JPH03194253A - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
Control device for continuously variable transmissionInfo
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- JPH03194253A JPH03194253A JP33589289A JP33589289A JPH03194253A JP H03194253 A JPH03194253 A JP H03194253A JP 33589289 A JP33589289 A JP 33589289A JP 33589289 A JP33589289 A JP 33589289A JP H03194253 A JPH03194253 A JP H03194253A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明は、車両用ベルト式無段変速機において電子的に
変速制御およびライン圧制御する制御装置に関し、詳し
くは、エンジン出力の変動に伴うライン圧制御の最適化
、エンジン出力アップ対策に関する。[Detailed Description of the Invention] [Field of Industrial Application] The present invention relates to a control device that electronically controls speed change and line pressure in a belt-type continuously variable transmission for a vehicle. Regarding optimization of line pressure control and measures to increase engine output.
一般にこの種の無段変速機では、ライン圧が入力トルク
との関係で制御され、ベルトスリップを防止して適確に
変速動力を出力することが可能になっている。ここで入
力トルクは、エンジン出力トルクに対応したものであり
、トルクコンバータ付の場合は更にトルクコンバータト
ルク比も考慮される。エンジン出力トルクは、一般にス
ロットル開度とエンジン回転数とによるトルク特性から
推定できることから、無段変速機制御系でこのトルク特
性によりエンジン出力トルクと共に入力トルクを推定し
てライン圧制御されることが多い。Generally, in this type of continuously variable transmission, line pressure is controlled in relation to input torque, thereby making it possible to prevent belt slip and accurately output shifting power. Here, the input torque corresponds to the engine output torque, and in the case of a torque converter, the torque converter torque ratio is also taken into consideration. Since the engine output torque can generally be estimated from the torque characteristics depending on the throttle opening and engine speed, the continuously variable transmission control system can estimate the engine output torque and input torque based on this torque characteristic to control the line pressure. many.
ところでエンジンの出力は、水温、大気の温度。By the way, the output of the engine is determined by the temperature of the water and the atmosphere.
圧力、エアコン使用、燃料のオクタン価等の種々の条件
により一時的に低下することがある。この場合には、無
段変速機制御系でのエンジントルク推定値により制御さ
れるライン圧は高目になり、安全サイドではあるがベル
ト等のフリクション。Temporary drop may occur due to various conditions such as pressure, air conditioner usage, fuel octane rating, etc. In this case, the line pressure controlled by the estimated engine torque value in the continuously variable transmission control system becomes high, which is on the safe side but may cause friction in the belt, etc.
ポンプ負荷を増して車両駆動力の低下を促すことになる
。従って、エンジン出力トルクの情報を正確に得てライ
ン圧制御し、更にエンジン出力低下時には変速比のダウ
ンシフト補正御等で駆動力を確保することが必要になる
。ここで、エンジン側での電子制御は一段と進歩し、エ
ンジントルクの状態も正確に学習される傾向にあるため
、このエンジン制御系の情報を有効に活用することが望
まれる。This increases the pump load and promotes a decrease in vehicle driving force. Therefore, it is necessary to accurately obtain information on the engine output torque to control the line pressure, and furthermore, when the engine output decreases, it is necessary to secure the driving force by downshifting correction control of the gear ratio. Here, electronic control on the engine side has progressed further, and the state of engine torque is also likely to be learned accurately, so it is desirable to make effective use of this engine control system information.
そこで従来、上記無段変速機の入力トルク変化に対する
対策に関しては、例えば特開昭63−2745号公報の
先行技術がある。大気圧センサで検出された大気圧と共
にエンジンの吸入空気密度が低い場合は、エンジン出力
も低下していることから、無段変速機を変速比の大きい
側に補正し、駆動力を増大することが示されている。Conventionally, there is a prior art technique disclosed in Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 63-2745, for example, as a countermeasure against changes in the input torque of the continuously variable transmission. If the atmospheric pressure detected by the atmospheric pressure sensor and the intake air density of the engine are low, the engine output is also decreasing, so the continuously variable transmission should be corrected to a higher gear ratio to increase the driving force. It is shown.
ところで、上記先行技術のものにあっては、吸入空気密
度の低下でエンジン出力が低下してもライン圧は補正さ
れないため、かかる条件でのライン圧制御を最適化し得
ない問題がある。However, in the prior art described above, the line pressure is not corrected even if the engine output decreases due to a decrease in intake air density, so there is a problem that line pressure control cannot be optimized under such conditions.
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、エンジン制御系の種々の信号でエンジ
ンの実際のトルク状態を求め、このトルク信号によりラ
イン圧を最適制御し、更にエンジン出力低下の場合は駆
動力を確保することが可能な無段変速機の制御装置を提
供することにある。The present invention has been made in view of the above, and its purpose is to obtain the actual torque state of the engine using various signals of the engine control system, optimally control the line pressure using this torque signal, and further An object of the present invention is to provide a control device for a continuously variable transmission that can secure driving force in the case of a decrease in engine output.
