JPH01216154A - Speed change controller for continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To prevent the down-shift phenomenon in the sharp increase of the engine torque by correcting the duty ratio in the operation of a primary cylinder, free from the operation delay according to the increase of the engine torque. CONSTITUTION:An aimed speed change ratio (is) is obtained in a calculation part 42 from the aimed primary pulley revolution speed NpD and the secondary pulley revolution speed Ns which are set in a searching part 41, and the transmission speed is obtained in a calculation part 45, and the corresponding duty ratio D is determined in a searching part 46, and a primary cylinder is operated through a driving part 47 and a solenoid valve 48. If the increase of the engine torque is detected by a searching part 50 during traveling, the duty ratio D is corrected by a correction part 49, and the primary cylinder pressure is increased by the portion of increase of the engine output torque. Therefore, the down-shift phenomenon due to the sharp increase of the engine output torque can be prevented.

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention] 【産業上の利用分野】[Industrial application field]

本発明は、車両用のベルト式無段変速機における変速比
やエンジン回転数等によって変速制御を行う変速制御装
置に係り、詳しくは、エンジン出力トルク増大時に伴っ
て生じる無段変速機のダウンシフトの補正制御に関する
。The present invention relates to a speed change control device that performs speed change control based on the gear ratio, engine rotation speed, etc. in a belt-type continuously variable transmission for a vehicle. Regarding correction control.

【従来の技術】[Conventional technology]

従来、この種の無段変速機においては、車両走行中にお
ける変速制御を所望通り行うため、プライマリプーリお
よびセカンダリプーリの回転数。 スロットル開度等の検出値に基づく変速制御系と、エン
ジン回転数やスロットル開度等の検出値に基づくライン
圧制御系におけるそれぞれのデユーティ比を求めるまで
の過程で、運転状況に応じた種々の補正を行う制御が提
案されている。 例えば特開昭５９−２３１２５０号公報に開示されてい
るように、エンジン負荷センサからの信号の変化速度を
演算する急変速検出手段と、この手段が算出した急変速
の度合に応じた修正値を目標変速信号に対して演算する
急変速時目標変速比修正手段とを有し、記憶装置から読
み出した後の目標変速比信号に、加速度合に基づく修正
を加えるようにした制御装置が提案されている。Conventionally, in this type of continuously variable transmission, the rotational speed of the primary pulley and the secondary pulley is adjusted to control the speed change as desired while the vehicle is running. In the process of determining the duty ratios of the transmission control system based on detected values such as throttle opening, and the line pressure control system based on detected values such as engine speed and throttle opening, various changes are made depending on the driving situation. Controls that perform correction have been proposed. For example, as disclosed in Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 59-231250, there is a sudden speed change detection means that calculates the rate of change of a signal from an engine load sensor, and a correction value that corresponds to the degree of sudden speed change calculated by this means. A control device has been proposed that includes a target speed ratio correction means for sudden speed change that calculates a target speed change signal, and that corrects the target speed ratio signal after reading it from a storage device based on the degree of acceleration. There is.

【発明が解決しようとする課題】[Problem to be solved by the invention]

ところで、上記の提案された制御装置では、走行時にス
ロットル開度を大きくしてエンジン出力トルクを増大さ
せると、第５図の特性図において、一定文速比を保つた
めのプライマリシリンダＰｐとセカンダリシリンダＰｓ
との比Ｐ　ｐ　／　Ｐ　ｓは、エンジン出力トルクの増
大分ΔＴに対応してΔ（Ｐ　ｐ　／　Ｐ　ｓ　）だけ増
加することになる。このため、第６図に示すように１ラ
イマリプーリ径が縮小してベルトが撓み、ダウンシフト
が生じてしまう問題があった。 本発明は、上記のような問題点に鑑みてなされたもので
、走行時における無段変速機へのトルク増大があっても
、ダウンシフト現象が生じることがない無段変速機の変
速制御装置を提供することを目的とする。By the way, in the above-mentioned proposed control device, when the engine output torque is increased by increasing the throttle opening while driving, the primary cylinder Pp and the secondary cylinder are changed in order to maintain a constant speed ratio in the characteristic diagram of FIG. Ps
The ratio P p /P s increases by Δ(P p /P s ) corresponding to the increase ΔT in the engine output torque. Therefore, as shown in FIG. 6, the diameter of the first primary pulley is reduced and the belt is bent, resulting in a downshift. The present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and provides a shift control device for a continuously variable transmission in which a downshift phenomenon does not occur even if torque increases to the continuously variable transmission during driving. The purpose is to provide

【問題点を解決するための手段】[Means to solve the problem]

上記目的を達成するため、本発明は、実変速比とエンジ
ントルクとセカンダリ圧の検出値とを入力し、上記エン
ジントルクの増加に応じた補正値の検索を行う補正値検
索手段と、上記補正値検索手段よりの出力と上記セカン
ダリ圧の検出値とを入力し、プライマリシリンダ圧を補
正する補正手段とを備えるように構成する。In order to achieve the above object, the present invention provides a correction value search means for inputting an actual gear ratio, an engine torque, and a detected value of a secondary pressure, and searching for a correction value corresponding to an increase in the engine torque; It is configured to include a correction means for correcting the primary cylinder pressure by inputting the output from the value search means and the detected value of the secondary pressure.

