JPH03213763A - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
Control device for continuously variable transmissionInfo
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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、車両用のヘルド式無段変速機において電子的
にセカンダリ圧制御およびプライマリ圧により変速制御
する制御装置に関し、詳しくは、電気的な制御弁のヒス
テリシス低減のための電気信号のディザ加振対策に関す
る。[Detailed Description of the Invention] [Field of Industrial Application] The present invention relates to a control device that electronically controls speed change using secondary pressure control and primary pressure in a held-type continuously variable transmission for a vehicle. This paper relates to countermeasures for dithering electrical signals to reduce hysteresis of control valves.
一般にこの種の無段変速機は、油圧制御系のアクチュエ
ータの各種制御弁が、例えば電流制御型のものに改良さ
れ、制御系では種々の情報によりセカンダリ圧、プライ
マリ圧を最適に算出する。Generally, in this type of continuously variable transmission, the various control valves of the actuator of the hydraulic control system are improved to, for example, current control type ones, and the control system optimally calculates the secondary pressure and the primary pressure based on various information.
そしてかかる電気的操作量により制御弁を動作して、伝
達トルクに対応したセカンダリ圧、各運転および走行条
件に対応したプライマリ圧を最適制御することを１指し
ている。また、かかる電子化により、各種トラブルに対
するフェイルセーフ。1 refers to operating the control valve based on the electrically operated amount to optimally control the secondary pressure corresponding to the transmitted torque and the primary pressure corresponding to each driving and traveling condition. In addition, this electronic system provides fail-safe protection against various problems.
無段変速の有効利用、アンチロック・ブレーキ・システ
ム（ＡＢＳ）、 ロックアツプクラッチ等の装置に対
する適正化等の対策も有効に行うことが考えられる。It is also possible to take effective measures such as making effective use of continuously variable transmissions and optimizing equipment such as anti-lock braking systems (ABS) and lock-up clutches.
ここで、電流制御の電磁比例形の制御弁をセカンダリ圧
、プライマリ圧の制御に用いる場合について述べる。こ
の油圧制御系では、制御弁がソレノイドの電磁力により
スプールか直接またはパイロット圧を介してストローク
し、この場合にスプ−ルのストロークは電気信号により
非常にシビアに制御される。一方、スプールは油中にあ
ってオイル粘性等のフリクションを常に受けるため、ス
プールの動作には必然的にヒステリシスが存在する。そ
こで、ソレノイドの電磁力によりスプールを正確かつ微
細に動作するには、ヒステリシスを低減する必要があり
、この対策として電気信号にディザを印加し、スプール
を振動させながらストロークしてオイル粘性等のフリク
ションの影響を軽減する方法かある。Here, a case will be described in which a current-controlled electromagnetic proportional control valve is used to control the secondary pressure and primary pressure. In this hydraulic control system, the control valve strokes the spool directly or via pilot pressure by the electromagnetic force of the solenoid, and in this case, the stroke of the spool is very severely controlled by an electric signal. On the other hand, since the spool is submerged in oil and is constantly subject to friction such as oil viscosity, hysteresis inevitably exists in the operation of the spool. Therefore, in order to move the spool accurately and minutely using the electromagnetic force of the solenoid, it is necessary to reduce hysteresis. As a countermeasure, dither is applied to the electrical signal and the spool is stroked while vibrating to reduce friction such as oil viscosity. Is there a way to reduce the impact?
ところで車両の場合は、外気温、運転中の熱的損失等に
よりオイルの粘性と共にスプールのフリクションが大幅
に変動する。このため、上述のディザ対策でも加振量が
一定の場合は、低温てディザ効果が得られないので動作
性を悪化し、高温ではディザの過大により油圧脈動等の
不都合か生じる危惧がある。従って、油温度によるヒス
テリシスの状態を判断し、常に適正にディザ効果を与え
ることか望まれる。By the way, in the case of a vehicle, the viscosity of the oil and the friction of the spool vary significantly depending on the outside temperature, thermal loss during operation, and the like. For this reason, even with the dither measures described above, if the amount of excitation is constant, the dither effect cannot be obtained at low temperatures, resulting in poor operability, and at high temperatures, excessive dither may cause problems such as hydraulic pulsation. Therefore, it is desirable to determine the state of hysteresis due to oil temperature and always provide an appropriate dither effect.
そこで従来、上記無段変速機の電子制御の油温に対する
補正対策に関しては、例えば特開昭６２−６３２４８号
公報、特開昭６２−４１４０４号公報、特開昭６２−４
９５６号公報の先行技術がある。ここで、油圧制御系の
制御弁に所定のデユーティ比の電気信号を出力して動作
することを前提にし、このデユーティ比を油温に応じ補
正して、動作状態を常に一定化することが示されている
。Conventionally, regarding correction measures for the oil temperature of the electronic control of the continuously variable transmission, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-63248, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-41404, Japanese Patent Laid-Open No. 62-4
There is a prior art in Publication No. 956. Here, it is assumed that the control valve of the hydraulic control system operates by outputting an electric signal with a predetermined duty ratio, and it is shown that this duty ratio is corrected according to the oil temperature to always maintain a constant operating state. has been done.
ところで、上記先行技術のものにあっては、デユーティ
比による制御系を対象にしており、本願のようなアナロ
グの電流制御による制御系とは全く異なり、デユーティ
比補正の技術をディザ補正に適用することはできない。By the way, the above-mentioned prior art targets a control system using a duty ratio, which is completely different from a control system using analog current control as in the present application, and applies the technology of duty ratio correction to dither correction. It is not possible.
また、デユーティ比補正の場合は周波数のみ変更するこ
とになるため、周波数で補正することが可能な場合に限
定される。Furthermore, in the case of duty ratio correction, only the frequency is changed, so it is limited to cases where it is possible to correct by frequency.
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、無段変速機の電子制御等の制御弁の電
気信号にディザを印加するものにおいて、常にディザに
よりバルブのヒステリシスを有効に低減し制御性、動作
性等を向上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 points, and its purpose is to always eliminate the hysteresis of the valve by dither in a device that applies dither to the electric signal of a control valve such as an electronic control of a continuously variable transmission. It is an object of the present invention to provide a control device for a continuously variable transmission that can effectively reduce the amount of noise and improve controllability, operability, etc.
上記目的を達成するため、本発明の無段変速機の制御装
置は、油圧制御系に電流等の電気信号により少なくとも
セカンダリ圧、プライマリ圧を制御する制御弁を設けた
制御系において、上記電気信号にディザを加えるディザ
印加手段を有し、油温等の信号を上記ディザ印加手段に
入力して、油温に対しディザの周波数と振幅とを可変に
するものである。In order to achieve the above object, the control device for a continuously variable transmission of the present invention provides a control system in which a hydraulic control system is provided with a control valve that controls at least a secondary pressure and a primary pressure by an electric signal such as an electric current. The dither applying means is provided with a dither applying means for adding dither to the oil temperature, and a signal such as oil temperature is inputted to the dither applying means to make the frequency and amplitude of the dither variable with respect to the oil temperature.
