JPH0413574B2 - - Google Patents
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- JPH0413574B2 JPH0413574B2 JP7146782A JP7146782A JPH0413574B2 JP H0413574 B2 JPH0413574 B2 JP H0413574B2 JP 7146782 A JP7146782 A JP 7146782A JP 7146782 A JP7146782 A JP 7146782A JP H0413574 B2 JPH0413574 B2 JP H0413574B2
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- Japan
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- flow rate
- line pressure
- control value
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- rate control
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- 230000001105 regulatory effect Effects 0.000 claims description 29
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 claims description 23
- 239000010720 hydraulic oil Substances 0.000 claims description 15
- 230000001276 controlling effect Effects 0.000 claims description 3
- 239000003921 oil Substances 0.000 description 17
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 14
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 8
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 5
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 description 3
- 230000004043 responsiveness Effects 0.000 description 3
- 101100263419 Saccharomyces cerevisiae (strain ATCC 204508 / S288c) VAM6 gene Proteins 0.000 description 1
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
- F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
産業上の利用分野
本発明は、車両用動力伝達装置として用いられ
るベルト式無段変速機の油圧制御装置に関するも
のである。
るベルト式無段変速機の油圧制御装置に関するも
のである。
従来の技術
本出願人は、先に、無段変速機を用いてエンジ
ンの全運転範囲にわたつて最小燃費で運転できる
車両用動力伝達装置を提案した。このような動力
伝達装置は、一般に、入力軸および出力軸に設け
られた入力側デイスクおよび出力側デイスクと、
それら入力側デイスクおよび出力側デイスクに巻
き掛けられたベルトとを備えたベルト式無段変速
機において、ライン圧調圧弁により所定のライン
圧に調圧された作動油が、前記入力側デイスクお
よび出力側デイスクの有効径を変更する一対の油
圧サーボ内のうちの一方へ流入する流入流量を流
量制御弁によつて調節することにより、前記ベル
ト式無段変速機の速度比変化速度が制御されるよ
うになつている。たとえば、エンジンを最小燃費
率曲線に沿つて作動させるように予め求められた
関係から実際のスロツトル弁開度および車速に基
づいて決定された目標値と実際のエンジン回転速
度或いは速度比とが一致するように速度比を変化
させる速度比制御においては、通常、目標値と実
際値との偏差の大きさに応じて速度比変化速度が
決定されるようになつている。
ンの全運転範囲にわたつて最小燃費で運転できる
車両用動力伝達装置を提案した。このような動力
伝達装置は、一般に、入力軸および出力軸に設け
られた入力側デイスクおよび出力側デイスクと、
それら入力側デイスクおよび出力側デイスクに巻
き掛けられたベルトとを備えたベルト式無段変速
機において、ライン圧調圧弁により所定のライン
圧に調圧された作動油が、前記入力側デイスクお
よび出力側デイスクの有効径を変更する一対の油
圧サーボ内のうちの一方へ流入する流入流量を流
量制御弁によつて調節することにより、前記ベル
ト式無段変速機の速度比変化速度が制御されるよ
うになつている。たとえば、エンジンを最小燃費
率曲線に沿つて作動させるように予め求められた
関係から実際のスロツトル弁開度および車速に基
づいて決定された目標値と実際のエンジン回転速
度或いは速度比とが一致するように速度比を変化
させる速度比制御においては、通常、目標値と実
際値との偏差の大きさに応じて速度比変化速度が
決定されるようになつている。
発明が解決すべき課題
ところで、上記流量制御弁によつて制御される
ことにより前記一対の油圧サーボ内のうちの一方
へ流入させられる作動油の流量Q1は、通常、次
式(1)により表わされる。
ことにより前記一対の油圧サーボ内のうちの一方
へ流入させられる作動油の流量Q1は、通常、次
式(1)により表わされる。
Q1=Vio√ …(1)
但し、Vioは流量制御弁に対する流量制御値
(電圧値)、ΔPは流量制御弁を通して作動油が流
通するときにその流量制御弁の両側で発生する差
圧である。
(電圧値)、ΔPは流量制御弁を通して作動油が流
通するときにその流量制御弁の両側で発生する差
圧である。
上記(1)式から明らかなように、上記差圧ΔPが
一定であれば、流量制御値Vioに対応した流量、
すなわち速度比変化速度が得られるが、実際に
は、前記ベルト式無段変速機の油圧制御装置のラ
イン圧は、ライン圧調圧弁によりベルトの張力を