【作　　　用】[For production]

上記構成に基づき、車両走行中のエンジン出力トルク増
大時に、補正手段による出力によってプライマリシリン
ダ圧をエンジン出力トルク増加分に見合うだけ増加させ
るので、プライマリシリンダ圧とセカンダリシリンダ圧
との比率が所定値に達しないことに起因する上記肉圧の
不平衡が生じないため、エンジン出力トルク増加により
生じるダウンシフトを防止する。Based on the above configuration, when the engine output torque increases while the vehicle is running, the output from the correction means increases the primary cylinder pressure by an amount corresponding to the increase in the engine output torque, so that the ratio between the primary cylinder pressure and the secondary cylinder pressure reaches a predetermined value. Since the unbalance of the muscle pressure caused by not reaching the torque does not occur, a downshift caused by an increase in engine output torque is prevented.

【実　施　例】【Example】

以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図において、電磁クラッチにベルト式無段変速機を
組合わせた駆動系の全体構成について説明する。エンジ
ン１は、電磁粉式等の電磁クラッチ２１前後連句換装ｒ
！１３を介して無段変速［４に連結し、無段変速Ｉ１４
から１組のりダクションギャ５．出力軸６．ディファレ
ンシャルギヤ７および車軸８を介して駆動輪９に伝動構
成される。 電磁粉式クラッチ２は、エンジンクランク軸１０にドラ
イブメンバ２ａを、入力軸１１にクラッチコイル２Ｃを
具備したドリブンメンバ２ｂを有する。そしてクラッチ
コイル２Ｃに流れるクラッチ電流により両メンバ２ａ、
　２ｂの間のギヤ・ツブに電磁粉を餌状に結合して集積
し、これによる結合力でクラッチ接断およびクラッチト
ルクを可変制御する。 前後進切換装置３は、入力軸１１と変速機主軸１２との
間にギヤとハブやスリーブにより同期噛合式に構成され
ており、少なくとも入力軸１１を主軸１２に直結する前
進位置と、入力軸１１の回転を逆転して主軸１２に伝達
する後退位置とを有する。 無段変速＠４は、主軸１２とそれに平行配置された副軸
１３とを有し、主軸１２には油圧シリンダ１４ａを備え
たプーリ間隔可変のプライマリプーリ１４が、副軸１３
には同様に油圧シリンダ１５ａを備えたセカンダリプー
リ１５が設けられる。また、両プーリ１４゜１５には駆
動ベルト１６が巻付けられ、両シリンダ１４ａ　、　１
５ａは油圧制御回路１７に回路構成される。そして両シ
リンダ１４ａ　、　ＩＳａには伝達トルクに応じたライ
ン圧を供給してプーリ押付力を付与し、プライマリ圧に
より駆動ベルト１６のプーリ１４．１５に対する巻付は
径の比率を変えて無段階に変速制御するように構成され
ている。 次いで、電磁粉式クラッチ２と無段変速ｆｉ４の電子制
御系について説明する。エンジン１のエンジン回転数セ
ンサ１９．無段変３１１ｍ４のプライマリプーリ回転数
センサ２１．セカンダリブーり回転数センサ２２．エア
コンやチョークの作動状況を検出するセンサ２３．２４
を有する。また、操作系のシフトレバ−２５は、前後進
切換装置３に機械的に結合しており、リバース（Ｒ）、
ドライブ（Ｄ）、スポーティドライブ（ＤＳ　）の各レ
ンジを検出するシフト位置センサ２６を有する。更に、
アクセルペダル２７にはアクセル踏込み状態を検出する
アクセルスイッチ２８を有し、スロットル弁開にスロッ
トル開度センサ２９を有する。 そして上記スイッチおよびセンサの種々の信号は、電子
制御ユニット２０に入力し、マイコン等を使用してソフ
ト的に処理される。そして電子制御ユニット２０から出
力する発進、ドラッグ、直結モードのクラッチ制御信号
が電磁クラッチ２に、変速制御信号およびライン圧制御
信号が無段変速機４の油圧制御回路１７に入力して、各
制御動作を行うようになっている。 第２図において、制御ユニット２０の電磁クラッチ制御
系と無段変速制御系について説明する。 先ず、電磁クラッチ制御系においては、エンジン回転数
Ｎｅとシフト位置センサ２６のＲ，Ｄ、ＤＳ以外のニュ
ートラル（Ｎ）、パーキング（Ｐ）レンジの信号が入力
する逆励磁モード判定部３２を有し、例えばＮｅ　＜３
００ｒｐｎの場合、またはＰ、Ｎレンジの場合に逆励磁
モードと判定し、出力判定部３３により通常とは逆向き
の微少電流を流す、そして電磁クラッチ２の残留磁気を
除いて完全に解放する。また、この逆励磁モード判定部
３２の判定出力信号、アクセルスイッチ２８の踏込み信
号およびセカンダリプーリ回転数センサ２２の回転（以
下車速Ｖとする）信号が入力する通電モード判定部３４
を有し、発進等の走行状態を判別し、この判別信号が、
発進モード電流設定部３５．ドラッグモード電流設定部
３６．直結モード電流設定部３７に入力する。 発進モード電流設定部３５は、通常の発進またはエアコ
ン、チョーク使用の発進の場合において、エンジン回転
数Ｎｅ等との関係で発進特性を各別に設定する。そして
スロットル開度θ、車３！ｖ。 Ｒ，Ｄ、Ｄｓの各走行レンジにより発進特性を補正して
、クラッチ電流を設定する。ドラッグモード電流設定部
３６は、Ｒ，Ｄ、Ｄｓの各レンジにおいて低車速でアク
セル開放の場合に微少のドラッグ電流を定め、電磁クラ
ッチ２にドラッグトルクを生じてベルト、駆動系のガタ
詰めを行い、発進をスムーズに行う、またこのモードで
は、Ｄレンジのクラッチ解放後の車両停止直前までは零
′！４流に定め、惰行性を確保する。直結モード電流設
定部３７は、Ｒ，Ｄ、ＤＳの各レンジにおいて車速■と
スロットル開度θの関係により直結電流を定め、′！４
磁クラッチ２を完全係合し、かつ停台状態での節電を行
う、これらの電流設定部３５．３６．３７の出力信号は
、出力判定部３３に入力し、その指示に従ってクラッチ
電流を定める。 次いで、無段変速制御の変速速度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２１゜セカンダリプ
ーリ回転数センサ２２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ＮＳは実変速比算出部４０に入
力し、実変速比ｉ　＝Ｎｐ　／Ｎｓにより実変速比ｉを
算出する。この実変速比ｉとスロットル開度センサ２９
のスロットル開度θは目標プライマリ回転数検索部４１
に入力し、ＲｌＤ、Ｄｓの各レンジ毎に変速パターンに
基づくｉ−θのマツプを用いて目標プライマリ回転数Ｎ
ＰＯを検索する。目標プライマリ回転ＲＮ　ＰＧとセカ
ンダリ回転数ＮＳは目標変速比算出部４２に入力し、目
標変速比ｉｓがｉｓ＝　Ｎ　ＰＧ／　Ｎ　ｓにより算出
される。 そしてこの目標変速比ｉｓは目標変速比変化速度算出部
４３に入力し、一定時間の目標変速比ｉｓの変化量によ
り目標変速比変化速度ｄｒ　ｓ／ｄ　ｔを算出する。 そしてこれらの実変速比ｉ、目標変速比ｉＳ、目標変速
比変化運度ｄｉｓ／ｄｔと、係数設定部４４の係数に１
　、に２は変速速度゛算出部４５に入力し、変速速度ｄ
ｉ／ｄｔを以下により算出する。 ｄｉ／ｄｔ　＝に１（１ｓ−ｉ　）　＋に２　・ｄｉｓ
／ｄｔ上記式において、１ｓ−ｉは目標と実際の変速比
偏差の制御量、ｄｉｓ／ｄ　ｔは制御系の遅れ補正要素
である。 上記変速速度ｄｉ／ｄｔ　、実変速比ｉはデユーティ比
検索部４６に入力する。ここで、操作量のデユーティ比
りが、Ｄ＝ｆ　（ｄｉ／ｄｔ、　ｉ　）の関係で設定さ
れることから、アップシフトとダウンシフトにおいてデ
ユーティ比りがｄｉ／ｄｔ−ｉのマツプを用いて検索さ
れる。そしてこの操作量のデユーティ比りの値は、デユ
ーティ比補正部４９に入力し、後に述べるデユーティ比
補正が行われ、その出力の補正デユーティ比Ｄｃにより
駆動部４７を介して油圧制御回路１７の変速速度制御用
ソレノイド弁４８に出力する。 続いて、無段変速制御のライン圧制御系について述べる
。エンジン回転数センサ１９．スロットル開度センサ２
９のエンジン回転数ＮＯとス・ロットル開度θが入力す
るエンジントルク検索部５０を有し、θ−Ｎｅのトルク
特性マツプからエンジントルクＴを求める。このエンジ
ントルクＴと実変速比算土部４０の実変速比ｉの信号は