上記構成に基づき、無段変速機の油圧制御系に設けられ
る制御弁は、電流等のアナログ的電気信号によりスプー
ルを動作して、セカンダリ圧、プライマリ圧を制御する
。このとき電気信号には、ディザ印加手段によりディザ
が加えられることで振動しながらスプール動作するか、
油温の低い場合は振幅を増し、油温の高い場合は周波数
を増大して振動が制御される二とて、油圧脈動を抑制し
なから常にバルブのヒステリシスを有効に低減すること
が可能になる。Based on the above configuration, the control valve provided in the hydraulic control system of the continuously variable transmission operates the spool using analog electric signals such as electric current to control the secondary pressure and the primary pressure. At this time, the electric signal is dithered by the dither applying means, and the spool operation is performed while vibrating.
Vibration is controlled by increasing the amplitude when the oil temperature is low, and increasing the frequency when the oil temperature is high, making it possible to effectively reduce valve hysteresis at all times without suppressing hydraulic pulsation. Become.
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、ロックアツプトルコン付無段変速機の
駆動系の概略について述べる。符号ｌはエンジンであり
、クランク軸２がトルクコンバータ装置３１前後進切換
装置４．無段変速機５およびディファレンシャル装置６
に順次伝動構成されトルクコンバータ装置３は、クラン
ク軸２がドライブプレートＩＯを介してコンバータカバ
ーｌｌおよびトルクコンバータ１２のポンプインペラ１
２ａに連結する。トルクコンバータ１２のタービンラン
ナ１２ｂはタービン軸１３に連結し、ステータ１２ｃは
ワンウェイクラッチ１４により案内されている。タービ
ンランナ１２ｂと一体的なロックアツプクラッチ１５は
、ドライブプレートＩＯに係合または解放可能に設置さ
れ、エンンン動力をトルクコンバータ１２またはロック
アツプクラッチ１５を介して伝達する。Referring to FIG. 2, an outline of the drive system of a continuously variable transmission with a lock-up converter will be described. Reference numeral 1 indicates an engine, and the crankshaft 2 is connected to a torque converter device 31, a forward/reverse switching device 4. Continuously variable transmission 5 and differential device 6
In the torque converter device 3, the crankshaft 2 is sequentially transmitted to the converter cover 11 and the pump impeller 1 of the torque converter 12 via the drive plate IO.
Connect to 2a. A turbine runner 12b of the torque converter 12 is connected to a turbine shaft 13, and a stator 12c is guided by a one-way clutch 14. A lock-up clutch 15 integral with the turbine runner 12b is installed to be engageable or disengageable with the drive plate IO, and transmits engine power via the torque converter 12 or the lock-up clutch 15.
前後進切換装置４は、ダブルビニオン式プラネタリギヤ
１６を有し、サンギヤｌｅａにタービン軸Ｉ３が入力し
、キャリア１６ｂからプライマリ軸２０へ出力する。そ
してサンギヤ１６ａとキャリア１６ｂとの間にフォワー
ドクラッチ１７を、リングギヤ１６ｃとケースとの間に
リバースブレーキ１８を有し、フォーワードクラッチ１
７の係合でプラネタリギヤ１６を一体化してタービン軸
Ｉ３とプライマリ軸２０とを直結する。また、リバース
ブレーキ１８の係合でプライマリ軸２０に逆転した動力
を出力し、フォワードクラッチ１７とリバースブレーキ
１８の解放でプラネタリギヤ１６をフリーにする。The forward/reverse switching device 4 has a double binion planetary gear 16, and the turbine shaft I3 is input to the sun gear lea, and is output from the carrier 16b to the primary shaft 20. A forward clutch 17 is provided between the sun gear 16a and the carrier 16b, and a reverse brake 18 is provided between the ring gear 16c and the case.
7, the planetary gear 16 is integrated and the turbine shaft I3 and the primary shaft 20 are directly connected. Further, by engaging the reverse brake 18, reversed power is output to the primary shaft 20, and by releasing the forward clutch 17 and reverse brake 18, the planetary gear 16 is made free.
無段変速機５は、プライマリ軸２０に油圧シリンダ２１
を有するブーり間隔可変式のプライマリプリ２２が、セ
カンダリ軸２３にも同様に油圧シリンダ２４を有するセ
カンダリプーリ２５か設けられ、プライマリプーリ２２
とセカンダリプーリ２５との間に駆動ベルト２６か巻付
けられる。ここで、プライマリシリンダ２１の方か受圧
面積か大きく設定され、そのプライマリ圧により駆動ベ
ルト２６のプライマリプーリ２２．セカンダリプーリ２
５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。The continuously variable transmission 5 has a hydraulic cylinder 21 on a primary shaft 20.
A secondary pulley 25 having a hydraulic cylinder 24 is also provided on the secondary shaft 23.
A drive belt 26 is wound between the drive belt 26 and the secondary pulley 25. Here, the pressure receiving area of the primary cylinder 21 is set to be larger, and the primary pressure of the primary cylinder 21 causes the primary pulley 22 of the drive belt 26 to move. Secondary pulley 2
The winding around No. 5 is configured to change the ratio of diameters so that the speed is continuously variable.
ディファレンシャル装置６は、セカンダリ軸２３に一対
のりダクションギャ２７を介して出力軸２８が連結し、
この出力軸２８のドライブギヤ２９がファイナルギヤ３
０に噛合う。そしてファイナルギヤ３０の差動装置３１
が、車軸３２を介して左右の車輪３３に連結している。In the differential device 6, an output shaft 28 is connected to a secondary shaft 23 via a pair of compression gears 27.
The drive gear 29 of this output shaft 28 is the final gear 3.
meshes with 0. And the differential device 31 of the final gear 30
is connected to left and right wheels 33 via an axle 32.
一方、無段変速機制御用の油圧源を得るため、トルクコ
ンバータ１２に隣接してメインオイルポンプ３４が配設
され、このメインオイルポンプ３４がポンプドライブ軸
３５によりコンバータカバー１１に連結して、常にエン
ジン動力によりポンプか駆動されて油圧が生しるように
なっている。ここで無段変速機４ては、油圧か高低の広
範囲に制御されることから、オイルポンプ３４は例えば
ローラヘーン式で吸入、吐出ボートを複数組有して可変
容量型に構成されている。On the other hand, in order to obtain a hydraulic power source for controlling the continuously variable transmission, a main oil pump 34 is disposed adjacent to the torque converter 12, and this main oil pump 34 is connected to the converter cover 11 by a pump drive shaft 35, so that the main oil pump 34 is always connected to the converter cover 11 by a pump drive shaft 35. The pump is driven by engine power to generate hydraulic pressure. Since the continuously variable transmission 4 is controlled over a wide range of hydraulic pressure and high and low levels, the oil pump 34 is, for example, of a roller-hoen type and has a plurality of sets of suction and discharge boats and is configured to have a variable capacity.