制御するなどのためにラインが伝達トルクや実際
の速度比などに関連して変化させられる。このた
め、一定の流量制御値Vioであつても得られる速
度比変化速度がばらつくので、車両の走行条件に
よつては速度比制御の追従性或いは制御応答性が
低下する場合があつた。第13図は、一定の流量
制御値Vioに応じて一定の開度に維持されている
状態の流量制御弁において、ライン圧Plの値によ
り影響を受ける速度比変化速度の変化特性の一例
を示している。
一定であれば、流量制御値Vioに対応した流量、
すなわち速度比変化速度が得られるが、実際に
は、前記ベルト式無段変速機の油圧制御装置のラ
イン圧は、ライン圧調圧弁によりベルトの張力を
制御するなどのためにラインが伝達トルクや実際
の速度比などに関連して変化させられる。このた
め、一定の流量制御値Vioであつても得られる速
度比変化速度がばらつくので、車両の走行条件に
よつては速度比制御の追従性或いは制御応答性が
低下する場合があつた。第13図は、一定の流量
制御値Vioに応じて一定の開度に維持されている
状態の流量制御弁において、ライン圧Plの値によ
り影響を受ける速度比変化速度の変化特性の一例
を示している。
本発明は以上の事情を背景として為されたもの
であり、その目的とするところは、ライン圧調圧
弁の調圧作用によつて変動するライン圧によつ
て、速度比制御において流量制御弁による速度比
変化速度が影響されないようにしたベルト式無段
変速機の油圧制御装置を提供することにある。
であり、その目的とするところは、ライン圧調圧
弁の調圧作用によつて変動するライン圧によつ
て、速度比制御において流量制御弁による速度比
変化速度が影響されないようにしたベルト式無段
変速機の油圧制御装置を提供することにある。
課題を解決するための手段
かかる目的を達成するための本発明の要旨とす
るところは、入力軸および出力軸…流量制御値が
補正される」を、「入力軸および出力軸に設けら
れた入力側デイスクおよび出力側デイスクと、そ
れら入力側デイスクおよび出力側デイスクに巻き
掛けられたベルトとを備えたベルト式無段変速機
において、ライン圧調圧弁により所定のライン圧
に調圧された作動油が前記入力側デイスクおよび
出力側デイスクの有効径を変更する一対の油圧サ
ーボ内のうちの一方へ流入する流入流量を調節す
ることにより前記ベルト式無段変速機の速度比変
化速度を制御する流量制御弁と、制御目標値と実
際値との偏差に比例した変速比変化速度が得られ
るように前記流量制御弁を駆動するための流量制
御値を決定する比例制御手段とを備えたベルト式
無段変速機の油圧制御装置であつて、前記ライン
圧の変動に拘わらず前記流量制御値に対応した流
量が得られるように予め記憶された関係から、前
記ライン圧の実際値に基づいて、流量制御値を補
正する流量制御値補正手段を含むことにある。
るところは、入力軸および出力軸…流量制御値が
補正される」を、「入力軸および出力軸に設けら
れた入力側デイスクおよび出力側デイスクと、そ
れら入力側デイスクおよび出力側デイスクに巻き
掛けられたベルトとを備えたベルト式無段変速機
において、ライン圧調圧弁により所定のライン圧
に調圧された作動油が前記入力側デイスクおよび
出力側デイスクの有効径を変更する一対の油圧サ
ーボ内のうちの一方へ流入する流入流量を調節す
ることにより前記ベルト式無段変速機の速度比変
化速度を制御する流量制御弁と、制御目標値と実
際値との偏差に比例した変速比変化速度が得られ
るように前記流量制御弁を駆動するための流量制
御値を決定する比例制御手段とを備えたベルト式
無段変速機の油圧制御装置であつて、前記ライン
圧の変動に拘わらず前記流量制御値に対応した流
量が得られるように予め記憶された関係から、前
記ライン圧の実際値に基づいて、流量制御値を補
正する流量制御値補正手段を含むことにある。
作用および発明の効果
このようにすれば、流量制御値補正手段におい
て、ライン圧の変動に拘わらず流量制御値に対応
した流量が得られるように記憶された関係から、
前記ライン圧の実際値に基づいて、比例制御手段
により決定された流量制御値が補正されるので、
補正後の流量制御値を用いて流量制御弁が駆動さ
れると、前記流量制御弁においては、ライン圧の
変動に拘わらず流量制御値に対応した流量が得ら
れる。したがつて、車両の走行条件によつてライ
ン圧が変動することにより速度比制御の追従性或
いは制御応答性が低下することが解消されるので
ある。
て、ライン圧の変動に拘わらず流量制御値に対応
した流量が得られるように記憶された関係から、
前記ライン圧の実際値に基づいて、比例制御手段
により決定された流量制御値が補正されるので、
補正後の流量制御値を用いて流量制御弁が駆動さ
れると、前記流量制御弁においては、ライン圧の
変動に拘わらず流量制御値に対応した流量が得ら
れる。したがつて、車両の走行条件によつてライ
ン圧が変動することにより速度比制御の追従性或
いは制御応答性が低下することが解消されるので
ある。
実施例
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細
に説明する。
に説明する。
第2図には、機関回転速度軸と機関出力トルク
軸との二次元座標において、等燃費率線(実線、
単位はg/PS・h)および等馬力線(破線、単
位はPS)が示されている。図において、一点鎖
線はスロツトル弁が全開状態である場合の特性で
あり、機関の運転限界である。また、A線は各出
力馬力において最小燃費率となる点を結んだ線で
あり、従来の変速機では、B線に沿つてエンジン
が作動させられていたので、燃費率が充分に得ら
れなかつたのである。本実施例の動力伝達装置で
は、加速ペダルの操作量、すなわちスロツトル弁
開度の函数として機関の要求馬力を設定し、各要
求馬力において機関回転速度および機関出力トル
クがA線上に位置するように機関が運転される。
上記機関回転速度Nioは、無段変速機(以下、
CVTという)の速度比の変更によつて制御され、
機関出力トルクは吸気系スロツトル開度の変更に
より制御される。加速ペダルの踏み込み量の増大
につれて要求馬力も増大するものとして前記函数
は決定される。
軸との二次元座標において、等燃費率線(実線、
単位はg/PS・h)および等馬力線(破線、単
位はPS)が示されている。図において、一点鎖
線はスロツトル弁が全開状態である場合の特性で
あり、機関の運転限界である。また、A線は各出
力馬力において最小燃費率となる点を結んだ線で
あり、従来の変速機では、B線に沿つてエンジン
が作動させられていたので、燃費率が充分に得ら