上記目的を達成するため、本発明の制御装置は、少なく
ともエンジントルクの状態に応じてライン圧を制御する
制御系において、エンジンの制御系からのエンジントル
クに相当する信号を入力し、実際のエンジントルクに基
づいて目標ライン圧を定める手段と、上記目標ライン圧
に応じた操作量を出力してライン圧制御弁を動作する手
段とを備え、変速制御系にはエンジントルクの状態によ
りトルクが定常時より低下した場合は、ダウンシフト補
正する手段を備えるものである。In order to achieve the above object, the control device of the present invention inputs a signal corresponding to the engine torque from the engine control system in a control system that controls line pressure according to at least the state of the engine torque, and inputs a signal corresponding to the engine torque from the engine control system to The transmission control system includes means for determining a target line pressure based on the torque, and means for outputting a manipulated variable according to the target line pressure to operate the line pressure control valve. It is provided with a means for downshifting correction when the amount is lower than usual.
上記構成に基づき、無段変速機のライン圧制御系ではエ
ンジン制御系のエンジントルク信号が人力して処理され
、実際のエンジントルク状態に応じライン圧制御され、
これにより種々の条件でエンジントルクが定常より低い
場合はライン圧も低目になる。また変速制御系ではエン
ジントルクの状態が判断されており、トルクが定常時よ
り低い条件ではダウンシフト補正されることで、トルク
低下を補い駆動力を確保するようになる。Based on the above configuration, in the line pressure control system of the continuously variable transmission, the engine torque signal of the engine control system is manually processed, and the line pressure is controlled according to the actual engine torque state.
As a result, if the engine torque is lower than steady under various conditions, the line pressure will also be lower. The shift control system also determines the state of the engine torque, and when the torque is lower than normal, a downshift is corrected to compensate for the drop in torque and ensure driving force.
以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings.
第2図において、本発明が適用される無段変速機を含む
伝動系の概略について説明すると、エンジン1がクラッ
チ22前後進切換装置3を介して無段変速機4のプライ
マリ軸5に連結する。無段変速機4はプライマリ軸5に
対してセカンダリ軸6が平行配置され、プライマリ軸5
にはプライマリプーリ7が、セカンダリ軸6にはセカン
ダリプーリ8が設けられ、プライマリプーリ7、セカン
ダリプーリ8には可動側にプライマリシリンダ9゜セカ
ンダリシリンダ10が装備されると共に、駆動ベルト1
1が巻付けられている。ここで、プライマリシリンダ9
の方が受圧面積を大きく設定され、そのプライマリ圧に
より駆動ベルト11のプライマリプーリ7、セカンダリ
プーリ8に対する巻付は径の比率を変えて無段変速する
ようになっている。In FIG. 2, an outline of a transmission system including a continuously variable transmission to which the present invention is applied will be explained. An engine 1 is connected to a primary shaft 5 of a continuously variable transmission 4 via a clutch 22 and a forward/reverse switching device 3. . In the continuously variable transmission 4, a secondary shaft 6 is arranged parallel to a primary shaft 5, and the primary shaft 5
The primary pulley 7 and the secondary pulley 8 are provided with a primary cylinder 9° and a secondary cylinder 10 on the movable side.
1 is wrapped around it. Here, primary cylinder 9
The pressure-receiving area is set to be larger, and the winding of the drive belt 11 around the primary pulley 7 and the secondary pulley 8 is continuously variable by changing the diameter ratio due to the primary pressure.
またセカンダリ軸6は、1組のりダクションギャ12を
介して出力軸13に連結し、出力軸13は、ファイナル
ギヤ14.ディファレンシャル装置15を介して駆動輪
IBに伝動構成されている。Further, the secondary shaft 6 is connected to an output shaft 13 via a set of transmission gears 12, and the output shaft 13 is connected to a final gear 14. The transmission is configured to be transmitted to the drive wheels IB via the differential device 15.
次いで、無段変速機4の油圧制御系について説明すると
、エンジンIにより駆動されるオイルポンプ20を有し
、オイルポンプ20の吐出側のライン圧油路2■が、セ
カンダリシリンダ10.ライン圧制御弁22.変速制御
井23に連通し、変速制御弁23から油路24を介して
プライマリシリンダ9に連通ずる。ライン圧油路21は
、更にオリフィス32を介してソレノイド弁27.28
および変速制御弁23の一方に連通し、ライン圧が各ソ
レノイド弁27.28の元圧になっている。各ソレノイ
ド弁27.28は、制御ユニット40からのデユーティ
信号により例えばオンして排圧し、オフしてライン圧と
等しい油圧を出力するものであり、このようなパルス状
の制御圧を生成する。そしてソレノイド弁27からの制
御圧は、油路25によりライン圧制御弁22に作用する
。Next, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 4 will be explained. It has an oil pump 20 driven by the engine I, and the line pressure oil passage 2■ on the discharge side of the oil pump 20 is connected to the secondary cylinder 10. Line pressure control valve 22. It communicates with the speed change control well 23, and from the speed change control valve 23 through an oil passage 24 with the primary cylinder 9. The line pressure oil passage 21 is further connected to a solenoid valve 27, 28 via an orifice 32.
and one of the speed change control valves 23, and the line pressure is the source pressure of each solenoid valve 27,28. Each solenoid valve 27, 28 is turned on, for example, to discharge pressure, and turned off, and outputs a hydraulic pressure equal to the line pressure, and generates such a pulse-like control pressure. The control pressure from the solenoid valve 27 acts on the line pressure control valve 22 through the oil passage 25.