次いて、油圧制御系として無段変速機制御系について述
べる。Next, a continuously variable transmission control system will be described as a hydraulic control system.
先ず、オイルパン４０と連通するオイルポンプ３４から
の油路４１がセカンダリ圧制御弁５０に連通して所定の
セカンダリ圧Ｐｓが生じており、このセカンダリ圧Ｐｓ
が油路４２によりセカンダリシリンダ２４に常に供給さ
れる。セカンダリ圧Ｐｓは油路４３を介してプライマリ
圧制御弁６０に導かれ、油路４４によりプライマリシリ
ンダ２１に給排油してプライマリ圧Ｐｐが生じるように
構成される。First, an oil passage 41 from the oil pump 34 that communicates with the oil pan 40 communicates with the secondary pressure control valve 50 to generate a predetermined secondary pressure Ps.
is constantly supplied to the secondary cylinder 24 through the oil passage 42. The secondary pressure Ps is guided to the primary pressure control valve 60 via the oil passage 43, and is supplied to and discharged from the primary cylinder 21 through the oil passage 44, thereby generating the primary pressure Pp.
セカンダリ圧制御弁５０は、比例電磁リリーフ弁であり
、比例ソレノイド５１に制御ユニット７０によりソレノ
イド電流Ｉｓが供給される。すると、ソレノイド電流Ｉ
ｓによる電磁力、セカンダリ圧ＰＳの油圧反力およびス
プリング力をスプール上に対向して作用し、これらがバ
ランスするように調圧する。即ち、ソレノイド電流Ｉｓ
により設定圧を可変にし、ソレノイド電流Ｉｓに対し１
対１の比例関係でセカンダリ圧Ｐｓを制御するものであ
る。The secondary pressure control valve 50 is a proportional electromagnetic relief valve, and a solenoid current Is is supplied to the proportional solenoid 51 by a control unit 70. Then, the solenoid current I
The electromagnetic force caused by s, the hydraulic reaction force of the secondary pressure PS, and the spring force are applied oppositely to each other on the spool, and the pressure is adjusted so that these are balanced. That is, the solenoid current Is
The set pressure is made variable by 1 for the solenoid current Is.
The secondary pressure Ps is controlled in a proportional relationship of one to one.
プライマリ圧制御弁６０は、比例電磁減圧弁てあり、セ
カンダリ圧制御弁５０と同様に、比例ソレノイド６１に
制御ユニット７０によりソレノイド電流Ｉｐが供給され
る。すると、ソレノイド電流１ｐによる電磁力、プライ
マリ圧Ｐｐの油圧反力およびスプリング力をスプール上
に対向して作用し、ソレノイド電流１ｐにより設定圧を
可変にして、ソレノイド電流Ｉｐに対し１対１の比例関
係でプライマリ圧Ｐｐを制御するものである。The primary pressure control valve 60 is a proportional electromagnetic pressure reducing valve, and like the secondary pressure control valve 50, a solenoid current Ip is supplied to the proportional solenoid 61 by the control unit 70. Then, the electromagnetic force caused by the solenoid current 1p, the hydraulic reaction force of the primary pressure Pp, and the spring force act on the spool in opposition, and the set pressure is made variable by the solenoid current 1p, so that it is proportional to the solenoid current Ip in a 1:1 ratio. The primary pressure Pp is controlled based on this relationship.
なお、セカンダリ圧制御弁５０のドレン側の油路４５に
は常に比較的高い油圧（潤滑圧）が生しる。Note that a relatively high oil pressure (lubricating pressure) is always generated in the oil passage 45 on the drain side of the secondary pressure control valve 50.
そこでこの潤滑圧が、トルクコンバータ１２１前後進切
換装置４．ベルト２４の潤滑部等に供給されるように回
路構成されている。Therefore, this lubricating pressure is applied to the torque converter 121 and the forward/reverse switching device 4. The circuit is configured so that the lubricant is supplied to the lubricating section of the belt 24, etc.
第１図において、電子制御系について述べる。In FIG. 1, the electronic control system will be described.
先ず、入力信号センサとしてプライマリプーリ回転数セ
ンサ７１．セカンダリプーリ回転数センサ７２、エンジ
ン回転数センサ７３．スロ′ットル開度センサ７４およ
びセカンダリ圧Ｐｓを検出する圧力センサ７５を有する
。First, a primary pulley rotation speed sensor 71. is used as an input signal sensor. Secondary pulley rotation speed sensor 72, engine rotation speed sensor 73. It has a throttle opening sensor 74 and a pressure sensor 75 that detects the secondary pressure Ps.
セカンダリ圧制御系について述べると、スロットル開度
センサ７４のスロットル開度θ、エンジン回転数センサ
７３のエンジン回転数Ｎｅが入力するエンジントルク算
出部７６を有し、θ−Ｎｅのトルク特性によりエンジン
トルクＴｅを推定する。また、トルクコンバータ入、出
力側のエンジン回転数Ｎｅ、プライマリプーリ回転数Ｎ
ｐはトルク増幅率算出部７７に入力し、速度比ｎ （Ｎ
ｐ／ Ｎ ｅ）に応じたトルク増幅率ｔを定める。更
に、エンジン回転数Ｎｅ、プライマリプーリ回転数Ｎ＋
）はプライマリ系慣性トルク算出部７８に入力し、エン
ジンｌおよびプライマリプーリ２２の質量、加速度によ
り慣性トルクｇｉを算出する。これらのエンジントルク
Ｔｅ、トルク増幅率ｔ、慣性トルクｇｉは入力トルク算
出部７９に入力し、ＣＶＴ入力トルクＴｉを以下のよう
に算出する。Regarding the secondary pressure control system, it has an engine torque calculation unit 76 into which the throttle opening θ of the throttle opening sensor 74 and the engine rotation speed Ne of the engine rotation speed sensor 73 are input, and the engine torque is calculated based on the torque characteristic of θ-Ne. Estimate Te. In addition, the torque converter input and output side engine rotational speed Ne, primary pulley rotational speed N
p is input to the torque amplification factor calculation unit 77, and the speed ratio n (N
Determine the torque amplification factor t according to p/N e). Furthermore, engine rotation speed Ne, primary pulley rotation speed N+
) is input to the primary system inertia torque calculation unit 78, and the inertia torque gi is calculated from the mass and acceleration of the engine l and the primary pulley 22. These engine torque Te, torque amplification factor t, and inertia torque gi are input to the input torque calculation section 79, and the CVT input torque Ti is calculated as follows.
Ｔｉ ＝Ｔｅ −ｔ−ｇｉ
一方、実変速比ｉが入力する必要セカンダリ圧設定部８
０を有する。ここで、各実変速比ｉ毎に単位トルク伝達
に必要なスリップ限界のセカンダリ圧Ｐｓｕか設定され
ており、このマツプにより実変速比ｊに応した必要セカ
ンダリ圧Ｐｓｕを定める。Ti = Te -t-gi On the other hand, the necessary secondary pressure setting section 8 into which the actual gear ratio i is input
has 0. Here, a slip limit secondary pressure Psu required for unit torque transmission is set for each actual gear ratio i, and the necessary secondary pressure Psu corresponding to the actual gear ratio j is determined by this map.