れなかつたのである。本実施例の動力伝達装置で
は、加速ペダルの操作量、すなわちスロツトル弁
開度の函数として機関の要求馬力を設定し、各要
求馬力において機関回転速度および機関出力トル
クがA線上に位置するように機関が運転される。
上記機関回転速度Nioは、無段変速機(以下、
CVTという)の速度比の変更によつて制御され、
機関出力トルクは吸気系スロツトル開度の変更に
より制御される。加速ペダルの踏み込み量の増大
につれて要求馬力も増大するものとして前記函数
は決定される。
第3図において、内燃機関1の出力軸2はクラ
ツチ3を介してCVT4の入力軸5へ接続されて
おり、その入力軸5と平行に出力軸6が配設され
ている。入力軸5および出力軸6には、入力側固
定デイスク7および出力側固定デイスク9がそれ
ぞれ固定される一方、入力側可動デイスク8およ
び出力側可動デイスク10がスプライン嵌合など
によつて相対回転不能且つ軸線方向へ移動可能に
設けられている。なお、入力側可動デイスク8に
推力を付与するための油圧サーボの受圧面積は出
力側可動デイスク10に推力を付与するための油
圧サーボの受圧面積よりも大きくされ、また、入
力軸5および出力軸6の軸方向において、入力側
固定デイスク7に対する入力側可動デイスク8の
位置は、出力側固定デイスク9に対する出力側可
動デイスク10の位置と反対とされている。固定
デイスク7および9および可動デイスク8および
10の対向面は、外周側へ向かう程相互に離隔す
る円錐面に形成されており、それらの間に形成さ
れたV溝には、動力を伝達するためのベルト11
が巻き掛けられている。したがつて、上記入力側
可動デイスク8に推力を付与するための油圧サー
ボ、および出力側可動デイスク10に推力を付与
するための油圧サーボに作用する油圧が変更され
るに伴つてCVT4の速度比e(=出力軸6の回転
速度/入力軸5の回転速度)が変化させられるよ
うになつている。
ツチ3を介してCVT4の入力軸5へ接続されて
おり、その入力軸5と平行に出力軸6が配設され
ている。入力軸5および出力軸6には、入力側固
定デイスク7および出力側固定デイスク9がそれ
ぞれ固定される一方、入力側可動デイスク8およ
び出力側可動デイスク10がスプライン嵌合など
によつて相対回転不能且つ軸線方向へ移動可能に
設けられている。なお、入力側可動デイスク8に
推力を付与するための油圧サーボの受圧面積は出
力側可動デイスク10に推力を付与するための油
圧サーボの受圧面積よりも大きくされ、また、入
力軸5および出力軸6の軸方向において、入力側
固定デイスク7に対する入力側可動デイスク8の
位置は、出力側固定デイスク9に対する出力側可
動デイスク10の位置と反対とされている。固定
デイスク7および9および可動デイスク8および
10の対向面は、外周側へ向かう程相互に離隔す
る円錐面に形成されており、それらの間に形成さ
れたV溝には、動力を伝達するためのベルト11
が巻き掛けられている。したがつて、上記入力側
可動デイスク8に推力を付与するための油圧サー
ボ、および出力側可動デイスク10に推力を付与
するための油圧サーボに作用する油圧が変更され
るに伴つてCVT4の速度比e(=出力軸6の回転
速度/入力軸5の回転速度)が変化させられるよ
うになつている。
上記CVT4の出力軸6から出力された回転力
は、図示しない前後進切換装置および差動歯車装
置を介して駆動輪へ伝達される。
は、図示しない前後進切換装置および差動歯車装
置を介して駆動輪へ伝達される。
トルクセンサ15は入力軸5における捩じり応
力または捩角度の変化から入力軸5のトルク、す
なわち内燃機関1の出力トルクTeを検出する。
加速ペダルセンサ16は運転者の足17によつて
踏み込まれる加速ペダル18の踏み込み量を検出
する。内燃機関1の吸気スロツトルの開度はスロ
ツトルアクチユエータ19により制御される。入
力側および出力側回転角センサ20,21はそれ
ぞれデイスク7,10の回転角、すなわち回転数
を検出する。ライン圧調圧弁24はオイルポンプ
25によりリザーバタンク26から油路27を介
して送られてくる作動油の油路28へのリリーフ
流量Qrを制御することによりライン油路29の
ライン圧Plを調圧する。出力側可動デイスク10
の油圧サーボにはライン油路29を介してライン
圧Plが常時供給されている。流量制御弁30は入
力側可動デイスク8の油圧サーボへの作動油流入
量およびその油圧サーボからの作動油流出量を制
御する。たとえば、CVT4の速度比eを一定に
維持する場合には、ライン油路29から分岐する
ライン油路31およびドレン油路32と油路33
との間をそれぞれ遮断することにより、入力側可
動デイスク8の軸線方向の位置を一定に維持す
る。CVT4の速度比eを増大する場合(増速変
速の場合)には、ライン油路31から油路33へ
の作動油流入量Q1を増大させて入力側可動デイ
スク8の油圧サーボの推力を大きくし、反対に、
CVT4の速度比eを減少する場合(減速変速の
場合)には、油路33からドレン油路32への作
動油流出量を増大させて入力側可動デイスク8の
油圧サーボの推力を小さくする。油路33におけ
る油圧はライン圧Pl以下であるが、入力側可動デ
イスク8の油圧サーボの受圧面積が出力側に比較
して相対的に大きくされているので、入力側可動
デイスク8の油圧サーボの推力を出力側よりも大
きくすることが可能である。
力または捩角度の変化から入力軸5のトルク、す
なわち内燃機関1の出力トルクTeを検出する。
加速ペダルセンサ16は運転者の足17によつて
踏み込まれる加速ペダル18の踏み込み量を検出
する。内燃機関1の吸気スロツトルの開度はスロ
ツトルアクチユエータ19により制御される。入
力側および出力側回転角センサ20,21はそれ
ぞれデイスク7,10の回転角、すなわち回転数
を検出する。ライン圧調圧弁24はオイルポンプ
25によりリザーバタンク26から油路27を介
して送られてくる作動油の油路28へのリリーフ
流量Qrを制御することによりライン油路29の
ライン圧Plを調圧する。出力側可動デイスク10
の油圧サーボにはライン油路29を介してライン
圧Plが常時供給されている。流量制御弁30は入
力側可動デイスク8の油圧サーボへの作動油流入
量およびその油圧サーボからの作動油流出量を制
御する。たとえば、CVT4の速度比eを一定に
維持する場合には、ライン油路29から分岐する
ライン油路31およびドレン油路32と油路33
との間をそれぞれ遮断することにより、入力側可
動デイスク8の軸線方向の位置を一定に維持す
