the speed ratio and the brake operation time, so that downshifting can be performed uniformly and quickly to optimize deceleration.
また、目標変速比にダウンシフト量を付加すること
で、制御も容易化する。Further, by adding the downshift amount to the target gear ratio, control is also facilitated.
第１図は本発明の変速機の制御装置の実施例を示すブロ
ック図、 第２図は無段変速機の制御系の全体構成図、 第３図（ａ），（ｂ）はダウンシフト量のマップを示す
図、 第４図は変速パターンを示す図である。 ５……無段変速機、21……プライマリシリンダ、24……
セカンダリシリンダ、50……セカンダリ制御弁、51,61
……比例ソレノイド、60……プライマリ制御弁、70……
制御ユニット、90……目標変速比算出部、93……プーリ
位置変化速度算出部、101……ブレーキ故障判定部、102
……ダウンシフト量設定部FIG. 1 is a block diagram showing an embodiment of a transmission control device according to the present invention, FIG. 2 is an overall configuration diagram of a control system of a continuously variable transmission, and FIGS. 3 (a) and 3 (b) show downshift amounts. FIG. 4 is a diagram showing a shift pattern. 5 ... continuously variable transmission, 21 ... primary cylinder, 24 ...
Secondary cylinder, 50 ... Secondary control valve, 51, 61
…… Proportional solenoid, 60 …… Primary control valve, 70 ……
Control unit, 90: target gear ratio calculation unit, 93: pulley position change speed calculation unit, 101: brake failure determination unit, 102
...... Downshift amount setting section
フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F16H 59/00 - 61/12 F16H 61/16 - 61/24 F16H 63/40 - 63/48 B60K 41/00 - 41/28 B60T 8/00 Continuation of the front page (58) Field surveyed (Int.Cl. 6 , DB name) F16H 59/00-61/12 F16H 61/16-61/24 F16H 63/40-63/48 B60K 41/00-41 / 28 B60T 8/00
Claims (2)
変速制御し、ブレーキ操作の有無と、車速変化によりブ
レーキ故障の有無を判断するブレーキ故障判定手段とを
有する無段変速機の変速制御系において、 ブレーキ故障時に変速比とブレーキ操作量との関数でダ
ウンシフト量を定めるダウンシフト量設定手段と、 上記ダウンシフト量を上記目標値に加算して目標値を補
正し、この補正後の目標値と上記実際値との偏差に応じ
た操作量により変速制御を行う制御手段とを備えたこと
を特徴とする無段変速機の制御装置。1. A continuously variable transmission having a shift control with an operation amount corresponding to a deviation between a target value and an actual value, and having a brake operation, and having a brake failure determining means for determining the presence or absence of a brake failure based on a change in vehicle speed. A downshift amount setting means for determining a downshift amount by a function of a speed ratio and a brake operation amount at the time of a brake failure; correcting the target value by adding the downshift amount to the target value; A control device for a continuously variable transmission, comprising: control means for performing a shift control by an operation amount according to a deviation between the corrected target value and the actual value.
時間に対し増大関数で設定することを特徴とする請求項
（１）記載の無段変速機の制御装置。2. The control device for a continuously variable transmission according to claim 1, wherein the downshift amount is set by an increasing function with respect to a speed ratio and a brake operation time.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP34330389A JP2869468B2 (en) | 1989-12-28 | 1989-12-28 | Control device for continuously variable transmission |
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| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP34330389A JP2869468B2 (en) | 1989-12-28 | 1989-12-28 | Control device for continuously variable transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03204428A JPH03204428A (en) | 1991-09-06 |
| JP2869468B2 true JP2869468B2 (en) | 1999-03-10 |
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ID=18360478
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| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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| JP (1) | JP2869468B2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN106594267A (en) * | 2015-10-16 | 2017-04-26 | 北汽福田汽车股份有限公司 | Emergency down-shift mechanism used for vehicle and vehicle having same |
Families Citing this family (2)
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|---|---|---|---|---|
| JP3013607B2 (en) * | 1992-06-12 | 2000-02-28 | 三菱自動車工業株式会社 | Shift control method for automatic transmission for vehicle |
| JP2007078167A (en) * | 2005-09-16 | 2007-03-29 | Toyota Motor Corp | Deceleration control device of vehicle |
-
1989
- 1989-12-28 JP JP34330389A patent/JP2869468B2/en not_active Expired - Fee Related
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| CN106594267A (en) * | 2015-10-16 | 2017-04-26 | 北汽福田汽车股份有限公司 | Emergency down-shift mechanism used for vehicle and vehicle having same |
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| JPH03204428A (en) | 1991-09-06 |
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