JPH03194253A - Control device for continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To prevent a pump load from increasing so as to improve operational property by controlling a line pressure based on engine torque information and also down shift-correcting a speed change in the case of engine torque lower than that during normal time. CONSTITUTION:In a target line pressure calculating unit 58, a necessary line pressure, set in a setting unit 56, is corrected so as to be increased when torque is decreased, to set a target line pressure based on engine torque information from an engine control unit 39, and a pump load and friction are prevented from increasing. When the engine torque is decided lower than that during normal time by a torque condition judging unit 61, drive power is compensated by correcting a target primary pulley rotational speed obtained in a retrieving unit 46 by a correcting unit 62 and by setting target speed change ratio, calculated in a calculating unit 47, to a downshift side. In this way, improvement in operational property can be contrived.

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.

〔従来の技術〕[Conventional technology]

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.

〔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.

〔課題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.

〔作　　　用〕[For production]

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.

〔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。 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.

〔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、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.

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

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)

【特許請求の範囲】 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.