これに対しソレノイド弁28からのパルス状の制御圧は
、油路26により変速制御弁23の他方に作用する。な
お、図中符号29はプライマリプーリ7に係止して変速
比に応じ機械的にライン圧制御するセンサシュー、30
はオイルパンである。On the other hand, the pulse-like control pressure from the solenoid valve 28 acts on the other shift control valve 23 through the oil passage 26. In addition, the reference numeral 29 in the figure indicates a sensor shoe 30 that is engaged with the primary pulley 7 and mechanically controls the line pressure according to the gear ratio.
is the oil pan.
ライン圧制御弁22は、ソレノイド弁27からの制御圧
により、変速比j、エンジントルクTに基づいてライン
圧PI、の制御を行う。The line pressure control valve 22 controls the line pressure PI based on the gear ratio j and the engine torque T using the control pressure from the solenoid valve 27.
変速制御弁23は、元圧のライン圧とソレノイド弁28
からのパルス状の制御圧との関係により、油路2+、、
24を接続する給油位置と、油路24をドレンする排
油位置とに動作する。そしてデユーティ比により、2位
置の動作状態を変えてプライマリシリンダ9への給油ま
たは排油の流量Qを制御し、変速制御するようになって
いる。The speed change control valve 23 is connected to the source pressure line pressure and the solenoid valve 28.
Due to the relationship with the pulse-like control pressure from
24, and an oil drain position where the oil passage 24 is drained. The duty ratio is used to control the flow rate Q of oil supply or drainage to the primary cylinder 9 by changing the operating states of the two positions, thereby controlling the speed change.
第1図において、制御ユニット40の電子制御系につい
て述べる。In FIG. 1, the electronic control system of the control unit 40 will be described.
先ず、変速制御系について説明すると、プライマリプー
リ7、セカンダリプーリ8.エンジン■のプライマリプ
ーリ回転数センサ41.セカンダリプーリ回転数センサ
42.エンジン回転数センサ43およびスロットル開度
センサ44を有する。そして制御ユニット40において
プライマリプーリ回転数センサ41.セカンダリプーリ
回転数センサ42からの回転信号Np、Nsは実変速比
算出部45に入力し、1−Np/Nsにより実変速比i
を求める。この実変速比iとスロットル開度センサ44
のスロットル開度θの信号は目標プライマリプーリ回転
数検索部46に入力し、i−〇の関係で11標プライマ
リプ一リ回転数NPDを定める。First, the speed change control system will be explained. The primary pulley 7, the secondary pulley 8. Engine ■ primary pulley rotation speed sensor 41. Secondary pulley rotation speed sensor 42. It has an engine rotation speed sensor 43 and a throttle opening sensor 44. In the control unit 40, a primary pulley rotation speed sensor 41. The rotation signals Np and Ns from the secondary pulley rotation speed sensor 42 are input to the actual gear ratio calculating section 45, and the actual gear ratio i is calculated by 1-Np/Ns.
seek. This actual gear ratio i and the throttle opening sensor 44
The signal of the throttle opening θ is input to the target primary pulley rotation speed search unit 46, and the 11-standard primary pulley rotation speed NPD is determined based on the relationship i-0.
ここで、スロットル開度が小の領域Aでは、変速の滑ら
かさを重視してプライマリプーリ回転数N+)が一定の
特性になっている。一方、スロットル開度が中、大の領
域Bでは、過渡時の追従性を重視して同一スロットル開
度でシフトアップ方向に対しプライマリプーリ回転数N
pを増大するような特性になっており、かかるマツプを
検索することで目標プライマリプーリ回転数NPDが選
択される。Here, in region A where the throttle opening is small, the primary pulley rotation speed N+) has a constant characteristic with emphasis on smoothness of gear change. On the other hand, in region B where the throttle opening is medium or large, the primary pulley rotation speed N in the upshift direction at the same throttle opening is
The target primary pulley rotation speed NPD is selected by searching such a map.
目標プライマリプーリ回転数検索部46の目標プライマ
リブーり回転数NPDとセカンダリプーリ回転数センサ
42のセカンダリプーリ回転数Nsの信号は目標変速比
算用部47に入力し、ここで目標変速比isが1s=N
PD/Nsにより算出される。こうして、セカンダリプ
ーリ回転数Ns、プライマリプーリ回転数Np、スロッ
トル開度θ、実変速比iの各要素で種々の運転と走行条
件に応じて設定される無段変速機の変速パターンをベー
スとして、これに基づいて目標値の目標プライマリプー
リ回転数N PC,目標変速値isが求められる。The signals of the target primary pulley rotation speed NPD from the target primary pulley rotation speed search unit 46 and the secondary pulley rotation speed Ns from the secondary pulley rotation speed sensor 42 are input to the target gear ratio calculation unit 47, where the target gear ratio is is determined. 1s=N
Calculated by PD/Ns. In this way, based on the speed change pattern of the continuously variable transmission, which is set according to various driving and driving conditions with each element of secondary pulley rotation speed Ns, primary pulley rotation speed Np, throttle opening θ, and actual gear ratio i, Based on this, the target primary pulley rotation speed NPC and the target shift value is are determined.