そして上記入力トルクＴＩ、必要セカンダリ圧ＰＳＵは
目標セカンダリ圧算出部８１に入力し、これら入力トル
クＴｉ、必要セカンダリ圧Ｐｓｕとセカンダリプーリ回
転数Ｎｓとにより、セカンダリシリンダ２４の部分の遠
心油圧ｇｓを考慮して目標セカンダリ圧Ｐｓｓを、以下
のように算出する。The input torque TI and required secondary pressure PSU are then input to the target secondary pressure calculation unit 81, and the centrifugal oil pressure gs of the secondary cylinder 24 portion is taken into consideration based on these input torque Ti, required secondary pressure Psu, and secondary pulley rotation speed Ns. Then, the target secondary pressure Pss is calculated as follows.
Ｐｓｓ−Ｔｉ −Ｐｓｕ−ｇｓ
目ｍセカンダリ圧Ｐｓｓは更にソレノイド電流設定部８
２に入力し、目標セカンダリ圧Ｐｓｓに応したソレノイ
ド電流Ｉｓを定めるのである。この場合に、セカンダリ
圧制御弁５０が既に述べたようにソレノイド電流Ｉｓに
対し比例関係でセカンダリ圧を制御する特性であるから
、これに応じたマツプにより目標セカンダリ圧Ｐｓｓに
対するソレノイド電流Ｉｓを比例的に求める。そしてこ
のソレノイド電流Ｉｓが、駆動部８３を介してセカンダ
リ圧制御弁５０の比例ソレノイド５１に供給されるので
あり、こうしてソレノイド電流Ｉｓにより、直接セカン
ダリ圧Ｐｓを目標セカンダリ圧Ｐｓｓに追従して制御す
るようになっている。Pss-Ti -Psu-gs The secondary pressure Pss is further set by the solenoid current setting section 8.
2 to determine the solenoid current Is corresponding to the target secondary pressure Pss. In this case, since the secondary pressure control valve 50 has the characteristic of controlling the secondary pressure proportionally to the solenoid current Is as described above, the solenoid current Is relative to the target secondary pressure Pss is controlled proportionally by the map corresponding to this. to ask. This solenoid current Is is then supplied to the proportional solenoid 51 of the secondary pressure control valve 50 via the drive unit 83, and thus the solenoid current Is directly controls the secondary pressure Ps to follow the target secondary pressure Pss. It looks like this.
続いて、プライマリ圧制御系について述べる。Next, the primary pressure control system will be described.
先ず、制御の基本概念について述べると、定常時の実変
速比ｉはセカンダリ圧Ｐｓとプライマリ圧Ｐｐとの油圧
比Ｐｐ／Ｐｓて決まる。また、同一の油圧比でも入力ト
ルクＴｉにより変速比が変化す□ることから、所定の入
力トルクＴｉに所定の実変速比ｉを保つのに必要なプラ
イマリ圧Ｐｐを、セカンダリ圧Ｐｓに対して求める油圧
比制御系かベースになっている。また、過渡状態で変速
比等の偏差に応じた変速速度、またはブーり位置の場合
はプーリ位置変化速度ｄｅ／ｄｔを実現するため、流量
制御系てバルブ流量の式を用いる。そしてプーリ位置変
化速度ｄｅ／ｄｔに応した流量を圧力に換算して必要な
変速圧力を求めるようになっている。First, to describe the basic concept of control, the actual speed ratio i in steady state is determined by the oil pressure ratio Pp/Ps between the secondary pressure Ps and the primary pressure Pp. In addition, since the gear ratio changes depending on the input torque Ti even at the same oil pressure ratio, the primary pressure Pp required to maintain a predetermined actual gear ratio i at a predetermined input torque Ti can be changed to the secondary pressure Ps. It is based on the desired hydraulic ratio control system. Further, in order to realize a gear change speed according to a deviation of the gear ratio or the like in a transient state, or a pulley position change speed de/dt in the case of a pulley position, a valve flow rate equation is used in the flow rate control system. Then, the flow rate corresponding to the pulley position change rate de/dt is converted into pressure to obtain the necessary shift pressure.
そこで、かかる制御の基本概念に基づき、油圧比制御系
と流量制御系とを有している。Therefore, based on the basic concept of such control, a hydraulic ratio control system and a flow rate control system are provided.
油圧比制御系について述べると、プライマリプーリ回転
数センサ７１のブライマリブーり回転数Ｎｐとセカンダ
リブーり回転数センサ７２のセカンダリプーリ回転数Ｎ
ｓが入力する実変速比算出部８５を有し、実変速比１を
ｉ ＝Ｎｐ／Ｎｓにより算出する。一方、入力トルクＴ
１．必要セカンダリ圧Ｐｓｕおよび圧力センサ７５のセ
カンダリ圧Ｐｓが入力するトルク比算出部８６を有し、
トルク比ＫＴをＫ Ｔ−Ｔ ｉ／ （Ｐｓ／Ｐｓｕ）に
より算出する。このトルク比ＫＴ、実変速比ｉは油圧比
制御系８７に入力し、マツプにより油圧比Ｋｐを、トル
ク比ＫＴに対しては増大関数により定め、実変速比ｉに
対しては減少関数により定める。油圧比Ｋｐ、セカンダ
リ圧Ｐｓは必要プライマリ圧算出部８８に入力し、更に
プライマリプーリ回転数Ｎｐによるプライマリシリンダ
２１の部分の遠心油圧ｇｐを考慮して、必要プライマリ
圧ＰＰＤを以下のように算出する。Regarding the hydraulic ratio control system, the primary pulley rotation speed Np of the primary pulley rotation speed sensor 71 and the secondary pulley rotation speed N of the secondary pulley rotation speed sensor 72
It has an actual gear ratio calculating section 85 to which s is input, and calculates the actual gear ratio 1 by i = Np/Ns. On the other hand, input torque T
1. It has a torque ratio calculation unit 86 into which the required secondary pressure Psu and the secondary pressure Ps of the pressure sensor 75 are input,
Torque ratio KT is calculated by K T-T i/(Ps/Psu). The torque ratio KT and the actual gear ratio i are input to the hydraulic ratio control system 87, and the hydraulic ratio Kp is determined by a map using an increasing function for the torque ratio KT and a decreasing function for the actual gear ratio i. . The oil pressure ratio Kp and the secondary pressure Ps are input to the required primary pressure calculation unit 88, and the required primary pressure PPD is calculated as follows by taking into account the centrifugal oil pressure gp of the primary cylinder 21 due to the primary pulley rotation speed Np. .