、目標ライン圧設定部５１に入力し、エンジントルクに
応じた必要ライン圧と実変速比ｉの積で目標ライン圧Ｐ
Ｌｄを定める。一方、エンジン回転数によりポンプ吐出
圧が変化するのに伴いライン圧最大値が変動することか
ら、この変動状態を検出するためエンジン回転数Ｎｅと
実変速比ｉが入力する最大ライン圧検索部５２を有し、
Ｎｅ−１のマツプにより最大ライン圧ｐ　ｔａａｘを求
める。目標ライン圧ＰＬｄと最大ライン圧ｐ　ｔｍａｘ
は減圧値算出部５３に入力し、最大ライン圧Ｐ　ＬＩｌ
ａＸに対する目標ライン圧ＰＬｄの割合でライン圧ＰＬ
Ｒを算出するのであり、これがデユーティ比検索部５４
に入力してライン圧ＰＬＨに応じなデユーティ比りを定
める。そして、このデユーティ信号が駆動部５５を介し
てライン圧制御用ソレノイド弁５６に出力するように構
成されている。 また、上記ライン圧制御系におけるエンジントルク検索
部５０よりの出力エンジントルクＴ、目標うイン圧設定
部５１よりの出力目標ライン圧ＰＬｄ。 および変速速度制御系の実変速比算出部４０よりの実変
速比ｉが補正値検索部５７に入力し、この補正値検索部
５７において、前述の第６図で示したプライマリプーリ
径の縮小現象に起因するダウンシフトを補正するための
補正信号を検索する。すなわち、プライマリ圧Ｐｐに対
する目標ライン圧ＰＬｄ（以下セカンダリ圧Ｐｓとする
）の比Ｐ　ｐ　／　Ｐ　ｓと、エンジントルクＴおよび
実変速比ｉとの相関関係が第５図に示す特性であり、こ
の特性に基づいてプライマリ圧補正信号Δ（Ｐｐ／Ｐｓ
）を検索し、このプライマリ圧補正信号Δ（Ｐｐ／Ｐｓ
）およびセカンダリ圧Ｐｓを上記デユーティ比補正部４
９に入力させ、デユーティ比りを補正して補正デユーテ
ィ比ＤＣを出力し、駆動部４７を介してソレノイド弁４
８を作動するようになっている。 次いで、このように構成された無段変速機の変速制御装
置の作用について説明する。 先ず、エンジン１からのアクセルの踏込みに応じた動力
が、電磁クラッチ２１前後逃切換装Ｗ１３を介して無段
変速＠４のプライマリプーリ１４に入力し、駆動ベルト
１６．セカンダリプーリ１５により変速した動力が出力
し、これが駆動輪９側に伝達することで走行する。 そして上記走行中において、実変速比ｉの値が大きい低
速段においてエンジントルクＴが大きいほど目標ライン
圧が大きく設定され、これに相当するデユーティ信号が
ソレノイド弁５６に入力して制御圧を調圧し、その平均
化した圧力でライン圧制御することで、ライン圧ＰＬを
高くする。そして高速段に移行するにつれて変速比ｉが
小さくなり、エンジントルクＴも小さくなるに従い同様
に作用することで、ライン圧ＰＬは低下するように制御
されるのであり、こうして常に駆動ベルト１６での伝達
トルクに相当するプーリ押付は力を作用する。 上記ライン圧ＰＬは、常にセカンダリシリンダ１５ａに
供給されており、ソレノイド弁４８の制御圧による図示
しない変速速度制御弁によりプライマリシリンダ１４ａ
に給排油することで、変速速度制御されるのであり、こ
れを以下に説明する。 先ず、プライマリプーリ回転数センサ２１．セカンダリ
プーリ回転数センサ２２およびスロットル開度センサ２
９からの信号Ｎｐ　、　Ｎｓ　、θが読込まれ、制御ユ
ニット２０の実変速比算出部４０で実変速比ｉを求める
。また、目標プライマリ回転数検索部４１ではシフト位
置センサ２６からのＲ，Ｄ、Ｄｓの各レンジ毎に変速パ
ターンに基いて、実変速比ｉ。 スロットル開度θにより一旦目標プライマリ回転数ＮＰ
Ｏがマツプにより検索され、目標変速比算出部４２でこ
の目標プライマリ回転数ＮＰＯに対応した目標変速比ｉ
ｓが算出される。従って、プライマリ回転数一定の領域
では、目標変速比ｉｓがＭＳ−θ法により算出したもの
と同一の固定値になるが、プライマリ回転数可変の領域
では、目標変速比ｉｓがＭＳ−θ法により算出したもの
に比べ、低速段側にオフセットして設定され、更にその
目標変速比ｉｓが自ら変化する値になる。 これらの実変速比ｉ、目標変速比ｉｓおよび目標変速比
変化速度算出部４３のｄｉｓ／ｄｔ、係数設定部４４の
係数に１　、に２を用いて変速速度算出部４５で変速速
度ｄｉ／ｄｔを求める。そして、デユーティ比検索部４
６で変速遠度ｄ　ｉ　／　ｄ　ｔと実変速比ｉに基づい
てデユーティ比りが検索される。 ここで、エンジントルクＴが変化してＴｏよりＴ１に増
大すると、第３図の特性図の関係にもとづいて実変速比
ｉが一定値ｉｃの場合、Ｐ　ｐ　／　Ｐ　ｓを、ｉｃ線
とＴｏの特性曲線との交点Ａに対応するＰ　Ｊ’）　ｏ
　／　Ｐ　ｓ　□から、Ｔ１の特性曲線との交点Ｂに対
応するＰｐ１／Ｐｓ１の値に変化させなければならない
。 このために、補正値検索部５７において、補正信号Δ（
Ｐｐ／Ｐｓ）＝Ｐｐ１／Ｐｓ１−Ｐｐｏ／Ｐｓ□を検索
し、この補正信号に基づいてデユーティ比補正部４９で
、デユーティ比りを補正することになる。 以上の作用の実行手順制御を、第４図のフローチャート
図および第３図の特性図によって説明する。 先ず、ステップ５１０１でエンジントルクＴｏを求めて
、ステラ７”８１０２で現在の変速比ｉｃと、制御量設
定時のエンジントルクＴｏにおけるＰ　ｐ　ｏ　／　Ｐ
ＳＱを検索する（Ａ点）０次いで、ステップ８１０３に
おいて増加した現在のエンジントルクＴ１と、現在の変
速比ｉｃに対応するＰｐ１／Ｐｓ１を検索する（Ｂ点）
、そしてステップ３１０４に移行して、補正信号Δ（Ｐ
ｐ／Ｐｓ）＝Ｐｐｔ　／Ｐｓ１−Ｐｐ　ｏ　／　Ｐ　ｓ
　ｏを演算し、ステップ３１０５でこの補正信号に基づ
いてデユーティ比りを補正し、補正デユーティ比Ｄｃを
出力する。 上記デユーティ出力信号は、ソレノイド弁４８に入力し
てパルス状の制御圧を生成し、これにより図示しない上
記変速遠度制御弁を給油と排油の２位置で繰返して制御
する。ここでデユーティ比が小さくなると、オフ時間に
より変速速度制御弁は給油位置での動作時間が長くなり
、プライマリシリンダ１４ａに給油するようになってア
ップシフトする。一方、デユーティ比が大きくなると、
逆にオン時間により排油位置での動作時間が長くなって
プライマリシリンダ１４ａは排油され、これによりダウ
ンシフトするようになっている。 ここでエンジントルクを増大させると、このエンジント
ルクの増大分ΔＴに対応するプライマリ圧とセカンダリ
圧との比Δ（ＰＰ／Ｐｓ）は、ΔＴに即応して生成され
るので、プライマリシリンダ１４ａとセカンダリシリン
ダ１５ａのそれぞれに作用する制御圧間の不平衡が生じ
ない。Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings. Referring to FIG. 1, the overall configuration of a drive system that combines an electromagnetic clutch and a belt-type continuously variable transmission will be described. Engine 1 is equipped with electromagnetic clutch 21, such as electromagnetic powder type.
! 13 to continuously variable transmission [4, continuously variable transmission I14]
1 set of glue reduction gear 5. Output shaft 6. The transmission is configured to be transmitted to drive wheels 9 via a differential gear 7 and an axle 8. The electromagnetic powder clutch 2 has a drive member 2a on the engine crankshaft 10, and a driven member 2b on the input shaft 11 with a clutch coil 2C. Then, due to the clutch current flowing through the clutch coil 2C, both members 2a,