ここで、変速制御弁23により流量制御してプライマリ
シリンダ9の油量を変化させて変速制御する場合の、制
御対象について考察する。即ち、プライマリシリンダ9
の油量Vをプーリ位置eの関数とすると、流量Qは、
Q −dv/di =dr(e)/dtとなる。ここ
でプライマリシリンダ9の形状は一定で、油量Vとプー
リ位置eとは比例関係であるから、流量Qは完全にプー
リ位置変化速度de/diと1対1で対応することにな
る。また、操作量のデユーティ比りを変速制御弁23に
出力した場合に制御される流量Qは、デユーティ比り、
ライン圧PL、プライマリ圧Ppの関数になり、ここで
エンジントルクTを一定とすると、ライン圧PLプライ
マリ圧Ppは実変速比iに相当するプーリ位置eの関数
になり、Q=f(D、 e)が成立する。Here, a control target will be considered when speed change control is performed by controlling the flow rate using the speed change control valve 23 and changing the amount of oil in the primary cylinder 9. That is, primary cylinder 9
When the oil amount V is a function of the pulley position e, the flow rate Q is as follows: Q - dv/di = dr(e)/dt. Here, since the shape of the primary cylinder 9 is constant and the oil amount V and the pulley position e are in a proportional relationship, the flow rate Q completely corresponds to the pulley position change rate de/di on a one-to-one basis. Furthermore, the flow rate Q that is controlled when the duty ratio of the manipulated variable is output to the speed change control valve 23 is as follows:
It is a function of the line pressure PL and the primary pressure Pp, and if the engine torque T is constant, the line pressure PL and the primary pressure Pp are a function of the pulley position e corresponding to the actual gear ratio i, and Q=f(D, e) holds true.
従って、ae/dt =f’(D、 e)になり、D
= 「(de/dt、e)
が成立する。このことからデユーティ比りは、ブーり位
置変化速度de/dt 、実プーリ位置eにより全く修
正すること無く定め得ることがイつかる。Therefore, ae/dt = f'(D, e), and D
= "(de/dt, e) holds. From this, it can be seen that the duty ratio can be determined by the pulley position change speed de/dt and the actual pulley position e without any modification.
一方、プーリ位置変化速度de/dtは、目標プリ位置
esと実プーリ位fileとの偏差で表わせる。On the other hand, the pulley position change rate de/dt can be expressed as the deviation between the target pulley position es and the actual pulley position file.
また、無段変速機の駆動系の一次遅れによる収束性を改
善するため、位相進み要素として目標プリ位置変化速度
des/diをPめ加味すると、プーリ位置変化速度d
e/diは以下のように定められる。In addition, in order to improve the convergence due to the first-order delay in the drive system of a continuously variable transmission, if the target pulley position change speed des/di is taken into consideration by P as a phase advance element, the pulley position change speed d
e/di is determined as follows.
de/di =に、 (es−e)+に2−des/
dt(K、、I(2は定数)
以上により、実変速比i、目標変速比isを実ブリ位置
e、目標ブーり位WeSに置き換え、ブリ位置変化速度
de/diを上式から算出してデユーティ比りを定めれ
ばよいことになる。de/di=to, (es-e)+to 2-des/
dt(K,,I (2 is a constant) From the above, the actual gear ratio i and target gear ratio is are replaced with the actual brake position e and target brake position WeS, and the brake position change speed de/di is calculated from the above formula. Therefore, it is sufficient to determine the duty ratio.
そこで実変速比iは実ブーり位置変換部49に、目標変
速比isは目標プーリ位置変換部48に人力し、第3図
(a)のマツプにより低速段では実プーリ位置e、目標
ブーり位置esが小さい値であり、高速段ではそれらか
大きい値に変換される。目標ブリ位置esの信号は目標
ブーり位置変化速度算出部50に入力し、一定時間Δを
毎の目標プーリ位置asの変化量Δesにより目標ブー
り位置変化速度des/dtを算出する。そして上述の
実プーリ位置e、目標ブーり位置es、目標プーリ位置
変化速度des/dtおよび係数設定部51の係数に、
、に2はプーリ位置変化速度算出部52に人力し、
de/dt =に、 (es−e)十に2・des/
dtによりプーリ位置変化速度de/dtが算出される
。Therefore, the actual gear ratio i is manually input to the actual pulley position converter 49, and the target gear ratio is is manually input to the target pulley position converter 48. According to the map shown in FIG. The position es is a small value, which is converted to a larger value in the high speed stage. The signal of the target pulley position es is input to the target pulley position change rate calculation unit 50, and the target pulley position change rate des/dt is calculated from the amount of change Δes of the target pulley position as every fixed time Δ. Then, the above-mentioned actual pulley position e, target pulley position es, target pulley position change speed des/dt, and the coefficient of the coefficient setting section 51,
, 2 is input manually to the pulley position change speed calculation unit 52, and de/dt = , (es-e) 10 to 2・des/
The pulley position change speed de/dt is calculated from dt.
このプーリ位置変化速度算出部52と実プーリ位置変換
部49の信号は、更にデユーティ比検索部53に入力す
る。The signals from the pulley position change rate calculating section 52 and the actual pulley position converting section 49 are further input to a duty ratio searching section 53.