ＰＰＤ−Ｋｐ −Ｐｓ −ｇｐ
次いで、流量制御系について述べると、実変速比ｉ、ス
ロットル開度θが入力する目標プライマリプーリ回転数
検索部８９を有し、ｉ−θの関係で目標プライマリプー
リ回転数ＮＰＤを定める。目標プライマリプーリ回転数
Ｎ ＰＤ、セカンダリプーリ回転数Ｎｓは目標変速比算
出部９０に入力し、目標変速比ｉｓを１ｓ−ＮＰＤ／Ｎ
ｓにより算出するのであり、こうして変速パターンをベ
ースとして各運転および走行条件に応した目標変速比ｉ
ｓが求められる。PPD-Kp -Ps -gp Next, referring to the flow rate control system, it has a target primary pulley rotation speed search section 89 into which the actual gear ratio i and throttle opening θ are input, and the target primary pulley rotation speed is determined based on the relationship of i-θ. Determine the number NPD. The target primary pulley rotation speed N PD and the secondary pulley rotation speed Ns are input to the target gear ratio calculation unit 90, and the target gear ratio is is calculated as 1s-NPD/N.
In this way, the target gear ratio i corresponding to each driving and driving condition is calculated based on the gear shift pattern.
s is required.
ここで、プライマリシリンダ２１の油量Ｖは実ブリ位置
ｅに比例し、油量■を時間微分した流量Ｑはブーり位置
変化速度ｄｅ／ｄｉと１対１で対応する。従って、プー
リ位置変化速度ｄｅ／ｄｔにより流量Ｑがそのまま算出
されて好ましいことから、実変速比ｉ、目標変速比ｉｓ
は実ブーり位置変換部９１゜目標プーリ位置変換部９２
により実プーリ位置ｅ。Here, the oil amount V of the primary cylinder 21 is proportional to the actual burr position e, and the flow rate Q, which is obtained by time-differentiating the oil amount ■, has a one-to-one correspondence with the burr position change rate de/di. Therefore, since it is preferable that the flow rate Q is directly calculated based on the pulley position change rate de/dt, the actual speed ratio i and the target speed ratio is
Actual pulley position conversion unit 91°Target pulley position conversion unit 92
Actual pulley position e.
目標プーリ位置ｅｓに変換する。これら実プーリ位置ｅ
、目標プーリ位置ｅｓはプーリ位置変化速度算出部９３
に入力し、プーリ位置変化速度ｄｅ／ｄｔを、以丁のよ
うに実プーリ位置ｅと目標プーリ位置ｅｓとの偏差等に
より算出する。Convert to target pulley position es. These real pulley positions e
, the target pulley position es is determined by the pulley position change speed calculation unit 93.
is input, and the pulley position change speed de/dt is calculated from the deviation between the actual pulley position e and the target pulley position es, etc., as shown in the following.
ｄｅ／ｄｉ −に、 （ｅｓ−ｅ）・Ｋ、・ｄｅｓ
／ｄｉ（Ｋ＋ 、に２ ：定数、ｄｅｓ／ｄｔ ：位相
進み要素）そしてプーリ位置変化速度ｄｅ／ｄｔは変速
圧力算出部９４に入力し、プーリ位置変化速度ｄｅ／ｄ
ｔによる流量に基づき変速に必要な圧力ΔＰｐを求める
。de/di -, (es-e)・K,・des
/di (K+, 2: constant, des/dt: phase advance element) and the pulley position change rate de/dt are input to the shift pressure calculation unit 94, and the pulley position change rate de/d
The pressure ΔPp required for shifting is determined based on the flow rate due to t.
こうして油圧比制御系の必要プライマリ圧ＰＰＤと、流
量制御系の変速用圧力ΔＰｐとは目標プライマリ圧算出
部９５に入力して、目標プライマリ圧Ｐｐｓを、アップ
シフト時にはＰｐｓ−ＰＰＤ＋ΔＰｐにより、ダウンシ
フト時はＰｐｓ−ＰＰＤ−ΔＰｐにより算出する。目標
プライマリ圧Ｐｐｓは更にソレノイド電流設定部９６に
入力して、目標プライマリ圧Ｐｐｓに応じたソレノイド
電流１ｐを定める。この場合に、プライマリ圧制御弁６
０が既に述べたようにソレノイド電流１ｐに対し比例関
係でプライマリ圧を制御する特性であるから、これに応
じたマツプで目標プライマリ圧Ｐｐｓに対するソレノイ
ド電流１ｐを求める。そしてこのソレノイド電流Ｉｐが
、駆動部９７を介してプライマリ圧制御弁６０の比例ソ
レノイド６１に供給され、フィードフォワードで変速制
御するようになっている。In this way, the required primary pressure PPD of the hydraulic ratio control system and the shift pressure ΔPp of the flow rate control system are input to the target primary pressure calculation unit 95, and the target primary pressure Pps is determined by Pps-PPD+ΔPp during upshifting and by Pps-PPD+ΔPp during downshifting. is calculated by Pps-PPD-ΔPp. The target primary pressure Pps is further input to a solenoid current setting section 96 to determine the solenoid current 1p according to the target primary pressure Pps. In this case, the primary pressure control valve 6
0 has the characteristic of controlling the primary pressure in a proportional relationship to the solenoid current 1p as described above, so the solenoid current 1p for the target primary pressure Pps is determined using a map corresponding to this characteristic. This solenoid current Ip is then supplied to the proportional solenoid 61 of the primary pressure control valve 60 via the drive section 97, so as to perform feedforward speed change control.
更に、バルブのヒステリシスの低減対策について述べる
と、ソレノイド電流Ｉｓ、Ｉｐに応した電流を出力する
駆動部８３．９７が、ディザを加えるディザ印加部１０
０を有している。また、油温やバルブ雰囲気温度を検出
する油温センサ１０１を有し、油温センサ１０１の油温
Ｔ。がディザ印加部１００に入力し、油温Ｔ。に応じデ
ィザを変化している。Furthermore, to discuss measures to reduce valve hysteresis, the driving sections 83 and 97 that output currents corresponding to the solenoid currents Is and Ip are connected to the dither applying section 10 that applies dither.
It has 0. It also has an oil temperature sensor 101 that detects oil temperature and valve atmosphere temperature, and the oil temperature T of the oil temperature sensor 101. is input to the dither applying section 100, and the oil temperature T. The dither is changed accordingly.