Electromagnetic powder is bound and accumulated like bait on the gear knob between 2b, and the resulting binding force variably controls clutch engagement/disengagement and clutch torque. The forward/reverse switching device 3 is configured in a synchronous meshing manner between an input shaft 11 and a transmission main shaft 12 by gears, a hub, or a sleeve, and has at least a forward position where the input shaft 11 is directly connected to the main shaft 12, and a forward position where the input shaft 11 is directly connected to the main shaft 12. 11 is reversed and transmitted to the main shaft 12. The continuously variable transmission@4 has a main shaft 12 and a sub-shaft 13 arranged parallel to the main shaft 12, and the main shaft 12 has a primary pulley 14 with variable pulley spacing equipped with a hydraulic cylinder 14a.
A secondary pulley 15 is similarly provided with a hydraulic cylinder 15a. Further, a drive belt 16 is wound around both pulleys 14 and 15, and both cylinders 14a and 1
A circuit 5a is configured in the hydraulic control circuit 17. Line pressure corresponding to the transmitted torque is supplied to both cylinders 14a and ISa to apply a pulley pressing force, and the primary pressure causes the drive belt 16 to wrap around the pulley 14.15 steplessly by changing the diameter ratio. It is configured to perform speed change control. Next, the electronic control system of the electromagnetic powder clutch 2 and the continuously variable transmission fi4 will be explained. Engine speed sensor 19 for engine 1. Continuously variable 311m4 primary pulley rotation speed sensor 21. Secondary boolean rotation speed sensor 22. Sensors 23 and 24 that detect the operating status of air conditioners and chokes
has. In addition, the shift lever 25 of the operation system is mechanically connected to the forward/reverse switching device 3, and is set to reverse (R),
It has a shift position sensor 26 that detects each range of drive (D) and sporty drive (DS). Furthermore,
The accelerator pedal 27 has an accelerator switch 28 for detecting the accelerator depression state, and a throttle opening sensor 29 for opening the throttle valve. The various signals from the switches and sensors are input to the electronic control unit 20 and processed by software using a microcomputer or the like. Clutch control signals for start, drag, and direct-coupling modes output from the electronic control unit 20 are input to the electromagnetic clutch 2, and shift control signals and line pressure control signals are input to the hydraulic control circuit 17 of the continuously variable transmission 4. It is designed to take action. Referring to FIG. 2, the electromagnetic clutch control system and continuously variable speed control system of the control unit 20 will be explained. First, the electromagnetic clutch control system includes a reverse excitation mode determination section 32 to which the engine rotational speed Ne and signals of neutral (N) and parking (P) ranges other than R, D, and DS of the shift position sensor 26 are input. , for example Ne <3
In the case of 00 rpm or in the P or N range, the reverse excitation mode is determined, and the output determination unit 33 causes a small current in the opposite direction to the normal flow to flow, and the residual magnetism of the electromagnetic clutch 2 is removed and the electromagnetic clutch 2 is completely released. Further, an energization mode determination unit 34 receives the determination output signal of the reverse excitation mode determination unit 32, the depression signal of the accelerator switch 28, and the rotation (hereinafter referred to as vehicle speed V) signal of the secondary pulley rotation speed sensor 22.
This discrimination signal determines the driving state such as starting.