る。CVT4の速度比eを増大する場合(増速変
速の場合)には、ライン油路31から油路33へ
の作動油流入量Q1を増大させて入力側可動デイ
スク8の油圧サーボの推力を大きくし、反対に、
CVT4の速度比eを減少する場合(減速変速の
場合)には、油路33からドレン油路32への作
動油流出量を増大させて入力側可動デイスク8の
油圧サーボの推力を小さくする。油路33におけ
る油圧はライン圧Pl以下であるが、入力側可動デ
イスク8の油圧サーボの受圧面積が出力側に比較
して相対的に大きくされているので、入力側可動
デイスク8の油圧サーボの推力を出力側よりも大
きくすることが可能である。
電子制御装置38は、アドレスデータバス39
により互いに接続されているD/A変換器40、
入力インターフエース41、A/D変換器42、
CPU43、RAM44、ROM45を含んでいる。
トルクセンタ15および加速ペダルセンサ16の
アナログ出力はA/D変換器42へ送られ、回転
角センサ20,21のパルスは入力インターフエ
ース41へ送られる。スロツトルアクチユエータ
19、流量制御弁30、およびライン圧調圧弁2
4への出力はD/A変換器40からそれぞれ増幅
器49,50,51を介して出力される。
により互いに接続されているD/A変換器40、
入力インターフエース41、A/D変換器42、
CPU43、RAM44、ROM45を含んでいる。
トルクセンタ15および加速ペダルセンサ16の
アナログ出力はA/D変換器42へ送られ、回転
角センサ20,21のパルスは入力インターフエ
ース41へ送られる。スロツトルアクチユエータ
19、流量制御弁30、およびライン圧調圧弁2
4への出力はD/A変換器40からそれぞれ増幅
器49,50,51を介して出力される。
第4図は、スロツトルアクチユエータ19用増
幅器49の入力電圧と出力電流との関係を示して
いる。第5図は、スロツトルアクチユエータ19
の入力電流と吸気系スロツトル開度との関係を示
している。これにより、増幅器49の入力電圧に
比例してスロツトル開度が増大する。第6図は、
流量制御弁30用増幅器50の入力電圧と出力電
流との関係を示し、第7図は流量制御弁30の入
力電流とCVT4の入力側油圧サーボへの供給流
量との関係を示している。このことから明らかな
ように、流量制御弁30を挟む油路間の差圧が一
定であれば、増幅器50の入力電圧Vioの大きさ
に比例した速度で速度比eが変化する。
幅器49の入力電圧と出力電流との関係を示して
いる。第5図は、スロツトルアクチユエータ19
の入力電流と吸気系スロツトル開度との関係を示
している。これにより、増幅器49の入力電圧に
比例してスロツトル開度が増大する。第6図は、
流量制御弁30用増幅器50の入力電圧と出力電
流との関係を示し、第7図は流量制御弁30の入
力電流とCVT4の入力側油圧サーボへの供給流
量との関係を示している。このことから明らかな
ように、流量制御弁30を挟む油路間の差圧が一
定であれば、増幅器50の入力電圧Vioの大きさ
に比例した速度で速度比eが変化する。
第8図は、ライン圧調圧弁24用増幅器51の
入力電圧と出力電流との関係を示し、第9図はラ
イン圧調圧弁24の入力電流とライン圧Plとの関
係を示している。このことから明らかなように、
増幅器51の入力電圧Vputの大きさに比例してラ
イン圧Plが変化する。なお、ライン圧調圧弁24
の入力電圧が零であつても、ライン圧Plは所定の
値Pl1(Pl1≠1)に維持されるので、断線や電子
制御装置38に故障が発生しても、可動デイスク
8,10の油圧サーボへ作動油が供給され、
CVT4における最小限のトルク伝達が確保され
るようになつている。
入力電圧と出力電流との関係を示し、第9図はラ
イン圧調圧弁24の入力電流とライン圧Plとの関
係を示している。このことから明らかなように、
増幅器51の入力電圧Vputの大きさに比例してラ
イン圧Plが変化する。なお、ライン圧調圧弁24
の入力電圧が零であつても、ライン圧Plは所定の
値Pl1(Pl1≠1)に維持されるので、断線や電子
制御装置38に故障が発生しても、可動デイスク
8,10の油圧サーボへ作動油が供給され、
CVT4における最小限のトルク伝達が確保され
るようになつている。
第10図は、本実施例のブロツク線図である。
この図を説明する前に、本実施例の技術思想を説
明する。
この図を説明する前に、本実施例の技術思想を説
明する。
流量制御弁30の制御流量Q1に関しては、前
記(1)式から次式(2)が成立する。
記(1)式から次式(2)が成立する。
Q1=K・Vio・f(Vput) …(2)
但し、Kは定数である。
上記補正函数f(Vput)の具体的な式は、CVT
4の力学的特性および摩擦特性にしたがつて定ま
る。
4の力学的特性および摩擦特性にしたがつて定ま
る。
ここで、一定の流量制御値Vioに対応して流量
制御弁30の開度が一定であつても、ライン圧Pl
が高められると、(1)式の差圧ΔPlが大きくなつて
制御流量Q1が増大させられ、反対にライン圧Pl
が低められると、(1)式の差圧ΔPlが小さくなつて
制御流量Q1が減少させられることから、従来で
は、一定の流量制御値Vioに対応する制御流量Q1
が得られなかつた。しかし、本実施例では、基準
値として予め定められた一定の標準ライン圧Pml
に対して実際のライン圧Plのずれている割合(ず
れ比)mを用いて流量制御値Vioを補正し、補正
後の流量制御値Vioを出力することにより、当初
の流量制御値Vioに対応した制御流量Q1が得られ
るようになつている。
制御弁30の開度が一定であつても、ライン圧Pl
が高められると、(1)式の差圧ΔPlが大きくなつて
制御流量Q1が増大させられ、反対にライン圧Pl
が低められると、(1)式の差圧ΔPlが小さくなつて
制御流量Q1が減少させられることから、従来で
は、一定の流量制御値Vioに対応する制御流量Q1
が得られなかつた。しかし、本実施例では、基準
値として予め定められた一定の標準ライン圧Pml
に対して実際のライン圧Plのずれている割合(ず
れ比)mを用いて流量制御値Vioを補正し、補正
後の流量制御値Vioを出力することにより、当初
の流量制御値Vioに対応した制御流量Q1が得られ
るようになつている。
すなわち、本実施例では、一定の標準ライン圧
Pmlに対する実際のライン圧Plのずれ割合(ずれ
比)mを次式(3)のように定義し、前記補正函数f
(Vput)を1/mとすることにより、前記制御流
量Q1は(4)式によつて表される。ここで、ライン
圧調圧弁24へ供給されることによつて結果的に