ここで、既に述べたように、D =f(de/dt、e
)の関係によりプーリ位置変化速度de/dt 、実プ
ーリ位置eに基づくデユーティ比りのテーブルが設定さ
れており、このテーブルからデユーティ比りを検索する
。このテーブルでは、各プーリ位置e毎の所定のデユー
ティ比り。を境にしてブーり位置変化速度de/diの
値が正のアップシフト方向ではD=100%側で、プー
リ位置変化速度de/dtの正の値が大きくなるのに応
じ100%に近い値になる。一方、逆にブーり位置変化
速度deノdiの値が負のダウンシフト方向ではD=0
%側で、プーリ位置変化速度de/dtの負の値が大き
くなるのに応じ0%に近い値に設定されている。そして
」二部デユーティ比検索部53からのデユーティ比りの
信号が、駆動部54を介してソレノイド弁28に入力す
1 ]
るようになっている。Here, as already mentioned, D = f(de/dt, e
) A duty ratio table is set based on the pulley position change rate de/dt and the actual pulley position e, and the duty ratio is searched from this table. In this table, a predetermined duty ratio is calculated for each pulley position e. In the upshift direction where the value of the pulley position change speed de/di is positive, D = 100% side, and as the positive value of the pulley position change speed de/dt increases, the value approaches 100%. become. On the other hand, in the downshift direction where the value of the boolean position change speed de no di is negative, D=0
On the % side, as the negative value of the pulley position change speed de/dt becomes larger, it is set to a value close to 0%. Then, the duty ratio signal from the two-part duty ratio search section 53 is input to the solenoid valve 28 via the drive section 54.
続いて、ライン圧制御系について説明する。Next, the line pressure control system will be explained.
ライン圧制御系では無段変速機入力トルクを知る必要が
あり、第2図の駆動系のように機械的に直結するクラッ
チ2を用いる場合は、エンジンIの出力トルクTが入力
トルクと等しいとみなし得る。ここで、電子制御される
エンジン1てはそのエンジン制御ユニット39において
、燃料噴射量。In the line pressure control system, it is necessary to know the continuously variable transmission input torque, and when using a mechanically directly connected clutch 2 as in the drive system shown in Figure 2, it is necessary to know the input torque of the engine I. It can be considered. Here, the engine control unit 39 of the electronically controlled engine 1 controls the fuel injection amount.
点火時期等の制御信号が吸入空気量、エンジン状態 外
的条件、燃料オクタン価等に基づいて学習して設定され
ており、この噴射信号等がエンジントルクの状態を示し
ている。そこで、かかるエンジン制御ユニット39の噴
射信号等のエンジントルクTに応じた信号を、無段変速
機のライン圧制御に利用するのであり、このため、この
トルク信号が制御ユニット40の目標ライン圧算出部5
8に直接人力する。Control signals such as ignition timing are learned and set based on the intake air amount, engine status, external conditions, fuel octane number, etc., and this injection signal etc. indicates the state of engine torque. Therefore, a signal corresponding to the engine torque T such as an injection signal of the engine control unit 39 is used to control the line pressure of the continuously variable transmission. Therefore, this torque signal is used to calculate the target line pressure of the control unit 40. Part 5
8 directly by manpower.
また、実プーリ位置eの信号が入力する必要ライン圧設
定部56では、第3図(b)のマツプにより実ブーり位
置eに応じて単位トルク当りの必要う] 2
イン圧PLuを求める。目標ライン圧算出部5gは、こ
れらの出力トルクT、必要うイン圧PLuにより目標ラ
イン圧PLを、PI、 = Pl、、u−Tにより算出
するのであり、こうしてエンジン側の正確なトルク状態
の信号に基づき目標ライン圧PLが高い精度で設定され
ることになる。In addition, the required line pressure setting unit 56, to which the signal of the actual pulley position e is input, calculates the required line pressure PLu per unit torque according to the actual pulley position e using the map shown in FIG. 3(b). The target line pressure calculation unit 5g calculates the target line pressure PL using the output torque T and the required inlet pressure PLu as follows: PI, = Pl, , u-T, and thus calculates the accurate torque state on the engine side. The target line pressure PL is set with high accuracy based on the signal.
一方、エンジン回転数Neによりポンプ吐出圧が変化す
るとライン圧の最大値も変動することから、エンジン回
転数Ne、実プーリ位置eが入力する最大ライン圧検索
部57を有する。そして第3図(C)のマツプにより、
各プーリ位置eでのエンジン回転数Neに対する最大ラ
イン圧PLmを検索する。そしてこれらのライン圧P1
7.最大ライン圧PLmはデユーティ比検索部59に入
力し、最大ライン圧PLmに対するライン圧PI、の割
合を求める。On the other hand, since the maximum value of the line pressure also changes when the pump discharge pressure changes depending on the engine speed Ne, a maximum line pressure search section 57 is provided that inputs the engine speed Ne and the actual pulley position e. And according to the map in Figure 3 (C),
The maximum line pressure PLm for each engine rotation speed Ne at each pulley position e is searched. And these line pressures P1
7. The maximum line pressure PLm is input to the duty ratio search section 59, and the ratio of the line pressure PI to the maximum line pressure PLm is determined.
更に、ライン圧PLに相当するデユーティ比りを検索す
る。そしてこのデユーティ比りの信号が、駆動部60を
介してソレノイド弁27に入力するようになっている。Furthermore, the duty ratio corresponding to the line pressure PL is searched. A signal corresponding to this duty ratio is input to the solenoid valve 27 via the drive section 60.