Starting mode current setting section 35. Drag mode current setting section 36. The current is input to the direct connection mode current setting section 37. The starting mode current setting unit 35 separately sets starting characteristics in relation to the engine rotation speed Ne, etc. in the case of normal starting or starting using an air conditioner or a choke. And throttle opening θ, car 3! v. The clutch current is set by correcting the starting characteristics according to each driving range of R, D, and Ds. The drag mode current setting unit 36 determines a slight drag current when the accelerator is released at low vehicle speed in each of the R, D, and Ds ranges, and generates a drag torque in the electromagnetic clutch 2 to reduce play in the belt and drive system. , starts smoothly, and in this mode, after releasing the clutch in D range, the speed is zero until just before the vehicle stops! 4 flow to ensure coasting performance. The direct-coupling mode current setting unit 37 determines the direct-coupling current in each of the R, D, and DS ranges based on the relationship between the vehicle speed ■ and the throttle opening θ, and determines the direct-coupling current '! 4
The output signals of these current setting units 35, 36, and 37, which fully engage the magnetic clutch 2 and save power in the stopped state, are input to the output determination unit 33, and the clutch current is determined according to the instructions thereof. Next, to describe the variable speed control system of continuously variable transmission control, the primary pulley rotation speed Np and the secondary pulley rotation speed NS of the primary pulley rotation speed sensor 21 and the secondary pulley rotation speed sensor 22 are input to the actual speed ratio calculation section 40. , the actual speed ratio i is calculated from the actual speed ratio i=Np/Ns. This actual gear ratio i and the throttle opening sensor 29
The throttle opening θ is determined by the target primary rotation speed search unit 41.
and set the target primary rotation speed N using the i-θ map based on the shift pattern for each range of RID and Ds.
Search PO. The target primary rotation RN PG and the secondary rotation speed NS are input to the target gear ratio calculating section 42, and the target gear ratio is is calculated by is=N PG/N s. This target gear ratio is is then input to the target gear ratio change rate calculation unit 43, and the target gear ratio change rate dr s/d t is calculated based on the amount of change in the target gear ratio is over a certain period of time. Then, the actual gear ratio i, the target gear ratio iS, the target gear ratio change rate dis/dt, and the coefficient of the coefficient setting section 44 are set to 1.
, 2 is input to the shift speed calculating section 45, and the shift speed d
i/dt is calculated as follows. di/dt = 1 (1s-i) + 2 ・dis
/dt In the above equation, 1s-i is the control amount of the target and actual gear ratio deviation, and dis/dt is the delay correction element of the control system. The shift speed di/dt and the actual shift ratio i are input to the duty ratio search section 46. Here, since the duty ratio of the manipulated variable is set according to the relationship D = f (di/dt, i), the duty ratio is di/dt-i for upshifts and downshifts. Searched. The value of the duty ratio of this manipulated variable is input to the duty ratio correction section 49, where the duty ratio correction described later is performed, and the hydraulic control circuit 17 is shifted via the drive section 47 according to the corrected duty ratio Dc of the output. It is output to the speed control solenoid valve 48. Next, the line pressure control system for continuously variable transmission control will be described. Engine speed sensor 19. Throttle opening sensor 2
The engine torque retrieval unit 50 has an engine torque search unit 50 which inputs the engine rotational speed NO of 9 and the throttle opening θ, and calculates the engine torque T from the torque characteristic map of θ-Ne. The signals of the engine torque T and the actual gear ratio i from the actual gear ratio calculator 40 are input to the target line pressure setting unit 51, and the target line pressure is calculated by multiplying the required line pressure according to the engine torque and the actual gear ratio i. P