ライン圧を近似的に表す圧力制御値Vputのうち、
上記標準ライン圧Pmlを発生させるためにライン
圧調圧弁24へ供給される圧力制御値をVnputと
すると、(3)式に示すように、近似的にはずれ割合
mはVput/Vnputにより表される。したがつて、
(4)式から明らかなように、制御流量Q1に対して
は、Vputが積の形態で関与することになる。
Pmlに対する実際のライン圧Plのずれ割合(ずれ
比)mを次式(3)のように定義し、前記補正函数f
(Vput)を1/mとすることにより、前記制御流
量Q1は(4)式によつて表される。ここで、ライン
圧調圧弁24へ供給されることによつて結果的に
ライン圧を近似的に表す圧力制御値Vputのうち、
上記標準ライン圧Pmlを発生させるためにライン
圧調圧弁24へ供給される圧力制御値をVnputと
すると、(3)式に示すように、近似的にはずれ割合
mはVput/Vnputにより表される。したがつて、
(4)式から明らかなように、制御流量Q1に対して
は、Vputが積の形態で関与することになる。
m=Pl/Pml≒Vput/Vnput …(3)
Q1=K・Vio/m …(4)
上記の(4)式の右辺から明らかなように、Vio/
mを新たなVioとすることにより、換言すれば、
mにて除算補正したVioを用いることにより、電
動トルクや実際の速度比eに従つて調節されるラ
イン圧Plの変動に拘わらず、流量制御値Vioに対
応した制御流量Q1が得られる。従つて、速度比
変化速度を制御するための流量制御値Vioは、次
式(5)に従つて決定される。(5)式の右辺における
1/mは、Vioを補正するためのものである。
mを新たなVioとすることにより、換言すれば、
mにて除算補正したVioを用いることにより、電
動トルクや実際の速度比eに従つて調節されるラ
イン圧Plの変動に拘わらず、流量制御値Vioに対
応した制御流量Q1が得られる。従つて、速度比
変化速度を制御するための流量制御値Vioは、次
式(5)に従つて決定される。(5)式の右辺における
1/mは、Vioを補正するためのものである。
Vio=K1(N′io−Nio)/m …(5)
一方、ライン圧調圧弁24は、そのリリーフ流
量Qrを変化させることによりライン圧Plを調圧
するものであるが、そのリリーフ流量Qrが常用
の範囲よりも小さくなるほど、第11図に示すよ
うに、圧力制御値Vputとそれによつて設定され且
つ調圧維持されるライン圧Plとの関係がずれて、
得られるライン圧Plが低くなることが避けられな
い。上記ライン圧調圧弁24から流量制御弁30
や油圧サーボへの出力流量Q2は、次式(6)に示さ
れるように、 Q2=Qp−Qr …(6) ポンプ25から供給される作動油流量が、Qpか
らオイルリザーバタンク26への戻し流量、換言
すればライン圧調圧弁24のリリーフ流量Qrを
差し引いた流量であるから、たとえば速度比eを
急速に増速側へ変化させるために、ライン油路3
1内の作動油が入力側可動デイスク8の油圧サー
ボ内へ急速に流入させられた場合には、前記リリ
ーフ流量Qrが大幅に少なくされることにより、
従来では、ライン圧が圧力制御値Vputに対応した
値に維持され得なかつた。第12図にはその一例
が示されている。速度比制御における目標回転速
度N′ioと入力軸5の実際の回転速度Nioとの偏差
ΔNioが急激に大きくなつてライン圧調圧弁24
の出力流量Q2が急速に増量させられたとき、リ
リーフ流量Qrが大幅に少なくされるので、破線
の右側に示すように、実線に示されるライン圧Pl
は、1点鎖線に示すように圧力制御値Vputに対応
した本来のライン圧Plに対してΔPlだけ低下する
のである。
量Qrを変化させることによりライン圧Plを調圧
するものであるが、そのリリーフ流量Qrが常用
の範囲よりも小さくなるほど、第11図に示すよ
うに、圧力制御値Vputとそれによつて設定され且
つ調圧維持されるライン圧Plとの関係がずれて、
得られるライン圧Plが低くなることが避けられな
い。上記ライン圧調圧弁24から流量制御弁30
や油圧サーボへの出力流量Q2は、次式(6)に示さ
れるように、 Q2=Qp−Qr …(6) ポンプ25から供給される作動油流量が、Qpか
らオイルリザーバタンク26への戻し流量、換言
すればライン圧調圧弁24のリリーフ流量Qrを
差し引いた流量であるから、たとえば速度比eを
急速に増速側へ変化させるために、ライン油路3
1内の作動油が入力側可動デイスク8の油圧サー
ボ内へ急速に流入させられた場合には、前記リリ
ーフ流量Qrが大幅に少なくされることにより、
従来では、ライン圧が圧力制御値Vputに対応した
値に維持され得なかつた。第12図にはその一例
が示されている。速度比制御における目標回転速
度N′ioと入力軸5の実際の回転速度Nioとの偏差
ΔNioが急激に大きくなつてライン圧調圧弁24
の出力流量Q2が急速に増量させられたとき、リ
リーフ流量Qrが大幅に少なくされるので、破線
の右側に示すように、実線に示されるライン圧Pl
は、1点鎖線に示すように圧力制御値Vputに対応
した本来のライン圧Plに対してΔPlだけ低下する
のである。
しかし、本実施例では、ライン圧制御値Vputを
(7)式を用いて算出することにより、上記圧力低下
ΔPlが解消されるようになつている。
(7)式を用いて算出することにより、上記圧力低下
ΔPlが解消されるようになつている。
Vput=K2・Te・Nio/Nput+K3・Vio …(7)
すなわち、上記(7)式において、その右辺第2項
は、流量制御弁30における略実際の制御流量
Q1に対応した流量制御値Vioに比例する項である
ので、入力側可動デイスク8の油圧サーボへ流入
する制御流量Q1が増大する程、換言すればライ
ン圧調圧弁24のリリーフ流量Qrが減少する程、
流量制御値Vioを増量補正する。たとえば、流量
制御弁30を通して入力側可動デイスク8側油圧
サーボ内へ大量に作動油が流入することにより両
油圧サーボ径の差に基づいて作動油が消費され、
ライン圧調圧弁24のリリーフ流量Qrが減少す
ることにより第11図に従つて設定値(流量制御
値Vioに対応する圧力値)から低くずれても、そ
のずれを補償できるように(7)式に従つて流量制御
値Vioが補正される。このため、補正後の流量制
御値Vioに従つて流量制御弁30を駆動すること
により、当初の流量制御値Vioに対応したライン
圧が得られるのである。
は、流量制御弁30における略実際の制御流量
Q1に対応した流量制御値Vioに比例する項である
ので、入力側可動デイスク8の油圧サーボへ流入