上記構成において、エンジントルクの定常状態4
に対する変化の際の変速制御について述べる。即ち、種
々の条件でエンジントルクか定常時より低下している場
合は、変速制御により駆動力を大きい状態に確保する必
要があり、この点でエンジントルクTの信号か人力する
トルク状態判断部61を有する。ここで、エンジン制御
ユニット39からの噴射信号にはエンジンの状態、走行
条件等の情報も付随することから、l・ルク状態判断部
61では、これらの情報を総合的に検討してエンジント
ルクTの定常時に対する低下量ΔTを求める。そして第
3図(d)のマツプにより、エンジントルク低下量へT
に対し補正量ΔNPDを増大関数で設定し、補正部62
で目標プライマリプーリ回転数NPDを、NPD十ΔN
PDに加算補正するように構成される。In the above configuration, shift control when the engine torque changes from the steady state 4 will be described. That is, if the engine torque is lower than the steady state under various conditions, it is necessary to maintain the driving force in a large state by shift control. has. Here, since the injection signal from the engine control unit 39 is accompanied by information such as the engine state and driving conditions, the l/lux state determination section 61 comprehensively considers this information and determines the engine torque T. The amount of decrease ΔT with respect to the steady state is determined. Then, according to the map shown in Fig. 3(d), the engine torque decrease amount T
The correction amount ΔNPD is set as an increasing function, and the correction unit 62
Set the target primary pulley rotation speed NPD as NPD + ΔN.
It is configured to perform additive correction on PD.
次いで、このように構成された無段変速機の制御装置の
作用について説明する。Next, the operation of the continuously variable transmission control device configured as described above will be explained.
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、クラッチ21前後進切換装置3を介して無段変速機
4のプライマリ輔5と共にプライマリプーリ7に入力し
、駆動ベルト11.セカンダリプーリ8により変速した
動力がセカンダリ軸6に出力する。この変速動力は、更
に出力軸13.ディファレンシャル装置15等を介して
駆動輪16側に伝達することで走行する。First, power from the engine 1 corresponding to the depression of the accelerator is input to the primary pulley 7 together with the primary lever 5 of the continuously variable transmission 4 via the clutch 21 and the forward/reverse switching device 3, and then is input to the primary pulley 7 together with the primary lever 5 of the continuously variable transmission 4. The power shifted by the secondary pulley 8 is output to the secondary shaft 6. This shifting power is further transmitted to the output shaft 13. The vehicle travels by transmitting the power to the drive wheels 16 via the differential device 15 and the like.
この場合に、無段変速機4において先ずライン圧制御系
では、エンジン制御ユニット39からエンジントルクT
の信号が入力し、このエンジントルクTと実ブーり位置
eに応じた必要ライン圧PLuで目標ライン圧PI、が
算出され、この目標ライン圧PLに応じたデユーティ信
号がソレノイド弁27に出力する。そこでライン圧制御
弁22は、センサシュー29による各変速比に応じたス
プリングカッレノイド弁27の制御圧とてライン圧を制
御し、低速段側でスプリング力が大きい場合、またはエ
ンジントルクTに応じ制御圧が高い場合は、油路21の
ライン圧P l、を高くする。そして高速段に移行し、
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P1.は低下するように制御される。In this case, in the continuously variable transmission 4, the line pressure control system first receives the engine torque T from the engine control unit 39.
A signal is input, a target line pressure PI is calculated using the engine torque T and the necessary line pressure PLu corresponding to the actual boolean position e, and a duty signal corresponding to this target line pressure PL is output to the solenoid valve 27. . Therefore, the line pressure control valve 22 controls the line pressure using the control pressure of the spring Karenoid valve 27 according to each gear ratio by the sensor shoe 29. When the control pressure is high, the line pressure Pl of the oil passage 21 is increased. Then move to high speed,
As the engine torque T decreases, the line pressure P1. is controlled to decrease.
ここで、エンジン状態、外的条件、エアコン使 5
用、燃料オクタン価等の種々の条件により、エンジント
ルクTが定常時より低い場合は、エンジントルクTに応
しライン圧PLも低目に制御され、エンジントルク状態
に対しライン圧は正確に対応して制御される。こうして
、プライマリプーリ7゜セカンダリプーリ8とベルl−
11の部分には、常に伝達トルクに相当してベルトスリ
ップが生じない必要最小限のブーり押イ」力が作用する
。Here, if engine torque T is lower than steady state due to various conditions such as engine condition, external conditions, use of air conditioner, fuel octane number, etc., line pressure PL is also controlled to be low according to engine torque T. , the line pressure is controlled in exact response to engine torque conditions. In this way, the primary pulley 7°, the secondary pulley 8 and the bell l-
A necessary minimum push force that corresponds to the transmitted torque and does not cause belt slip is always applied to the portion 11.
上記ライン圧PLは、常にセカンダリシリンダ10に供
給されており、変速制御弁23によりプライマリシリン
ダ9に給排油することで、変速制御されるのであり、こ
れを以下に説明する。The line pressure PL is always supplied to the secondary cylinder 10, and the speed change is controlled by supplying and discharging oil to the primary cylinder 9 by the speed change control valve 23, which will be explained below.