Define Ld. On the other hand, since the maximum line pressure value changes as the pump discharge pressure changes depending on the engine speed, the maximum line pressure search unit 52 inputs the engine speed Ne and the actual gear ratio i in order to detect this fluctuation state. has
The maximum line pressure ptaax is determined from the map of Ne-1. Target line pressure PLd and maximum line pressure p tmax
is input to the reduced pressure value calculation unit 53, and the maximum line pressure P
Line pressure PL is the ratio of target line pressure PLd to aX.
The duty ratio search unit 54 calculates R.
input to determine the duty ratio according to the line pressure PLH. The duty signal is configured to be outputted to the line pressure control solenoid valve 56 via the drive section 55. Further, the output engine torque T from the engine torque search section 50 and the output target line pressure PLd from the target hollow pressure setting section 51 in the line pressure control system. The actual gear ratio i from the actual gear ratio calculation unit 40 of the gear change speed control system is input to the correction value search unit 57, and in this correction value search unit 57, the primary pulley diameter reduction phenomenon shown in FIG. Search for a correction signal to correct the downshift caused by. That is, the correlation between the ratio P p / P s of the target line pressure PLd (hereinafter referred to as secondary pressure Ps) to the primary pressure Pp, the engine torque T and the actual gear ratio i is the characteristic shown in FIG. Based on the characteristics, the primary pressure correction signal Δ(Pp/Ps
), and this primary pressure correction signal Δ(Pp/Ps
) and the secondary pressure Ps by the duty ratio correction section 4.
9, corrects the duty ratio, outputs the corrected duty ratio DC, and drives the solenoid valve 4 through the drive unit 47.
8 is activated. Next, the operation of the shift control device for the continuously variable transmission configured as described above will be explained. First, the power from the engine 1 corresponding to the depression of the accelerator is input to the primary pulley 14 of the continuously variable transmission @ 4 via the electromagnetic clutch 21 front and rear release switching device W13, and the power is input to the primary pulley 14 of the continuously variable transmission @4. The power that has been shifted by the secondary pulley 15 is output, and this is transmitted to the drive wheels 9 to drive the vehicle. Then, during the above-mentioned driving, the target line pressure is set to be larger as the engine torque T is larger in the lower speed gear where the value of the actual gear ratio i is larger, and a duty signal corresponding to this is input to the solenoid valve 56 to regulate the control pressure. By controlling the line pressure using the averaged pressure, the line pressure PL is increased. Then, as the shift to a high speed gear occurs, the gear ratio i becomes smaller, and as the engine torque T also becomes smaller, the line pressure PL is controlled to decrease by the same effect, and in this way, the transmission by the drive belt 16 is always A pulley push that corresponds to a torque exerts a force. The line pressure PL is always supplied to the secondary cylinder 15a, and is supplied to the primary cylinder 14a by a speed change control valve (not shown) using the control pressure of the solenoid valve 48.
By supplying and draining oil to and from the engine, the speed change speed is controlled, and this will be explained below. First, the primary pulley rotation speed sensor 21. Secondary pulley rotation speed sensor 22 and throttle opening sensor 2