する制御流量Q1が増大する程、換言すればライ
ン圧調圧弁24のリリーフ流量Qrが減少する程、
流量制御値Vioを増量補正する。たとえば、流量
制御弁30を通して入力側可動デイスク8側油圧
サーボ内へ大量に作動油が流入することにより両
油圧サーボ径の差に基づいて作動油が消費され、
ライン圧調圧弁24のリリーフ流量Qrが減少す
ることにより第11図に従つて設定値(流量制御
値Vioに対応する圧力値)から低くずれても、そ
のずれを補償できるように(7)式に従つて流量制御
値Vioが補正される。このため、補正後の流量制
御値Vioに従つて流量制御弁30を駆動すること
により、当初の流量制御値Vioに対応したライン
圧が得られるのである。
第10図のブロツク線図は主として前記電子制
御装置38の機能を示している。図において、プ
ロツク55においては加速ペダルの踏込量Xaccが
要求馬力、すなわち、目標出力馬力PS′に換算さ
れる。要求馬力PS′は踏込量Xaccの増大に伴つて
増大するようなXaccの函数である。ブロツク56
では、要求馬力PS′を最小燃費率にて実現するた
めに予め求められた関係から実際の要求馬力PS′
に基づいて機関1の目標回転速度、すなわち入力
軸5の目標回転速度Nio′へ変換される。上記要求
馬力PS′と目標回転速度Nio′との関係は第2図の
A線で示されるものである。すなわち要求馬力
PS′を最小燃費率で得ることができる機関回転速
度が目標回転速度である。ブロツク57では、目
標回転速度Nio′と実際の回転速度Nioとの偏差
(Nio′−Nio)が求められる。そして、ブロツク5
8のフイードバツクゲインでは、上記偏差
(Nio′−Nio)が速やかに解消されるように、流量
制御値Vioが前記(5)式から算出される。この(5)式
は、流量制御値Vioを補正するためのずれ値mを
含んでいるから、この(5)式にて得られた補正後の
流量制御値Vioを用いることにより、実際の回転
速度Nioを目標回転速度Nio′と速やかに一致させ
るための制御流量Q1がライン圧Plに関係なく確
保される。本実施例では、上記ブロツク58は、
前記(5)式に従つて、制御偏差(Nio′−Nio)に比
例した流量制御値を算出すると同時に、その流量
制御値をずれ割合mで補正するものであるから、
本実施例では、制御偏差(Nio′−Nio)に比例し
た流量制御値を決定するための比例制御手段と、
流量制御値を補正するための流量制御値補正手段
とに対応している。
御装置38の機能を示している。図において、プ
ロツク55においては加速ペダルの踏込量Xaccが
要求馬力、すなわち、目標出力馬力PS′に換算さ
れる。要求馬力PS′は踏込量Xaccの増大に伴つて
増大するようなXaccの函数である。ブロツク56
では、要求馬力PS′を最小燃費率にて実現するた
めに予め求められた関係から実際の要求馬力PS′
に基づいて機関1の目標回転速度、すなわち入力
軸5の目標回転速度Nio′へ変換される。上記要求
馬力PS′と目標回転速度Nio′との関係は第2図の
A線で示されるものである。すなわち要求馬力
PS′を最小燃費率で得ることができる機関回転速
度が目標回転速度である。ブロツク57では、目
標回転速度Nio′と実際の回転速度Nioとの偏差
(Nio′−Nio)が求められる。そして、ブロツク5
8のフイードバツクゲインでは、上記偏差
(Nio′−Nio)が速やかに解消されるように、流量
制御値Vioが前記(5)式から算出される。この(5)式
は、流量制御値Vioを補正するためのずれ値mを
含んでいるから、この(5)式にて得られた補正後の
流量制御値Vioを用いることにより、実際の回転
速度Nioを目標回転速度Nio′と速やかに一致させ
るための制御流量Q1がライン圧Plに関係なく確
保される。本実施例では、上記ブロツク58は、
前記(5)式に従つて、制御偏差(Nio′−Nio)に比
例した流量制御値を算出すると同時に、その流量
制御値をずれ割合mで補正するものであるから、
本実施例では、制御偏差(Nio′−Nio)に比例し
た流量制御値を決定するための比例制御手段と、
流量制御値を補正するための流量制御値補正手段
とに対応している。
一方、ブロツク61では、前記(7)式から実際の
出力トルクTe、入力軸回転速度Nio、出力軸回転
速度Nput、および(5)式で求められた流量制御値
Vioに基づいてライン圧制御値Vputが算出される。
この(7)式には、ライン圧制御値Vputの補正項(右
辺第2項)が含まれているから、この(7)式にて求
められた補正後の流量制御値Vioにより、ライン
圧Plが油圧サーボへの流入流量Q1に拘わらず安
定に維持される。本実施例では、上記ブロツク6
1がライン圧制御値Vputを補正するためのライン
圧制御値補正手段に対応している。
出力トルクTe、入力軸回転速度Nio、出力軸回転
速度Nput、および(5)式で求められた流量制御値
Vioに基づいてライン圧制御値Vputが算出される。
この(7)式には、ライン圧制御値Vputの補正項(右
辺第2項)が含まれているから、この(7)式にて求
められた補正後の流量制御値Vioにより、ライン
圧Plが油圧サーボへの流入流量Q1に拘わらず安
定に維持される。本実施例では、上記ブロツク6
1がライン圧制御値Vputを補正するためのライン
圧制御値補正手段に対応している。
なお、第10図において、VioおよびVputは、
流量制御弁用増幅器50およびライン圧調圧弁用
増幅器51において増幅されるので、流量制御弁
30およびライン圧調圧弁24へ出力される実際
の電圧は、定数倍となる。したがつて、それら流
量制御弁用増幅器50およびライン圧調圧弁用増
幅器51の利得を(5)式および(7)式のK1,K2,K3
に掛けた値を改めてK1,K2,K3と定義すること
により、(5)式および(7)式のVioおよびVputを流量
制御弁30およびライン圧調圧弁24への実際の
出力電圧とすることができる。
流量制御弁用増幅器50およびライン圧調圧弁用
増幅器51において増幅されるので、流量制御弁
30およびライン圧調圧弁24へ出力される実際
の電圧は、定数倍となる。したがつて、それら流
量制御弁用増幅器50およびライン圧調圧弁用増
幅器51の利得を(5)式および(7)式のK1,K2,K3
に掛けた値を改めてK1,K2,K3と定義すること
により、(5)式および(7)式のVioおよびVputを流量
制御弁30およびライン圧調圧弁24への実際の
出力電圧とすることができる。
第1図は、第10図のブロツク線図に示す機能