ここで、ソレノイド電流を振動するディザとして、周波
数Ｆ、振幅りの２つの要素がある。一方、油温Ｔ。が低
くて粘性によるスプールのフリクションの大きい場合は
、周波数Ｆを変えても効果が少なく、振幅りを大きくし
た方がヒステリシス低減に有効である。また、油温Ｔｏ
が高くなってフリクションか減少した場合、振幅りが大
きいと油圧脈動に影響して好ましくなく、周波数Ｆによ
り充分対処し得る。このことから第３図のようにディザ
の周波数Ｆは、油温Ｔ。に対し増大関数で設定され、振
幅りは、油温Ｔ。に対し減少関数で設定されている。そ
してかかるティザの周波数Ｆ。Here, there are two elements as the dither that oscillates the solenoid current: frequency F and amplitude. On the other hand, oil temperature T. If the spool friction is low and the spool friction due to viscosity is large, changing the frequency F has little effect, and increasing the amplitude is more effective in reducing hysteresis. Also, oil temperature To
When the friction decreases due to an increase in the amplitude, a large amplitude is undesirable because it affects hydraulic pulsation, and the frequency F can be used to adequately cope with the problem. From this, as shown in Figure 3, the dither frequency F is equal to the oil temperature T. The amplitude is set as an increasing function with respect to the oil temperature T. is set as a decreasing function. And the frequency F of such a teaser.
振幅りが、ソレノイド電流１ｓ、Ｉｐに印加するように
なっている。The amplitude is applied to the solenoid current 1s, Ip.
次いて、かかる構成の無段変速機の制御装置の作用につ
いて述べる。Next, the operation of the continuously variable transmission control device having such a configuration will be described.
先ず、エンジンｌの運転により、トルクコンバータ１２
のコンバータカバー１１．ポンプドライブ軸３５により
オイルポンプ３４が駆動して油圧が生じ、この油圧がセ
カンダリ圧制御弁５０に導かれる。そこで、停車時には
、プライマリ圧制御系の目標変速比ＩＳ、実変速比Ｉが
無段変速機５の機構上の最大変速比として例えば２．５
より大きい値に設定される。このため、油圧比制御系の
実変速比１．トルク比ＫＴ、油圧比Ｋｐ、セカンダリ圧
Ｐｓによる必要セカンダリ圧Ｐｓｕに応じたソレノイド
電流Ｉｐがプライマリ圧制御弁６０の比例ソレノイド６
１に流れて排油側に動作することで、プライマリ圧Ｐｐ
は最低レベルになる。このため、セカンダリ圧制御弁５
０によるセカンダリ圧Ｐｓはセカンダリシリンダ２４に
のみ供給され、無段変速機５はベルト２Ｂが最もセカン
ダリプーリ２５の方に移行した最大変速比の低速段にな
る。First, by operating the engine 1, the torque converter 12
converter cover 11. The oil pump 34 is driven by the pump drive shaft 35 to generate oil pressure, and this oil pressure is guided to the secondary pressure control valve 50. Therefore, when the vehicle is stopped, the target gear ratio IS and the actual gear ratio I of the primary pressure control system are, for example, 2.5 as the mechanically maximum gear ratio of the continuously variable transmission 5.
set to a larger value. Therefore, the actual gear ratio of the hydraulic ratio control system is 1. The solenoid current Ip according to the required secondary pressure Psu based on the torque ratio KT, the oil pressure ratio Kp, and the secondary pressure Ps is the proportional solenoid 6 of the primary pressure control valve 60.
1 and operates on the oil drain side, the primary pressure Pp
will be at the lowest level. Therefore, the secondary pressure control valve 5
The secondary pressure Ps at 0 is supplied only to the secondary cylinder 24, and the continuously variable transmission 5 is in the low speed stage with the maximum gear ratio in which the belt 2B is shifted furthest toward the secondary pulley 25.
このとき、図示しない油圧制御系によりロックアツプク
ラッチ１５を解放してトルクコンバータ１２に給油され
る。そこで、例えばドライブレンジにシフトすると、前
後進切換装置４のフォワードクラッチＩ７が給油により
係合して前進位置になる。At this time, the lock-up clutch 15 is released by a hydraulic control system (not shown), and the torque converter 12 is supplied with oil. Therefore, when shifting to the drive range, for example, the forward clutch I7 of the forward/reverse switching device 4 is engaged by refueling and becomes the forward position.
このため、エンジン１の動力がトルクコンバータ１２、
前後進切換装置４を介して無段変速機５のプライマリ軸
２０に入力し、プライマリプーリ２２．セカンダリプー
リ２５とベルト２６とにより最大変速比の動力がセカン
ダリ軸２３に出力し、これがディファレンシャル装置６
を介して車輪３３に伝達して発進可能になる。Therefore, the power of the engine 1 is transferred to the torque converter 12,
It is input to the primary shaft 20 of the continuously variable transmission 5 via the forward/reverse switching device 4, and the primary pulley 22. The power of the maximum gear ratio is outputted to the secondary shaft 23 by the secondary pulley 25 and the belt 26, which is transmitted to the differential device 6.
The signal is transmitted to the wheels 33 via , and the vehicle can be started.
セカンダリ圧制御系では、常にエンジントルクＴｅが推
定され、トルク増幅率ｔ、プライマリ系の慣性トルクｇ
ｉが算出されている。そこで、アクセル踏込みの発進時
には、エンジントルクＴｅ。In the secondary pressure control system, the engine torque Te is always estimated, the torque amplification factor t, and the inertia torque g of the primary system.
i has been calculated. Therefore, when starting by pressing the accelerator, the engine torque Te.
トルク増幅率ｔにより入力トルクＴｉが大きくなり、更
に必要セカンダリ圧Ｐｓｕも増大することで、目標セカ
ンダリ圧Ｐｓｓが大きい値になる。そして目標セカンダ
リ圧ＰＳＳに応じた低いソレノイド電流Ｉｓが、セカン
ダリ圧制御弁５０の比例ソレノイド５１に流れ、電磁力
により設定圧を高く定めるのであり、こうしてセカンダ
リ圧Ｐｓはドレン量を減じて高く制御される。そして発
進後に変速制御され、ロックアツプクラッチ１５が係合
してトルク増幅率ｔ−１になり、実変速比１に応じて必
要セカンダリ圧Ｐｓｕが減じ、車速上昇に伴いエンジン
トルクＴｅが低下操作されると、目標セカンダリ圧Ｐｓ
ｓは急激に小さくなる。このため、ソレノイド電流Ｉｓ
は急増してセカンダリ圧制御弁５０の設定圧は順次小さ
くなり、セカンダリ圧Ｐｓが低下制御される。こうして
、常に伝達トルクに対しベルトスリップしない最小限の
プーリ押付力を確保するように最適制御される。The input torque Ti increases due to the torque amplification factor t, and the required secondary pressure Psu also increases, so that the target secondary pressure Pss becomes a large value. Then, a low solenoid current Is corresponding to the target secondary pressure PSS flows to the proportional solenoid 51 of the secondary pressure control valve 50, and the set pressure is set high by electromagnetic force.In this way, the secondary pressure Ps is controlled high by reducing the drain amount. Ru. Then, after the vehicle starts, the gear shift is controlled, the lock-up clutch 15 is engaged, the torque amplification factor becomes t-1, the necessary secondary pressure Psu is reduced according to the actual gear ratio 1, and the engine torque Te is operated to decrease as the vehicle speed increases. Then, the target secondary pressure Ps
s decreases rapidly. Therefore, the solenoid current Is
increases rapidly, and the set pressure of the secondary pressure control valve 50 gradually decreases, and the secondary pressure Ps is controlled to decrease. In this way, optimal control is performed to always ensure the minimum pulley pressing force that does not cause belt slip in relation to the transmitted torque.