The signals Np, Ns, and θ from 9 are read, and the actual gear ratio calculating section 40 of the control unit 20 calculates the actual gear ratio i. Further, the target primary rotation speed search unit 41 determines the actual gear ratio i based on the gear shift pattern for each range of R, D, and Ds from the shift position sensor 26. The target primary rotation speed NP is temporarily set by the throttle opening θ.
O is searched by the map, and the target gear ratio calculation unit 42 determines the target gear ratio i corresponding to this target primary rotation speed NPO.
s is calculated. Therefore, in the region where the primary rotation speed is constant, the target gear ratio is is the same fixed value as calculated by the MS-θ method, but in the region where the primary rotation speed is variable, the target gear ratio is is the same as the one calculated by the MS-θ method. The target speed ratio is is set offset to the lower gear side compared to the one calculated by , and furthermore, the target speed ratio is becomes a value that changes by itself. Using these actual gear ratio i, target gear ratio is, dis/dt of the target gear ratio change speed calculation unit 43, and coefficients 1 and 2 of the coefficient setting unit 44, the gear change speed calculation unit 45 calculates the gear change speed di/dt. seek. Then, the duty ratio search section 4
In step 6, the duty ratio is searched based on the shift distance d i /d t and the actual gear ratio i. Here, when the engine torque T changes and increases from To to T1, if the actual gear ratio i is a constant value ic based on the relationship shown in the characteristic diagram in FIG. P J') o corresponding to the intersection point A with the characteristic curve of
/ P s □ must be changed to the value of Pp1/Ps1 corresponding to the intersection B with the characteristic curve of T1. For this purpose, the correction value search unit 57 uses the correction signal Δ(
Pp/Ps)=Pp1/Ps1-Ppo/Ps□ is searched, and the duty ratio is corrected in the duty ratio correction section 49 based on this correction signal. The execution procedure control of the above action will be explained with reference to the flowchart of FIG. 4 and the characteristic diagram of FIG. 3. First, in step 5101, the engine torque To is determined, and in Stella 7'' 8102, P po / P at the current gear ratio ic and the engine torque To at the time of setting the control amount.
Search for SQ (point A) 0 Next, search for the current engine torque T1 increased in step 8103 and Pp1/Ps1 corresponding to the current gear ratio ic (point B)
, and proceeds to step 3104, where the correction signal Δ(P
p/Ps)=Ppt/Ps1-Ppo/Ps
o is calculated, and in step 3105, the duty ratio is corrected based on this correction signal, and a corrected duty ratio Dc is output. The duty output signal is input to the solenoid valve 48 to generate a pulse-like control pressure, thereby repeatedly controlling the speed change distance control valve (not shown) in two positions: oil supply and oil drain. Here, when the duty ratio becomes smaller, the operating time of the speed change control valve at the refueling position becomes longer due to the off time, and the primary cylinder 14a is refueled and upshifted. On the other hand, when the duty ratio increases,
Conversely, due to the ON time, the operating time at the oil draining position becomes longer, and the primary cylinder 14a drains oil, thereby causing a downshift. If the engine torque is increased here, the ratio Δ(PP/Ps) between the primary pressure and the secondary pressure corresponding to the increased amount ΔT of the engine torque is generated immediately in response to ΔT, so that the primary cylinder 14a and the secondary There is no imbalance between the control pressures acting on each cylinder 15a.