先ず、ブライマリブーり回転数センサ4I、セカンダリ
ブーり回転数センサ42およびスロットル開度センサ4
4からの信号Np、Ns、 θが読込まれ、制御ユニ
ット40の実変速比算出部45て実変速比iを求める。First, the primary boot rotation speed sensor 4I, the secondary boot rotation speed sensor 42, and the throttle opening sensor 4
The signals Np, Ns, and θ from 4 are read, and the actual gear ratio calculating section 45 of the control unit 40 calculates the actual gear ratio i.
また、目標プライマリブーり回転数検索部46では、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
プーリ回転数NPDがマツプにより検索され、目標変速
比算出部47でこの目標 6
ブライマリプーリ回転数NPDに対応した目標変速比i
sが算出される。そしてこれらの実変速比iは実プーリ
位置eに、目標変速比jsは目標プーリ位置esにそれ
ぞれ変換され、目標ブーり位置esに関しては目標ブー
り位置変化速度des/dtが算出される。またプーリ
位置変化速度算出部52で、目標ブリ位置esと実ブー
り位置eとの偏差、目標ブリ位置変化速度des/dt
、各係数に、、に2を用いてブーり位置変化速度de/
dtが算出され、更に、プーリ位置変化速度de/dt
、実プーリ位置eのマツプによりデユーティ比りが検
索される。Further, the target primary pulley rotation speed search unit 46 once searches for the target primary pulley rotation speed NPD using a map based on the actual gear ratio i and the throttle opening θ, and the target primary pulley rotation speed NPD is searched by the target primary pulley rotation speed NPD in the target gear ratio calculation unit 47. Target gear ratio i corresponding to several NPD
s is calculated. The actual speed ratio i is converted to the actual pulley position e, the target speed ratio js is converted to the target pulley position es, and the target brake position change speed des/dt is calculated for the target brake position es. In addition, the pulley position change speed calculation unit 52 calculates the deviation between the target burr position es and the actual pulley position e, and the target burr position change speed des/dt.
, for each coefficient, , using 2, the boolean position change speed de/
dt is calculated, and furthermore, the pulley position change speed de/dt
, the duty ratio is searched by the map of the actual pulley position e.
」二部デユーティ信号はソレノイド弁28に入力してパ
ルス状の制御圧を生成し、この制御圧と元圧のライン圧
とが変速制御弁23に対向して作用し、給油と排油の2
位置で繰返し動作する。The two-part duty signal is input to the solenoid valve 28 to generate a pulse-like control pressure, and this control pressure and the line pressure of the source pressure act opposite to the speed change control valve 23, and the two-part duty signal is input to the solenoid valve 28 to generate a pulse-like control pressure.
Operates repeatedly in position.
そこで、ls<iにより目標プーリ位置eS、実ブリ位
置eに関してはes > eの関係になり、ブリ位置変
化速度de/dtが正で(es−e)に応じた値になる
と、例えばD > 50 %のデユーティ信号が出力す
る。このため変速制御弁23ては、低い制御圧により給
油位置での時間が長くなってプライマリシリンダ9に給
油され、プライマリ圧の増大によりベルト11をプライ
マリプーリ7側に移行してアップシフトする。一方、l
s>iによりes<eの関係になり、ブーり位置変化速
度de/dtが負で(es−e)に応じた値になると、
Dく50%のデユーティ信号が出力する。このため変速
制御弁23ては、逆に排油位置での時間が長くなってプ
ライマリシリンダ9を排油し、プライマリ圧の低下によ
りベルト11がセカンダリプーリ8側に移行してダウン
シフトする。こうして変速パターンの最大変速比iI、
と最小変速比inの変速全域において、目標変速比is
に対し実変速比Jが常に追従して収束するようにアップ
シフトまたはダウンシフI−L、、無段階に変速するこ
とになる。Therefore, due to ls<i, the relationship es > e holds true for the target pulley position eS and the actual burr position e, and if the burr position change speed de/dt is positive and becomes a value corresponding to (es-e), for example, D > A 50% duty signal is output. Therefore, the shift control valve 23 spends a longer time in the refueling position due to the low control pressure, and the primary cylinder 9 is refueled, and as the primary pressure increases, the belt 11 is shifted to the primary pulley 7 side and upshifted. On the other hand, l
Due to s>i, the relationship becomes es<e, and when the boolean position change speed de/dt is negative and becomes a value according to (es-e),
A 50% duty signal is output. Therefore, the speed change control valve 23 conversely spends a longer time in the oil draining position to drain oil from the primary cylinder 9, and due to the decrease in primary pressure, the belt 11 moves to the secondary pulley 8 side and downshifts. In this way, the maximum speed ratio iI of the speed change pattern,
and the minimum gear ratio in, the target gear ratio is
Upshifting or downshifting IL is carried out steplessly so that the actual gear ratio J always follows and converges.
ところで、上記変速制御による走行時に、トルク状態判
断部6】ではエンジン制御ユニット39からのi・ルク
信号でトルク低下の有無が判断されている。そして種々
の条件によりエンジントルクTが定常時より低下してい
る場合は、エンジン)・ルク低下量ΔTに応じた補正量
ΔNPDで目標プライマリプーリ回転数NPDが増大さ
れる。このため、目標変速比jsの値も太き目になって
通常より低速段側に変速制御されるのであり、これによ
りエンジン回転数が上昇して車輪側の駆動力は大きい状
態に確保される。By the way, when the vehicle is traveling under the above-mentioned speed change control, the torque state determining section 6 determines whether or not the torque has decreased based on the i-lux signal from the engine control unit 39. If the engine torque T is lower than the steady state due to various conditions, the target primary pulley rotation speed NPD is increased by a correction amount ΔNPD corresponding to the engine torque reduction amount ΔT. For this reason, the value of the target gear ratio js becomes thicker, and the gear is controlled to a lower gear than usual, thereby increasing the engine speed and ensuring a large driving force on the wheel side. .