上記セカンダリ圧Ｐｓはプライマリ圧制御弁６０に導か
れ、減圧作用でプライマリシリンダ２１にプライマリ圧
Ｐｐが生じ、このプライマリ圧Ｐｐにより変速制御する
のであり、これを以下に述べる。The secondary pressure Ps is guided to the primary pressure control valve 60, and a primary pressure Pp is generated in the primary cylinder 21 by a pressure reducing action, and the speed change is controlled by this primary pressure Pp, which will be described below.
先ず、最大変速比ｉＬの発進時には、油圧比制御系によ
りプライマリ圧制御弁６０か最も減圧作用し、プライマ
リ圧Ｐｐを最低レベルに保っている。First, when the vehicle starts moving at the maximum gear ratio iL, the primary pressure control valve 60 exerts the greatest pressure reducing effect by the hydraulic ratio control system, thereby maintaining the primary pressure Pp at the lowest level.
そして、運転および走行条件により目標変速比ｉｓ＜２
．５の変速開始条件が成立して、目標変速比ｉｓが順次
小さく設定されると、流量制御系でプーリ位置変化速度
ｄｅ／ｄｔが算出され、これに伴い変速圧ΔＰｐが生じ
て目標プライマリ圧Ｐｐｓを増加する。このためソレノ
イド電流？ｐは、徐々に減じてプライマリ圧制御弁６０
で比例ソレノイド６１の電磁力により設定圧が高くなり
、プライマリ圧Ｐｐは順次高く制御される。そこで、ベ
ルト２６はプライマリプーリ２２の巻付は径が大きくな
る方に移行し、変速比の小さい高速段にアップシフトす
る。Then, depending on the driving and driving conditions, the target gear ratio is<2
．． When the shift start condition No. 5 is satisfied and the target gear ratio is is gradually set smaller, the flow rate control system calculates the pulley position change rate de/dt, and accordingly the shift pressure ΔPp is generated and the target primary pressure Pps increase. Solenoid current due to this? p gradually decreases to the primary pressure control valve 60.
The set pressure is increased by the electromagnetic force of the proportional solenoid 61, and the primary pressure Pp is successively controlled to be higher. Therefore, the belt 26 is wound around the primary pulley 22 so that its diameter becomes larger, and the belt 26 is upshifted to a high speed gear with a small gear ratio.
また変速制御により実変速比ｌが小さくなると、油圧比
制御系の油圧比制御系８７で油圧比Ｋｐが増大設定され
、セカンダリ圧Ｐｓに対する必要プライマリ圧ＰＰＤの
割合を増大する。そしてプライマリ圧ＰＰＤにより目標
プライマリ圧Ｐｐｓを増し、プライマリ圧Ｐｐのレベル
を増大保持するのであり、こうしてアップシフトにより
実変速比ｉが小さくなる毎に、油圧比制御系でその実変
速比ｉを維持するようなレベルにプライマリ圧ｐｐが順
次増大制御される。また入力トルクＴｉが例えば増大す
ると、トルク比算出部８６てトルク比ＫＴが大きい値に
なり、これにより油圧比Ｋｐの値も増す。そこで、プラ
イマリ圧Ｐｐは増大補正されて、入力トルクＴＩの増大
によるダウンシフト傾向を防止するように修正される。Further, when the actual speed ratio l becomes smaller due to the speed change control, the oil pressure ratio Kp is set to be increased in the oil pressure ratio control system 87 of the oil pressure ratio control system, and the ratio of the required primary pressure PPD to the secondary pressure Ps is increased. Then, the target primary pressure Pps is increased by the primary pressure PPD, and the level of the primary pressure Pp is increased and maintained.In this way, each time the actual gear ratio i becomes smaller due to an upshift, the actual gear ratio i is maintained by the hydraulic ratio control system. The primary pressure pp is controlled to increase sequentially to such a level. Further, when the input torque Ti increases, for example, the torque ratio KT becomes a large value in the torque ratio calculating section 86, and thereby the value of the oil pressure ratio Kp also increases. Therefore, the primary pressure Pp is corrected to increase so as to prevent a downshift tendency due to an increase in the input torque TI.
そして目標変速比ｉｓが最小変速比ｉＨ（例えば０．５
）に達して、目標プライマリ圧Ｐｐｓが最高レベルに設
定されると、ソレノイド電流ｉｐは最も小さくなってプ
ライマリ圧制御弁６０の設定圧を最大にすることで、プ
ライマリ圧Ｐｐは最も高く制御される。このとき、実変
速比ｉも目標変速比ｉｓに追従して最小変速比ｊＨにな
ると、これ以降は油圧比制御系の油圧比Ｋｐ、必要プラ
イマリ圧ＰＰＤにより目標プライマリ圧Ｐｐｓか最高レ
ベルに設定されて、プライマリ圧ｐｐは高い状態に保持
されて最小変速比ｉ、を保つ。Then, the target gear ratio is is set to the minimum gear ratio iH (for example, 0.5
) and the target primary pressure Pps is set to the highest level, the solenoid current ip becomes the smallest and the set pressure of the primary pressure control valve 60 is maximized, thereby controlling the primary pressure Pp to the highest level. . At this time, when the actual gear ratio i also follows the target gear ratio is and reaches the minimum gear ratio jH, from this point on, the target primary pressure Pps is set to the highest level by the oil pressure ratio Kp of the oil pressure ratio control system and the required primary pressure PPD. Therefore, the primary pressure pp is kept high to maintain the minimum gear ratio i.
一方、アクセル踏込み、または車速低下により目標変速
比ｉｓＯ値が大きくなると、変速圧力ΔＰｐの減算によ
り目標プライマリ圧Ｐｐｓは低いレベルになる。このた
め、ソレノイド電流１ｐは逆に増加して、プライマリ圧
制御弁６０で減圧によリプライマリ圧Ｐｐか低レベルに
制御されるのであり、これによりベルト２６は再びセカ
ンダリプーリ２５の方に移行してダウンシフトする。こ
のダウンシフトの場合も、実変速比ｉの増大に応じ油圧
比制御系で油圧比Ｋｐ、必要プライマリ圧ＰＰＤにより
目標プライマリ圧Ｐｐｓの値が減じ、実変速比ｉを維持
するのに必要なレベルにプライマリ圧Ｐｐか順次減少制
御される。On the other hand, when the target gear ratio isO value increases due to depression of the accelerator or a decrease in vehicle speed, the target primary pressure Pps becomes a low level due to subtraction of the shift pressure ΔPp. Therefore, the solenoid current 1p increases conversely, and the primary pressure control valve 60 reduces the pressure to control the reprimary pressure Pp to a low level, thereby causing the belt 26 to move toward the secondary pulley 25 again. downshift. In the case of this downshift as well, as the actual gear ratio i increases, the target primary pressure Pps is reduced by the oil pressure ratio Kp and the required primary pressure PPD in the hydraulic ratio control system to the level necessary to maintain the actual gear ratio i. The primary pressure Pp is sequentially controlled to decrease.