【発明の効果】【Effect of the invention】

以上述べてきたように、本発明によれば、車両の走行時
にエンジントルクが増加すると、プライマリシリンダを
操作するデユーティ比がエンジントルクの増加に応じて
動作遅れなく補正されるようになっているので、エンジ
ントルクの急増時におけるダウンシフト現象を防止でき
る。As described above, according to the present invention, when the engine torque increases while the vehicle is running, the duty ratio for operating the primary cylinder is corrected without delay in response to the increase in engine torque. , it is possible to prevent the downshift phenomenon when the engine torque suddenly increases.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明の一実施例の変速制御装置の概略を示す
構成図、第２図は電気制御系のブロック図、第３図はエ
ンジントルクと実変速比との特性図、第４図は本発明の
作用のフローチャート図、第５図はエンジントルクと実
変速比との特性図、第６図はエンジントルク増加時のプ
ライマリプーリ、セカンダリプーリおよびベルトの挙動
を示す概略図である。 ４・・・無段変速機、１５ａ・・・セカンダリシリンダ
、１７・・・油圧制御回路、２０・・・電子制御ユニッ
ト、４０・・・実変速比算出部、４２・・・目標変速比
算出部、４５・・・変速速度算出部、４６・・・デユー
ティ比検索部、４８・・・変速制御用ソレノイド弁、４
９・・・デユーティ比補正部、５７・・・補正値検索部
。 特許出願人　　　　富士重工業株式会社代理人　弁理士
　　小　橋　信　浮 量　　弁理士　　村　井　　　進 第４図Fig. 1 is a block diagram showing an outline of a speed change control device according to an embodiment of the present invention, Fig. 2 is a block diagram of an electric control system, Fig. 3 is a characteristic diagram of engine torque and actual gear ratio, and Fig. 4 5 is a flowchart of the operation of the present invention, FIG. 5 is a characteristic diagram of engine torque and actual gear ratio, and FIG. 6 is a schematic diagram showing the behavior of the primary pulley, secondary pulley, and belt when the engine torque increases. 4... Continuously variable transmission, 15a... Secondary cylinder, 17... Hydraulic control circuit, 20... Electronic control unit, 40... Actual gear ratio calculation unit, 42... Target gear ratio calculation Part, 45... Shift speed calculation unit, 46... Duty ratio search unit, 48... Solenoid valve for shift control, 4
9... Duty ratio correction section, 57... Correction value search section. Patent applicant: Fuji Heavy Industries Co., Ltd. Agent: Patent attorney: Makoto Kobashi Ukiyo Patent attorney: Susumu Murai Figure 4

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 実変速比とエンジントルクとセカンダリ圧の検出値とを
入力し、上記エンジントルクの増加に応じた補正値の検
索を行う補正値検索手段と、上記補正値検索手段よりの
出力と上記セカンダリ圧の検出値とを入力し、プライマ
リシリンダ圧を補正する補正手段とを備えたことを特徴
とする無段変速機の変速制御装置。a correction value search means for inputting an actual gear ratio, an engine torque, and a detected value of the secondary pressure and searching for a correction value corresponding to an increase in the engine torque; 1. A speed change control device for a continuously variable transmission, comprising: a correction means for inputting a detected value and correcting a primary cylinder pressure.