ここでエンジントルク低下量ΔTに対し、補正量ΔNP
Dが増大関数で設定されることで、ダウンシフト量もエ
ンジントルク低下量へTに相当して可変に制御される。Here, for the engine torque reduction amount ΔT, the correction amount ΔNP
By setting D as an increasing function, the downshift amount is also variably controlled to correspond to the engine torque reduction amount T.
以上、本発明の実施例について述べたが、エンジン制御
ユニットからのトルク信号は、定常的なエンジントルク
に対する増減割合としても良い。Although the embodiments of the present invention have been described above, the torque signal from the engine control unit may be an increase/decrease ratio with respect to the steady engine torque.
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、ライン圧制御系にはエンジンの制御系の
エンジントルク信号が人力し、このエンジントルクの情
報に基づいてiF−確にライン圧制御するので、トルク
低下時にライン圧が高く設定されてポンプ負荷、フリク
ションを増1 つ
大することが防止される。As described above, according to the present invention, in the control of a continuously variable transmission, the engine torque signal of the engine control system is manually input to the line pressure control system, and the iF-certification is performed based on the engine torque information. Since the line pressure is controlled to the same level, it is prevented that the line pressure is set high when the torque decreases, increasing the pump load and friction.
さらに、エンジンI・ルクが定常時より低い場合は、変
速かダウンシフト補正されて駆動力を補うことで、運転
性が向上する。Furthermore, when the engine I/Lux is lower than the steady state, driveability is improved by correcting the gear shift or downshift to supplement the driving force.
また、エンジンの制御系の情報利用により、無段変速機
の制御系が簡素化し、正確性や整合性も向」ニする。Additionally, by using information from the engine control system, the control system for the continuously variable transmission can be simplified, improving accuracy and consistency.
第1図は本発明の無段変速機の制御装置の実施例を示す
ブロック図、
第2図は本発明が適用される無段変速機の駆動系、油圧
制御系を示す図、
第3図(a、)ないしくd)は各種マツプを示す図であ
る。
4・・無段変速機、22・・・ライン圧制御弁、27・
・・ソレノイド弁、39・・・エンジン制御ユニッ]・
、40・・・制御ユニット、47・・・目標変速比算出
部、58・・・目標ライン圧算出部、61・ トルク状
態判断部、62・・・補正0
第2
図
第3図
(C)
(a)
(b)
Δ丁
OW
DFIG. 1 is a block diagram showing an embodiment of a control device for a continuously variable transmission according to the present invention. FIG. 2 is a diagram showing a drive system and hydraulic control system of a continuously variable transmission to which the present invention is applied. (a,) to d) are diagrams showing various maps. 4.Continuously variable transmission, 22..Line pressure control valve, 27.
... Solenoid valve, 39... Engine control unit]
, 40... Control unit, 47... Target gear ratio calculation section, 58... Target line pressure calculation section, 61. Torque state judgment section, 62... Correction 0 Fig. 2 Fig. 3 (C) (a) (b) ΔDOW D
Claims (1)
御する制御系において、 エンジンの制御系からのエンジントルクに相当する信号
を入力し、実際のエンジントルクに基づいて目標ライン
圧を定める手段と、 上記目標ライン圧に応じた操作量を出力してライン圧制
御弁を動作する手段とを備え、 変速制御系にはエンジントルクの状態によりトルクが定
常時より低下した場合は、ダウンシフト補正する手段を
備えることを特徴とする無段変速機の制御装置。[Claims] In a control system that controls line pressure according to at least the state of engine torque, a signal corresponding to the engine torque from the engine control system is input, and the target line pressure is determined based on the actual engine torque. and a means for operating the line pressure control valve by outputting a manipulated variable according to the target line pressure, and the transmission control system has a means for controlling the line pressure control valve, and the transmission control system is equipped with a means for operating the line pressure control valve by outputting a manipulated variable according to the target line pressure. A control device for a continuously variable transmission, comprising means for correcting shift.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP33589289A JPH03194253A (en) | 1989-12-25 | 1989-12-25 | Control device for continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP33589289A JPH03194253A (en) | 1989-12-25 | 1989-12-25 | Control device for continuously variable transmission |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH03194253A true JPH03194253A (en) | 1991-08-23 |
Family
ID=18293539
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP33589289A Pending JPH03194253A (en) | 1989-12-25 | 1989-12-25 | Control device for continuously variable transmission |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH03194253A (en) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2020183168A (en) * | 2019-05-07 | 2020-11-12 | トヨタ自動車株式会社 | Vehicle control device |
-
1989
- 1989-12-25 JP JP33589289A patent/JPH03194253A/en active Pending
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2020183168A (en) * | 2019-05-07 | 2020-11-12 | トヨタ自動車株式会社 | Vehicle control device |
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