を備えた電子制御装置38の作動を説明するフロ
ーチヤートである。図において、ステツプ66で
は、加速ペダルセンサ16からの入力から加速ペ
ダル18の踏込量Xaccが検出され、その踏込量
Xaccに対応した目標出力馬力PS′が算出される。
続くステツプ67では、目標出力馬力PS′から目
標回転速度Nio′(=機関1の目標回転速度)が算
出され、ステツプ67′では、制御偏差ε(=
Nio′−Nio)が算出され、そして、ステツプ68
では、実際のライン圧Plの一定の標準ライン圧
Pmlに対するずれ割合mが(3)式から算出される。
このとき、上記一定の標準ライン圧Pmlを発生さ
せるための予め記憶されたVnputと、前回のサイ
クルにおいて算出されたVputとが採用される。こ
の前回のサイクルにおいて算出されたVputは、補
正されてはいるが、実際のライン圧に略対応して
いる。ステツプ69では、(5)式から上記ずれ割合
mに基づいて流量制御値Vioが算出される。そし
て、ステツプ70において、エンジン1の出力ト
ルクTeおよび出力軸回転速度Nputが読み込まれ
た後、ステツプS71において、前記(7)式に従つ
てライン圧制御値Vputが算出される。
を備えた電子制御装置38の作動を説明するフロ
ーチヤートである。図において、ステツプ66で
は、加速ペダルセンサ16からの入力から加速ペ
ダル18の踏込量Xaccが検出され、その踏込量
Xaccに対応した目標出力馬力PS′が算出される。
続くステツプ67では、目標出力馬力PS′から目
標回転速度Nio′(=機関1の目標回転速度)が算
出され、ステツプ67′では、制御偏差ε(=
Nio′−Nio)が算出され、そして、ステツプ68
では、実際のライン圧Plの一定の標準ライン圧
Pmlに対するずれ割合mが(3)式から算出される。
このとき、上記一定の標準ライン圧Pmlを発生さ
せるための予め記憶されたVnputと、前回のサイ
クルにおいて算出されたVputとが採用される。こ
の前回のサイクルにおいて算出されたVputは、補
正されてはいるが、実際のライン圧に略対応して
いる。ステツプ69では、(5)式から上記ずれ割合
mに基づいて流量制御値Vioが算出される。そし
て、ステツプ70において、エンジン1の出力ト
ルクTeおよび出力軸回転速度Nputが読み込まれ
た後、ステツプS71において、前記(7)式に従つ
てライン圧制御値Vputが算出される。
上述のように、本実施例によれば、ライン圧Pl
の変動に拘わらず流量制御弁30を駆動するため
の流量制御値Vioに対応した流量が得られるよう
に予め求められた関係(5)式から、実際のライン圧
Plの標準ライン圧Pmlに対するずれ割合m(=
Vput/Vnput)に基づいて、流量制御値Vioが補正
されるので、補正後の流量制御値Vioを用いて流
量制御弁30が駆動されると、その流量制御弁3
0においては、ライン圧Plの変動に拘わらず流量
制御値Vioに対応した流量Q1が得られる。したが
つて、車両の走行条件によつてライン圧Plが変動
することにより速度比制御の追従性或いは制御応
答性が低下することが解消されるのである。
の変動に拘わらず流量制御弁30を駆動するため
の流量制御値Vioに対応した流量が得られるよう
に予め求められた関係(5)式から、実際のライン圧
Plの標準ライン圧Pmlに対するずれ割合m(=
Vput/Vnput)に基づいて、流量制御値Vioが補正
されるので、補正後の流量制御値Vioを用いて流
量制御弁30が駆動されると、その流量制御弁3
0においては、ライン圧Plの変動に拘わらず流量
制御値Vioに対応した流量Q1が得られる。したが
つて、車両の走行条件によつてライン圧Plが変動
することにより速度比制御の追従性或いは制御応
答性が低下することが解消されるのである。
また、本実施例によれば、前記(7)式から実際の
出力トルクTe、入力軸回転速度Nio、出力軸回転
速度Nput、および(5)式で求められた流量制御値
Vioに基づいてライン圧制御値Vputが算出される。
この(7)式には、ライン圧制御値Vputの補正項(右
辺第2項)が含まれているから、この(7)式にて求
められた補正後のライン圧制御値Vputにより、ラ
イン圧Plが油圧サーボへの流入流量Q1に拘わら
ず安定に維持される。たとえば、流量制御弁30
を通して入力側可動デイスク8側油圧サーボ内へ
大量に作動油が流入することにより両油圧サーボ
径の差に基づいて作動油が消費され、ライン圧調
圧弁24のリリーフ流量Qrが減少することによ
り第11図に従つて設定値(ライン圧制御値Vput
に対応する圧力値)から低くずれても、そのずれ
を補償できるように(7)式に従つてライン圧制御値
Vputが補正される。このため、補正後のライン圧
制御値Vputに従つてライン圧調圧弁24を駆動す
ることにより、当初のライン圧制御値Vputに対応
したライン圧が得られるのである。
出力トルクTe、入力軸回転速度Nio、出力軸回転
速度Nput、および(5)式で求められた流量制御値
Vioに基づいてライン圧制御値Vputが算出される。
この(7)式には、ライン圧制御値Vputの補正項(右
辺第2項)が含まれているから、この(7)式にて求
められた補正後のライン圧制御値Vputにより、ラ
イン圧Plが油圧サーボへの流入流量Q1に拘わら
ず安定に維持される。たとえば、流量制御弁30
を通して入力側可動デイスク8側油圧サーボ内へ
大量に作動油が流入することにより両油圧サーボ
径の差に基づいて作動油が消費され、ライン圧調
圧弁24のリリーフ流量Qrが減少することによ
り第11図に従つて設定値(ライン圧制御値Vput
に対応する圧力値)から低くずれても、そのずれ
を補償できるように(7)式に従つてライン圧制御値
Vputが補正される。このため、補正後のライン圧
制御値Vputに従つてライン圧調圧弁24を駆動す
ることにより、当初のライン圧制御値Vputに対応
したライン圧が得られるのである。
なお、前述の実施例の(5)式においては、流量制
御値Vioがライン圧Plに対応したライン圧制御値
Vputを用いて補正されていたが、実際のライン圧
を表す他の量が用いられてもよいのである。
御値Vioがライン圧Plに対応したライン圧制御値
Vputを用いて補正されていたが、実際のライン圧
を表す他の量が用いられてもよいのである。
第1図は、第3図の一実施例における電子制御
装置の作動を説明するフローチヤートである。第
2図は、機関の回転速度軸および出力トルク軸の
二次元座標において等馬力線および等燃費率線を
示す図である。第3図は、本発明の一実施例を備