こうして、最大変速比］Ｌ＋最小変速比ｉＨの変速全域
で、油圧比制御系と流量制御系とによりプライマリ圧Ｐ
ｐが可変にされ、これに基づきアップシフトまたはダウ
ンシフトして変速制御されるのである。In this way, the primary pressure P
p is made variable, and based on this variable, the speed change is controlled by upshifting or downshifting.
一方、上述の変速制御による車両の停車または走行時に
、常に油温Ｔ。と共に粘性によるバルブのフリクション
の状態が変化するので、油温センサ１０１によりフリク
ションの状態が検出されている。そしてエンジン始動直
後のように油温Ｔ。か低い場合、ディザ印加部＋００に
よりソレノイド電流Ｉｓ、Ｉｐに振幅りの大きいディザ
が印加される。そこで、セカンダリ圧制御弁５０．プラ
イマリ制御井６０は、振幅りの大きい状態で振動しなが
らスプールを動作することになり、このためオイル粘性
によりフリクションが大きい状態でも滑らかな動作性が
確保され、ヒステリシスを低減する。On the other hand, when the vehicle is stopped or running under the above-mentioned speed change control, the oil temperature is always T. At the same time, the state of friction of the valve due to viscosity changes, so the state of friction is detected by the oil temperature sensor 101. And the oil temperature is T, as it is just after the engine starts. If the voltage is low, dither with a large amplitude is applied to the solenoid currents Is and Ip by the dither applying section +00. Therefore, the secondary pressure control valve 50. The primary control well 60 operates the spool while vibrating with a large amplitude, thus ensuring smooth operability even when friction is large due to oil viscosity and reducing hysteresis.
また油温Ｔ。が高くなると、ソレノイド電流Ｉｓ。Also oil temperature T. As the solenoid current Is increases.
Ｉｐに周波数Ｆの大きいディザが印加されるため、今度
はセカンダリ圧制御弁５０．プライマリ圧制御井６０が
高周波で振動しながらスプールを動作する。Since dither with a large frequency F is applied to Ip, the secondary pressure control valve 50. The primary pressure control well 60 operates the spool while vibrating at high frequency.
そこで、フリクションの小さい状態において油圧脈動が
生じることなく、滑らかな動作性と共にヒステリシスの
低減が図られる。こうして、常にバルブのヒステリシス
が効果的に低減されることで、セカンダリ圧制御弁５０
．プライマリ圧制御弁６０てはソレノイド電流Ｉｓ、
Ｉｐによりセカンダリ圧Ｐｓ、プライマリ圧Ｐｐが正
確に制御されることになる。Therefore, in a state where friction is small, hydraulic pulsation does not occur, and smooth operability and hysteresis are reduced. In this way, the hysteresis of the valve is effectively reduced at all times, so that the secondary pressure control valve 50
．． The primary pressure control valve 60 has a solenoid current Is,
The secondary pressure Ps and primary pressure Pp are accurately controlled by Ip.
以上、本発明の実施例について述べたが、アナログ的電
気信号の制御弁であればいずれの構造にも同様に適用し
得る。Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention can be similarly applied to any structure as long as it is an analog electric signal control valve.
以上述べてきたように、本発明によれば、無段変速機の
油圧制御系に電流制御等のセカンダリ圧制御弁、プライ
マリ圧制御弁を設け、ソレノイド電流等の電気信号にデ
ィザを印加する電子制御方式において、油温に対しディ
ザの周波数と振幅との２つの要素を可変にして対処する
ので、オイル粘性のスプールのフリクションに対するバ
ルブのヒステリシスを有効に低減することができ、制御
性等が向上し、振動騒音を低減し得る。As described above, according to the present invention, a secondary pressure control valve such as a current control valve and a primary pressure control valve are provided in the hydraulic control system of a continuously variable transmission, and an electronic control valve that applies dither to an electrical signal such as a solenoid current is provided. In the control method, the two elements of dither frequency and amplitude are made variable to deal with the oil temperature, so it is possible to effectively reduce valve hysteresis due to spool friction due to oil viscosity, improving controllability, etc. and can reduce vibration noise.
さらに、油温の低い場合はディザの振幅により、バルブ
ヒステリシス低減の効果か大きい。Furthermore, when the oil temperature is low, the effect of reducing valve hysteresis is large due to the dither amplitude.
また、油温の高い場合は主としてディザの周波数により
、油圧脈動を抑えながらバルブのヒステリシスを低減し
得る。Further, when the oil temperature is high, the hysteresis of the valve can be reduced while suppressing hydraulic pulsation mainly by the dither frequency.
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
電子制御系のブロック図、
第２図は無段変速機の駆動系と油圧制御系の全体構成図
、
第３図は油温に対するディザの周波数と振幅との関係を
示す図である。Fig. 1 is a block diagram of an electronic control system showing an embodiment of the control device for a continuously variable transmission of the present invention, Fig. 2 is an overall configuration diagram of the drive system and hydraulic control system of the continuously variable transmission, and Fig. 3 is FIG. 3 is a diagram showing the relationship between dither frequency and amplitude with respect to oil temperature.
Claims (2)
セカンダリ圧，プライマリ圧を制御する制御弁を設けた
制御系において、 上記電気信号にディザを加えるディザ印加手段を有し、 油温等の信号を上記ディザ印加手段に入力して、油温に
対しディザの周波数と振幅とを可変にすることを特徴と
する無段変速機の制御装置。(1) In a control system in which a hydraulic control system is provided with a control valve that controls at least secondary pressure and primary pressure using electrical signals such as current, the control system includes a dither applying means that applies dither to the electrical signal, and a signal such as oil temperature is provided. A control device for a continuously variable transmission, characterized in that the frequency and amplitude of the dither are made variable with respect to the oil temperature by inputting the dither to the dither applying means.
幅は油温に対し減少関数で定めることを特徴とする請求
項（１）記載の無段変速機の制御装置。(2) The control device for a continuously variable transmission according to claim (1), wherein the frequency of the dither is determined by an increasing function with respect to the oil temperature, and the amplitude is determined by a decreasing function with respect to the oil temperature.
Priority Applications (1)
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|---|---|---|---|
| JP2008718A JPH03213763A (en) | 1990-01-18 | 1990-01-18 | Control device for continuously variable transmission |
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| JP2008718A JPH03213763A (en) | 1990-01-18 | 1990-01-18 | Control device for continuously variable transmission |
Publications (1)
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| JPH03213763A true JPH03213763A (en) | 1991-09-19 |
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|---|---|---|---|
| JP2008718A Pending JPH03213763A (en) | 1990-01-18 | 1990-01-18 | Control device for continuously variable transmission |
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