えた車両用動力伝達装置の構成を示すブロツク線
図である。第4図はスロツトルアクチユエータ用
増幅器の入出力特性を示す図、第5図はスロツト
ルアクチユエータの入力とスロツトル開度との関
係を示す図である。第6図は流量制御弁用増幅器
の入出力特性を示す図、第7図は流量制御弁の入
力とCVTの速度比との関係を示す図である。第
8図はライン圧調圧弁用増幅器の入出力特性を示
す図、第9図はライン圧調圧弁の入出力特性を示
す図である。第10図および第11図は、第3図
の実施例における電子制御装置の機能ブロツク線
図、および作動を示すフローチヤートである。第
12図は、従来のライン圧低下現象を説明するタ
イムチヤートである。第13図は、従来の装置に
おける速度比変化速度とライン圧との関係を示す
図である。 4……CVT(無段変速機)、5……入力軸、6
……出力軸、7……入力側固定デイスク、8……
入力側可動デイスク、9……出力側固定デイス
ク、10……出力側可動デイスク、11……ベル
ト、58……ブロツク(比例制御手段、流量制御
値補正手段)。
装置の作動を説明するフローチヤートである。第
2図は、機関の回転速度軸および出力トルク軸の
二次元座標において等馬力線および等燃費率線を
示す図である。第3図は、本発明の一実施例を備
えた車両用動力伝達装置の構成を示すブロツク線
図である。第4図はスロツトルアクチユエータ用
増幅器の入出力特性を示す図、第5図はスロツト
ルアクチユエータの入力とスロツトル開度との関
係を示す図である。第6図は流量制御弁用増幅器
の入出力特性を示す図、第7図は流量制御弁の入
力とCVTの速度比との関係を示す図である。第
8図はライン圧調圧弁用増幅器の入出力特性を示
す図、第9図はライン圧調圧弁の入出力特性を示
す図である。第10図および第11図は、第3図
の実施例における電子制御装置の機能ブロツク線
図、および作動を示すフローチヤートである。第
12図は、従来のライン圧低下現象を説明するタ
イムチヤートである。第13図は、従来の装置に
おける速度比変化速度とライン圧との関係を示す
図である。 4……CVT(無段変速機)、5……入力軸、6
……出力軸、7……入力側固定デイスク、8……
入力側可動デイスク、9……出力側固定デイス
ク、10……出力側可動デイスク、11……ベル
ト、58……ブロツク(比例制御手段、流量制御
値補正手段)。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 1 入力軸および出力軸に設けられた入力側デイ
スクおよび出力側デイスクと、それに入力側デイ
スクおよび出力側デイスクに巻き掛けられたベル
トとを備えたベルト式無段変速機において、 ライン圧調圧弁により所定のライン圧に調圧さ
れた作動油が前記入力側デイスクおよび出力側デ
イスクの有効径を変更する一対の油圧サーボ内の
うちの一方へ流入する流入流量を調節することに
より前記ベルト式無段変速機の速度比変化速度を
制御する流量制御弁と、制御目標値と実際値との
偏差に比例した変速比変化速度が得られるように
該流量制御弁を駆動するための流量制御値を決定
する比例制御手段とを備えたベルト式無段変速機
の油圧制御装置であつて、 前記ライン圧の変動に拘わらず前記流量制御値
に対応した流量が得られるように予め記憶された
関係から、前記ライン圧の実際値に基づいて、流
量制御値を補正する流量制御値補正手段を含むこ
とを特徴とするベルト式無段変速機の油圧制御装
置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP7146782A JPS58191358A (ja) | 1982-04-30 | 1982-04-30 | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP7146782A JPS58191358A (ja) | 1982-04-30 | 1982-04-30 | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
Related Child Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP11248189A Division JPH0276966A (ja) | 1989-05-01 | 1989-05-01 | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS58191358A JPS58191358A (ja) | 1983-11-08 |
JPH0413574B2 true JPH0413574B2 (ja) | 1992-03-10 |
Family
ID=13461425
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP7146782A Granted JPS58191358A (ja) | 1982-04-30 | 1982-04-30 | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS58191358A (ja) |
Families Citing this family (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS60241561A (ja) * | 1984-05-14 | 1985-11-30 | Nissan Motor Co Ltd | 無段変速機の制御装置 |
JPS61130655A (ja) * | 1984-11-30 | 1986-06-18 | Toyota Motor Corp | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
JPH04254223A (ja) * | 1991-02-04 | 1992-09-09 | Toyota Motor Corp | 希薄燃焼内燃機関を備えた車両用ベルト式無段変速機の制御装置 |
-
1982
- 1982-04-30 JP JP7146782A patent/JPS58191358A/ja active Granted
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPS58191358A (ja) | 1983-11-08 |
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